JP2000046130A - Vehicular automatic transmission - Google Patents

Vehicular automatic transmission

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JP2000046130A
JP2000046130A JP10228628A JP22862898A JP2000046130A JP 2000046130 A JP2000046130 A JP 2000046130A JP 10228628 A JP10228628 A JP 10228628A JP 22862898 A JP22862898 A JP 22862898A JP 2000046130 A JP2000046130 A JP 2000046130A
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clutch
planetary gear
gear
automatic transmission
brake
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孝男 谷口
Kazumasa Tsukamoto
一雅 塚本
Masahiro Hayabuchi
正宏 早渕
Satoru Kasuya
悟 糟谷
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    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2097—Transmissions using gears with orbital motion comprising an orbital gear set member permanently connected to the housing, e.g. a sun wheel permanently connected to the housing

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  • Structure Of Transmissions (AREA)

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To compactly constitute a gear shift mechanism by shortening a high torque transmission member, by juxtaposing a hydraulic servo of a first clutch of three clutches and a hydraulic servo of a third clutch in the shaft direction, and arranging a planetary gear set adjacently to a speed reduction planetary gear. SOLUTION: First/second/third clutches C-1, C-2, C-3 are respectively constituted of friction members 63, 55, 73 and hydraulic servos 6, 5, 7. A sun gear S3 constituting a fixed gear shift element of a speed reduction planetray gear G1 is connected to the tip part of the boss part 10a for supporting an input shaft 11 in the inner peripheral part of a transmission case 10. The friction members of the first/third clutches C-1, C-3 are arranged side by side in the shaft direction on the outer peripheral side of a planetary gear set G adjacently to the speed reduction planetary gear G1, and both clutches are formed as the almost same capacity. Thus, a degree of freedom of setting the gear ratio is improved by diametrical reduction in the sun gears S2, S3, and capacity is increased by a diametrical increase in both clutched to shorten a shaft directional dimension of a gear shift mechanism.

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
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 an automatic transmission mounted on a vehicle, and more particularly to an arrangement of components of each transmission 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、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。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や変速要素を操作するクラッ
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. In such a type of automatic transmission, the engine and the automatic transmission are arranged in series between the left and right wheels of the vehicle, so that the axial length of the automatic transmission is significantly limited. Therefore, the gear train of such an automatic transmission must have a configuration that minimizes the number of planetary gear sets, which have a large number of shifting elements that mainly extend the shaft length, and the number of clutches and brakes that operate the shifting elements, as much as possible. No.

【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】そこで、多段化により変速機構の大型化が
避けられない車両用自動変速機において、上記のような
問題点を解決して、車両への搭載性を向上させるには、
特に、主軸の後端部の車両メンバとの干渉を避け、全長
短縮と、後端部の小径化を図る必要がある。この点につ
いて、上記従来技術は、格別の考慮がなされておらず、
車両搭載性向上のためには、更にレイアウトを工夫する
必要がある。[0005] In order to solve the above-mentioned problems and to improve the mountability to a vehicle in an automatic transmission for a vehicle in which the transmission mechanism cannot be increased in size due to the increase in the number of stages,
In particular, it is necessary to avoid interference with the vehicle member at the rear end of the main shaft, reduce the overall length, and reduce the diameter of the rear end. In this regard, the prior art described above does not take special consideration,
In order to improve vehicle mountability, it is necessary to further devise a layout.

【０００６】本発明は、こうした事情に鑑みなされたも
のであり、軸長の短縮と併せて、特に自動変速機後端部
の小径化により車両搭載性を向上させることのできる自
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 the layout of an automatic transmission that can improve vehicle mountability by reducing the shaft length and, in particular, reducing the diameter of the rear end of the automatic transmission. The purpose is to provide.

【０００７】[0007]

【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、入力軸の周りに、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、２
つのブレーキと、３つのクラッチとが配置された車両用
自動変速機であって、プラネタリギヤセットの第１の変
速要素が第１のクラッチにより減速プラネタリギヤを介
して入力軸に連結され、第２の変速要素が第３のクラッ
チにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結され
るとともに第１のブレーキによりケースに係止可能とさ
れ、第３の変速要素が第２のクラッチにより入力軸に連
結されるとともに第２のブレーキによりケースに係止可
能とされ、第４の変速要素が出力要素とされるものにお
いて、自動変速機ケース後端部から前方に延在し、内周
部で入力軸を支持するボス部が設けられ、該ボス部先端
部に減速プラネタリギヤの固定変速要素が連結され、減
速プラネタリギヤとケース後端部との間のボス部の外周
に、該ボス部からの油圧供給が可能に第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が軸方向に並
べて配置され、減速プラネタリギヤに隣接してプラネタ
リギヤセットが配置され、第１のクラッチの摩擦部材と
第３のクラッチの摩擦部材は、減速プラネタリギヤの外
周側を含むそれより前方のプラネタリギヤセットの外周
側に配置されたことを構成上の主たる特徴とする。In order to achieve the above object, the present invention provides a planetary gear set having four speed change elements around an input shaft, a reduction planetary gear,
An automatic transmission for a vehicle in which three brakes and three clutches are arranged, wherein a first transmission element of a planetary gear set is connected to an input shaft via a reduction planetary gear by a first clutch, and a second transmission is provided. The third clutch is connected to the input shaft via a deceleration planetary gear by a third clutch and can be locked to the case by a first brake, and the third transmission element is connected to the input shaft by a second clutch. The second brake is lockable to the case and the fourth transmission element is an output element. The fourth transmission element extends forward from the rear end of the automatic transmission case and supports the input shaft at the inner peripheral part. A boss portion is provided, and a fixed speed change element of a reduction planetary gear is connected to a tip portion of the boss portion, and an outer periphery of the boss portion between the reduction planetary gear and the rear end portion of the case is provided from the boss portion. A hydraulic servo of the first clutch and a hydraulic servo of the third clutch are arranged side by side in the axial direction so that hydraulic pressure can be supplied. A planetary gear set is arranged adjacent to the deceleration planetary gear. The frictional member of the clutch is characterized in that it is disposed on the outer peripheral side of the planetary gear set ahead of and including the outer peripheral side of the reduction planetary gear.

【０００８】そして、クラッチの制御性を向上させる意
味で、前記第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチ
の摩擦部材は、軸方向に並べて配置された構成とするの
が有効である。In order to improve the controllability of the clutch, it is effective that the friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch are arranged side by side in the axial direction.

【０００９】また、更なる軸長の短縮の意味で、前記第
１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材の
外周側に、バンドブレーキで構成される第１のブレーキ
が配置された構成を採るのが有効である。In order to further shorten the shaft length, a first brake constituted by a band brake is arranged on the outer peripheral side of the friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch. It is effective to adopt a configuration.

【００１０】更に、クラッチ自体のコンパクト化を図る
意味で、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、減速プラネタリギヤの出力要素に
連結されたトルク伝達部材の一方の面と他方の面をそれ
ぞれの油圧サーボシリンダとして構成され、トルク伝達
部材は、第１のクラッチと第３のクラッチの係合力支持
手段とされた構成とするのが有効である。Further, in order to make the clutch itself compact, the hydraulic servo of the first clutch and the hydraulic servo of the third clutch are connected to one surface of a torque transmitting member connected to the output element of the reduction planetary gear. It is effective that the other surface is configured as each hydraulic servo cylinder, and the torque transmission member is configured to be an engagement force support unit for the first clutch and the third clutch.

【００１１】より具体的には、前記トルク伝達部材は、
ボス部に支持された筒状部と、筒状部の軸方向ほぼ中央
部から第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩
擦部材に向けて延びるドラム部とからなり、ドラム部の
一方の面と筒状部の外周面、及びドラム部の他方の面と
筒状部の外周面により、それぞれ、第１のクラッチと第
３のクラッチの油圧サーボシリンダが構成され、減速プ
ラネタリギヤは、そのサンギヤがボス部に固定され、リ
ングギヤが減速プラネタリギヤの一方側でフランジを介
して入力軸に連結され、キャリアがトルク伝達部材の筒
状部に連結された構成を採るのが有効である。More specifically, the torque transmitting member includes:
A cylindrical portion supported by the boss portion, and a drum portion extending from a substantially central portion in the axial direction of the cylindrical portion toward the friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch; Surface and the outer peripheral surface of the cylindrical portion, and the other surface of the drum portion and the outer peripheral surface of the cylindrical portion respectively constitute hydraulic servo cylinders of the first clutch and the third clutch. It is effective to adopt a configuration in which the sun gear is fixed to the boss, the ring gear is connected to the input shaft via a flange on one side of the reduction planetary gear, and the carrier is connected to the cylindrical portion of the torque transmitting member.

【００１２】そして、プラネタリギヤセットのギヤ比の
設定自由度を得るうえでは、前記入力軸は、自動変速機
の前端部から後端部まで延在し、後端部側で、減速プラ
ネタリギヤの入力要素に連結され、プラネタリギヤセッ
トの前方で、該プラネタリギヤセットの前方に配置され
た第２のクラッチに連結された構成とするのが有効であ
る。In order to obtain a degree of freedom in setting the gear ratio of the planetary gear set, the input shaft extends from the front end to the rear end of the automatic transmission, and the input element of the reduction planetary gear is provided on the rear end side. Is connected to a second clutch disposed in front of the planetary gear set and in front of the planetary gear set.

【００１３】[0013]

【発明の作用及び効果】上記請求項１記載の構成では、
干渉が少ない減速プラネタリギヤ及びプラネタリギヤセ
ットの外周部又はプラネタリギヤセットの外周側に第１
のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材を配
置してクラッチの径を大きくすることで容量を確保した
ので、第１のクラッチと第３のクラッチの油圧サーボの
受圧面積を小さくしても、すなわち、油圧サーボの方は
小径化しても十分なクラッチ装置のトルク伝達容量を確
保できるようになる。そこで、その小径化した油圧サー
ボを、車両メンバとの干渉が問題となる後端部に配置す
ることにより、干渉を避けた空間に適応させた配置が可
能となり、スペースを有効に活用することができる。ま
た、入力軸を支持する自動変速機ケースのボス部の先端
部に減速プラネタリギヤの固定変速要素を連結し、その
後方で油圧サーボへの油圧供給を可能としたので、油圧
サーボへの油圧供給を確保しつつ、別途の固定部材を設
けることのない減速プラネタリギヤの固定変速要素の固
定により、全長短縮を図ることができる。更に、減速プ
ラネタリギヤ、第１のクラッチ及び第３のクラッチの油
圧サーボ及びクラッチを隣接して配置したので、高トル
ク伝達部材を短く構成でき、変速機構をコンパクトに構
成することができる。According to the structure of the first aspect,
The first is located on the outer peripheral portion of the reduction planetary gear and the planetary gear set or the outer peripheral side of the planetary gear set with little interference.
The friction member of the third clutch and the friction member of the third clutch are arranged to increase the diameter of the clutch to secure the capacity. Therefore, the pressure receiving area of the hydraulic servo of the first clutch and the third clutch is reduced. That is, the hydraulic servo can secure a sufficient torque transmission capacity of the clutch device even if the diameter is reduced. Therefore, by arranging the small-diameter hydraulic servo at the rear end where interference with the vehicle member is a problem, it is possible to arrange the hydraulic servo in a space that avoids interference, and to utilize the space effectively. it can. In addition, the fixed transmission element of the deceleration planetary gear is connected to the tip of the boss of the automatic transmission case that supports the input shaft, and the hydraulic pressure can be supplied to the hydraulic servo behind it. The overall length can be reduced by fixing the fixed speed change element of the reduction planetary gear without providing a separate fixing member while securing the same. Furthermore, since the deceleration planetary gear, the hydraulic servo and the clutch of the first clutch and the third clutch are arranged adjacent to each other, the high torque transmitting member can be shortened, and the transmission mechanism can be compact.

【００１４】そして、請求項２記載の構成では、２つの
クラッチの摩擦部材を軸方向に並べて配置することによ
り、両クラッチをほぼ同じ容量とすることが可能とな
る。また、これらのクラッチの油圧サーボも軸方向に並
んだ配置とされていることで、受圧面積をほぼ同じに設
定できるため、減速されて増幅されたほぼ同様の大きな
トルクを伝達する必要のある第１のクラッチと第３のク
ラッチを、それらの油圧サーボ、摩擦部材も含めて同じ
容量で構成することが可能となる。その結果、両クラッ
チの制御性が向上する。According to the second aspect of the present invention, by disposing the friction members of the two clutches side by side in the axial direction, both clutches can have substantially the same capacity. In addition, since the hydraulic servos of these clutches are also arranged in the axial direction, the pressure receiving area can be set to be substantially the same, so that it is necessary to transmit substantially the same large torque that has been reduced and amplified. The first clutch and the third clutch can be configured with the same capacity including their hydraulic servos and friction members. As a result, the controllability of both clutches is improved.

【００１５】更に、請求項３記載の構成では、並んで配
置され、同等の外径を有する第１及び第３のクラッチの
摩擦部材の外周に、軸方向に長く、径方向にコンパクト
なバンドブレーキを配置することにより、自動変速機に
おいて径方向寸法の制約が比較的ゆるやかな変速機中間
部分のスペースを無駄なく利用した軸方向寸法の短縮が
可能となる。しかもクラッチとブレーキを径方向に重ね
合わせた配置を採りながら径方向寸法の増加も最小限に
抑えることができる。Further, in the configuration according to the third aspect, the band brake which is long in the axial direction and compact in the radial direction is provided on the outer periphery of the friction members of the first and third clutches which are arranged side by side and have the same outer diameter. In the automatic transmission, it is possible to reduce the axial dimension without wasting the space in the intermediate portion of the transmission in which the restriction on the radial dimension is relatively gentle in the automatic transmission. In addition, the increase in the radial dimension can be minimized while the clutch and the brake are arranged in the radial direction.

【００１６】また、請求項４記載の構成では、２つのク
ラッチの油圧サーボのシリンダを共通にしてコンパクト
化しながら両クラッチが掴み替え可能な構成となる。更
に、減速されて増幅されたトルクを第１及び第３のクラ
ッチまで伝達する部材が、第１及び第２のクラッチに対
して１つの共通の部材とされるので、高トルク伝達部材
を径方向に重ねて配置する構成を避けることができ、変
速機の後端部を径方向にコンパクトな構成とすることが
できる。Further, in the configuration of the fourth aspect, the two clutches can be grasped and exchanged while making the hydraulic servo cylinders of the two clutches common and compact. Further, the member for transmitting the decelerated and amplified torque to the first and third clutches is a common member for the first and second clutches. Can be avoided, and the rear end of the transmission can be made radially compact.

【００１７】そして、請求項５記載の構成では、減速プ
ラネタリギヤのキャリアからの高トルク出力を、最短距
離でドラムに伝えることができ、コンパクトな構成にで
きる。According to the fifth aspect of the present invention, the high torque output from the carrier of the reduction planetary gear can be transmitted to the drum at the shortest distance, and the configuration can be made compact.

【００１８】また、請求項６記載の構成では、増幅され
ていない入力トルクを伝達することで足りる小径の入力
軸を変速機の前端部から後端部まで全通させることで、
各クラッチからの入力をプラネタリギヤセットの前後か
ら変速要素に伝達することができ、それによりプラネタ
リギヤセットの内周側が多軸構造にならないため、プラ
ネタリギヤセットのサンギヤの小径化が可能となり、ギ
ヤ比の設定の自由度を確保することができる。Further, in the configuration of the sixth aspect, the input shaft having a small diameter, which is sufficient for transmitting the input torque that is not amplified, is fully transmitted from the front end to the rear end of the transmission.
The input from each clutch can be transmitted to the transmission element from the front and back of the planetary gear set, so that the inner peripheral side of the planetary gear set does not have a multi-shaft structure. Degree of freedom can be secured.

【００１９】[0019]

【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、カウンタ軸Ｙ、
デフ軸Ｚの各軸上に各要素が配設された３軸構成とされ
ている。そして、主軸Ｘ上の入力軸１１の周りには、変
速機構として、４つの変速要素Ｓ２，Ｓ３，Ｃ２（Ｃ
３），Ｒ２（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、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 axis X, a counter axis Y,
It has a three-axis configuration in which each element is disposed on each axis of the differential axis Z. Then, around the input shaft 11 on the main shaft X, four transmission elements S2, S3, C2 (C
3) Planetary gear set G having R2 (R3)
, Reduction planetary gear G1 and two brakes B-
1, B-2 and three clutches C-1, C-2, C-3
And are arranged.

【００２０】この自動変速機では、プラネタリギヤセッ
トＧの第１の変速要素Ｓ３が第１のクラッチＣ−１によ
り減速プラネタリギヤＧ１を介して入力軸１１に連結さ
れ、第２の変速要素Ｓ２が第３のクラッチＣ−３により
減速プラネタリギヤＧ１を介して入力軸１１に連結され
るとともに第１のブレーキＢ−１によりケース１０に係
止可能とされ、第３の変速要素Ｃ２（Ｃ３）が第２のク
ラッチＣ−２により入力軸１１に連結されるとともに第
２のブレーキＢ−２によりケースに係止可能とされ、第
４の変速要素Ｒ２（Ｒ３）が出力要素としてカウンタド
ライブギヤ１９に連結されている。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−１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 transmission element S3 of the planetary gear set G is connected to the input shaft 11 via the deceleration planetary gear G1 by the first clutch C-1, and the second transmission element S2 is connected to the third transmission element S2. Is connected to the input shaft 11 via the deceleration planetary gear G1 by the clutch C-3 and can be locked to the case 10 by the first brake B-1, and the third speed change element C2 (C3) is The clutch C-2 is connected to the input shaft 11 and can be locked to the case by the second brake B-2. The fourth transmission element R2 (R3) is connected to the counter drive gear 19 as an output element. I have. 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- In order to avoid complicated hydraulic control for re-grip 1 and to simplify the release control of the brake B-2, a one-way clutch F-1 that releases the engagement force naturally with the engagement of the brake B-1 is used. And is equivalent to the brake B-2.

【００２１】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、主軸Ｘ側からの出力を反転させてディファレンシ
ャル装置３に伝達すべくカウンタドライブギヤ１９に噛
合するアイドラギヤ２が配置されている。デフ軸Ｚ上に
は、アイドラギヤ２に噛合するデフリングギヤ３１がデ
フケース３２に固定して設けられ、デフケース３２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構成が採られてい
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. An idler gear 2 that meshes with a counter drive gear 19 is arranged on the counter shaft Y so that the output from the main shaft X is inverted and transmitted to the differential device 3. On the differential shaft Z, a differential ring gear 31 meshing with the idler gear 2 is fixedly provided on a differential case 32, and the differential rotation of the differential gear disposed in the differential case 32 is output to the left and right shafts 30, and the final rotation is performed. A configuration is adopted in which wheel driving force is used.

【００２２】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 meshes with a pair of large and small sun gears S2 and S3 having different diameters, one of which meshes with a large diameter sun gear S2 and a 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.

【００２３】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
入力要素として入力軸１１に連結され、キャリアＣ１を
出力要素として第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、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。The reduction planetary gear G1 has its sun gear S1 fixed to the transmission case 10, is connected to the input shaft 11 using the ring gear R1 as an input element, and has the first clutch C-1 and the third clutch C3 using the carrier C1 as an output element. It is connected to the planetary gear set G via the clutch C-3. The first transmission element of the planetary gear set G, that is, the small-diameter sun gear S3, is connected to the first clutch C-1, and the second transmission element, that is, the large-diameter sun gear S2,
It is connected to the third clutch C-3 and can be locked to the automatic transmission case 10 by a first brake B-1 constituted by a band brake. The carrier C2 (C3), which is the third transmission element, is connected to the input shaft 11 via the second clutch C-2, and is locked to the transmission case 10 by the second brake B-2. In addition, the one-way clutch F-1 enables the transmission case 10 to be locked in one-way rotation. The fourth speed change element, that is, the ring gear R2 (R3) is connected to the counter drive gear 19.

【００２４】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 structure shifts gears based on a vehicle load and a vehicle speed in a speed range corresponding to a range selected by a driver under the control of an electronic control device and a hydraulic control device (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.

【００２５】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 by referring to both figures, the first speed (1ST) corresponds to the engagement of the clutch C-1 and the brake B-2 (in the present 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.

【００２６】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).

【００２７】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.

【００２８】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.

【００２９】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.

【００３０】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.

【００３１】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.

【００３２】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.

【００３３】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.

【００３４】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。また、図６は自動変速機の後
部の構成を実断面で詳細に示す。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、ブレーキＢ−１，Ｂ−２につい
ては、それがバンドブレーキ構成の場合は、それぞれバ
ンドと図示しない油圧サーボで構成され、多板ブレーキ
の場合は、摩擦部材と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. FIG. 6 shows the configuration of the rear part of the automatic transmission in an actual cross section in detail. 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. In addition, throughout this specification,
The terms clutch and brake generally refer to friction members and hydraulic servos. Accordingly, the first clutch C-1 is composed of the friction member 63 and the hydraulic servo 6, and the second clutch C-2 is composed of the friction member 55 and the hydraulic servo 5,
The third clutch C-3 includes the friction member 73 and the hydraulic servo 7. Further, the brakes B-1 and B-2 are each composed of a band and a hydraulic servo (not shown) when the brakes are of a band brake configuration, and are composed of a friction member and a hydraulic servo in the case of a multiple disc brake. .

【００３５】本発明の特徴に従い、自動変速機ケース１
０の後端部から前方に延在し、内周部で入力軸１１を支
持するボス部１０ａが、ケース１０と一体又は別体の部
材として設けられている。そして、ボス部１０ａ先端部
に減速プラネタリギヤＧ１の固定変速要素を構成するサ
ンギヤＳ３が連結されている。更に、減速プラネタリギ
ヤＧ１とケース１０後端部との間のボス部１０ａの外周
に、ボス部からの油圧供給が可能に第１のクラッチＣ−
１の油圧サーボ６と第３のクラッチの油圧サーボ７が軸
方向に並べて配置されている。また、減速プラネタリギ
ヤＧ１に隣接してプラネタリギヤセットＧが配置され、
減速プラネタリギヤＧ１と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の摩擦部材と第３のクラッ
チＣ−３の摩擦部材が配置されている。According to the features of the present invention, the automatic transmission case 1
A boss 10a extending forward from the rear end of the case 10 and supporting the input shaft 11 at the inner periphery is provided as a member integral with or separate from the case 10. Further, a sun gear S3 constituting a fixed speed change element of the reduction planetary gear G1 is connected to a tip end of the boss 10a. Further, hydraulic pressure can be supplied from the boss portion to the outer periphery of the boss portion 10a between the reduction planetary gear G1 and the rear end portion of the case 10 so that the first clutch C-
The first hydraulic servo 6 and the third servo hydraulic servo 7 are arranged side by side in the axial direction. Further, a planetary gear set G is disposed adjacent to the reduction planetary gear G1,
A friction member of the first clutch C-1 and a friction member of the third clutch C-3 are arranged on the outer peripheral side of the reduction planetary gear G1 and the planetary gear set G.

【００３６】これら第１のクラッチＣ−１の摩擦部材と
第３のクラッチＣ−３の摩擦部材は、軸方向に並べて配
置され、それらの外周側に、バンドブレーキで構成され
る第１のブレーキＢ−１が配置されている。このように
２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３の摩擦部材を軸方向に並
べて配置することにより、両クラッチをほぼ同じ容量と
している。また、並んで配置され、同等の外径を有する
これらクラッチの外周に、軸方向に長く、径方向にコン
パクトなバンドブレーキを配置することにより、自動変
速機においてディファレンシャル装置３や車両側メンバ
ーＢとの干渉がないため径方向寸法の制約が比較的ゆる
やかな変速機中間部分のスペースを無駄なく利用した軸
方向寸法の短縮が図られている。The friction member of the first clutch C-1 and the friction member of the third clutch C-3 are arranged side by side in the axial direction, and a first brake constituted by a band brake is provided on the outer peripheral side thereof. B-1 is arranged. By arranging the friction members of the two clutches C-1 and C-3 in the axial direction in this manner, both clutches have substantially the same capacity. In addition, by arranging a band brake that is long in the axial direction and compact in the radial direction on the outer circumference of these clutches that are arranged side by side and have the same outer diameter, the differential device 3 and the vehicle side member B can be connected to each other in the automatic transmission. Therefore, the axial dimension is shortened by using the space in the middle portion of the transmission, which is relatively strict in the radial dimension due to no interference.

【００３７】更に、第１のクラッチＣ−１の油圧サーボ
６と第３のクラッチＣ−３の油圧サーボ７は、減速プラ
ネタリギヤＧ１の出力要素とされるキャリアＣ１に連結
されたトルク伝達部材６０の一方の面と他方の面をそれ
ぞれの油圧サーボシリンダとして構成されている。具体
的には、トルク伝達部材６０は、ボス部１０ａに支持さ
れた筒状部６０ａと、筒状部６０ａの軸方向ほぼ中央部
から第１のクラッチＣ−１の摩擦部材と第３のクラッチ
Ｃ−３の摩擦部材に向けて延びるドラム部６２とからな
り、ドラム部６２の一方の面と筒状部６０ａの外周面、
及びドラム部６２の他方の面と筒状部６０ａの外周面に
より、それぞれ、第１のクラッチＣ−１と第３のクラッ
チＣ−３の油圧サーボシリンダが構成されている。Further, the hydraulic servo 6 of the first clutch C-1 and the hydraulic servo 7 of the third clutch C-3 are connected to the torque transmitting member 60 connected to the carrier C1 as an output element of the reduction planetary gear G1. One surface and the other surface are configured as respective hydraulic servo cylinders. Specifically, the torque transmitting member 60 includes a cylindrical portion 60a supported by the boss portion 10a, a friction member of the first clutch C-1 and a third clutch from a substantially central portion in the axial direction of the cylindrical portion 60a. A drum portion 62 extending toward the friction member C-3, one surface of the drum portion 62 and an outer peripheral surface of the cylindrical portion 60a;
The other surface of the drum portion 62 and the outer peripheral surface of the cylindrical portion 60a constitute hydraulic servo cylinders of the first clutch C-1 and the third clutch C-3, respectively.

【００３８】このトルク伝達部材６０の内側と外側に
は、両油圧サーボ６，７のピストン６１，７１が嵌挿さ
れている。詳しくは、トルク伝達部材６０から延長され
てクラッチＣ−１の摩擦部材（ディスクとセパレータプ
レートからなる。他のクラッチについて同じ）６３の外
周を支持するドラム部６２の内側がピストン６１のシリ
ンダとされ、このドラム部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のドラム部６
２とのスプライン係合により共回りするクラッチＣ−３
のドラム部７２とされ、このドラム部７２に摩擦部材７
３の外周が支持されている。この配置により、トルク伝
達部材６０に入る減速回転は、常時クラッチＣ−１のド
ラム部６２とクラッチＣ−３のドラム部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
シリンダから押し出されたときに、軸方向に不動のドラ
ム部６２とピストン６１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がドラ
ム部６２に対して押し戻されたときに、ドラム部７２と
軸方向に不動のドラム部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。かくして、トルク伝達部材６０は、第１のク
ラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３の係合力支持手段
を構成している。なお、図５において、符号６５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。The pistons 61 and 71 of the hydraulic servos 6 and 7 are fitted inside and outside the torque transmitting member 60, respectively. More specifically, the inside of a drum portion 62 extending from the torque transmitting member 60 and supporting the outer periphery of a friction member (consisting of a disc and a separator plate; the same applies to other clutches) 63 of the clutch C- 1 is a cylinder of a piston 61. The piston 71 of the clutch C-3 that covers the outside of the drum portion 62 is connected to the drum portion 6 of the clutch C-1.
C-3 which rotates cooperatively by spline engagement with the clutch C-2
Of the friction member 7
3 is supported. With this arrangement, the decelerated rotation entering the torque transmitting member 60 is constantly transmitted to the drum portion 62 of the clutch C-1 and the drum portion 72 of the clutch C-3. Therefore, when the piston 61 is pushed out of the cylinder by the operation of the hydraulic servo 6, the friction member 63 is sandwiched between the drum portion 62 and the piston 61 which are immovable in the axial direction, and the rotation is reduced through the hub 64 through the sun gear. It is transmitted to S3. On the other hand, when the piston 71 is pushed back with respect to the drum portion 62 by the operation of the hydraulic servo 7, the friction member 73 is sandwiched between the drum portion 72 and the drum portion 62 that is not moved in the axial direction, so that the deceleration rotation is performed. The power is transmitted to the sun gear S2 via the hub 74. Thus, the torque transmitting member 60 constitutes an engagement force supporting means for the first clutch C-1 and the third clutch C-3. In FIG. 5, reference numeral 65 denotes a cancel plate that cancels the centrifugal oil pressure of the hydraulic servo 6, and reference numeral 75 similarly denotes a cancel plate that cancels the centrifugal oil pressure of the hydraulic servo 7.

【００３９】そして、図６の詳細な断面からわかるよう
に、両油圧サーボ６，７のシリンダ６０とピストン６
１，７１によりそれぞれ画定される油室は、シリンダ６
０の筒状部６０ａに穿設された油孔及びケース１０のボ
ス部１０ａに形成された周溝並びに径方向油路を経てケ
ース１０に形成された供給油路に接続され、それにより
油圧の供給が、ボス部１０ａを介して可能とされてい
る。As can be seen from the detailed cross section of FIG. 6, the cylinder 60 and the piston 6
The oil chambers respectively defined by the cylinders 1 and 71 are cylinders 6
0 through the oil hole formed in the cylindrical portion 60a, the peripheral groove formed in the boss 10a of the case 10 and the radial oil passage to the supply oil passage formed in the case 10, thereby providing a hydraulic pressure. Supply is possible via the boss 10a.

【００４０】また、減速プラネタリギヤＧ１は、そのサ
ンギヤＳ１がボス部１０ａにスプライン係合で固定さ
れ、リングギヤＲ１が減速プラネタリギヤＧ１の一方側
でフランジ１１ａを介して入力軸１１に連結され、キャ
リアＣ１がトルク伝達部材６０の筒状部６０ａに連結さ
れている。The reduction gear planetary gear G1 has its sun gear S1 fixed to the boss portion 10a by spline engagement, the ring gear R1 connected to the input shaft 11 via the flange 11a on one side of the reduction gear planetary gear G1, and the carrier C1 connected thereto. The torque transmission member 60 is connected to the cylindrical portion 60a.

【００４１】入力軸１１は、自動変速機の前端部から後
端部まで延在し、後端部側で、減速プラネタリギヤＧ１
の入力要素としてのリングギヤＲ１に、上記のようにフ
ランジ１１ａを介して連結され、プラネタリギヤセット
Ｇの前方で、プラネタリギヤセットＧの前方に配置され
た第２のクラッチＣ−２に連結されている。The input shaft 11 extends from the front end to the rear end of the automatic transmission, and at the rear end side, the reduction planetary gear G1.
Is connected via the flange 11a as described above to the second clutch C-2 disposed in front of the planetary gear set G and in front of the planetary gear set G.

【００４２】この第２のクラッチＣ−２を操作する油圧
サーボ５は、クラッチドラム５０の内側に形成されたシ
リンダにピストン５１を嵌挿させた通常の構成とされ、
ドラム５０とキャリアＣ２に連結されたハブ５４に外周
と内周を支持されたクラッチ摩擦部材５５を挟持して、
入力軸１１に連結されたドラム５０からの入力回転をハ
ブ５４を介してキャリアＣ２，Ｃ３に入力することにな
る。The hydraulic servo 5 for operating the second clutch C-2 has a normal configuration in which a piston 51 is inserted into a cylinder formed inside the clutch drum 50.
A clutch friction member 55 whose outer and inner circumferences are supported by a hub 54 connected to the drum 50 and the carrier C2 is sandwiched,
The input rotation from the drum 50 connected to the input shaft 11 is input to the carriers C2 and C3 via the hub 54.

【００４３】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１０ｂの軸方向延長部
１０ｃの内周にベアリング１２を介して支持されてお
り、詳しくは、ギヤのハブ部の外周をアイドラギヤとの
噛合部を挟む形でバランス良く支持されている。Regarding the support of the counter drive gear 19, the counter drive gear 19 is supported via the bearing 12 on the inner periphery of the axial extension 10c of the support 10b provided on the automatic transmission case 10. More specifically, the outer periphery of the hub portion of the gear is supported in a well-balanced manner so as to sandwich the meshing portion with the idler gear.

【００４４】かくして、この実施形態では、細径の入力
軸１１の周りにプラネタリギヤセットＧを配置すること
で、そのサンギヤＳ２，Ｓ３の小径化によりギヤ比設定
の自由度を向上させ、プラネタリギヤセットＧと、それ
に軸方向に隣接配置した減速プラネタリギヤＧ１の外周
に第１のクラッチＣ−１の摩擦部材と第３のクラッチＣ
−３の摩擦部材を軸方向に並べて配置することで両クラ
ッチの大径化により、それらの容量を大きくし、更に両
クラッチの外周側に径方向寸法を取らないバンドブレー
キＢ−２を配置することで、結果的に径方向寸法の制約
の比較的ゆるやかな変速機中央部に変速機構を重合させ
て軸方向寸法の短縮を実現している。そして、径方向寸
法の制約が厳しい後端部と前端部については、小径の油
圧サーボ６，７と、同じく小径のカウンタドライブギヤ
１９を配置して、全体的に車両搭載条件に合った形態で
自動変速機を構成している。Thus, in this embodiment, by arranging the planetary gear set G around the small-diameter input shaft 11, the sun gears S2 and S3 are reduced in diameter, so that the degree of freedom in setting the gear ratio is improved. And a friction member of the first clutch C-1 and a third clutch C on the outer periphery of the reduction planetary gear G1 disposed axially adjacent thereto.
-3 are arranged side by side in the axial direction to increase the diameter of both clutches, thereby increasing their capacity. Further, a band brake B-2 which does not take a radial dimension is arranged on the outer peripheral side of both clutches. As a result, the transmission mechanism is superimposed on the central portion of the transmission where the restriction on the radial dimension is relatively gentle, so that the axial dimension is reduced. At the rear end and the front end, where the restriction on the radial dimension is strict, small-diameter hydraulic servos 6 and 7 and similarly small-diameter counter drive gear 19 are arranged so as to conform to the vehicle mounting condition as a whole. It constitutes an automatic transmission.

【００４５】ところで、前記第１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。In the first embodiment, the planetary gear set G is of the Ravigneaux type. However, the gear set G capable of taking a relatively good gear ratio and steps is not limited to this. Therefore, an embodiment in which the planetary gear set G is changed to another type will be described below.

【００４６】図７は第１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２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、シンプ
ルプラネタリギヤＧ２と、互いに噛合する一対のピニオ
ンギヤＰ３，Ｐ３’の一方がサンギヤＳ３に噛合し、他
方がリングギヤＲ３に噛合するダブルピニオン式のプラ
ネタリギヤＧ３と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がシンプルプラネタリギヤＧ２のリングギヤ
Ｒ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がキャリアＣ２
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、ブレーキ
Ｂ−１はシンプルプラネタリギヤＧ２のリングギヤＲ２
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は双方のキャリアＣ２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１
に示すようなギヤ比とステップが得られる。FIG. 7 shows a second embodiment in which only the planetary gear set G is partially changed from the first embodiment. In this embodiment, the planetary gear set G is a combination of a simple planetary gear G2 and a double pinion type planetary gear G3 in which one of a pair of pinion gears P3 and P3 'meshing with each other meshes with a sun gear S3 and the other meshes with a ring gear R3. It has a configuration. In the case of this planetary gear set G, the first clutch C-
1 is connected to the two sun gears S2 and S3, the third clutch C-3 is connected to the ring gear R2 of the simple planetary gear G2, and the second clutch C-2 is connected to the carrier C2.
And the carrier C3, and the ring gear R3 is connected to the counter drive gear 19. The brake B-1 is a ring gear R2 of the simple planetary gear G2.
, And the brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock both the carrier C2 and the carrier C3. In such a case, for example, Table 1 below
The gear ratio and step as shown in FIG.

【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、シンプルプラネタリギヤＧ２の歯数
比λ２＝０．６３６、ダブルプラネタリギヤＧ３の歯数
比λ３＝０．３３３であり、ギヤ比幅は７．１１１とな
る。[Table 1] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.556, the gear ratio λ2 of the simple planetary gear G2 = 0.636, the gear ratio λ3 of the double planetary gear G3 = 0.333, and the gear ratio width is 7.111.

【００４７】次に、図８は第２実施形態に対してプラネ
タリギヤセットＧのシンプルプラネタリギヤとダブルプ
ラネタリギヤの位置関係を逆転させた第３実施形態を示
す。この形態では、第１のクラッチＣ−１がダブルプラ
ネタリギヤＧ２のサンギヤＳ２に連結され、第３のクラ
ッチＣ−３がダブルプラネタリギヤＧ２のキャリアＣ２
とシンプルプラネタリギヤＧ３のサンギヤＳ３に連結さ
れ、第２のクラッチＣ−２がシンプルプラネタリギヤＧ
３のキャリアＣ３とダブルプラネタリギヤＧ２のリング
ギヤＲ２に連結され、シンプルプラネタリギヤＧ３のリ
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、ブレーキＢ−１はキャリアＣ２とサンギ
ヤＳ３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
２に示すようなギヤ比とステップが得られる。Next, FIG. 8 shows a third embodiment in which the positional relationship between the simple planetary gears and the double planetary gears of the planetary gear set G is reversed with respect to the second embodiment. In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to the sun gear S2 of the double planetary gear G2, and the third clutch C-3 is connected to the carrier C2 of the double planetary gear G2.
And the second clutch C-2 is connected to the sun gear S3 of the simple planetary gear G3.
3 is connected to the ring gear R2 of the double planetary gear G2, and the ring gear R3 of the simple planetary gear G3 is connected to the counter drive gear 19. The brake B-1 locks the carrier C2 and the sun gear S3, and the 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 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、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 2] 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.

【００４８】次に、図９はプラネタリギヤセットＧを２
つのダブルプラネタリギヤＧ２，Ｇ３で構成した第４実
施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１が
サンギヤＳ３とキャリアＣ２に連結され、第３のクラッ
チＣ−３がサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチＣ
−２がキャリアＣ３とリングギヤＲ２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、ブレーキＢ−１はサンギヤＳ２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３に示すようなギ
ヤ比とステップが得られる。Next, FIG. 9 shows the planetary gear set G
A fourth embodiment composed of two double planetary gears G2, G3 is shown. In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to the sun gear S3 and the carrier C2, 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 ring gear R3 is connected to the counter drive gear 19. The brake B-1 locks the sun gear S2, and the brake B-2 and the one-way clutch F-
Reference numeral 1 is used to 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 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 3] 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.

【００４９】次に、図１０は第４実施形態に対して連結
関係のみを変更した第５実施形態を示す。この形態で
は、第１のクラッチＣ−１が両サンギヤＳ２，Ｓ３に連
結され、第３のクラッチＣ−３がキャリアＣ２に連結さ
れ、第２のクラッチＣ−２がキャリアＣ３とリングギヤ
Ｒ２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、ブレーキＢ−１はキ
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Ｒ２とキャリアＣ
３を係止するものとされる。こうした場合は、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の歯数比を変更してλ２＝０．４４４、そして
プラネタリギヤＧ３の歯数比を同様にλ３＝０．５５６
とすることでギヤ比、そのステップ、ギヤ比幅とも第４
実施形態と同様となる。Next, FIG. 10 shows a fifth embodiment in which only the connection relationship is changed from the fourth embodiment. In this embodiment, 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, and the second clutch C-2 is connected to the carrier C3 and the ring gear R2. The ring gear R3 is connected to the counter drive gear 19. The brake B-1 locks the carrier C2, and the brake B-2 and the one-way clutch F-1 connect the ring gear R2 to the carrier C2.
3 is locked. In such a case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 is 0.556, the gear ratio of the planetary gear G2 is changed to λ2 = 0.444, and the gear ratio of the planetary gear G3 is similarly set to λ3 = 0.556.
As a result, the gear ratio, its step, and the gear ratio width
It is the same as the embodiment.

【００５０】以上の各実施形態（以下の説明において、
これらを総称して第１群の実施形態という）は、変速機
構の最前部にカウンタドライブギヤを配したギヤトレイ
ン構成のものであるが、本発明は、カンタドライブギヤ
を中間部に配した形式のギヤトレインにも適用可能であ
る。そこで、以下にその実施形態を挙げて説明する。Each of the above embodiments (in the following description,
These are collectively referred to as a first group of embodiments) are of a gear train configuration in which a counter drive gear is disposed at the forefront of a transmission mechanism. However, the present invention is directed to a type in which a canter drive gear is disposed in an intermediate portion. The present invention can also be applied to gear trains. Therefore, the embodiment will be described below.

【００５１】図１１及び図１２は上記形式を採る第６実
施形態の構成をスケルトンと模式化した断面で示す。こ
の形態では、カウンタドライブギヤ１９の内周側が二重
軸構造となり、ギヤ径を第１群の実施形態のように小径
化することが困難なところから、主軸Ｘからの変速出力
をカンタギヤ部で減速する動力伝達が必要とされる。こ
れに伴って、カウンタ軸Ｙ上には、カウンタドライブギ
ヤ１９に噛合する大径のカウンタドリブンギヤ２１と、
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がカウンタ軸２０に固定して配置されてい
る。FIG. 11 and FIG. 12 show the structure of the sixth embodiment having the above-mentioned form in a cross-section schematically shown as a skeleton. In this embodiment, the inner peripheral side of the counter drive gear 19 has a double shaft structure, and it is difficult to reduce the gear diameter as in the first group of embodiments. A decelerating power transmission is required. Accordingly, on the counter shaft Y, a large-diameter counter driven gear 21 meshing with the counter drive gear 19,
A small-diameter differential drive pinion gear 22 meshing with the differential ring gear 31 is fixedly disposed on the counter shaft 20.

【００５２】そして、この形態ではプラネタリギヤセッ
トＧと、その変速要素の各係合要素を介する入出力の連
結関係については、第１実施形態と同様なので、同様の
参照符号を付して説明に代え、以下相違点のみ説明す
る。カンタドライブギヤ１９の支持構造に関して、この
形態では、カウンタドライブギヤ１９のハブの軸方向延
長部外周がベアリング１２を介して、第２のブレーキＢ
−２の油圧サーボシリンダを兼ねるケース１０のサポー
ト１０ｄの内周に支持されている。In this embodiment, the connection relationship between the planetary gear set G and the input / output via each engagement element of the speed change element is the same as that of the first embodiment. Only the differences will be described below. Regarding the support structure of the canter drive gear 19, in this embodiment, the outer circumference of the hub of the counter drive gear 19 in the axial direction extends through the bearing 12 to the second brake B
The case 10 is also supported on the inner periphery of a support 10d of the case 10 which also serves as a hydraulic servo cylinder.

【００５３】また、第２のクラッチＣ−２の油圧サーボ
構造に関して、この形態では、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）１０ｅ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５３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
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。With respect to the hydraulic servo structure of the second clutch C-2, in this embodiment, the hydraulic servo 5 for operating the clutch C-2 is a stationary cylinder type in which a cylinder and a piston are built in a transmission case 10. It is a hydraulic servo. Specifically, the cylinder 50 is
Is formed as an annular groove in a partition (also serving as an oil pump body) 10e on the side of the torque converter housing, and a ring-shaped piston 51 is fitted in the inside thereof so as to be slidable in the axial direction. I have. The piston 51 presses the pressure plate 53 via the thrust bearing 52, and the input shaft 11
The clutch friction member 55 is sandwiched between the flange 54 and the flange 54, and the input rotation from the hub on the flange 54 side is input to the carriers C2 and C3 via the drum 56.

【００５４】このようにカンタドライブギヤ１９を中間
部に配した形式のギヤトレインにおいても、そのプラネ
タリギヤセットＧについて、種々の形態を採ることがで
きる。そこで、以下にその実施形態を挙げて説明する。As described above, in the gear train of the type in which the canter drive gear 19 is disposed at the intermediate portion, the planetary gear set G can take various forms. Therefore, the embodiment will be described below.

【００５５】図１３は第６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７実施形態を
示す。この形態では、プラネタリギヤセットＧの構成
と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結
関係は、前記第２実施形態と同様であり、それにより得
られるギヤ比とステップについても、同様の歯数比の設
定により同様となるので、これらの点については、第２
実施形態の説明の参照を以て説明に代える。FIG. 13 shows a seventh embodiment in which only the planetary gear set G is partially changed from the sixth embodiment. In this embodiment, the configuration of the planetary gear set G and the connection relationship between the respective shift elements and the respective clutches and brakes are the same as those in the second embodiment, and the gear ratios and steps obtained thereby have the same teeth. The same applies to the setting of the numerical ratio.
The description is replaced with the description of the embodiment.

【００５６】次に、図１４は前記第３実施形態と同様の
プラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各
クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第８実施形
態を示す。したがって、この場合についても、得られる
ギヤ比とステップは、第３実施形態の場合と同様の歯数
比の設定により同様となるので、これらの点について
は、第３実施形態の説明の参照を以て説明に代える。Next, FIG. 14 shows an eighth embodiment using the same configuration of the planetary gear set G as in the third embodiment and the connection relationship between each speed change element and each clutch and brake. Therefore, also in this case, the obtained gear ratio and step become the same by setting the same gear ratio as in the third embodiment, and these points will be described with reference to the description of the third embodiment. Substitute description.

【００５７】更に、図１５は前記第４実施形態と同様の
プラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各
クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第９実施形
態を示す。この場合についても、得られるギヤ比とステ
ップは、第４実施形態の場合と同様の歯数比の設定によ
り同様となるので、これらの点については、第４実施形
態の説明の参照を以て説明に代える。FIG. 15 shows a ninth embodiment in which the configuration of a planetary gear set G similar to that of the fourth embodiment and the connection relationship between each speed change element and each clutch and brake are used. Also in this case, the obtained gear ratio and step become the same by setting the same gear ratio as in the fourth embodiment, and these points will be described with reference to the description of the fourth embodiment. Substitute.

【００５８】また、図１６は前記第５実施形態と同様の
プラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各
クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第１０実施
形態を示す。この場合についても、上記と同様となるの
で、第５実施形態の説明の参照を以て説明に代える。FIG. 16 shows a tenth embodiment using the same configuration of the planetary gear set G as in the fifth embodiment, and the connection relationship between each speed change element and each clutch and brake. In this case, the description is the same as above, and the description is replaced with the description of the fifth embodiment.

【００５９】以上の第６〜第１０実施形態（以下の説明
において、これらを総称して第２群の実施形態という）
は、カンタドライブギヤ１９を中間部に配した形式のギ
ヤトレイン構成のものであるが、同様の配置を採りなが
ら、第２のブレーキＢ−２をバンドブレーキとした形式
のものについて、以下にその実施形態を挙げて説明す
る。The above sixth to tenth embodiments (in the following description, these are collectively referred to as a second group of embodiments)
Is a gear train configuration in which the canter drive gear 19 is disposed in the middle portion. The same configuration is adopted, and the type in which the second brake B-2 is a band brake is described below. An embodiment will be described.

【００６０】図１７及び図１８は上記形式を採る第１１
実施形態の構成をスケルトンと模式化した断面で示す。
この形態では、第２のブレーキのバンドブレーキ化に伴
い、第２群の実施形態に対して、カンタドライブギヤ１
９の支持構造と、第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−
３並びにワンウェイクラッチＦ−１の配設位置が変更さ
れているので、この関連の部分のみ説明する。FIGS. 17 and 18 show an eleventh embodiment of the present invention.
The configuration of the embodiment is shown by a skeleton and a schematic cross section.
In this embodiment, with the band brake of the second brake, the canter drive gear 1
9 and the first and third clutches C-1, C-
3 and the arrangement position of the one-way clutch F-1 has been changed, so only the relevant portions will be described.

【００６１】先ず、第２のブレーキＢ−２は、デフリン
グギヤ３１と同様の軸方向位置にある第２のクラッチＣ
−２の外周にバンドブレーキとして配置されている。こ
うした第２のクラッチＣ−２とバンドブレーキＢ−２の
径方向への重合配置は、デフリングギヤ３１との干渉を
生じる径方向寸法の増大を避けながらクラッチとブレー
キを同じ軸方向位置に配置するのに有効な方法である。First, the second brake B-2 is connected to the second clutch C at the same axial position as the differential ring gear 31.
-2 as a band brake. The overlapping arrangement of the second clutch C-2 and the band brake B-2 in the radial direction allows the clutch and the brake to be arranged at the same axial position while avoiding an increase in the radial dimension that causes interference with the differential ring gear 31. It is an effective method for

【００６２】そして、第２群の実施形態において多板構
成の摩擦部材が占めていた空きスペースを利用して、第
１及び第２のクラッチＣ−１，Ｃ−３並びにワンウェイ
クラッチＦ−１を全体に前方に寄せて、実質上プラネタ
リギヤセットＧの外周側に配置している。こうした配置
は、減速プラネタリギヤＧ１の外周部を小径化すること
に役立つため、車両側メンバーとの干渉を避ける点で
は、第１群及び第２群の実施形態より有利な配置とな
る。The first and second clutches C-1 and C-3 and the one-way clutch F-1 are utilized by utilizing the empty space occupied by the multi-plate friction member in the second embodiment. It is disposed substantially on the outer peripheral side of the planetary gear set G so as to be entirely forward. Since such an arrangement is useful for reducing the outer diameter of the reduction planetary gear G1, the arrangement is more advantageous than the first and second embodiments in terms of avoiding interference with the vehicle-side member.

【００６３】この実施形態では、カンタドライブギヤ１
９の支持構造に関して、ケース１０のサポート１０ｄの
内周側を軸方向後方に延長したボス部を形成し、その外
周にベアリング１２を介してカウンタドライブギヤ１９
の内周を支持する構成が採られている。この構成の利点
は、カウンタドライブギヤ１９の同ドリブンギヤ２１と
の噛合部の内周側を軸方向のオフセットなく支持するこ
とで、ベアリング１２にかかるモーメント力による負荷
を軽減することができるため、負荷容量の小さなベアリ
ングとすることができる点にある。In this embodiment, the canter drive gear 1
9, the support 10d of the case 10 is formed with a boss extending axially rearward on the inner peripheral side of the support 10d.
The structure which supports the inner periphery of is adopted. The advantage of this configuration is that the load due to the moment force applied to the bearing 12 can be reduced by supporting the inner peripheral side of the meshing portion of the counter drive gear 19 with the driven gear 21 without offset in the axial direction. The point is that a bearing with a small capacity can be obtained.

【００６４】そして、このギヤトレイン構成のものにつ
いても、第１及び第２群の実施形態で挙げたような、プ
ラネタリギヤの構成の変更と、その変速要素とクラッチ
及びブレーキとの連結関係の変更は可能である。ちなみ
に、図１９に示す第１２実施形態は、第３実施形態と同
様に構成した場合の例であり、図２０に示す第１３実施
形態は、第５実施形態と同様に構成した場合の例であ
る。これらの形態におけるギヤ比等についても、上記対
応する実施形態のものと同様となる。Also in the case of this gear train configuration, the change in the configuration of the planetary gear and the change in the connection relationship between the speed change element and the clutch and brake as described in the first and second embodiments. It is possible. Incidentally, the twelfth embodiment shown in FIG. 19 is an example in the case of the configuration similar to the third embodiment, and the thirteenth embodiment shown in FIG. 20 is an example in the case of the configuration similar to the fifth embodiment. is there. The gear ratios and the like in these embodiments are the same as those in the corresponding embodiments.

【００６５】以上の第１１〜第１３実施形態（以下の説
明において、これらを総称して第３群の実施形態とい
う）は、第２のブレーキをバンドブレーキとした形式の
ものであるが、同様の配置を採りながら、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。最後に、その
ような実施形態を例示する。In the above-described first to thirteenth embodiments (these are collectively referred to as a third group of embodiments in the following description), the second brake is a band brake. When it is assumed that the one-way clutch is disposed while adopting the arrangement described above, it is possible to reduce the axial dimension by devising the arrangement position. Finally, such an embodiment is illustrated.

【００６６】図２１及び図２２は上記構造を採る第１４
実施形態の構成をスケルトンと模式化した断面で示す。
この場合も相違点のみの説明に止めるが、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、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１０ｄの軸方向延
長部１０ｅ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１０ｄの軸方向延長部１０ｅの外周側
に配置されている。FIGS. 21 and 22 show a fourteenth embodiment having the above structure.
The configuration of the embodiment is shown by a skeleton and a schematic cross section.
In this case as well, only the differences will be described, but in this embodiment, it is assumed that the one-way clutch F-1 for preventing the one-way rotation of the speed change element locked by the second brake B-2 is provided. , Counter drive gear 19
Has a cylindrical portion 19a extending forward in the axial direction on its inner peripheral portion. The cylindrical portion 19a is supported on the inner peripheral side of the axial extension 10e of the support 10d provided in the automatic transmission case 10, and the one-way clutch F
-1 is disposed on the outer peripheral side of the axial extension 10e of the support 10d.

【００６７】そして、プラネタリギヤセットＧは、第１
実施形態に対してギヤ配置を前後逆にした構成とされて
いる。詳しくは、小径のサンギヤＳ２とそれに噛合する
ピニオンギヤＰ２が後方に配置され、大径のサンギヤＳ
３とリングギヤＲ３が前方に配置されている。そして、
大径のサンギヤＳ３は第１のクラッチＣ−１に連結さ
れ、小径のサンギヤＳ２が第３のクラッチＣ−３に連結
され、リングギヤＲ３が第２のクラッチＣ−２に連結さ
れ、キャリアＣ２（Ｃ３）がカンタドライブギヤ１９に
連結されている。また、第１のブレーキＢ−１はサンギ
ヤＳ２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はリングギヤＲ３を係止する
ものとされている。こうした形態を採った場合、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。Then, the planetary gear set G is
The configuration is such that the gear arrangement is reversed with respect to the embodiment. Specifically, a small-diameter sun gear S2 and a pinion gear P2 meshing with the small-diameter sun gear S2 are disposed rearward, and the large-diameter sun gear S2
3 and a ring gear R3 are arranged forward. And
The large diameter sun gear S3 is connected to the first clutch C-1, the small diameter sun gear S2 is connected to the third clutch C-3, the ring gear R3 is connected to the second clutch C-2, and the carrier C2 ( C3) is connected to the canter drive gear 19. 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. When such a form is adopted, 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、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 4] 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

【００６８】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 the one-way clutch arrangement. Therefore,
Next, an embodiment in which the planetary gear set G is changed to another type will be described.

【００６９】図２３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１５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Ｓ
２，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５に示すような
ギヤ比とステップが得られる。FIG. 23 shows a fifteenth embodiment in which only the planetary gear set G is partially changed. In this embodiment, the planetary gear set G has a configuration in which a double pinion type planetary gear G2 and a simple planetary gear G3 are combined. In the case of this planetary gear set G, the first clutch C-1 has two sun gears S.
2, S3, and the third clutch C-3 is connected to the double pinion carrier C2, and 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. The brake B-1 locks the 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 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、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 5] 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.

【００７０】次に、図２４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１６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６に示すようなギヤ比とステ
ップが得られる。FIG. 24 shows a sixteenth embodiment in which the planetary gear set G is constituted by a combination of two double pinion type planetary gears G2 and G3. In the case of 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, 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 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、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 6] 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.

【００７１】次に、図２５はプラネタリギヤセットＧを
２つのダブルピニオンプラネタリギヤを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１７
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
（Ｃ３）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７に示すようなギヤ比とステッ
プが得られる。Next, FIG. 25 shows a seventeenth embodiment in which the planetary gear set G has two double pinion planetary gears and a single pinion gear in common with each other.
1 shows an embodiment. 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.
(C3), the second clutch C-2 is connected to the small-diameter ring gear R3, and the large-diameter ring gear R2 is connected to the counter drive gear 19. And the first
Brake B-1 of the carrier C2 (C3)
The 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 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、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 7] 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.

【００７２】次に、図２６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１８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Ｃ
３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８に示すようなギヤ
比とステップが得られる。FIG. 26 shows an eighteenth embodiment in which the planetary gear set G is constituted by a combination of two double pinion type planetary gears G2 and G3. In the case of the 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 C.
3 and the ring gear R2, and the carrier C2 and the ring gear R3 are connected to the counter drive gear 19. Then, the first brake B-1 operates the sun gear S2,
The second 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 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＝
０．３０６、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 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 =
0.306, gear ratio λ3 of planetary gear G3 = 0.3
61, and the gear ratio width is 6.203.

【００７３】次に、図２７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１９
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９に示すよう
なギヤ比とステップが得られる。Next, FIG. 27 similarly shows a planetary gear set G having two double pinion type planetary gears G2 and G2.
The 19th modified G3 combination
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 9 below are obtained.

【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＝０．５５６、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 9] 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.

【００７４】次に、図２８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２０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１
０に示すようなギヤ比とステップが得られる。Next, FIG. 28 shows a twentieth embodiment in which the planetary gear set G is similarly constituted by 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 1
The gear ratio and step as shown in FIG.

【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＝０．６３６、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 10] 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.

【００７５】次に、図２９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２１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１１に示すようになる。Next, FIG. 29 shows a twenty-first embodiment in which a planetary gear set G is similarly modified on the 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 11 below, for example.

【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＝０．５６６、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 11] Incidentally, in this case, the gear ratio λ1 of the reduction planetary gear G1 = 0.566 and the gear ratio λ2 of the large-diameter ring gear side = 2
0.528, gear ratio λ3 = 0.30 on small ring gear side
6, and the gear ratio width is 6.109.

【００７６】図３０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の組み合わせで構成した第２２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
Ｃ２とサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ−３
がサンギヤＳ２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、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１２に示すようなギヤ比とステップが得ら
れる。FIG. 30 shows a twenty-second embodiment in which the planetary gear set G is again constituted by a combination of a double pinion type planetary gear G2 and a simple planetary gear G3. In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to the carrier C2 and the sun gear S3, and the third clutch C-3
Is connected to the sun gear S2, the second clutch C-2 is connected to the ring gear R3, and the ring gear R2 and the carrier C
3 is connected to the counter drive gear 19. 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 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、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 12] 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.

【００７７】図３１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
み合わせで構成した第２３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Ｃ２とサンギヤＳ
３に連結され、第３のクラッチＣ−３がサンギヤＳ２に
連結され、第２のクラッチＣ−２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１３に示すようなギヤ比とステップが得られ
る。FIG. 31 shows that the planetary gear set G is
A twenty-third embodiment comprising a combination of two double pinion type planetary gears G2, G3 is shown. In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to the carrier C2 and the sun gear S
3, the third clutch C-3 is connected to the sun gear S2, the second clutch C-2 is connected to the ring gear R2 and the carrier C3, and the ring gear R3 is connected to the counter drive gear 19. Then, 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 13 below 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＝
０．５５６、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 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 =
0.556, gear ratio λ3 = 0.3 of planetary gear G3
61, and the gear ratio width is 6.252.

【００７８】最後に、図３２は上記第２３実施形態にお
いて、連結関係のみを変更した第２４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１４に示すようなギヤ比とステップが得られる。Finally, FIG. 32 shows a twenty-fourth embodiment in which only the connection relationship is changed in the twenty-third 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 14 are obtained.

【表１４】 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 14] 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.

【００７９】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。The present invention has been described in detail with reference to the embodiment in which the form, arrangement, and connection of the components 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. 5 is a sectional view schematically showing only a main shaft portion of the gear train.

【図６】上記自動変速機の実際の断面を示す軸方向部分
断面図である。FIG. 6 is an axial partial sectional view showing an actual section of the automatic transmission.

【図７】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセットを変
更した第２実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 7 is a schematic sectional view of a main shaft portion of a second embodiment in which a planetary gear set of the gear train is changed.

【図８】同様にプラネタリギヤセットを他の形態に変更
した第３実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 8 is a schematic sectional view of a main shaft portion of a third embodiment in which a planetary gear set is similarly changed to another embodiment.

【図９】同様にプラネタリギヤセットを更に他の形態に
変更した第４実施形態の主軸部分の模式化断面図であ
る。FIG. 9 is a schematic sectional view of a main shaft portion of a fourth embodiment in which a planetary gear set is further changed to another embodiment.

【図１０】同様にプラネタリギヤセットを更に他の形態
に変更した第５実施形態の主軸部分の模式化断面図であ
る。FIG. 10 is a schematic sectional view of a main shaft portion of a fifth embodiment in which a planetary gear set is further changed to another embodiment.

【図１１】上記ギヤトレインのカウンタドライブギヤの
配置を変更した第６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. 11 is a skeleton diagram showing a gear train of a sixth embodiment in which the arrangement of the counter drive gears of the gear train is changed.

【図１２】上記第６実施形態のギヤトレインの主軸部分
の模式化断面図である。FIG. 12 is a schematic sectional view of a main shaft portion of the gear train according to the sixth embodiment.

【図１３】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセットを
変更した第７実施形態の主軸部分の模式化断面図であ
る。FIG. 13 is a schematic sectional view of a main shaft portion of a seventh embodiment in which a planetary gear set of the gear train is changed.

【図１４】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第８実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 14 is a schematic sectional view of a main shaft portion of an eighth embodiment in which a planetary gear set is further changed in the same manner.

【図１５】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第９実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 15 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a ninth embodiment in which a planetary gear set is further changed.

【図１６】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第１０実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 16 is a schematic sectional view of a main shaft portion of a tenth embodiment in which a planetary gear set is further changed in the same manner.

【図１７】上記ギヤトレインの第２のブレーキの形式と
配置を変更した第１１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. 17 is an expanded skeleton diagram showing a gear train according to an eleventh embodiment in which the type and arrangement of a second brake of the gear train are changed.

【図１８】上記第１１実施形態の主軸部分の模式化断面
図である。FIG. 18 is a schematic sectional view of a main shaft part of the eleventh embodiment.

【図１９】同様にプラネタリギヤセットを変更した第１
２実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 19 is a first example in which a planetary gear set is similarly changed.
It is a schematic cross section of the main shaft part of 2nd Embodiment.

【図２０】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第１３実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 20 is a schematic sectional view of a main shaft portion of a thirteenth embodiment in which a planetary gear set is further changed in the same manner.

【図２１】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１４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. 21 is a developed skeleton diagram showing a gear train according to a fourteenth embodiment in which the arrangement of a one-way clutch of the gear train is changed.

【図２２】上記第１４実施形態の主軸部分の模式化断面
図である。FIG. 22 is a schematic sectional view of a main shaft part of the fourteenth embodiment.

【図２３】同様にプラネタリギヤセットを変更した第１
５実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 23 is a first example in which the planetary gear set is similarly changed.
It is a schematic cross section of the spindle part of 5th Embodiment.

【図２４】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第１６実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 24 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a sixteenth embodiment in which a planetary gear set is further changed in the same manner.

【図２５】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第１７実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 25 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a seventeenth embodiment in which a planetary gear set is further changed.

【図２６】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第１８実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 26 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of an eighteenth embodiment in which a planetary gear set is further changed.

【図２７】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第１９実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 27 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a nineteenth embodiment in which a planetary gear set is further changed.

【図２８】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第２０実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 28 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a twentieth embodiment in which a planetary gear set is further changed.

【図２９】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第２１実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 29 is a schematic sectional view of a main shaft portion of a twenty-first embodiment in which a planetary gear set is further changed in the same manner.

【図３０】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第２２実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 30 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a twenty-second embodiment in which a planetary gear set is further changed in the same manner.

【図３１】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第２３実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 31 is a schematic cross-sectional view of a main shaft part of a twenty-third embodiment in which a planetary gear set is further changed in the same manner.

【図３２】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した
第２４実施形態の主軸部分の模式化断面図である。FIG. 32 is a schematic cross-sectional view of a main shaft part of a twenty-fourth embodiment in which a planetary gear set is further changed.

【符号の説明】 Ｇ プラネタリギヤセット Ｇ１ 減速プラネタリギヤ Ｓ１ サンギヤ（固定変速要素） Ｓ２，Ｓ３ サンギヤ（変速要素） Ｃ１ キャリア（出力要素） Ｃ２，Ｃ３ キャリア（変速要素） Ｒ１ リングギヤ（入力要素） Ｒ２，Ｒ３ リングギヤ（変速要素） Ｂ−１ 第１のブレーキ Ｂ−２ 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 ６ 油圧サーボ ７ 油圧サーボ １０ ケース １０ａ ボス部 １１ 入力軸 １１ａ フランジ １９ カウンタドライブギヤ（出力要素） ６０ トルク伝達部材 ６０ａ 筒状部 ６２ ドラム部 ６３，７３ 摩擦部材[Description of Signs] G Planetary gear set G1 Reduction planetary gear S1 Sun gear (fixed speed change element) S2, S3 Sun gear (speed change element) C1 Carrier (output element) C2, C3 Carrier (speed change element) R1 Ring gear (input element) R2, R3 Ring gear (Transmission element) B-1 First brake B-2 Second brake C-1 First clutch C-2 Second clutch C-3 Third clutch 6 Hydraulic servo 7 Hydraulic servo 10 Case 10a Boss DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 Input shaft 11a Flange 19 Counter drive gear (output element) 60 Torque transmitting member 60a Tubular part 62 Drum part 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 EB62 EB66 FA06 FB06 FC13 FC17 FC25 FC63 GA03 HA14 HA24  ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuing on the front page (72) Inventor Masahiro Hayabuchi 10 Takane, Fujii-machi, Anjo, Aichi Prefecture Inside Aisin AW Co., Ltd. (72) Satoru Kasuya 10 Takane, Fujii-machi, Anjo, Aichi Prefecture Aisin・ F-term in AW Co., Ltd. (reference) 3J028 EA25 EB08 EB13 EB31 EB35 EB37 EB62 EB66 FA06 FB06 FC13 FC17 FC25 FC63 GA03 HA14 HA24

Claims (6)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 入力軸の周りに、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、２
つのブレーキと、３つのクラッチとが配置された車両用
自動変速機であって、 プラネタリギヤセットの第１の変速要素が第１のクラッ
チにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結さ
れ、第２の変速要素が第３のクラッチにより減速プラネ
タリギヤを介して入力軸に連結されるとともに第１のブ
レーキによりケースに係止可能とされ、第３の変速要素
が第２のクラッチにより入力軸に連結されるとともに第
２のブレーキによりケースに係止可能とされ、第４の変
速要素が出力要素とされるものにおいて、 自動変速機ケース後端部から前方に延在し、内周部で入
力軸を支持するボス部が設けられ、 該ボス部先端部に減速プラネタリギヤの固定変速要素が
連結され、 減速プラネタリギヤとケース後端部との間のボス部の外
周に、該ボス部からの油圧供給が可能に第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が軸方向に
並べて配置され、 減速プラネタリギヤに隣接してプラネタリギヤセットが
配置され、 第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材
は、減速プラネタリギヤの外周側を含むそれより前方の
プラネタリギヤセットの外周側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 four speed change elements around an input shaft, a reduction planetary gear,
An automatic transmission for a vehicle in which three brakes and three clutches are disposed, wherein a first transmission element of a planetary gear set is connected to an input shaft via a reduction planetary gear by a first clutch, and a second transmission is provided. The third clutch is connected to the input shaft via a deceleration planetary gear by a third clutch and can be locked to the case by a first brake, and the third transmission element is connected to the input shaft by a second clutch. An automatic transmission in which the second brake can be locked to the case and the fourth transmission element is an output element, extends forward from a rear end of the automatic transmission case, and supports an input shaft at an inner peripheral portion. A boss portion is provided, and a fixed speed change element of the reduction planetary gear is connected to the tip of the boss portion, and the boss portion is provided on the outer periphery of the boss portion between the reduction planetary gear and the rear end of the case. The hydraulic servo of the first clutch and the hydraulic servo of the third clutch are arranged side by side in the axial direction so that the hydraulic pressure can be supplied. A planetary gear set is arranged adjacent to the reduction planetary gear. An automatic transmission for a vehicle, wherein the friction member of the third clutch is disposed on an outer peripheral side of a planetary gear set ahead of and including an outer peripheral side of the reduction planetary gear. 【請求項２】 前記第１のクラッチの摩擦部材と第３の
クラッチの摩擦部材は、軸方向に並べて配置された、請
求項１記載の車両用自動変速機。2. The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch are arranged side by side in the axial direction. 【請求項３】 前記第１のクラッチの摩擦部材と第３の
クラッチの摩擦部材の外周側に、バンドブレーキで構成
される第１のブレーキが配置された、請求項２記載の車
両用自動変速機。3. The automatic transmission for a vehicle according to claim 2, wherein a first brake including a band brake is arranged on an outer peripheral side of the friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch. Machine. 【請求項４】 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、減速プラネタリギヤの出力
要素に連結されたトルク伝達部材の一方の面と他方の面
をそれぞれの油圧サーボシリンダとして構成され、 トルク伝達部材は、第１のクラッチと第３のクラッチの
係合力支持手段とされた、請求項１記載の車両用自動変
速機。4. A hydraulic servo of the first clutch and a third servo.
The hydraulic servo of the clutch of the present invention is configured such that one surface and the other surface of the torque transmitting member connected to the output element of the reduction planetary gear are hydraulic servo cylinders, respectively. 2. The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein said clutch is a means for supporting an engagement force of a clutch. 【請求項５】 前記トルク伝達部材は、ボス部に支持さ
れた筒状部と、筒状部の軸方向ほぼ中央部から第１のク
ラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材に向けて
延びるドラム部とからなり、ドラム部の一方の面と筒状
部の外周面、及びドラム部の他方の面と筒状部の外周面
により、それぞれ、第１のクラッチと第３のクラッチの
油圧サーボシリンダが構成され、 減速プラネタリギヤは、そのサンギヤがボス部に固定さ
れ、リングギヤが減速プラネタリギヤの一方側でフラン
ジを介して入力軸に連結され、キャリアがトルク伝達部
材の筒状部に連結された、請求項４記載の車両用自動変
速機。5. The torque transmitting member includes a tubular portion supported by a boss portion, and a substantially central portion in the axial direction of the tubular portion extending from the axially central portion to a friction member of the first clutch and a friction member of the third clutch. And an outer peripheral surface of the cylindrical portion, and the other surface of the drum portion and an outer peripheral surface of the cylindrical portion. The reduction gear planetary gear has a sun gear fixed to the boss, a ring gear is connected to the input shaft via a flange on one side of the reduction planetary gear, and a carrier is connected to the cylindrical portion of the torque transmitting member. An automatic transmission for a vehicle according to claim 4. 【請求項６】 前記入力軸は、自動変速機の前端部から
後端部まで延在し、後端部側で、減速プラネタリギヤの
入力要素に連結され、プラネタリギヤセットの前方で、
該プラネタリギヤセットの前方に配置された第２のクラ
ッチに連結された、請求項１記載の車両用自動変速機。6. The input shaft extends from a front end to a rear end of the automatic transmission, is connected at a rear end side to an input element of a reduction planetary gear, and in front of a planetary gear set,
The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the automatic transmission is connected to a second clutch disposed in front of the planetary gear set.
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JP2008281044A (en) * 2007-05-09 2008-11-20 Mazda Motor Corp Automatic transmission
JP2008298126A (en) * 2007-05-30 2008-12-11 Mazda Motor Corp Automatic transmission

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