JP2000046129A - Automatic transmission for vehicle - Google Patents

Automatic transmission for vehicle

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JP2000046129A
JP2000046129A JP10228627A JP22862798A JP2000046129A JP 2000046129 A JP2000046129 A JP 2000046129A JP 10228627 A JP10228627 A JP 10228627A JP 22862798 A JP22862798 A JP 22862798A JP 2000046129 A JP2000046129 A JP 2000046129A
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一雅 塚本
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正宏 早渕
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悟 糟谷
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To miniaturize a diameter in axial direction dimension and a transmission end part external diameter while ensuring a large differential ring gear diameter relating to an inter-shaft distance between a main shaft of a gear train attaining 6-speed shift a differential shaft, in an automatic transmission for a vehicle of three-shaft constitution. SOLUTION: This automatic transmission for a vehicle is provided with a planetary gear get G having four transmission elements S2, S3, C2 (C3), R3 (R2) on a main shaft X, speed reduction planetary gear G1, counter drive gear 19, two brakes B-1, B-2, and three clutches C-1, C-2, C-3, and a differential ring gear 31 is provided on a differential shaft Z. For relatively enlarging a differential ring gear diameter between the main/differential shafts X, Z, the clutch C-2 capable of lessening an external diameter and the brake B-2 of band brake constitution capable of thinning a thickness in a diametric direction are superposed in a diametric direction, so as to prevent interference even circumscribing in an axial direction position similar to the differential ring gear 31.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、車両に搭載される
横置式の自動変速機に関し、特に、そのギヤトレインに
おける各変速機構成要素の配置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a horizontal automatic transmission mounted on a vehicle, and more particularly to an arrangement of each transmission component in a gear train thereof.

【０００２】[0002]

【従来の技術】車両用自動変速機の一形態として、フロ
ントエンジン・フロントドライブ（ＦＦ）車又はリヤエ
ンジン・リヤドライブ（ＲＲ）車用の横置式の自動変速
機がある。こうした形式の自動変速機では、エンジンの
出力軸と同軸の主軸と、これと並行する車軸と同軸のデ
フ軸との間に、カウンタ軸を配した３軸構成が採られ
る。横置式の自動変速機では、車両の左右ホイールの間
にエンジンと自動変速機を直列に並べて搭載する配置と
なるため、自動変速機の軸長が著しく制限されるばかり
でなく、配設スペースの制約や最低地上高の確保のため
に、上記３軸の軸間距離も制約される。そこで、こうし
た自動変速機のギヤトレインは、主として軸長を延ばす
要素となる多数の変速要素をもつプラネタリギヤセット
の使用を避け、また、主として軸間距離を広げる要素と
なるクラッチやブレーキの数を可能な限り少なくした構
成のものとしなければならない。2. Description of the Related Art As one form of an automatic transmission for a vehicle, there is a horizontal automatic transmission for a front engine / front drive (FF) vehicle or a rear engine / rear drive (RR) vehicle. This type of automatic transmission adopts a three-shaft configuration in which a counter shaft is disposed between a main shaft coaxial with the output shaft of the engine and a differential shaft coaxial with the axle parallel to the main shaft. In a horizontal automatic transmission, the engine and the automatic transmission are arranged in series between the left and right wheels of the vehicle, which not only limits the axial length of the automatic transmission significantly, but also reduces the installation space. The distance between the three axes is also restricted in order to restrict or secure the minimum ground clearance. Therefore, the gear train of such automatic transmissions avoids the use of planetary gear sets, which have a large number of transmission elements, which are elements that mainly increase the shaft length, and also allows the number of clutches and brakes, which are elements that mainly increase the distance between shafts The configuration must be as small as possible.

【０００３】他方、ドライバビリティの確保のみなら
ず、省エネルギに不可欠な燃費の向上のために、自動変
速機の多段化の要求があり、こうした要求に応えるに
は、ギヤトレインの変速段数当たりの変速要素数とクラ
ッチやブレーキ数の一層の削減が必要となる。そこで、
最小限の変速要素からなるプラネタリギヤセットを用
い、それを操作する３つのクラッチと２つのブレーキと
で、前進６速・後進１速を達成するギヤトレインが特開
平４−２１９５５３号公報において提案されている。こ
の提案に係るギヤトレインは、エンジン出力回転と、そ
れを減速した回転とを３つのクラッチを用いて適宜変速
機の４つの変速要素からなるプラネタリギヤセットへ２
つの速度の異なる入力として入力させ、２つのブレーキ
で２つの変速要素を係止制御することで多段の６速を達
成するものである。On the other hand, there is a demand for an automatic transmission having multiple stages in order to not only ensure drivability but also to improve fuel efficiency which is indispensable for energy saving. It is necessary to further reduce the number of transmission elements and the number of clutches and brakes. Therefore,
Japanese Patent Application Laid-Open No. 4-219553 proposes a gear train that uses a planetary gear set having a minimum number of shift elements and achieves six forward speeds and one reverse speed by using three clutches and two brakes for operating the planetary gear set. I have. The gear train according to this proposal employs three clutches to convert the engine output rotation and its reduced rotation to a planetary gear set consisting of four transmission elements of a transmission as appropriate.
The two speeds are input as different speeds, and the two shift elements are locked and controlled by the two brakes to achieve the multi-stage six speeds.

【０００４】[0004]

【発明が解決しようとする課題】上記のように、この提
案に係るギヤトレイン構成は、変速段数当たりの変速要
素数、必要とするクラッチ及びブレーキの数において非
常に合理的なものであるが、実用面での問題がないわけ
ではない。横置式の自動変速機の場合、車両の幅方向の
中心に対して外側、すなわち主軸上で後端（本明細書を
通じて、動力が入力される側を前として軸上の位置関係
を規定する）側に配置される変速機構成部材と車両側の
メンバーとの干渉を避けるために、変速機全長の短縮と
併せて、特に変速機後端部の小径化必要である。この点
に関して上記構成では、プラネタリギヤセットの軸方向
前側にまとめてクラッチ及びブレーキを配置し、後端部
に主軸からの変速出力をカウンタ軸に伝達するカウンタ
ギヤ列を配したレイアウトを採っているが、こうした配
置では、変速機後端部の小径化は困難である。As described above, the gear train configuration according to this proposal is very reasonable in the number of shift elements per shift speed and the number of clutches and brakes required. This is not without its practical problems. In the case of a laterally mounted automatic transmission, the rear end is located outside the center in the width direction of the vehicle, that is, on the main shaft. In order to avoid interference between the transmission components disposed on the vehicle side and members on the vehicle side, it is necessary to reduce the overall length of the transmission and, in particular, to reduce the diameter of the rear end of the transmission. In this regard, the above configuration employs a layout in which a clutch and a brake are collectively arranged on the front side in the axial direction of the planetary gear set, and a counter gear train for transmitting the shift output from the main shaft to the counter shaft is arranged at the rear end. In such an arrangement, it is difficult to reduce the diameter of the rear end of the transmission.

【０００５】また、横置式の自動変速機では、車種等に
よって異なる主軸とデフ軸との軸間距離に適宜対応可能
なように、できるだけ大きなギヤ径のデフリングギヤの
配設を可能としておき、車両に応じて軸間距離を詰める
方向で、異なる車種への対応を取ることが通常行われ
る。したがって、この面で、可能な限り大きなデフリン
グギヤを配設可能とし、カウンタ軸とデフ軸との間で大
きな減速比を得られるようにしておき、変速機全体とし
てのギヤ比の選択の自由度を増加させることが望ましい
が、上記のように制限された軸間距離の中では、デフリ
ングギヤのギヤ径を大きくすることは、デフリングギヤ
と主軸側の要素との干渉が問題となってくる。こうした
点からみると、上記提案の構成では、デフリングギヤを
トルクコンバータと変速機構の間の主軸側の要素のない
軸方向位置に配置しており、主軸側の要素との干渉を避
けることができるが、反面、こうした構成では、デフリ
ングギヤを主軸側に入り込ませる分だけ主軸側の軸長が
長くなり、しかもそれに関連してカウンタ軸長も長くな
るため、変速機の質量増加を招くことになる。[0005] Further, in a horizontal automatic transmission, a differential ring gear having a gear diameter as large as possible is provided so as to be able to appropriately cope with an inter-axis distance between a main shaft and a differential shaft which differs depending on a vehicle type or the like. It is common practice to take measures for different vehicle types in a direction to shorten the inter-axis distance according to the vehicle speed. Therefore, in this aspect, the largest possible differential ring gear can be provided, and a large reduction ratio can be obtained between the counter shaft and the differential shaft. However, when the diameter of the differential ring gear is increased within the limited inter-shaft distance as described above, interference between the differential ring gear and elements on the main shaft side becomes a problem. From this point of view, in the configuration of the above proposal, the differential ring gear is arranged at an axial position without any element on the main shaft side between the torque converter and the speed change mechanism, so that interference with the element on the main shaft side can be avoided. On the other hand, however, in such a configuration, the shaft length on the main shaft side is increased by the amount by which the differential ring gear is inserted into the main shaft side, and further, the counter shaft length is also increased accordingly, so that the mass of the transmission is increased. .

【０００６】そこで、こうした問題点を解決するため
に、カウンタドライブギヤを変速機の後端部より前方に
配置し、後端部以外の部位で構成部材をできるだけ径方
向に重ねる等の配置が想起される。しかしながら、単に
構成部材を径方向に重ねた配置にすると、径方向寸法が
増大してしまう。特に、変速機前端部は、デフリングギ
ヤとの干渉が問題となる部位であり、この部位で主軸側
の構成部材の径方向寸法が増大すると、主軸とデフ軸と
の制限された軸間距離の中で、デフリングギヤが小径化
してしまい、十分なデフ比が得られず、変速機全体とし
てのギヤ比の選択の自由度が低下してしまう。Therefore, in order to solve such a problem, it is recalled that the counter drive gear is arranged forward of the rear end of the transmission, and the components are overlapped in a portion other than the rear end in the radial direction as much as possible. Is done. However, simply arranging the components in the radial direction increases the radial dimension. In particular, the front end of the transmission is a site where interference with the differential ring gear becomes a problem, and if the radial dimension of the main shaft-side component increases at this site, the limited distance between the main shaft and the differential shaft is reduced. In such a case, the diameter of the differential ring gear is reduced, so that a sufficient differential ratio cannot be obtained, and the degree of freedom in selecting the gear ratio of the entire transmission decreases.

【０００７】このように、制約された軸間距離の中でデ
フリングギヤの相対的大径化を維持しつつ、多段自動変
速機の軽量・コンパクト化を図り、車両への搭載性を向
上させることは、変速機を構成するギヤ、摩擦要素等の
緻密なレイアウトの工夫なくしては、簡単に解決できな
い問題である。As described above, it is possible to reduce the weight and size of a multi-stage automatic transmission while maintaining the relative large diameter of the differential ring gear within the limited distance between shafts, and to improve the mountability on a vehicle. Is a problem that cannot be easily solved without devising a precise layout of gears, friction elements, and the like that constitute the transmission.

【０００８】本発明は、こうした事情に鑑みなされたも
のであり、軸長の短縮と所要部位の小径化により車両搭
載性を向上させながら、変速機全体としてのギヤ比の選
択の自由度を確保することを可能とする自動変速機のレ
イアウトを提供することを目的とする。The present invention has been made in view of the above circumstances, and secures a degree of freedom in selecting a gear ratio of the entire transmission while improving vehicle mountability by shortening the shaft length and reducing the diameter of a required portion. It is an object of the present invention to provide a layout of an automatic transmission that enables the automatic transmission.

【０００９】[0009]

【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
め、本発明は、主軸と、カウンタ軸と、デフ軸とを備
え、主軸上に、少なくとも４つの変速要素を有するプラ
ネタリギヤセットと、減速プラネタリギヤと、カウンタ
ドライブギヤと、少なくとも２つのブレーキと、３つの
クラッチとが配置され、デフ軸上にデフリングギヤが配
置された車両用自動変速機であって、第１〜第３のクラ
ッチの選択的係合と、第１及び第２のブレーキの必要に
応じた択一的係合とにより、主軸上の入力軸の回転が、
一方で減速プラネタリギヤを介する減速回転としてプラ
ネタリギヤセットの第１の変速要素及び第２の変速要素
に入力され、他方で非減速回転を第３の変速要素に入力
され、必要に応じて１つの変速要素が係止されること
で、第４の変速要素の変速回転となってカウンタドライ
ブギヤに出力されるものにおいて、少なくとも第２のブ
レーキがバンドブレーキで構成され、主軸上の前端側に
第３の変速要素に非減速回転を入力する第２のクラッチ
が、またその外周側に前記バンドブレーキが、互いに軸
方向位置が重なるように配置され、デフ軸上のデフリン
グギヤが、第２のクラッチとバンドブレーキの軸方向位
置と重なる軸方向位置を含むそれより前方に配置された
ことを構成上の主たる特徴とする。SUMMARY OF THE INVENTION To achieve the above object, the present invention provides a planetary gear set having a main shaft, a counter shaft, and a differential shaft, having at least four speed change elements on the main shaft, An automatic transmission for a vehicle in which a planetary gear, a counter drive gear, at least two brakes, and three clutches are arranged, and a differential ring gear is arranged on a differential shaft, wherein selection of first to third clutches is performed. With the manual engagement and the optional selective engagement of the first and second brakes, the rotation of the input shaft on the main shaft is
On the one hand, the deceleration rotation via the deceleration planetary gear is input to the first and second transmission elements of the planetary gear set, and on the other hand, the non-deceleration rotation is input to the third transmission element, and if necessary, one transmission element Is locked, and the fourth rotation of the fourth speed change element is output to the counter drive gear. At least the second brake is constituted by a band brake, and the third brake is provided on the front end side of the main shaft. A second clutch for inputting non-reduced rotation to the speed change element, and the band brake on the outer peripheral side thereof are arranged so that their axial positions overlap with each other, and the differential ring gear on the differential shaft comprises a second clutch and a band. The main configurational feature is that the brake is disposed ahead of and including the axial position overlapping with the axial position of the brake.

【００１０】上記の構成において、カウンタ軸の短縮と
の関連で、前記デフリングギヤは、第２のクラッチとバ
ンドブレーキの軸方向位置と重なる軸方向位置に配置さ
れた構成とするのが有効である。In the above configuration, it is effective that the differential ring gear is disposed at an axial position overlapping with the axial positions of the second clutch and the band brake in relation to shortening of the counter shaft. .

【００１１】そして、カウンタ軸を更に短縮する意味
で、前記カウンタドライブギヤは、主軸上で第２のクラ
ッチとバンドブレーキに隣接する軸方向位置に配置され
た構成とするのが有効である。In order to further shorten the counter shaft, it is effective that the counter drive gear is arranged at an axial position adjacent to the second clutch and the band brake on the main shaft.

【００１２】更に、自動変速機後端部の小径化を図るう
えでは、前記カウンタドライブギヤの一方側に、順次、
プラネタリギヤセット、減速プラネタリギヤ、第１の変
速要素に入力する第１のクラッチの油圧サーボ及び第２
の変速要素に入力する第３のクラッチの油圧サーボが配
置され、プラネタリギヤセットの外周側に、第１のクラ
ッチと第３のクラッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置
された構成を採るのが有効である。Further, in order to reduce the diameter of the rear end portion of the automatic transmission, one side of the counter drive gear is successively provided.
A planetary gear set, a reduction planetary gear, a first clutch hydraulic servo input to a first transmission element, and a second servo
It is effective to adopt a configuration in which a hydraulic servo of a third clutch input to the speed change element is arranged, and friction members of the first clutch and the third clutch are arranged in the axial direction on the outer peripheral side of the planetary gear set. It is.

【００１３】一方、主軸の軸長を短縮するには、前記カ
ウンタドライブギヤの一方側に、順次、プラネタリギヤ
セット、減速プラネタリギヤ及び第１の変速要素に入力
する第１のクラッチの油圧サーボが配置され、プラネタ
リギヤセットの外周側に、第１のクラッチと第３のクラ
ッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置され、第１のクラ
ッチの油圧サーボの外周側に第３のクラッチの油圧サー
ボが配置された構成とするのが有効である。On the other hand, in order to shorten the shaft length of the main shaft, a planetary gear set, a reduction planetary gear, and a hydraulic servo of a first clutch input to the first transmission element are sequentially arranged on one side of the counter drive gear. The friction members of the first clutch and the third clutch are arranged in the axial direction on the outer peripheral side of the planetary gear set, and the hydraulic servo of the third clutch is disposed on the outer peripheral side of the hydraulic servo of the first clutch. It is effective to adopt a configuration.

【００１４】また、油圧サーボのコンパクト化を図るう
えでは、前記第１のクラッチの油圧サーボと第３のクラ
ッチの油圧サーボは、共通のシリンダの内側と外側に嵌
挿されたピストンを備える構成を採るのが有効である。In order to reduce the size of the hydraulic servo, the hydraulic servo of the first clutch and the hydraulic servo of the third clutch are provided with pistons fitted inside and outside a common cylinder. It is effective to take.

【００１５】そして、更なる軸長の短縮を図るには、前
記第１のブレーキはバンドブレーキで構成され、軸方向
に並んで配置された第１のクラッチ及び第３のクラッチ
の摩擦部材の外周側に配置された構成とするのが有効で
ある。In order to further reduce the shaft length, the first brake is constituted by a band brake, and the outer circumferences of the friction members of the first clutch and the third clutch arranged side by side in the axial direction. It is effective to adopt a configuration arranged on the side.

【００１６】また、カウンタドライブギヤの支持に関し
ては、前記カウンタドライブギヤは、自動変速機ケース
に設けられたサポートの軸方向延長部の外周にベアリン
グを介して支持された構成とするのが有利である。Regarding the support of the counter drive gear, it is advantageous that the counter drive gear is supported via a bearing on the outer periphery of an axial extension of a support provided in the automatic transmission case. is there.

【００１７】また、前記第２のブレーキにより係止され
る変速要素の一方向の回転を阻止するワンウェイクラッ
チを備える場合、カウンタドライブギヤは、その内周部
に、軸方向前方に延びる筒状部を有し、該筒状部は、自
動変速機ケースに設けられたサポートの軸方向延長部の
内周側に支持され、ワンウェイクラッチは、サポートの
軸方向延長部の外周側に配置された構成とするのが有効
である。In the case where a one-way clutch for preventing rotation of the speed change element locked by the second brake in one direction is provided, the counter drive gear has a cylindrical portion extending axially forward on an inner peripheral portion thereof. The cylindrical portion is supported on the inner peripheral side of the axial extension of the support provided in the automatic transmission case, and the one-way clutch is disposed on the outer peripheral side of the axial extension of the support. Is effective.

【００１８】[0018]

【発明の作用及び効果】上記請求項１記載の構成では、
必要とされる３つのクラッチのうち、他の２つのクラッ
チに比べて、減速プラネタリギヤを介する減速による増
幅されたトルクが入力されないだけ軸方向寸法を増大さ
せることなく径方向にコンパクトに構成できる第２のク
ラッチの外周に径方向寸法の増大を最小限に抑えうるバ
ンドブレーキを配置することにより、この部位がデフリ
ングギヤと軸方向位置同士でオーバラップする位置関係
とした場合でも、オーバラップによる干渉が問題となる
部位の径方向寸法の増大を抑えることができ、限られた
軸間距離でのデフリングギヤ径の大径化への支障を防ぐ
ことができる。したがって、この構成によれば、自動変
速機構成要素の重合配置により軸方向寸法の短縮を可能
にしながら、デフ比設定の自由度も確保できる。According to the structure of the first aspect,
Of the three required clutches, the second clutch can be configured to be more compact in the radial direction without increasing the axial dimension as much as the amplified torque due to reduction through the reduction planetary gear is not input as compared with the other two clutches. By arranging a band brake on the outer circumference of the clutch that can minimize the increase in the radial dimension, even if this part is in a positional relationship where the differential ring gear and the axial position overlap each other, interference due to overlap will occur. It is possible to suppress an increase in the radial dimension of the part that causes a problem, and to prevent an increase in the diameter of the differential ring gear at a limited distance between the shafts. Therefore, according to this configuration, the degree of freedom in setting the differential ratio can be ensured while shortening the axial dimension by the overlapping arrangement of the automatic transmission components.

【００１９】特に、請求項２記載の構成では、上記オー
バラップによる干渉を避けながらデフリングギヤをギヤ
トレインの中央寄りに配置することになるので、カウン
タドライブギヤとデフリングギヤ双方の軸方向位置の接
近によりカウンタ軸の軸長が短縮される。In particular, according to the configuration of the second aspect, since the differential ring gear is disposed near the center of the gear train while avoiding the interference due to the overlap, the axial positions of both the counter drive gear and the differential ring gear are close to each other. Thus, the length of the counter shaft is reduced.

【００２０】そして、請求項３記載の構成では、カウン
タドライブギヤとデフリングギヤの軸方向位置が最も接
近した配置となるため、それに噛合する歯車を支持する
カウンタ軸の軸長が最短に短縮され、カウンタ軸の質量
の低減により自動変速機の軽量化が可能となる。According to the third aspect of the present invention, since the axial positions of the counter drive gear and the differential ring gear are arranged closest to each other, the axial length of the counter shaft supporting the gear meshing with the counter drive gear and the differential ring gear is shortened to the shortest. The reduction in the mass of the counter shaft allows the automatic transmission to be reduced in weight.

【００２１】また、請求項４記載の構成では、変速機の
前端部及び後端部は、デフリングギヤ及び車両メンバと
の干渉の関係から、径方向寸法の制約があるのに対し
て、それらの間の部位では、こうした制約が比較的制約
が小さいことを利用して、この径方向寸法の制約が小さ
い部位に位置するプラネタリギヤセットの外周側に、減
速トルクが入力されることで大容量が必要とされる第１
のクラッチ及び第２のクラッチの摩擦部材を配置するこ
とにより、それらの大径化によりクラッチ容量を確保す
ることができる。しかも、それにより、両クラッチを作
動させる油圧サーボの受圧面積を小さくすることができ
るため、油圧サーボの径方向寸法を小さくすることがで
き、結果的に後端部の干渉に対して有利な構造となる。
また、大容量となるクラッチの摩擦部材を、プラネタリ
ギヤセットと重合配置することにより、軸方向寸法の短
縮を図ることができる。Further, in the configuration according to the fourth aspect, the front end and the rear end of the transmission are limited in radial dimension due to interference with the differential ring gear and the vehicle member. By taking advantage of the fact that these restrictions are relatively small in the middle part, large capacity is required by inputting the deceleration torque to the outer peripheral side of the planetary gear set located in the part where the restriction on the radial dimension is small. The first to be
By arranging the friction members of the first clutch and the second clutch, it is possible to secure the clutch capacity by increasing the diameters of them. In addition, since the pressure receiving area of the hydraulic servo that operates both clutches can be reduced, the radial dimension of the hydraulic servo can be reduced, and as a result, a structure that is advantageous against interference at the rear end portion is provided. Becomes
Further, by arranging the friction member of the clutch having a large capacity with the planetary gear set, the axial dimension can be reduced.

【００２２】一方、請求項５記載の構成では、上記と同
様の理由で、第１のクラッチ及び第２のクラッチの摩擦
部材の大径化によりクラッチ容量を確保することがで
き、それにより、両クラッチを作動させる油圧サーボの
受圧面積を小さくすることができるため、油圧サーボを
重合構造としても、径方向寸法の増大を抑えることがで
き、軸長の一層の短縮が可能となる。On the other hand, according to the structure of the fifth aspect, for the same reason as described above, it is possible to secure the clutch capacity by increasing the diameter of the friction members of the first clutch and the second clutch. Since the pressure receiving area of the hydraulic servo that operates the clutch can be reduced, even if the hydraulic servo has a superposed structure, the increase in the radial dimension can be suppressed, and the shaft length can be further reduced.

【００２３】そして、請求項６記載の構成では、第１及
び第３のクラッチの油圧サーボ自体のコンパクト化が可
能となるため、変速機全体の一層のコンパクト化が可能
となり、車両への搭載性に対して更に有利となる。According to the configuration of claim 6, since the hydraulic servos of the first and third clutches can be made more compact, the entire transmission can be made more compact, and can be mounted on a vehicle. Is more advantageous for

【００２４】また、請求項７記載の構成では、主軸以外
の他の軸上の部材との干渉の少ない部位に、ブレーキを
更に重合配置することになるため、一層の軸方向寸法の
短縮が可能となり、車両への搭載性の面で更に有利とな
る。In the structure according to the seventh aspect, the brake is further arranged at a portion where interference with members on other shafts other than the main shaft is small, so that the axial dimension can be further reduced. This is more advantageous in terms of mountability on a vehicle.

【００２５】更に、請求項８記載の構成では、カウンタ
ドライブギヤの噛合部がギヤを支持するベアリングの外
周に、すなわち、ベアリングに対してカウンタドライブ
ギヤの噛合部が軸方向にオフセットなしに設けられてい
るので、ベアリングに対して大きなモーメント力が作用
せず、ベアリングをコンパクトな構成にすることができ
る結果、カウンタドライブギヤの小径化が可能となり、
デフリングギヤ部での減速に加え、カウンタギヤ部での
減速が可能となり、ギヤ比の選択の自由度が更に向上す
る。Further, in the configuration described in claim 8, the meshing portion of the counter drive gear is provided on the outer periphery of the bearing that supports the gear, that is, the meshing portion of the counter drive gear is provided without offset in the axial direction with respect to the bearing. As a result, a large moment force does not act on the bearing, and the bearing can be made compact, so that the diameter of the counter drive gear can be reduced,
In addition to the deceleration in the differential ring gear section, the deceleration in the counter gear section becomes possible, and the degree of freedom in selecting the gear ratio is further improved.

【００２６】そして、請求項９記載の構成では、カウン
タドライブギヤの支持構造の外周側に、ワンウェイクラ
ッチを重合配置することにより、その分の軸方向寸法の
短縮が可能となり、車両への搭載性が更に向上する。According to the ninth aspect of the present invention, by arranging the one-way clutch on the outer peripheral side of the support structure of the counter drive gear, the axial dimension can be reduced by that amount, and the mountability to the vehicle can be reduced. Is further improved.

【００２７】[0027]

【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。図１は本発明を具体化した車両用自動
変速機の第１実施形態のギヤトレインを、軸間を共通平
面内に展開してスケルトンで示す。また、図２は上記自
動変速機を端面からみて実際の軸位置関係を示す。この
自動変速機は、互いに並行する主軸Ｘと、カウンタ軸Ｙ
と、デフ軸Ｚとを備える３軸構成とされている。主軸Ｘ
上には、４つの変速要素Ｓ２，Ｓ３，Ｃ２（Ｃ３），Ｒ
２（Ｒ３）を有するプラネタリギヤセットＧと、減速プ
ラネタリギヤＧ１と、カウンタドライブギヤ１９と、２
つのブレーキＢ−１，Ｂ−２と、３つのクラッチＣ−
１，Ｃ−２，Ｃ−３とが配置され、デフ軸Ｚ上には、デ
フリングギヤ３１が配置されている。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 shows a gear train according to a first embodiment of a vehicular automatic transmission embodying the present invention, which is developed by a skeleton with a shaft-to-shaft developed in a common plane. FIG. 2 shows an actual axial positional relationship of the automatic transmission as viewed from an end face. This automatic transmission has a main shaft X and a counter shaft Y parallel to each other.
And a differential axis Z. Spindle X
Above are four transmission elements S2, S3, C2 (C3), R
2 (R3), a planetary gear set G, a reduction planetary gear G1, a counter drive gear 19,
Brakes B-1, B-2 and three clutches C-
1, C-2 and C-3 are arranged, and a differential ring gear 31 is arranged on the differential shaft Z.

【００２８】この自動変速機では、第１〜第３のクラッ
チＣ−１，Ｃ−２，Ｃ−３の選択的係合と、必要に応じ
た第１及び第２のブレーキＢ−１，Ｂ−２の択一的係合
とにより、主軸Ｘ上の入力軸１１の回転が、一方で減速
プラネタリギヤＧ１を介する減速回転として第１の変速
要素Ｓ３及び第２の変速要素Ｓ２に入力され、他方で非
減速回転が第３の変速要素Ｃ２（Ｃ３）に入力され、必
要に応じて１つの変速要素Ｓ２又は変速要素Ｃ２（Ｃ
３）が係止されることで、第４の変速要素Ｒ２（Ｒ３）
の変速回転となってカウンタドライブギヤ１９に出力さ
れる動力伝達経路が各変速段に応じて形成される。な
お、図に示すギヤトレインでは、ブレーキＢ−２に並列
させてワンウェイクラッチＦ−１を配しているが、これ
は、後に詳記する１→２変速時のブレーキＢ−２とブレ
ーキＢ−１の掴み替えのための複雑な油圧制御を避け、
ブレーキＢ−２の解放制御を単純化すべく、ブレーキＢ
−２の係合に伴って自ずと係合力を解放するワンウェイ
クラッチＦ−１を用いたものであり、ブレーキＢ−２と
同等のものである。In this automatic transmission, the first to third clutches C-1, C-2, C-3 are selectively engaged, and the first and second brakes B-1, B, B as required. Due to the alternative engagement of -2, the rotation of the input shaft 11 on the main shaft X is input to the first transmission element S3 and the second transmission element S2 as deceleration rotation via the deceleration planetary gear G1, and on the other hand , The non-decelerated rotation is input to the third shift element C2 (C3), and one shift element S2 or shift element C2 (C3
By locking 3), the fourth speed change element R2 (R3)
A power transmission path which is output to the counter drive gear 19 as a result of the variable speed rotation is formed in accordance with each shift speed. In the gear train shown in the figure, a one-way clutch F-1 is arranged in parallel with the brake B-2. This is because a one-way clutch F-2 and a brake B- Avoid complicated hydraulic control for re-gripping 1
To simplify the release control of brake B-2, brake B
The one-way clutch F-1 which releases the engaging force by itself with the engagement of -2 is used, and is equivalent to the brake B-2.

【００２９】本発明の特徴に従い、少なくとも第２のブ
レーキＢ−２がバンドブレーキで構成され、変速機構の
前端側に第３の変速要素Ｃ２（Ｃ３）に入力軸１１の回
転を非減速のまま直接入力する第２のクラッチＣ−２
が、そしてその外周側にバンドブレーキＢ−２が、互い
に軸方向位置が重なるように配置され、デフリングギヤ
３１が第２のクラッチＣ−２とバンドブレーキＢ−２の
軸方向位置と重なる軸方向位置を含むそれより前方に配
置されている。According to the feature of the present invention, at least the second brake B-2 is constituted by a band brake, and the rotation of the input shaft 11 is not decelerated by the third transmission element C2 (C3) at the front end side of the transmission mechanism. Second clutch C-2 for direct input
A band brake B-2 is disposed on the outer peripheral side of the band brake B-2 so that the axial positions thereof overlap each other, and the differential ring gear 31 overlaps the axial position of the second clutch C-2 and the band brake B-2 in the axial direction. It is arranged ahead of it including the position.

【００３０】以下、この実施形態のギヤトレインを更に
詳細に説明する。主軸Ｘ上には、図示しないエンジンの
回転を入力軸１１に伝達するロックアップクラッチ付の
トルクコンバータ４が配置されている。カウンタ軸Ｙ上
には、カンタギヤ２が配置されている。カンタギヤ２
は、カウンタ軸２０に固定され、カウンタドライブギヤ
１９に噛合する大径のカンタドリブンギヤ２１と、同じ
くカウンタ軸２０に固定され、デフリングギヤ３１に噛
合する小径のデフドライブピニオンギヤ２２とが配設さ
れており、これらにより主軸Ｘ側からの出力を減速する
とともに、反転させてディファレンシャル装置３に伝達
する機能を果たす。デフ軸Ｚ上には、ディファレンシャ
ル装置３が配設されている。ディファレンシャル装置３
は、デフリングギヤ３１に固定してデフケース３２が設
けられ、その中に配置された差動歯車の差動回転が左右
軸３０に出力され、最終的なホイール駆動力とされる。Hereinafter, the gear train of this embodiment will be described in more detail. A torque converter 4 with a lock-up clutch for transmitting the rotation of an engine (not shown) to the input shaft 11 is arranged on the main shaft X. A counter gear 2 is arranged on the counter shaft Y. Canter gear 2
Is provided with a large diameter cantilever driven gear 21 fixed to the counter shaft 20 and meshing with the counter drive gear 19, and a small diameter differential drive pinion gear 22 similarly fixed to the counter shaft 20 and meshing with the differential ring gear 31. These functions reduce the output from the main shaft X side, and reversely transmit the output to the differential device 3. A differential device 3 is provided on the differential shaft Z. Differential device 3
The differential case 32 is fixed to the differential ring gear 31, and the differential rotation of the differential gear disposed therein is output to the left and right shafts 30 to be the final wheel driving force.

【００３１】プラネタリギヤセットＧは、大小径の異な
る一対のサンギヤＳ２，Ｓ３と、互いに噛合して一方が
大径のサンギヤＳ２に噛合するとともにリングギヤＲ２
（Ｒ３）に噛合し、他方が小径のサンギヤＳ３に噛合す
る一対のピニオンギヤＰ２，Ｐ３を支持するキャリアＣ
２（Ｃ３）からなるラビニヨ式のギヤセットで構成され
ている。そして、この形態では、小径のサンギヤＳ３が
第１の変速要素、大径のサンギヤＳ２が第２の変速要
素、キャリアＣ２（Ｃ３）が第３の変速要素とされ、リ
ングギヤＲ２（Ｒ３）が第４の変速要素とされている。The planetary gear set G is meshed with a pair of large and small sun gears S2 and S3, one of which meshes with the large diameter sun gear S2 and the ring gear R2.
(R3) and a carrier C supporting a pair of pinion gears P2 and P3, the other of which meshes with the small-diameter sun gear S3.
2 (C3). In this embodiment, the small-diameter sun gear S3 is a first transmission element, the large-diameter sun gear S2 is a second transmission element, the carrier C2 (C3) is a third transmission element, and the ring gear R2 (R3) is a third transmission element. 4 speed change element.

【００３２】減速プラネタリギヤＧ１は、そのサンギヤ
Ｓ１を変速機ケース１０に固定され、リングギヤＲ１を
入力軸１１に連結され、キャリアＣ１を第１のクラッチ
Ｃ−１及び第３のクラッチＣ−３を介してプラネタリギ
ヤセットＧに連結されている。プラネタリギヤセットＧ
の第１の変速要素すなわち小径のサンギヤＳ３は、第１
のクラッチＣ−１に連結され、第２の変速要素すなわち
大径のサンギヤＳ２は、第３のクラッチＣ−３に連結さ
れるとともに、バンドブレーキで構成される第１のブレ
ーキＢ−１により自動変速機ケース１０に係止可能とさ
れている。また、第３の変速要素であるキャリアＣ２
（Ｃ３）は、第２のクラッチＣ−２を介して入力軸１１
に連結され、かつ、バンドブレーキで構成される第２の
ブレーキＢ−２により変速機ケース１０に係止可能とさ
れるとともに、ワンウェイクラッチＦ−１により変速機
ケース１０に一方向回転係止可能とされている。そし
て、第４の変速要素すなわちリングギヤＲ２（Ｒ３）が
カウンタドライブギヤ１９に連結されている。In the reduction planetary gear G1, the sun gear S1 is fixed to the transmission case 10, the ring gear R1 is connected to the input shaft 11, and the carrier C1 is connected via the first clutch C-1 and the third clutch C-3. To the planetary gear set G. Planetary gear set G
Of the first transmission element, that is, the small-diameter sun gear S3,
And the second transmission element, that is, the large-diameter sun gear S2, is connected to the third clutch C-3 and is automatically controlled by the first brake B-1 composed of a band brake. The transmission case 10 can be locked. In addition, the carrier C2 which is the third speed change element
(C3) is the input shaft 11 via the second clutch C-2.
And can be locked to the transmission case 10 by a second brake B-2 constituted by a band brake, and can be unidirectionally locked to the transmission case 10 by a one-way clutch F-1. It has been. The fourth speed change element, that is, the ring gear R2 (R3) is connected to the counter drive gear 19.

【００３３】こうした構成からなる自動変速機は、図示
しない電子制御装置と油圧制御装置とによる制御で、運
転者により選択されたレンジに応じた変速段の範囲で車
両負荷と車速に基づき、変速を行う。図３は各クラッチ
及びブレーキの係合及び解放（○印で係合、無印で解放
を表す）で達成される変速段を図表化して示す。また、
図４は各クラッチ及びブレーキの係合（●印でそれらの
係合を表す）により達成される変速段と、そのときの各
変速要素の回転数比との関係を速度線図で示す。The automatic transmission having the above-described configuration shifts gears based on the vehicle load and the vehicle speed in a speed range corresponding to the range selected by the driver under the control of an electronic control unit and a hydraulic control unit (not shown). Do. FIG. 3 graphically illustrates the shift speeds achieved by engaging and disengaging the clutches and brakes (showing engagement with a circle and disengagement without a mark). Also,
FIG. 4 is a speed diagram showing the relationship between the shift speed achieved by the engagement of each clutch and brake (the engagement is indicated by a mark) and the rotational speed ratio of each shift element at that time.

【００３４】両図を併せ参照してわかるように、第１速
（１ＳＴ）は、クラッチＣ−1 とブレーキＢ−２の係合
（本形態において、作動表を参照してわかるように、こ
のブレーキＢ−２の係合に代えてワンウェイクラッチＦ
−１の自動係合が用いられているが、この係合を用いて
いる理由及びこの係合がブレーキＢ−２の係合に相当す
る理由については後に詳述する。）により達成される。
この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経
て減速された回転がクラッチＣ−１経由で小径サンギヤ
Ｓ３に入力され、ワンウェイクラッチＦ−１の係合によ
り係止されたキャリアＣ３に反力を取って、リングギヤ
Ｒ３の最大減速比の減速回転がカウンタドライブギヤ１
９に出力される。As can be seen with reference to both figures, the first speed (1ST) corresponds to the engagement of the clutch C-1 and the brake B-2 (in this embodiment, as shown in the operation table, One-way clutch F instead of engagement of brake B-2
The automatic engagement of -1 is used. The reason for using this engagement and the reason why this engagement corresponds to the engagement of the brake B-2 will be described later in detail. ).
In this case, the rotation reduced from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the clutch C-1, and a reaction force is applied to the carrier C3 locked by the engagement of the one-way clutch F-1. The reduction rotation of the ring gear R3 at the maximum reduction ratio is the counter drive gear 1
9 is output.

【００３５】次に、第２速（２ＮＤ）は、クラッチＣ−
1 とブレーキＢ−１の係合により達成される。この場
合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速
された回転がクラッチＣ−１経由で小径サンギヤＳ３に
入力され、ブレーキＢ−１の係合により係止された大径
サンギヤＳ２に反力を取って、リングギヤＲ２（Ｒ３）
の減速回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
このときの減速比は、図４にみるように、第１速（１Ｓ
Ｔ）より小さくなる。Next, in the second speed (2ND), the clutch C-
This is achieved by the engagement of 1 with the brake B-1. In this case, the rotation reduced from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the clutch C-1, and the reaction force is applied to the large-diameter sun gear S2 locked by the engagement of the brake B-1. Take ring gear R2 (R3)
Is output to the counter drive gear 19.
As shown in FIG. 4, the reduction ratio at this time is the first speed (1S
T).

【００３６】また、第３速（３ＲＤ）は、クラッチＣ−
１とクラッチＣ−３の同時係合により達成される。この
場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減
速された回転がクラッチＣ−１とクラッチＣ−３経由で
同時に大径サンギヤＳ２と小径サンギヤＳ３に入力さ
れ、プラネタリギヤセットＧが直結状態となるため、両
サンギヤへの入力回転と同じリングギヤＲ２（Ｒ３）の
回転が、入力軸１１の回転に対しては減速された回転と
して、カウンタドライブギヤ１９に出力される。In the third speed (3RD), the clutch C-
1 and the clutch C-3 at the same time. In this case, the rotation reduced from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is simultaneously input to the large-diameter sun gear S2 and the small-diameter sun gear S3 via the clutch C-1 and the clutch C-3, so that the planetary gear set G is directly connected. The rotation of the ring gear R2 (R3), which is the same as the input rotation of both sun gears, is output to the counter drive gear 19 as a rotation that is reduced with respect to the rotation of the input shaft 11.

【００３７】更に、第４速（４ＴＨ）は、クラッチＣ−
１とクラッチＣ−２の同時係合により達成される。この
場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を
経て減速された回転がクラッチＣ−１経由でサンギヤＳ
３に入力され、他方で入力軸１１からクラッチクラッチ
Ｃ−２経由で入力された非減速回転がキャリアＣ３に入
力され、２つの入力回転の中間の回転が、入力軸１１の
回転に対しては僅かに減速されたリングギヤＲ３の回転
としてカウンタドライブギヤ１９に出力される。Further, in the fourth speed (4TH), the clutch C-
1 and the clutch C-2 at the same time. In this case, on the other hand, the rotation reduced from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is transmitted to the sun gear S via the clutch C-1.
3, the non-decelerated rotation input from the input shaft 11 via the clutch C-2 is input to the carrier C3, and a rotation intermediate between the two input rotations is The rotation is output to the counter drive gear 19 as the slightly reduced rotation of the ring gear R3.

【００３８】次に、第５速（５ＴＨ）は、クラッチＣ−
２とクラッチＣ−３の同時係合により達成される。この
場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を
経て減速された回転がクラッチＣ−３経由でサンギヤＳ
２に入力され、他方で入力軸１１からクラッチクラッチ
Ｃ−２経由で入力された非減速回転がキャリアＣ２に入
力され、リングギヤＲ２の入力軸１１の回転より僅かに
増速された回転がカウンタドライブギヤ１９に出力され
る。Next, in the fifth speed (5TH), the clutch C-
2 and the clutch C-3 at the same time. In this case, on the other hand, the rotation reduced from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is transmitted to the sun gear S via the clutch C-3.
2, the non-decelerated rotation input from the input shaft 11 via the clutch C-2 is input to the carrier C2, and the rotation slightly higher than the rotation of the input shaft 11 of the ring gear R2 is used as the counter drive. Output to the gear 19.

【００３９】そして、第６速（６ＴＨ）は、クラッチＣ
−２とブレーキＢ−１の係合により達成される。この場
合、入力軸１１からクラッチクラッチＣ−２経由で非減
速回転がキャリアＣ２にのみ入力され、ブレーキＢ−１
の係合により係止されたサンギヤＳ２に反力を取るリン
グギヤＲ２の更に増速された回転がカウンタドライブギ
ヤ１９に出力される。In the sixth speed (6TH), the clutch C
-2 and brake B-1. In this case, the non-decelerated rotation is input only from the input shaft 11 to the carrier C2 via the clutch C-2, and the brake B-1
The further increased rotation of the ring gear R2 that takes a reaction force on the sun gear S2 locked by the engagement of is output to the counter drive gear 19.

【００４０】なお、後進（ＲＥＶ）は、クラッチＣ−３
とブレーキＢ−２の係合により達成される。この場合、
入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速され
た回転がクラッチＣ−３経由でサンギヤＳ２に入力さ
れ、ブレーキＢ−２の係合により係止されたキャリアＣ
２に反力を取るリングギヤＲ２の逆転がカウンタドライ
ブギヤ１９に出力される。The reverse (REV) is applied to the clutch C-3.
And the brake B-2. in this case,
The rotation reduced from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the sun gear S2 via the clutch C-3, and the carrier C locked by the engagement of the brake B-2.
2 is output to the counter drive gear 19.

【００４１】ここで、先に触れたワンウェイクラッチＦ
−１とブレーキＢ−２との関係について説明する。上記
の第１速と第２速時の両ブレーキＢ−１，Ｂ−２の係合
・解放関係にみるように、これら両ブレーキは、両変速
段間でのアップダウンシフト時に、一方の解放と同時に
他方の係合が行われる、いわゆる掴み替えされる摩擦要
素となる。こうした摩擦要素の掴み替えは、それらを操
作する油圧サーボの係合圧と解放圧の精密な同時制御を
必要とし、こうした制御を行うには、そのためのコント
ロールバルブの付加や油圧回路の複雑化等を招くことと
なる。そこで、本形態では、第１速と第２速とで、キャ
リアＣ２（Ｃ３）にかかる反力トルクが逆転するのを利
用して、ワンウェイクラッチＦ−１の係合方向を第１速
時の反力トルク支持方向に合わせた設定とすることで、
ワンウェイクラッチＦ−１に実質上ブレーキＢ−２の係
合と同等の機能を発揮させて、第１速時のブレーキＢ−
２の係合に代えて（ただし、ホイール駆動の車両コース
ト状態ではキャリアＣ２（Ｃ３）にかかる反力トルクの
方向がエンジン駆動の状態に対して逆転するので、エン
ジンブレーキ効果を得るためには、図３に括弧付きの○
印で示すようにブレーキＢ−２の係合を必要とする）、
キャリアＣ２（Ｃ３）の係止を行っているわけである。
したがって、変速段を達成する上では、ワンウェイクラ
ッチを設けることなく、ブレーキＢ−２の係合により第
１速を達成する構成を採ることもできる。Here, the one-way clutch F mentioned earlier
The relationship between -1 and the brake B-2 will be described. As can be seen from the engagement / disengagement relationship between the two brakes B-1 and B-2 at the first speed and the second speed, these two brakes release one of them during the up-down shift between the two shift speeds. At the same time, the other engagement is performed, that is, a so-called gripped friction element. Such gripping of frictional elements requires precise simultaneous control of the engagement pressure and release pressure of the hydraulic servos that operate them, and such control requires the addition of control valves and complicated hydraulic circuits. Will be invited. Therefore, in the present embodiment, the engagement direction of the one-way clutch F-1 is changed to the first speed by utilizing the fact that the reaction torque applied to the carrier C2 (C3) is reversed between the first speed and the second speed. By setting according to the reaction torque supporting direction,
By causing the one-way clutch F-1 to exhibit substantially the same function as the engagement of the brake B-2, the brake B-
2 (in the vehicle coast state of the wheel drive, the direction of the reaction torque applied to the carrier C2 (C3) is reversed with respect to the state of the engine drive. Therefore, in order to obtain the engine braking effect, ○ in parentheses in Figure 3
Requires the engagement of brake B-2, as indicated by the mark),
That is, the carrier C2 (C3) is locked.
Therefore, in order to achieve the shift speed, a configuration in which the first speed is achieved by engaging the brake B-2 without providing a one-way clutch may be adopted.

【００４２】このようにして達成される各変速段は、図
４の速度線図上で、リングギヤＲ２，Ｒ３の速度比を示
す○印の上下方向の間隔を参照して定性的にわかるよう
に、各変速段に対して比較的等間隔の良好な速度ステッ
プとなる。この関係を具体的に数値を設定して、定量的
に表すと、図３に示すギヤ比となる。この場合のギヤ比
は、減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１とリングギ
ヤＲ１の歯数比λ１＝４４／７８、プラネタリギヤセッ
トＧの大径サンギヤ側のサンギヤＳ２とリングギヤＲ２
（Ｒ３）の歯数比λ２＝３６／７８、小径サンギヤ側の
サンギヤＳ３とリングギヤＲ３の歯数比λ３＝３０／７
８に設定すると、入出力ギヤ比は、 第１速（１ＳＴ）：（１＋λ１）／λ３＝４．０６７ 第２速（２ＮＤ）：（１＋λ１）（λ２＋λ３）／λ３
（１＋λ２）＝２．３５４ 第３速（３ＲＤ）：１＋λ１＝１．５６４ 第４速（４ＴＨ）：（１＋λ１）／（１＋λ１−λ１・
λ３）＝１．１６１ 第５速（５ＴＨ）：（１＋λ１）／（１＋λ１＋λ１・
λ２）＝０．８５７ 第６速（６ＴＨ）：１／（１＋λ２）＝０．６８４ 後進（ＲＥＶ）：−（１＋λ１）／λ２＝３．３８９ となる。そして、これらギヤ比間のステップは、 第１・２速間：１．７３ 第２・３速間：１．５１ 第３・４速間：１．３５ 第４・５速間：１．３５ 第５・６速間：１．２５ となる。Each of the speed stages achieved in this way can be qualitatively understood on the speed diagram of FIG. 4 by referring to the vertical interval between the circles indicating the speed ratio of the ring gears R2 and R3. Thus, good speed steps with relatively equal intervals for each shift speed are obtained. When this relationship is specifically set to numerical values and quantitatively expressed, the gear ratio shown in FIG. 3 is obtained. The gear ratio in this case is such that the gear ratio λ1 = 44/78 between the sun gear S1 of the reduction planetary gear G1 and the ring gear R1, the sun gear S2 and the ring gear R2 on the large diameter sun gear side of the planetary gear set G.
(R3) tooth ratio λ2 = 36/78, tooth ratio λ3 = 30/7 between sun gear S3 and ring gear R3 on the small diameter sun gear side
When the gear ratio is set to 8, the first gear (1ST): (1 + λ1) /λ3=4.067 The second gear (2ND): (1 + λ1) (λ2 + λ3) / λ3
(1 + λ2) = 2.354 Third speed (3RD): 1 + λ1 = 1.564 Fourth speed (4TH): (1 + λ1) / (1 + λ1-λ1 ·
λ3) = 1.161 Fifth speed (5TH): (1 + λ1) / (1 + λ1 + λ1 ·
λ2) = 0.857 Sixth speed (6TH): 1 / (1 + λ2) = 0.684 Reverse (REV): − (1 + λ1) /λ2=3.389. The steps between these gear ratios are as follows: 1st and 2nd speed: 1.73 2nd and 3rd speed: 1.51 3rd and 4th speed: 1.35 4th and 5th speed: 1.35 Between the 5th and 6th speeds: 1.25.

【００４３】次に、図５は自動変速機の構成を更に具体
化した模式的断面で示す。先にスケルトンを参照して説
明した各構成要素については、同じ参照符号を付して説
明に代えるが、スケルトンから参照し得ない細部につい
て、ここで説明する。なお、本明細書を通じて、各クラ
ッチ及びブレーキという用語は、摩擦部材と油圧サーボ
を総称するものとする。したがって、第１のクラッチＣ
−１は摩擦部材６３と油圧サーボ６で、同様に第２のク
ラッチＣ−２は摩擦部材５５と油圧サーボ５で、第３の
クラッチＣ−３は摩擦部材７３と油圧サーボ７で構成さ
れている。また、バンドブレーキＢ−１，Ｂ−２は、そ
れぞれバンド８０，９０と図示しない油圧サーボで構成
されている。Next, FIG. 5 is a schematic cross-sectional view showing a more specific structure of the automatic transmission. The components described above with reference to the skeleton will be denoted by the same reference numerals and will not be described, but details that cannot be referenced from the skeleton will be described here. Note that throughout this specification, the terms clutch and brake generally refer to a friction member and a hydraulic servo. Therefore, the first clutch C
-1 is the friction member 63 and the hydraulic servo 6, the second clutch C-2 is composed of the friction member 55 and the hydraulic servo 5, and the third clutch C-3 is composed of the friction member 73 and the hydraulic servo 7. I have. The band brakes B-1 and B-2 are respectively composed of bands 80 and 90 and a hydraulic servo (not shown).

【００４４】まず、第３の変速要素Ｃ２（Ｃ３）に入力
軸１１の回転を直接入力するクラッチＣ−２は、前記の
説明から明らかなように、前進１速（１ＳＴ）〜３速
（３ＲＤ）及び後進（ＲＥＶ）時に係合されないクラッ
チである。そのため、このクラッチＣ−２は、車両停止
時のようなトルクコンバータ４からのエンジントルクを
増幅したストールトルクを受けることはなく、また、図
４の速度線図を参照して、他の２つのクラッチＣ−１，
Ｃ−３との対比でわかるように、減速による増幅トルク
を負担することはない。したがって、このクラッチＣ−
２は、他のクラッチに比してトルク容量（この容量は、
クラッチ径と摩擦部材の摩擦材の枚数により決まる）の
小さなクラッチで足りる。そこで、このクラッチ径が小
さいことを利用して、同様に径方向厚みを取らないバン
ドブレーキ構成のブレーキＢ−２を外周側に重合させる
ことで、ブレーキＢ−２配設分の軸方向寸法を削減して
いるのである。First, as apparent from the above description, the clutch C-2 which directly inputs the rotation of the input shaft 11 to the third speed change element C2 (C3) has the first forward speed (1ST) to the third forward speed (3RD). ) And the clutch is not engaged during reverse (REV). Therefore, this clutch C-2 does not receive a stall torque obtained by amplifying the engine torque from the torque converter 4 when the vehicle is stopped, and referring to the speed diagram of FIG. Clutch C-1,
As can be seen from comparison with C-3, there is no burden of the amplification torque due to the deceleration. Therefore, the clutch C-
2 has a torque capacity (this capacity is
A clutch having a small diameter (determined by the diameter of the clutch and the number of friction members of the friction member) is sufficient. Therefore, by utilizing the small diameter of the clutch, the brake B-2 of the band brake configuration, which does not take the thickness in the radial direction, is also overlapped on the outer peripheral side, so that the axial dimension corresponding to the arrangement of the brake B-2 is reduced. It is reducing.

【００４５】更に、図６は自動変速機前端部分の構成を
実際の断面で示すもので、図に示すように、カウンタド
ライブギヤ１９は、主軸Ｘ上で第２のクラッチＣ−２と
バンドブレーキＢ−２に隣接する軸方向位置に配置され
ている。この配置関係から、デフリングギヤ３１とカウ
ンタドライブギヤ１９は軸方向位置上で極めて接近した
外接位置に置かれることになり、両ギヤ３１，１９に噛
合するカウンタドリブンギヤ２１とデフドライブピニオ
ンギヤ２２もカンタ軸Ｙ上で極めて接近した位置関係と
なるため、それらを支持するカウンタ軸２０は極めて軸
長の短いものとなり、その質量の削減により変速機重量
の軽量化がなされている。FIG. 6 is a sectional view showing the construction of the front end portion of the automatic transmission in an actual cross section. As shown in the figure, the counter drive gear 19 includes a second clutch C-2 and a band brake on the main shaft X. It is arranged at an axial position adjacent to B-2. Due to this arrangement, the differential ring gear 31 and the counter drive gear 19 are located at an extremely close circumscribed position on the axial position, and the counter driven gear 21 and the differential drive pinion gear 22 meshing with the gears 31 and 19 are also provided on the counter shaft. Since the positional relationship is very close on Y, the counter shaft 20 supporting them has a very short shaft length, and the weight of the transmission is reduced by reducing its mass.

【００４６】また、本実施形態のクラッチＣ−２は、上
記理由から他の２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３に比べて
コンパクトにすることができる関係を利用して、前記の
ようにカウンタドライブギヤ１９の一方側に配置される
ことで、結果的にギヤトレインの端部に位置させ、その
摩擦部材と油圧サーボの間に障害物のない配置とするこ
とができる。そこで、本形態では、図５に示すようにク
ラッチＣ−２を操作する油圧サーボ５を、変速機ケース
１０にシリンダとピストンとを内蔵させた静止シリンダ
型の油圧サーボとされている。詳しくは、シリンダ５０
は、変速機ケース１０のトルクコンバータハウジング側
の隔壁（オイルポンプボディを兼ねる）１０ｃのカバー
１０ｄ側に環状溝として形成されており、その内部に、
同じく環板状のピストン５１が軸方向摺動自在に嵌合さ
れた構成とされている。そして、このピストン５１は、
スラストベアリング５２を介してプレッシャプレート５
３を押圧する構成とされ、入力軸１１に一体化されたフ
ランジ５４との間でクラッチ摩擦部材（ディスクとセパ
レータプレート）５５を挟持して、フランジ５４側のハ
ブからの入力回転をドラム５６を介してキャリアＣ２，
Ｃ３に入力することになる。Further, the clutch C-2 of this embodiment utilizes the relationship that the size of the clutch C-2 can be made smaller than the other two clutches C-1 and C-3 for the above-described reason, and as described above, The arrangement on one side of the drive gear 19 results in the arrangement being at the end of the gear train, so that there is no obstacle between the friction member and the hydraulic servo. Therefore, in this embodiment, as shown in FIG. 5, the hydraulic servo 5 for operating the clutch C-2 is a stationary cylinder type hydraulic servo in which a cylinder and a piston are built in the transmission case 10. Specifically, the cylinder 50
Is formed as an annular groove on the cover 10d side of the partition (also serving as an oil pump body) 10c of the transmission case 10 on the side of the torque converter housing, and
Similarly, a ring-shaped piston 51 is fitted slidably in the axial direction. And this piston 51
Pressure plate 5 through thrust bearing 52
3, a clutch friction member (disk and separator plate) 55 is sandwiched between a flange 54 integrated with the input shaft 11 and an input rotation from the hub on the flange 54 side is applied to the drum 56. Via carrier C2
It will be input to C3.

【００４７】他方、図５に示すように、カウンタドライ
ブギヤ１９の一方側には、順次、プラネタリギヤセット
Ｇ、減速プラネタリギヤＧ１及び第１の変速要素Ｓ３に
入力する第１のクラッチＣ−１の油圧サーボ６が配置さ
れている。そして、プラネタリギヤセットＧの外周側
に、第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３の摩
擦部材６３，７３が軸方向に並べて配置されている。こ
のように、これら摩擦部材をプラネタリギヤセットＧに
対して外径側にオーバラップさせているのは、これらの
クラッチが、エンジントルクを減速して増幅されたトル
クを伝達することと、前記ストールトルク負荷の関係
で、前記クラッチＣ−２より大容量のものであることか
ら、プラネタリギヤセットＧに対して軸方向に並べた場
合の小径化に伴う摩擦部材の摩擦材の枚数の増加による
軸方向寸法の増加を避ける意味合いを持っている。ま
た、この形態では、第１のクラッチＣ−１の油圧サーボ
６の外周側に第３のクラッチＣ−３の油圧サーボ７が配
置されている。On the other hand, as shown in FIG. 5, on one side of the counter drive gear 19, the planetary gear set G, the deceleration planetary gear G1, and the hydraulic pressure of the first clutch C-1 input to the first speed change element S3 are sequentially arranged. Servo 6 is arranged. On the outer peripheral side of the planetary gear set G, the friction members 63 and 73 of the first clutch C-1 and the third clutch C-3 are arranged in the axial direction. As described above, these friction members are overlapped on the outer diameter side with respect to the planetary gear set G because these clutches reduce the engine torque and transmit the amplified torque and the stall torque. Because of the load, the clutch C-2 has a larger capacity than the clutch C-2. Therefore, the axial dimension due to the increase in the number of friction members of the friction member accompanying the reduction in the diameter when arranged in the axial direction with respect to the planetary gear set G. It has implications to avoid the increase. In this embodiment, a hydraulic servo 7 for the third clutch C-3 is arranged on the outer peripheral side of the hydraulic servo 6 for the first clutch C-1.

【００４８】これら第１及び第３のクラッチの油圧サー
ボ６，７は、減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に
連結された共通のシリンダ６０の内側と外側に嵌挿され
たピストン６１，７１を備える構成とされている。詳し
くは、シリンダ６０から延長されてクラッチＣ−１の摩
擦部材６３の外周を支持するドラム６２の内側がピスト
ン６１のシリンダとされ、このドラム６２の外側に被さ
るクラッチＣ−３のピストン７１が、クラッチＣ−１の
ドラム６２とのスプライン係合により共回りするクラッ
チＣ−３のドラム７２とされ、このドラム７２に摩擦部
材７３の外周が支持されている。この配置により、シリ
ンダ６０に入る減速回転は、常時クラッチＣ−１のドラ
ム６２とクラッチＣ−３のドラム７２に伝達される。し
たがって、油圧サーボ６の作動でピストン６１がシリン
ダ６０から押し出されたときに、ドラム６２とピストン
６０との間で摩擦部材６３が挟持されて、減速回転がハ
ブ６４を経てサンギヤＳ３へ伝達される。一方、油圧サ
ーボ７の作動でピストン７１がシリンダ６０に対して押
し戻されたときに、ドラム７２とドラム６２との間で摩
擦部材７３が挟持されて、減速回転がハブ７４を経てサ
ンギヤＳ２へ伝達される。なお、図５において、符号６
５は油圧サーボ６の遠心油圧を相殺するキャンセルプレ
ート、同じく符号７５は油圧サーボ７の遠心油圧を相殺
するキャンセルプレートを示す。そして、特にこの形態
では、両油圧サーボ６，７は同じ軸方向位置で径方向に
オーバラップした配置とされ、軸方向寸法の短縮がなさ
れている。The hydraulic servos 6 and 7 of the first and third clutches have pistons 61 and 71 fitted inside and outside a common cylinder 60 connected to the carrier C1 of the reduction planetary gear G1. Have been. Specifically, the inside of a drum 62 that extends from the cylinder 60 and supports the outer periphery of the friction member 63 of the clutch C-1 is a cylinder of the piston 61, and the piston 71 of the clutch C-3 that covers the outside of the drum 62 is The clutch C-3 is a drum 72 of a clutch C-3 which rotates cooperatively by spline engagement with the drum 62 of the clutch C-1. The outer periphery of the friction member 73 is supported by the drum 72. With this arrangement, the reduced rotation entering the cylinder 60 is constantly transmitted to the drum 62 of the clutch C-1 and the drum 72 of the clutch C-3. Accordingly, when the piston 61 is pushed out of the cylinder 60 by the operation of the hydraulic servo 6, the friction member 63 is sandwiched between the drum 62 and the piston 60, and the reduced rotation is transmitted to the sun gear S3 via the hub 64. . On the other hand, when the piston 71 is pushed back to the cylinder 60 by the operation of the hydraulic servo 7, the friction member 73 is sandwiched between the drum 72 and the drum 62, and the reduced rotation is transmitted to the sun gear S2 via the hub 74. Is done. In addition, in FIG.
Reference numeral 5 denotes a cancel plate for canceling the centrifugal oil pressure of the hydraulic servo 6, and reference numeral 75 denotes a cancel plate for canceling the centrifugal oil pressure of the hydraulic servo 7. In particular, in this embodiment, the two hydraulic servos 6 and 7 are arranged so as to overlap in the radial direction at the same axial position, so that the axial dimension is reduced.

【００４９】また、この形態では、第１のブレーキＢ−
１は、第２のブレーキＢ−２と同様に径方向厚みを取ら
ないバンドブレーキで構成され、軸方向に並んで配置さ
れた第１のクラッチＣ−１及び第３のクラッチＣ−３の
摩擦部材６３，７３の外周側に配置され、ブレーキ配置
分の軸方向寸法の短縮が図られている。In this embodiment, the first brake B-
Reference numeral 1 denotes a band brake which does not take a thickness in the radial direction similarly to the second brake B-2, and friction of the first clutch C-1 and the third clutch C-3 arranged side by side in the axial direction. It is arranged on the outer peripheral side of the members 63 and 73, and the axial dimension is reduced by the amount of the brake arrangement.

【００５０】そして、カウンタドライブギヤ１９の支持
に関しては、カウンタドライブギヤ１９は、自動変速機
ケース１０に設けられたサポート１０ａの軸方向延長部
１０ｂの外周にベアリング１２を介して支持されてい
る。こうした配置と採ることにより、カウンタドライブ
ギヤ１９の噛合部をギヤを支持するベアリング１２の外
周に、ベアリング１２に対してオフセットなしに位置さ
せることができる。その結果、ベアリング１２に対して
大きなモーメント力が作用せず、ベアリング１２をコン
パクトな構成にすることができるため、カウンタドライ
ブギヤ１９の小径化が可能となり、カウンタギヤ部での
減速比を大きく取ることができる。Regarding the support of the counter drive gear 19, the counter drive gear 19 is supported via a bearing 12 on the outer periphery of an axial extension 10 b of a support 10 a provided in the automatic transmission case 10. With this arrangement, the meshing portion of the counter drive gear 19 can be positioned on the outer periphery of the bearing 12 supporting the gear without offset with respect to the bearing 12. As a result, a large moment force does not act on the bearing 12, and the bearing 12 can be made compact. Therefore, the diameter of the counter drive gear 19 can be reduced, and the reduction ratio in the counter gear portion can be increased. be able to.

【００５１】かくして、この実施形態では、小径のクラ
ッチＣ−２の摩擦部材と油圧サーボに対して薄厚のバン
ドブレーキＢ−２を径方向に重ねてデフリングギヤ３１
と同じ軸方向位置に配置することで、主軸Ｘの軸長を短
縮しながら、軸間距離の広げることなくデフリングギヤ
３１のギヤ径の確保を可能とし、これらの軸方向位置に
隣接させてカウンタドライブギヤ１９を配置すること
で、カウンタ軸の軸長を短縮し、両クラッチＣ−１，Ｃ
−３の摩擦部材６３，７３をプラネタリギヤＧの外周側
に並べて配置し、しかもそれらの油圧サーボ６，７を一
部共通化することでコンパクト化しながら、径方向に重
ねて配置することで、主軸Ｘの軸長を短縮して、総合的
に自動変速機の軸方向寸法のコンパクト化と軽量化を達
成している。Thus, in this embodiment, the thin band brake B-2 is superposed in the radial direction on the friction member of the small-diameter clutch C-2 and the hydraulic servo and the differential ring gear 31
By arranging at the same axial position as above, it is possible to secure the gear diameter of the differential ring gear 31 without increasing the distance between the shafts while shortening the axial length of the main shaft X. By arranging the drive gear 19, the shaft length of the counter shaft is reduced, and the two clutches C-1 and C
-3 friction members 63 and 73 are arranged side by side on the outer peripheral side of the planetary gear G, and the hydraulic servos 6 and 7 are partially shared so that they are compact and compact. By shortening the shaft length of X, the size and weight of the automatic transmission in the axial direction can be reduced overall.

【００５２】なお、この形態では、上記のようにカウン
タ軸の軸長を短縮すべくカウンタドライブギヤ１９側に
寄せる意味から、クラッチＣ−２とバンドブレーキＢ−
２と同じ軸方向位置にデフリングギヤ３１を位置させて
いるが、クラッチＣ−２をギヤトレインの前端側に配置
したこの実施形態の構成において、クラッチＣ−２より
前方には、該クラッチより小径のオイルポンプが位置す
るだけなので、パーキング機構の配置等、他の条件を優
先させる場合には、デフリングギヤ３１を更に前方にず
らした配置を採ることもできる。In this embodiment, the clutch C-2 and the band brake B- are used in order to shorten the length of the counter shaft toward the counter drive gear 19 as described above.
2, the differential ring gear 31 is located at the same axial position as that of the second embodiment, but the clutch C-2 is arranged at the front end side of the gear train. In this case, if other conditions such as the arrangement of the parking mechanism are prioritized, the differential ring gear 31 may be further shifted forward.

【００５３】ところで、前記第１実施形態では、第１の
油圧サーボ６に対して第２の油圧サーボ７が外周側に重
なる配置としが、上記の共通のシリンダ６０に対する両
ピストン６１，７１の関係を維持したまま、両油圧サー
ボを軸方向に並べた配置とすることもできる。図７はこ
うした配置を採る第２実施形態を示す。この場合、減速
プラネタリギヤＧ１の軸方向後方に第１の油圧サーボ６
を配置し、その後方に第２の油圧サーボ７を配してい
る。こうし配置は、前記第１実施形態の配置に比して軸
方向寸法は長くなるが、変速機後端部の小径化には有効
であり、図に細線で示すように、車両の構成メンバーＢ
が変速機の後端部と干渉する可能性のある場合に有利な
形態となる。なお、この形態におけるその余の部分につ
いては、前記第１実施形態のものと同様であるので、説
明の冗長と、図面の錯綜を避ける意味で、それらの説明
と図面の符号の付与を省略する（後続の各実施形態につ
いても同様である）。In the first embodiment, the second hydraulic servo 7 is arranged on the outer peripheral side with respect to the first hydraulic servo 6, but the relationship between the two pistons 61 and 71 with respect to the common cylinder 60 is described above. The two hydraulic servos can be arranged in the axial direction while maintaining the above condition. FIG. 7 shows a second embodiment employing such an arrangement. In this case, the first hydraulic servo 6 is disposed axially rearward of the reduction planetary gear G1.
, And a second hydraulic servo 7 is arranged behind the servo. This arrangement has a longer axial dimension than the arrangement of the first embodiment, but is effective in reducing the diameter of the rear end of the transmission. B
This is an advantageous form in the case where there is a possibility of interference with the rear end of the transmission. The remaining portions in this embodiment are the same as those in the first embodiment, and the description and the reference numerals in the drawings are omitted in order to avoid redundant description and complicated drawings. (The same applies to the following embodiments).

【００５４】次に、前記第１及び第２実施形態では、プ
ラネタリギヤセットＧをラビニヨ式としたが、比較的良
好なギヤ比とステップを取りうるギヤセットＧは、これ
に限るものではない。そこで、プラネタリギヤセットＧ
を他の形式のものに変更した実施形態について、次に説
明する。Next, in the first and second embodiments, the planetary gear set G is a Ravigneaux type. However, the gear set G that can take a relatively good gear ratio and steps is not limited to this. Therefore, planetary gear set G
Next, an embodiment in which is changed to another type will be described.

【００５５】図８は第２実施形態に対してプラネタリギ
ヤセットＧの部分だけを一部変更した第３実施形態を示
す。この形態では、プラネタリギヤセットＧは、相互に
噛合する一対のピニオンギヤＰ２，Ｐ２’の一方をサン
ギヤＳ２に噛合させ、他方をリングギヤＲ２に噛合させ
たダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２と、サンギヤ
Ｓ３とピニオンギヤＰ３を支持するキャリアＣ３とリン
グギヤＲ３とからなるシンプルプラネタリギヤＧ３を組
み合わせた構成とされている。こうしたプラネタリギヤ
セットＧの場合、第１のクラッチＣ−１経由の減速入力
がサンギヤＳ２に入力され、第３のクラッチＣ−３経由
の減速入力がキャリアＣ２とサンギヤＳ３に入力され、
第２のクラッチＣ−２経由の入力がキャリアＣ３とリン
グギヤＲ２に入力され、リングギヤＲ３の変速出力がカ
ンタドライブギヤ１９に伝達される連結関係とされる。
そして、この場合の第１のブレーキＢ−１はキャリアＣ
２とサンギヤＳ３を係止するものとされ、第２のブレー
キＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はキャリアＣ３と
リングギヤＲ２を係止するものとされる。こうしたギヤ
トレインの場合、例えば下記の表１に示すようなギヤ比
とステップが得られる。FIG. 8 shows a third embodiment in which only the planetary gear set G is partially changed from the second embodiment. In this embodiment, the planetary gear set G includes a double pinion type planetary gear G2 in which one of a pair of pinion gears P2 and P2 'meshing with each other meshes with a sun gear S2 and the other meshes with a ring gear R2, a sun gear S3 and a pinion gear P3. , And a simple planetary gear G3 composed of a ring gear R3. In the case of such a planetary gear set G, a deceleration input via the first clutch C-1 is input to the sun gear S2, and a deceleration input via the third clutch C-3 is input to the carrier C2 and the sun gear S3,
The input via the second clutch C-2 is input to the carrier C3 and the ring gear R2, and the transmission output of the ring gear R3 is transmitted to the canter drive gear 19.
The first brake B-1 in this case is the carrier C
2 and the sun gear S3, and the second brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock the carrier C3 and the ring gear R2. In the case of such a gear train, for example, a gear ratio and a step as shown in Table 1 below are obtained.

【表１】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、ダブルプラネタリギヤＧ２の歯数比
λ２＝０．４４７、シンプルプラネタリギヤＧ３の歯数
比λ３＝０．４４４であり、ギヤ比幅は６．２４５とな
る。[Table 1] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 is 0.556, the gear ratio of the double planetary gear G2 is 0.447, the gear ratio of the simple planetary gear G3 is λ3 = 0.444, and the gear ratio width is 6.245.

【００５６】更に、図９はプラネタリギヤセットＧを２
つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組
み合わせで構成した第４実施形態を示す。こうしたプラ
ネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１経由
の減速入力が互いに連結したサンギヤＳ２，Ｓ３に入力
され、第３のクラッチＣ−３経由の減速入力がダブルピ
ニオンのキャリアＣ２に入力され、第２のクラッチＣ−
２経由の入力が互いに連結されたキャリアＣ３とリング
ギヤＲ２に入力され、リングギヤＲ３が変速出力となる
連結関係とされる。そして、第１のブレーキＢ−１はキ
ャリアＣ２を係止し、ブレーキＢ−２とワンウェイクラ
ッチＦ−１はキャリアＣ３とリングギヤＲ２を係止する
ものとされる。このギヤトレインの場合、例えば下記の
表２に示すようなギヤ比とステップが得られる。FIG. 9 shows the planetary gear set G
A fourth embodiment configured with a combination of two double pinion type planetary gears G2 and G3 is shown. In the case of such a planetary gear set G, the speed reduction input via the first clutch C-1 is input to the sun gears S2 and S3 connected to each other, and the speed reduction input via the third clutch C-3 is input to the carrier C2 of the double pinion. , The second clutch C-
2 is input to the carrier C3 and the ring gear R2, which are connected to each other, so that the ring gear R3 is in a connection relationship in which the speed change output is obtained. The first brake B-1 locks the carrier C2, and the brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock the carrier C3 and the ring gear R2. In the case of this gear train, for example, a gear ratio and a step as shown in Table 2 below are obtained.

【表２】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝
０．４４４、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３
６１であり、ギヤ比幅は６．２５２となる。[Table 2] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, and the gear ratio λ2 of the planetary gear G2 =
0.444, gear ratio λ3 of planetary gear G3 = 0.3
61, and the gear ratio width is 6.252.

【００５７】上記２つの実施形態は第１及び第２実施形
態に対してプラネタリギヤセットの形態を変更したもの
であるが、ワンウェイクラッチの配設を前提とする場
合、その配設位置の工夫によっても軸方向寸法の短縮が
可能である。以下にこの関連の実施形態を説明する。In the above two embodiments, the configuration of the planetary gear set is changed from that of the first and second embodiments. However, in the case where the one-way clutch is provided, the position of the one-way clutch can also be improved by devising the location of the one-way clutch. The axial dimension can be reduced. Hereinafter, this related embodiment will be described.

【００５８】図１０及び図１１は、上記各実施形態に対
してワンウェイクラッチの配設位置を変更した第５実施
形態をスケルトンで全体構成を、また模式化した断面図
で主軸部分の構成を示す。この形態では、第２のブレー
キＢ−２により係止される変速要素の一方向の回転を阻
止するワンウェイクラッチＦ−１が設けられることを前
提とし、カウンタドライブギヤ１９は、その内周部に、
図１１に示すように軸方向前方に延びる筒状部１９ａを
有するものとされる。そして、筒状部１９ａは、自動変
速機ケース１０に設けられたサポート１０ａの軸方向延
長部１０ｂの内周側に支持され、ワンウェイクラッチＦ
−１は、サポート１０ａの軸方向延長部１０ｂの外周側
に配置されている。FIGS. 10 and 11 show the fifth embodiment in which the position of the one-way clutch is changed with respect to the above-described embodiments, and show the entire structure of the fifth embodiment in the form of a skeleton, and the structure of the main shaft portion in a schematic sectional view. . In this embodiment, it is premised that a one-way clutch F-1 for preventing one-way rotation of the speed change element locked by the second brake B-2 is provided, and the counter drive gear 19 has an inner peripheral portion thereof. ,
As shown in FIG. 11, a cylindrical portion 19a extending forward in the axial direction is provided. The cylindrical portion 19a is supported on the inner peripheral side of the axially extending portion 10b of the support 10a provided in the automatic transmission case 10, and the one-way clutch F
-1 is arranged on the outer peripheral side of the axial extension 10b of the support 10a.

【００５９】こうした配置はプラネタリギヤセットＧと
各クラッチ及びブレーキ並びにワンウェイクラッチＦ−
１の連結関係を第１及び第２実施形態の場合と同様とし
ても実現可能であるが、本形態では、この連結関係につ
いても若干変更している。すなわち、キャリアＣ２（Ｃ
３）を出力要素としてカウンタドライブギヤ１９に連結
し、リングギヤＲ３（Ｒ２）を変速要素として第２のク
ラッチＣ−２に連結するとともに、並列するブレーキＢ
−２とワンウェイクラッチＦ−１で係止可能としてい
る。こうした形態を採った場合、例えば下記の表３に示
すようなギヤ比とステップが得られる。Such an arrangement includes a planetary gear set G, clutches and brakes, and a one-way clutch F-
Although it is possible to realize the same connection relationship as in the first and second embodiments, this connection relationship is slightly changed in this embodiment. That is, the carrier C2 (C
3) is connected to the counter drive gear 19 as an output element, the ring gear R3 (R2) is connected to the second clutch C-2 as a speed change element, and the brake B
-2 and the one-way clutch F-1. When such a form is adopted, for example, a gear ratio and a step as shown in Table 3 below are obtained.

【表３】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧの小径サンギヤＳ
２側の歯数比λ２＝０．３０６、大径サンギヤＳ３側の
歯数比λ３＝０．５７９であり、ギヤ比幅は６．１０９
となる。[Table 3] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, and the small-diameter sun gear S of the planetary gear G
The gear ratio λ2 = 0.306 on the second side, the gear ratio λ3 = 0.579 on the large-diameter sun gear S3 side, and the gear ratio width is 6.109.
Becomes

【００６０】こうしたワンウェイクラッチ配置を採るも
のについても、比較的良好なギヤ比とステップを取りう
るギヤセットＧは、これに限るものではない。そこで、
プラネタリギヤセットＧを他の形式のものに変更した実
施形態について、次に説明する。The gear set G that can take a relatively good gear ratio and steps is not limited to the one employing such a one-way clutch arrangement. Therefore,
Next, an embodiment in which the planetary gear set G is changed to another type will be described.

【００６１】図１２はプラネタリギヤセットＧの部分だ
けを一部変更した第６実施形態を示す。この形態では、
プラネタリギヤセットＧは、ダブルピニオン式のプラネ
タリギヤＧ２と、シンプルプラネタリギヤＧ３を組み合
わせた構成とされている。このプラネタリギヤセットＧ
の場合、第１のクラッチＣ−１が２つのサンギヤＳ２，
Ｓ３に連結され、第３のクラッチＣ−３がダブルピニオ
ンのキャリアＣ２に連結され、第２のクラッチＣ−２が
リングギヤＲ３に連結され、リングギヤＲ２とキャリア
Ｃ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そ
して、ブレーキＢ−１はダブルピニオンのキャリアＣ２
を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイク
ラッチＦ−１はリングギヤＲ３を係止するものとされ
る。こうした場合、例えば下記の表４に示すようなギヤ
比とステップが得られる。FIG. 12 shows a sixth embodiment in which only the planetary gear set G is partially changed. In this form,
The planetary gear set G is configured by combining a double pinion type planetary gear G2 and a simple planetary gear G3. This planetary gear set G
, The first clutch C-1 is connected to two sun gears S2,
S3, the third clutch C-3 is connected to the double pinion carrier C2, the second clutch C-2 is connected to the ring gear R3, and the ring gear R2 and the carrier C3 are connected to the counter drive gear 19. I have. The brake B-1 is a double pinion carrier C2.
, And the brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock the ring gear R3. In such a case, for example, a gear ratio and a step as shown in Table 4 below are obtained.

【表４】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、ダブルプラネタリギヤＧ２の歯数比
λ２＝０．６３６、シンプルプラネタリギヤＧ３の歯数
比λ３＝０．５６８であり、ギヤ比幅は６．３５７とな
る。[Table 4] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, the gear ratio λ2 of the double planetary gear G2 = 0.636, the gear ratio λ3 of the simple planetary gear G3 = 0.568, and the gear ratio width is 6.357.

【００６２】次に、図１３はプラネタリギヤセットＧを
２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の
組み合わせで構成した第７実施形態を示す。こうしたプ
ラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１は
サンギヤＳ２とキャリアＣ３に連結され、第３のクラッ
チＣ−３はキャリアＣ２に連結され、第２のクラッチＣ
−２はサンギヤＳ３に連結され、双方のリングギヤＲ
２，Ｒ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されてい
る。そして、第１のブレーキＢ−１はキャリアＣ２を係
止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−
１はサンギヤＳ３を係止するものとされる。この連結関
係の場合、例えば下記の表５に示すようなギヤ比とステ
ップが得られる。Next, FIG. 13 shows a seventh embodiment in which the planetary gear set G is constituted by a combination of two double pinion type planetary gears G2 and G3. In such a planetary gear set G, the first clutch C-1 is connected to the sun gear S2 and the carrier C3, the third clutch C-3 is connected to the carrier C2, and the second clutch C
-2 is connected to the sun gear S3, and both ring gears R
2 and R3 are connected to the counter drive gear 19. Then, the first brake B-1 locks the carrier C2, and the second brake B-2 and the one-way clutch F-
Reference numeral 1 is used to lock the sun gear S3. In the case of this connection relationship, for example, a gear ratio and a step as shown in Table 5 below are obtained.

【表５】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝
０．６３６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．６
３６であり、ギヤ比幅は６．３５２となる。[Table 5] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, and the gear ratio λ2 of the planetary gear G2 =
0.636, gear ratio λ3 of planetary gear G3 = 0.6
36, and the gear ratio width is 6.352.

【００６３】次に、図１４はプラネタリギヤセットＧを
２つのラビリヨ式プラネタリギヤを１つのピニオンギヤ
を共通として相互に組み合わせた構成とした第８実施形
態を示す。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１の
クラッチＣ−１はサンギヤＳ２とサンギヤＳ３に連結さ
れ、第３のクラッチＣ−３は共通のキャリアＣ２（Ｃ
３）に連結され、第２のクラッチＣ−２は小径のリング
ギヤＲ３に連結され、大径のリングギヤＲ２がカウンタ
ドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブ
レーキＢ−１はキャリアＣ２（Ｃ３）を、また第２のブ
レーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は小径のリン
グギヤＲ３を係止するものとされる。この連結関係の場
合、例えば下記の表６に示すようなギヤ比とステップが
得られる。Next, FIG. 14 shows an eighth embodiment in which a planetary gear set G is constructed by combining two Rabilillo-type planetary gears with one pinion gear in common. In the case of this planetary gear set G, the first clutch C-1 is connected to the sun gear S2 and the sun gear S3, and the third clutch C-3 is connected to the common carrier C2 (C
3), the second clutch C-2 is connected to a small-diameter ring gear R3, and the large-diameter ring gear R2 is connected to a counter drive gear 19. The first brake B-1 locks the carrier C2 (C3), and the second brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock the small-diameter ring gear R3. In the case of this connection relationship, for example, a gear ratio and a step as shown in Table 6 below are obtained.

【表６】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、大径サンギヤ側の歯数比λ２＝０．
６３６、小径サンギヤ側の歯数比λ３＝０．４３２であ
り、ギヤ比幅は６．３６８となる。[Table 6] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, and the gear ratio λ2 = 0.
636, the gear ratio λ3 = 0.432 on the small-diameter sun gear side, and the gear ratio width is 6.368.

【００６４】次に、図１５はプラネタリギヤセットＧを
２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の
組み合わせで構成した第９実施形態を示す。このプラネ
タリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１はサン
ギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ−３はサンギヤ
Ｓ２に連結され、第２のクラッチＣ−２はキャリアＣ３
とリングギヤＲ２に連結され、キャリアＣ２とリングギ
ヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。
そして、第１のブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を、第２
のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はキャリ
アＣ３とリングギヤＲ２を係止するものとされる。この
連結関係では、例えば下記の表７に示すようなギヤ比と
ステップが得られる。Next, FIG. 15 shows a ninth embodiment in which a planetary gear set G is constituted by a combination of two double pinion type planetary gears G2 and G3. In the case of this planetary gear set G, the first clutch C-1 is connected to the sun gear S3, the third clutch C-3 is connected to the sun gear S2, and the second clutch C-2 is connected to the carrier C3.
And the ring gear R2, and the carrier C2 and the ring gear R3 are connected to the counter drive gear 19.
The first brake B-1 is connected to the sun gear S2,
The brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock the carrier C3 and the ring gear R2. In this connection relationship, for example, a gear ratio and a step as shown in Table 7 below are obtained.

【表７】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝
０．３０６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３
６１であり、ギヤ比幅は６．２０３となる。[Table 7] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, and the gear ratio λ2 of the planetary gear G2 =
0.306, gear ratio λ3 of planetary gear G3 = 0.3
61, and the gear ratio width is 6.203.

【００６５】次に、図１６は同様にプラネタリギヤセッ
トＧを２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，
Ｇ３の組み合わせで構成し、連結関係を変更した第１０
実施形態を示す。このプラネタリギヤセットＧの場合、
第１のクラッチＣ−１は双方のサンギヤＳ２，Ｓ３に連
結され、第３のクラッチＣ−３はキャリアＣ２に連結さ
れ、第２のクラッチＣ−２はキャリアＣ３に連結され、
双方のリングギヤＲ２，Ｒ３がカウンタドライブギヤ１
９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１は
キャリアＣ２を、また第２のブレーキＢ−２とワンウェ
イクラッチＦ−１はキャリアＣ３を係止するものとされ
る。この連結関係の場合、例えば下記の表８に示すよう
なギヤ比とステップが得られる。Next, FIG. 16 similarly shows a planetary gear set G having two double pinion type planetary gears G2 and G2.
The tenth with the combination of G3
1 shows an embodiment. In the case of this planetary gear set G,
The first clutch C-1 is connected to both sun gears S2 and S3, the third clutch C-3 is connected to the carrier C2, the second clutch C-2 is connected to the carrier C3,
Both ring gears R2, R3 are counter drive gear 1
9. The first brake B-1 locks the carrier C2, and the second brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock the carrier C3. In the case of this connection relationship, for example, a gear ratio and a step as shown in Table 8 below are obtained.

【表８】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝
０．６３６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３
６１であり、ギヤ比幅は６．３６３となる。[Table 8] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, and the gear ratio λ2 of the planetary gear G2 =
0.636, gear ratio λ3 of planetary gear G3 = 0.3
61, and the gear ratio width is 6.363.

【００６６】次に、図１７は同様にプラネタリギヤセッ
トＧを２つのシンプルプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み
合わせで構成した第１１実施形態を示す。このプラネタ
リギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１はリング
ギヤＲ２とサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ
−３はサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチＣ−２
はリングギヤＲ３に連結され、双方のキャリアＣ２，Ｃ
３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そし
て、ブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を、ブレーキＢ−２
とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ３を係止す
るものとされる。この連結関係では、例えば下記の表９
に示すようなギヤ比とステップが得られる。Next, FIG. 17 shows an eleventh embodiment in which the planetary gear set G is similarly composed of a combination of two simple planetary gears G2 and G3. In this planetary gear set G, the first clutch C-1 is connected to the ring gear R2 and the sun gear S3, and the third clutch C
-3 is connected to the sun gear S2 and the second clutch C-2
Is connected to a ring gear R3, and both carriers C2, C
3 is connected to the counter drive gear 19. Then, the brake B-1 controls the sun gear S2 and the brake B-2.
And one-way clutch F-1 locks ring gear R3. In this connection relationship, for example, the following Table 9
The gear ratio and step as shown in FIG.

【表９】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．６３６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝
０．５２３、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．５
３８であり、ギヤ比幅は６．５０７となる。[Table 9] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.636, and the gear ratio λ2 of the planetary gear G2 =
0.523, gear ratio λ3 = 0.5 of planetary gear G3
38, and the gear ratio width is 6.507.

【００６７】次に、図１８は同様にプラネタリギヤセッ
トＧをサンギヤ側を共通とし、リングギヤ径を異ならせ
たラビニヨ式ギヤセットの変形形式とした第１２実施形
態を示す。こうしたプラネタリギヤセットＧの場合、第
１のクラッチＣ−１は小径のリングギヤＲ３に連結さ
れ、第３のクラッチＣ−３は共通のサンギヤＳ２（Ｓ
３）に連結され、第２のクラッチＣ−２は大径のリング
ギヤＲ２に連結され、キャリアＣ２（Ｃ３）がカウンタ
ドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブ
レーキＢ−１はサンギヤＳ２（Ｓ３）を係止し、第２の
ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は大径のリ
ングギヤＲ２を係止するものとされる。この場合、ギヤ
比とステップは例えば下記の表１０に示すようになる。Next, FIG. 18 shows a twelfth embodiment in which a planetary gear set G is a modified version of a Ravigneaux type gear set having a common sun gear side and different ring gear diameters. In the case of such a planetary gear set G, the first clutch C-1 is connected to a small-diameter ring gear R3, and the third clutch C-3 is connected to a common sun gear S2 (S
3), the second clutch C-2 is connected to the large-diameter ring gear R2, and the carrier C2 (C3) is connected to the counter drive gear 19. The first brake B-1 locks the sun gear S2 (S3), and the second brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock the large-diameter ring gear R2. In this case, the gear ratio and the step are as shown in Table 10 below, for example.

【表１０】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、大径リングギヤ側の歯数比λ２＝
０．５２８、小径リングギヤ側の歯数比λ３＝０．３０
６であり、ギヤ比幅は６．１０９となる。[Table 10] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, and the gear ratio λ2 of the large-diameter ring gear side =
0.528, gear ratio λ3 = 0.30 on small ring gear side
6, and the gear ratio width is 6.109.

【００６８】図１９は再びプラネタリギヤセットＧをダ
ブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２とシンプルプラネ
タリギヤＧ３の組み合わで構成した第１３実施形態を示
す。この形態では、第１のクラッチがキャリアＣ２とサ
ンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチがサンギヤＳ２
に連結され、第２のクラッチがリングギヤＲ３に連結さ
れ、リングギヤＲ２とキャリアＣ３がカウンタドライブ
ギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ
−１はサンギヤＳ２を係止し、第２のブレーキＢ−２と
ワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ３を係止する
ものとされる。こうした場合、例えば下記の表１１に示
すようなギヤ比とステップが得られる。FIG. 19 shows a thirteenth embodiment in which the planetary gear set G is constituted by a combination of a double pinion type planetary gear G2 and a simple planetary gear G3. In this embodiment, the first clutch is connected to the carrier C2 and the sun gear S3, and the third clutch is connected to the sun gear S2.
, The second clutch is connected to the ring gear R3, and the ring gear R2 and the carrier C3 are connected to the counter drive gear 19. And the first brake B
-1 locks the sun gear S2, and the second brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock the ring gear R3. In such a case, for example, a gear ratio and a step as shown in Table 11 below are obtained.

【表１１】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、ダブルプラネタリギヤＧ２の歯数比
λ２＝０．４１７、シンプルプラネタリギヤＧ３の歯数
比λ３＝０．５７９であり、ギヤ比幅は５．９７４とな
る。[Table 11] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, the gear ratio λ2 of the double planetary gear G2 = 0.417, the gear ratio λ3 of the simple planetary gear G3 = 0.579, and the gear ratio width is 5.974.

【００６９】図２０は再びプラネタリギヤセットＧを２
つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組
み合わで構成した第１４実施形態を示す。この形態で
は、第１のクラッチがキャリアＣ２とサンギヤＳ３に連
結され、第３のクラッチがサンギヤＳ２に連結され、第
２のクラッチがリングギヤＲ２とキャリアＣ３に連結さ
れ、リングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結
されている。そして、第１のブレーキＢ−１はサンギヤ
Ｓ２を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラ
ッチＦ−１はリングギヤＲ２とキャリアＣ３を係止する
ものとされる。こうした場合、例えば下記の表１２に示
すようなギヤ比とステップが得られる。FIG. 20 shows that the planetary gear set G
A fourteenth embodiment composed of a combination of two double pinion type planetary gears G2 and G3 is shown. In this embodiment, the first clutch is connected to the carrier C2 and the sun gear S3, the third clutch is connected to the sun gear S2, the second clutch is connected to the ring gear R2 and the carrier C3, and the ring gear R3 is connected to the counter drive gear 19. It is connected to. The first brake B-1 locks the sun gear S2, and the second brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock the ring gear R2 and the carrier C3. In such a case, for example, a gear ratio and a step as shown in Table 12 below are obtained.

【表１２】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝
０．５５６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３
６１であり、ギヤ比幅は６．２５２となる。[Table 12] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, and the gear ratio λ2 of the planetary gear G2 =
0.556, gear ratio λ3 = 0.3 of planetary gear G3
61, and the gear ratio width is 6.252.

【００７０】最後に、図２１は上記第１４実施形態にお
いて、連結関係のみを変更した第１５実施形態を示す。
この形態では、第１のクラッチＣ−１がキャリアＣ３に
連結され、第３のクラッチＣ−３が両サンギヤＳ２，Ｓ
３に連結され、第２のクラッチＣ−２が両リングギヤＲ
２，Ｒ３に連結され、キャリアＣ２がカウンタドライブ
ギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ
−１は両サンギヤＳ２，Ｓ３を係止し、第２のブレーキ
Ｂ−２とワンウェイクラッチＦ−１は両リングギヤＲ
２，Ｒ３を係止するものとされる。こうした場合、例え
ば次表１３に示すようなギヤ比とステップが得られる。Finally, FIG. 21 shows a fifteenth embodiment in which only the connection relationship is changed in the fourteenth embodiment.
In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to the carrier C3, and the third clutch C-3 is connected to both sun gears S2 and S3.
3 and the second clutch C-2 is connected to both ring gears R.
2, the carrier C2 is connected to the counter drive gear 19. And the first brake B
-1 locks both sun gears S2 and S3, and the second brake B-2 and the one-way clutch F-1 connect both ring gears R
2 and R3. In such a case, for example, a gear ratio and a step as shown in the following Table 13 are obtained.

【表１３】 ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比
λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝
０．３０６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．５
５６であり、ギヤ比幅は６．３６４となる。[Table 13] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, and the gear ratio λ2 of the planetary gear G2 =
0.306, gear ratio λ3 = 0.5 of planetary gear G3
56, and the gear ratio width is 6.364.

【００７１】以上、本発明を構成要素の形式及び配置並
びに連結関係を変更した実施形態を挙げて詳説したが、
これらは、比較的良好なギヤ比ステップが得られるもの
に絞って例示したものであって、本発明は、これら実施
形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲の個々
の請求項に記載の事項の範囲内で種々に具体的な構成を
変更して実施することができるものである。As described above, the present invention has been described in detail with reference to the embodiment in which the form, arrangement, and connection relation of the constituent elements are changed.
These are exemplarily limited to those that can provide relatively good gear ratio steps, and the present invention is not limited to these embodiments, but is described in the individual claims of the claims. The present invention can be implemented by changing various specific configurations within the scope of the above items.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明を適用した車両用自動変速機の第１実施
形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図であ
る。FIG. 1 is an expanded skeleton diagram showing a gear train of a first embodiment of a vehicle automatic transmission to which the present invention is applied.

【図２】上記ギヤトレインの実際の３軸位置関係を示す
軸方向端面図である。FIG. 2 is an axial end view showing an actual three-axis positional relationship of the gear train.

【図３】上記ギヤトレインの作動及び達成されるギヤ比
並びにギヤ比ステップを示す図表である。FIG. 3 is a chart showing the operation of the gear train and the gear ratios and gear ratio steps achieved.

【図４】上記ギヤトレインの速度線図である。FIG. 4 is a velocity diagram of the gear train.

【図５】上記自動変速機の実際の断面を展開して示す軸
方向部分断面図である。FIG. 5 is an axial partial sectional view showing a developed actual sectional view of the automatic transmission.

【図６】上記ギヤトレインの主軸部分のみを模式化した
断面図である。FIG. 6 is a sectional view schematically showing only a main shaft portion of the gear train.

【図７】上記ギヤトレインの油圧サーボ配置を一部変更
した第２実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図で
ある。FIG. 7 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of a second embodiment in which the hydraulic servo arrangement of the gear train is partially changed.

【図８】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分
の構成を変更した第３実施形態の主軸部分のみを模式化
した断面図である。FIG. 8 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of a third embodiment in which a configuration of a planetary gear set portion of the gear train is changed.

【図９】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分
の構成を他の形態に変更した第４実施形態の主軸部分の
みを模式化した断面図である。FIG. 9 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of a fourth embodiment in which the configuration of the planetary gear set portion of the gear train is changed to another embodiment.

【図１０】上記ギヤトレインのワンウェイクラッチの配
置を変更した第５実施形態のギヤトレインを展開して示
すスケルトン図である。FIG. 10 is a skeleton diagram showing a development of a gear train according to a fifth embodiment in which the arrangement of the one-way clutch of the gear train is changed.

【図１１】上記第５実施形態のギヤトレインの主軸部分
のみを模式化した断面図である。FIG. 11 is a cross-sectional view schematically illustrating only a main shaft portion of the gear train according to the fifth embodiment.

【図１２】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部
分の構成を変更した第６実施形態の主軸部分のみを模式
化した断面図である。FIG. 12 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of a sixth embodiment in which the configuration of a planetary gear set portion of the gear train is changed.

【図１３】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部
分の構成を更に変更した第７実施形態の主軸部分のみを
模式化した断面図である。FIG. 13 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of a seventh embodiment in which the configuration of a planetary gear set portion of the gear train is further changed.

【図１４】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部
分の構成を更に変更した第８実施形態の主軸部分のみを
模式化した断面図である。FIG. 14 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of an eighth embodiment in which the configuration of a planetary gear set portion of the gear train is further changed.

【図１５】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部
分の構成を更に変更した第９実施形態の主軸部分のみを
模式化した断面図である。FIG. 15 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of a ninth embodiment in which the configuration of a planetary gear set portion of the gear train is further changed.

【図１６】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部
分の構成を更に変更した第１０実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。FIG. 16 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of a tenth embodiment in which the configuration of a planetary gear set portion of the gear train is further changed.

【図１７】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部
分の構成を更に変更した第１１実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。FIG. 17 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of an eleventh embodiment in which the configuration of a planetary gear set portion of the gear train is further changed.

【図１８】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部
分の構成を更に変更した第１２実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。FIG. 18 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of a twelfth embodiment in which the configuration of a planetary gear set portion of the gear train is further changed.

【図１９】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部
分の構成を更に変更した第１３実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。FIG. 19 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of a thirteenth embodiment in which the configuration of a planetary gear set portion of the gear train is further changed.

【図２０】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部
分の構成を更に変更した第１４実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。FIG. 20 is a cross-sectional view schematically showing only a main shaft portion of a fourteenth embodiment in which the configuration of a planetary gear set portion of the gear train is further changed.

【図２１】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部
分の構成を更に変更した第１５実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。FIG. 21 is a cross-sectional view schematically illustrating only a main shaft portion of a fifteenth embodiment in which the configuration of a planetary gear set portion of the gear train is further changed.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

Ｘ 主軸 Ｙ カウンタ軸 Ｚ デフ軸 Ｇ プラネタリギヤセット Ｇ１ 減速プラネタリギヤ Ｂ−１ バンドブレーキ（第１のブレーキ） Ｂ−２ バンドブレーキ（第２のブレーキ） Ｃ−１ 第１のクラッチ Ｃ−２ 第２のクラッチ Ｃ−３ 第３のクラッチ Ｆ−１ ワンウェイクラッチ ６ 油圧サーボ ７ 油圧サーボ １０ 自動変速機ケース １０ａ サポート １０ｂ 軸方向延長部 １１ 入力軸 １２ ベアリング １９ カウンタドライブギヤ １９ａ 筒状部 ３１ デフリングギヤ ６０ シリンダ ６１，７１ ピストン ６３，７３ 摩擦部材 X Main shaft Y Counter shaft Z Differential shaft G Planetary gear set G1 Reduction planetary gear B-1 Band brake (first brake) B-2 Band brake (second brake) C-1 First clutch C-2 Second clutch C-3 Third clutch F-1 One-way clutch 6 Hydraulic servo 7 Hydraulic servo 10 Automatic transmission case 10a Support 10b Axial extension 11 Input shaft 12 Bearing 19 Counter drive gear 19a Cylindrical part 31 Defring gear 60 Cylinder 61, 71 Piston 63, 73 Friction member

フロントページの続き (72)発明者 早渕 正宏 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 糟谷 悟 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 Ｆターム(参考） 3J028 EA25 EB08 EB13 EB31 EB35 EB37 EB54 EB62 EB66 FA06 FA25 FB06 FC18 FC20 FC24 FC63 GA01 HA14 HA24 Continued on the front page (72) Inventor Masahiro Hayabuchi 10 Takane, Fujii-machi, Anjo, Aichi Prefecture Inside Aisin AW Co., Ltd. (72) Inventor Satoru Kasuya 10 Takane, Fujii-cho, Anjo, Aichi Prefecture F-term in GW Corporation (reference) 3J028 EA25 EB08 EB13 EB31 EB35 EB37 EB54 EB62 EB66 FA06 FA25 FB06 FC18 FC20 FC24 FC63 GA01 HA14 HA24

Claims (9)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 主軸と、カウンタ軸と、デフ軸とを備
え、 主軸上に、少なくとも４つの変速要素を有するプラネタ
リギヤセットと、減速プラネタリギヤと、カウンタドラ
イブギヤと、少なくとも２つのブレーキと、３つのクラ
ッチとが配置され、デフ軸上にデフリングギヤが配置さ
れた車両用自動変速機であって、 第１〜第３のクラッチの選択的係合と、第１及び第２の
ブレーキの必要に応じた択一的係合とにより、主軸上の
入力軸の回転が、一方で減速プラネタリギヤを介する減
速回転としてプラネタリギヤセットの第１の変速要素及
び第２の変速要素に入力され、他方で非減速回転を第３
の変速要素に入力され、必要に応じて１つの変速要素が
係止されることで、第４の変速要素の変速回転となって
カウンタドライブギヤに出力されるものにおいて、 少なくとも第２のブレーキがバンドブレーキで構成さ
れ、 主軸上の前端側に第３の変速要素に非減速回転を入力す
る第２のクラッチが、またその外周側に前記バンドブレ
ーキが、互いに軸方向位置が重なるように配置され、 デフ軸上のデフリングギヤが、第２のクラッチとバンド
ブレーキの軸方向位置と重なる軸方向位置を含むそれよ
り前方に配置されたことを特徴とする車両用自動変速
機。1. A planetary gear set having a main shaft, a counter shaft, and a differential shaft, having at least four speed change elements on the main shaft, a reduction planetary gear, a counter drive gear, at least two brakes, An automatic transmission for a vehicle in which a clutch is disposed and a differential ring gear is disposed on a differential shaft, wherein the first and third clutches are selectively engaged, and the first and second brakes are required. Due to the alternative engagement, the rotation of the input shaft on the main shaft is input to the first and second transmission elements of the planetary gear set, on the one hand, as reduced rotation via the reduced planetary gear, while on the other hand, the non-reduced rotation The third
Of the fourth shift element, and the output of the fourth shift element is output to the counter drive gear as a result of at least the second brake A second clutch configured to input a non-reduced rotation to a third transmission element on a front end side of the main shaft, and the band brake is disposed on an outer peripheral side of the second clutch so that axial positions thereof overlap each other. An automatic transmission for a vehicle, wherein a differential ring gear on a differential shaft is disposed forward of an axial position overlapping with an axial position of the second clutch and the band brake. 【請求項２】 前記デフリングギヤは、第２のクラッチ
とバンドブレーキの軸方向位置と重なる軸方向位置に配
置された、請求項１記載の車両用自動変速機。2. The automatic transmission according to claim 1, wherein the differential ring gear is disposed at an axial position overlapping with an axial position of the second clutch and the band brake. 【請求項３】 前記カウンタドライブギヤは、主軸上で
第２のクラッチとバンドブレーキに隣接する軸方向位置
に配置された、請求項１記載の車両用自動変速機。3. The automatic transmission according to claim 1, wherein the counter drive gear is disposed on the main shaft at an axial position adjacent to the second clutch and the band brake. 【請求項４】 前記カウンタドライブギヤの一方側に、
順次、プラネタリギヤセット、減速プラネタリギヤ、第
１の変速要素に入力する第１のクラッチの油圧サーボ及
び第２の変速要素に入力する第３のクラッチの油圧サー
ボが配置され、 プラネタリギヤセットの外周側に、第１のクラッチと第
３のクラッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置された、
請求項３記載の車両用自動変速機。4. One side of the counter drive gear,
A planetary gear set, a deceleration planetary gear, a hydraulic servo of a first clutch inputting to a first transmission element, and a hydraulic servo of a third clutch inputting to a second transmission element are sequentially disposed on the outer peripheral side of the planetary gear set. Friction members of the first clutch and the third clutch are arranged side by side in the axial direction,
The automatic transmission for a vehicle according to claim 3. 【請求項５】 前記カウンタドライブギヤの一方側に、
順次、プラネタリギヤセット、減速プラネタリギヤ及び
第１の変速要素に入力する第１のクラッチの油圧サーボ
が配置され、 プラネタリギヤセットの外周側に、第１のクラッチと第
３のクラッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置され、第
１のクラッチの油圧サーボの外周側に第３のクラッチの
油圧サーボが配置された、請求項３記載の車両用自動変
速機。5. One side of the counter drive gear,
A planetary gear set, a deceleration planetary gear, and a hydraulic servo of the first clutch input to the first speed change element are sequentially arranged, and the friction members of the first clutch and the third clutch are arranged axially on the outer peripheral side of the planetary gear set. The automatic transmission for a vehicle according to claim 3, wherein the hydraulic servo of the third clutch is arranged side by side, and the hydraulic servo of the third clutch is arranged on the outer peripheral side of the hydraulic servo of the first clutch. 【請求項６】 前記第１のクラッチの油圧サーボと第３
のクラッチの油圧サーボは、共通のシリンダの内側と外
側に嵌挿されたピストンを備える、請求項４又は５記載
の車両用自動変速機。6. A hydraulic servo for said first clutch and a third hydraulic servo.
The automatic transmission for a vehicle according to claim 4 or 5, wherein the hydraulic servo of the clutch includes a piston fitted inside and outside a common cylinder. 【請求項７】 前記第１のブレーキはバンドブレーキで
構成され、軸方向に並んで配置された第１のクラッチ及
び第３のクラッチの摩擦部材の外周側に配置された、請
求項４又は５記載の車両用自動変速機。7. The first brake according to claim 4, wherein the first brake comprises a band brake, and is arranged on an outer peripheral side of a friction member of the first clutch and the third clutch arranged in the axial direction. An automatic transmission for a vehicle according to the above. 【請求項８】 前記カウンタドライブギヤは、自動変速
機ケースに設けられたサポートの軸方向延長部の外周に
ベアリングを介して支持された、請求項３記載の車両用
自動変速機。8. The automatic transmission for a vehicle according to claim 3, wherein the counter drive gear is supported via a bearing on an outer periphery of an axially extending portion of a support provided in the automatic transmission case. 【請求項９】 前記第２のブレーキにより係止される変
速要素の一方向の回転を阻止するワンウェイクラッチを
備え、 カウンタドライブギヤは、その内周部に、軸方向前方に
延びる筒状部を有し、該筒状部は、自動変速機ケースに
設けられたサポートの軸方向延長部の内周側に支持さ
れ、 ワンウェイクラッチは、サポートの軸方向延長部の外周
側に配置された、請求項３記載の車両用自動変速機。9. A counter drive gear comprising a one-way clutch for preventing rotation of the speed change element locked by the second brake in one direction, wherein the counter drive gear has a cylindrical portion extending forward in the axial direction on an inner peripheral portion thereof. The cylindrical portion is supported on the inner peripheral side of an axial extension of a support provided in the automatic transmission case, and the one-way clutch is disposed on the outer peripheral side of the axial extension of the support. Item 4. The automatic transmission for vehicles according to Item 3.
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2004061332A1 (en) * 2002-12-27 2004-07-22 Aisin Aw Co., Ltd. Automatic speed changer
KR100504520B1 (en) * 2001-12-10 2005-08-01 도요다 지도샤 가부시끼가이샤 Automatic transmission
US7125360B2 (en) 2002-03-08 2006-10-24 Zf Friedrichshafen Ag Multi-stage transmission
WO2007114215A1 (en) * 2006-03-29 2007-10-11 Aisin Aw Co., Ltd. Automatic transmission
CN101375085B (en) * 2006-03-29 2011-11-16 爱信艾达株式会社 Automatic transmission

Cited By (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100504520B1 (en) * 2001-12-10 2005-08-01 도요다 지도샤 가부시끼가이샤 Automatic transmission
US7125360B2 (en) 2002-03-08 2006-10-24 Zf Friedrichshafen Ag Multi-stage transmission
WO2004061332A1 (en) * 2002-12-27 2004-07-22 Aisin Aw Co., Ltd. Automatic speed changer
US7367915B2 (en) 2002-12-27 2008-05-06 Aisin Aw Co., Ltd. Automatic speed changer
WO2007114215A1 (en) * 2006-03-29 2007-10-11 Aisin Aw Co., Ltd. Automatic transmission
WO2007114216A1 (en) * 2006-03-29 2007-10-11 Aisin Aw Co., Ltd. Automatic transmission
US7955214B2 (en) 2006-03-29 2011-06-07 Aisin Aw Co., Ltd. Automatic transmission
US7955213B2 (en) 2006-03-29 2011-06-07 Aisin Aw Co., Ltd. Automatic transmission
CN101375085B (en) * 2006-03-29 2011-11-16 爱信艾达株式会社 Automatic transmission
JP4850240B2 (en) * 2006-03-29 2012-01-11 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 Automatic transmission
JP4850239B2 (en) * 2006-03-29 2012-01-11 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 Automatic transmission

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