JP2010002028A - 多段変速遊星歯車列の摩擦要素 - Google Patents

Abstract

【課題】前進８段の多段変速遊星歯車列において、動力伝達効率を上げて燃費をよくする。
【解決手段】入力軸１０と出力軸１２との間に配置した多段変速遊星歯車列の第１反力部材５２を静止部６３に固定可能か、または出力部材１１２と出力軸１２とを連結可能な摩擦要素６４、６６、６８、１１４、１１６であって、
前進第１速乃至第５速および後進において締結される第１の摩擦要素６４、１１４と、
該第１の摩擦要素と並列に配置した第２の摩擦要素６６、１１６を有して、
少なくとも前進第１速と第２速および後進において第１の摩擦要素６４、１１４と第２の摩擦要素６６、１１６の両者を締結するようにした。
【選択図】図１

Description

本発明は、車両用自動変速機に用いる、多段変速が可能な遊星歯車列の摩擦要素に関するものである。

車両用自動変速機に用いる遊星歯車列としては、車両の燃費、排気特性、加速性能等を向上することを主眼に、前進８段の多段変速が可能なものが本出願人をはじめ多数提案されている。
このような多段変速が可能な従来の遊星歯車列としては、４組の遊星歯車と５個の摩擦要素からなる多段変速遊星歯車列があり、この歯車列は、５個の摩擦要素のうち常に３個の摩擦要素を締結するように切り替えることにより前進８段の変速比を得ている。（特許文献１を参照）。

しかし、上記従来の遊星歯車列は、前進第１速乃至第５速および後進において締結する摩擦要素が、特に発進時に大きなトルクが作用するため大きな容量が必要であり、この摩擦要素が解放される前進第６速以上の高速段の走行において、大きな容量であるが故に大きな引きずり抵抗（ドラッグトルク）を発生させる要因となり、これが燃費の悪化や発熱を来すという問題があった。
特願２００８−１５０２０３

解決しようとする問題点は、前進第１速乃至第５速および後進において締結する摩擦要素が、高速段の走行において大きな引きずり抵抗を発生させ、燃費の悪化や発熱を来すことである。
本発明の目的は、前進８速を達成可能な多段変速遊星歯車列において、前進第１速乃至第５速および後進において締結される摩擦要素が、発進時に作用する大きな締結トルクを満足させながら、前進６速以上の高速段の走行における引きずり抵抗を少なくして、燃費の悪化や発熱を低減できる多段変速遊星歯車列の摩擦要素を提供することにある。

本発明の多段遊星歯車列の摩擦要素は、
入力軸と出力軸の間に配置した多段変速遊星歯車列の第１反力部材を静止部に固定可能か、または出力部材と出力軸とを連結可能であって、前進第１速乃至第５速および後進において締結される第１の摩擦要素と、
該第１の摩擦要素と並列に配置した第２の摩擦要素とを有して、
少なくとも前進第１速、第２速および後進において第１の摩擦要素と第２の摩擦要素の両者を締結するようにした。

本発明の多段変速遊星歯車列の摩擦要素は、上記のように構成したため、前進８段を達成可能な多段変速遊星歯車列において、前進第１速乃至第５速および後進において締結される摩擦要素が、発進時に作用する大きなトルクを満足させるとともに、前進６速以上の高速段の走行における引きずり抵抗が減るので、燃費の悪化や発熱を低減することができる。

以下、本発明の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列の摩擦要素を、実施例に基づき図とともに説明する。

図１は、本発明の実施例１の多段変速遊星歯車列とその摩擦要素とを表すスケルトン図である。
図１に示した実施例の多段変速遊星歯車列では、エンジン１からトルクコンバータ２を介して駆動される入力軸１０および出力軸１２が、エンジン１の出力軸１ａと同じ軸上にあり、出力軸１２は図示しない駆動輪を駆動する。

歯車列を構成する第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６と第３遊星歯車組１８と第４遊星歯車組１９とは、いずれも一般的にシングルピニオン型と呼ばれるものであり、それぞれが同じ構成になっている。
すなわち、第１遊星歯車組１４は、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０に噛み合った複数の第１ピニオン２４と、第１ピニオン２４を回転自在に軸支する第１キャリア２８といった回転メンバーで構成されている。

同様に、第２遊星歯車組１６は、第２サンギヤ３０、第２リングギヤ３２、複数の第２ピニオン３４、第２キャリア３８といった回転メンバーで構成されており、第３遊星歯車組１８は、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、複数の第３ピニオン４４、第３キャリア４８といった回転メンバーで構成されており、第４遊星歯車組１９は、第４サンギヤ５０、第４リングギヤ５２、複数の第４ピニオン５４、第４キャリア５８といった回転メンバーで構成されている。

続いて、第１遊星歯車組１４と、第２遊星歯車組１６と、第３遊星歯車組１８と、第４遊星歯車組１９の連結関係につき、以下に説明する。
入力軸１０は、第１キャリア２８と連結されるとともに、第１クラッチ６０を介して互いに連結された第２リングギヤ３２および第３サンギヤ４０と連結可能である。

第１リングギヤ２２は、第２サンギヤ３０と連結されるとともに、第２クラッチ６２を介して互いに連結された第２リングギヤ３２および第３サンギヤ４０と連結可能である。

なお、第２クラッチ６２を締結すると第２サンギヤ３０と第２リングギヤ３２が連結されるため、第２遊星歯車組１６は一体になる（第２遊星歯車組１６の回転メンバが一体となって回転可能となる）。
第３キャリア４８は、第４サンギヤ５０と連結されている。
第４リングギヤ５２は、第１ブレーキ６４により変速機のケース（静止部）６３に固定可能であるとともに、第２ブレーキ６６によってもケース６３に固定可能である。

なお、後述するように、第２ブレーキ６６は円錐摩擦面を有する補助ブレーキであり、第４リングギヤ５２を第１ブレーキ６４のみの締結により変速機のケース６３に固定する場合と、第１ブレーキ６４と第２ブレーキ６６の両者を締結して固定する場合とがある。
第１サンギヤ２０は、第３リングギヤ４２と一体的に連結されるとともに、第３ブレーキ６８によりケース６３に固定可能である。

出力軸１２は、第４キャリア５８と連結されるとともに、第３クラッチ７０を介して第２キャリア３８と連結可能である。
ここで、第４リングギヤ５２は本発明の第１反力部材であり、第１ブレーキ６４が本発明の第１の摩擦要素を、第２ブレーキ６６が本発明の第２の摩擦要素を、それぞれ構成する。
また、第１サンギヤ２０と第３リングギヤ４２とは本発明の第２反力部材である。

つぎに、図１に示した実施例の遊星歯車列とその摩擦要素の作動を、図２に示した作動表を参考にしながら説明する。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼ぶ。
図２の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキといった摩擦要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ６０を、Ｂ−１は第１ブレーキ６４をといった具合に、それぞれ表す。なお、これらの記号と各摩擦要素の符号との関係は、図１に記してある。

作動表の縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｐ」「Ｒ」「Ｎ」「Ｄ」「Ｌ」などのレンジのうち「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」を取り上げて、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第８速（８ｔｈ）の、Ｒレンジは後進の、各変速段を割り当ててある。
図２の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は各締結要素の解放を、それぞれ表す。

詳細な説明は省略するが、図１に示した本発明の実施例は図２に示したように、各摩擦要素６０、６２、６４、６６、６８、７０を締結することにより前進８段、後進１段の変速比を得ることができる。
例えば、変速比に関係する各遊星歯車組の歯数比を、リングギヤの歯数（Ｚｒ）に対するサンギヤの歯数（Ｚｓ）の比（Ｚｓ／Ｚｒ）をαで表現し、第１遊星歯車組１４ではα１、第２遊星歯車組１６ではα２、第３遊星歯車組１８ではα３、第４遊星歯車組１９にあってはα４とし、それぞれの歯数比を、α１を０．６０、α２を０．６０、α３を０．６０、α４を０．５５とした場合について変速比を例示すると、以下のようになる。
第１速 ７．５１５
第２速 ４．６９７
第３速 ２．８１８
第４速 ２．０９１
第５速 １．４８１
第６速 １．０００
第７速 ０．８１６
第８速 ０．６２５
後進 −６．１６２

ここで、第１ブレーキ６４、第２ブレーキ６６、第３ブレーキ６８に作用するトルクについて説明する。以下の数値は入力トルクを１とした場合の値である。
前進第１速の場合、上記の変速比から出力トルクは７．５１５になり、入力トルクとの差−６．５１５が反力トルクとして第１ブレーキ６４、第２ブレーキ６６、第３ブレーキ６８に作用する。

このとき、第３リングギヤ４２には−１／α３のトルクが作用するので、第３ブレーキ６８に作用するトルクは−１．６６７であり、前述の−６．５１５との差、−４．８４８が第４リングギヤ５２に作用することになる。
同様に第２速の場合は、出力トルクが４．６９７で入力トルクとの差−３．６９７が反力トルクとして第１ブレーキ６４、第２ブレーキ６６、第３ブレーキ６８に作用する。

そのうち第３ブレーキ６８には、第１サンギヤ２０に作用するトルクと第３リングギヤ４２に作用するトルクが相殺されて、α１／（１＋α１）−１／α２（１＋α１）のトルクが作用するので−０．６６７のトルクになり、前述の−３．６９７との差、−３．０３０のトルクが第４リングギヤ５２に作用することになる。
第３速以降は、第４リングギヤ５２にのみ反力トルクが作用するので、第５速までの各変速段における第４リングギヤ５２に作用する反力トルクは以下のようになる。
第１速 ４．８４８
第２速 ３．０３０
第３速 １．８１８
第４速 １．０９１
第５速 ０．４８１

これを見ると、第４リングギヤ５２に作用する反力トルクは、第１速と第５速では大きな差があることが分かる。
一般に自動車用の自動変速機では第３リングギヤ４２、第４リングギヤ５２のように反力トルクを受ける部材をケース６３に固定するのに、油圧で作用する多板ブレーキが用いられるが、第４リングギヤ５２を１個の多板ブレーキでケース６３に固定するとした場合、以下の２点の問題がある。

すなわち、第１速の反力トルクを満足するために、４．８４８を超える大きなブレーキ容量が必要であり、これが第６速以上の高速段において遊転するので、高速段ではそれだけ大きな引きずりトルクを生じることになる。
第１の問題点は高速段での走行における大きな引きずりトルクによる燃費の悪化と発熱である。
第２の問題は、第６速以上の高速段から第５速や第４速に変速する場合に、第５速や第４速で必要とするトルクに対して非常に大きなブレーキ容量を有することになるので、いわゆる変速ショックの制御が難しいという点である。

そこに、第４リングギヤ５２をケース６３に固定するのに、第１ブレーキ６４と第２ブレーキ６６を併用するメリットが生じる。
すなわち、特に大きなブレーキトルクを必要とする第１速と第２速において、多板ブレーキの第１ブレーキ６４と円錐摩擦ブレーキの第２ブレーキ６６の両者を締結する。このため、第１ブレーキ６４と第２ブレーキ６６の両者の合計容量が第１速の反力トルクを満足すればよいことになる。

一般的に円錐摩擦ブレーキは、同じ押圧力で大きな摩擦トルクを得ることができる一方、同じ容量とした場合に遊転時の引きずり抵抗が少ないという特性がある。
これは摩擦面の有効半径が同じとして、平板の多板クラッチ１面に対して１面の円錐クラッチは６倍程度の摩擦トルクを得ることができて、遊転時の引きずり抵抗はほぼ同じということがいえるからである。

同じ押圧力に対して摩擦トルクが大きいということは、油圧を制御して変速ショックを抑えることが難しいという面があるが、図２の作動表に見るように第２ブレーキ６６が締結・解放の切り替えを行うのは第３速または第４速から第２速へ変速する際であり、第４リングギヤ５２は固定したままの状態における締結であるため、第２ブレーキ６６の締結が変速ショックに影響を及ぼす恐れはない。

したがって、第１ブレーキ６４は第３速以上の変速段における反力トルクを満足する容量があれば済むことになるので、必要ブレーキトルクは１．８１８ということになる。
第２ブレーキ６６がなかった場合には第１ブレーキ６４の必要ブレーキトルクは４．８４８なので、約４０％の容量で済むことになる。

したがって、高速段での走行において第２ブレーキ６６自体で生ずる引きずり抵抗を考慮しても、第４リングギヤ５２を固定するブレーキに関わる引きずり抵抗は、第２ブレーキ６６を設けることで半分程度に減らすことが可能になる。
さらに、前述のように第１ブレーキ６４の容量が小さくなった分、第６速また第７速から第５速や第４速に変速する場合の変速ショックの制御がやりやすくなるメリットが生ずる。

つぎに、第１ブレーキ６４と第２ブレーキ６６の具体的な構造について図３に基づいて説明する。
図３は、図１における第１ブレーキ６４と第２ブレーキ６６と第３ブレーキ６８の要部を示す断面図である。
ケース６３にはスプライン６３ａと第１シリンダ６３ｂが形成され、第１シリンダ６３ｂには第１ピストン７２が挿入され、図示しない油路から第１シリンダ６３ｂに供給される油圧で第１ピストン７２が図中左側へ動いて、一部のみを描いた第４リングギヤ５２とケース６３のスプライン６３ａとの間に設けられた多板の摩擦プレート７４、７６を押圧可能である。

詳細の説明は省略するが、摩擦プレート７４はケース６３のスプライン６３ａと回転方向に一体になっており、摩擦プレート７６は第４リングギヤ５２に形成したスプライン５２ａと回転方向に一体になっているとともに、両摩擦プレート７４、７６のいずれか一方に摩擦材が貼付されていて、第１ピストン７２に押圧されることで両摩擦プレート７４、７６間の摩擦により第４リングギヤ５２をケース６３に固定する作用を行う。

一方、両摩擦プレート７４、７６の左側にはスナップリング７８により軸方向に端部をケース６３に固定された皿バネ８０があり、皿バネ８０と両摩擦プレート７４、７６の間に連結部材８２とが設けられている。
ここで、両摩擦プレート７４、７６が第１ピストン７２に押圧されると、皿バネ８０が平板になるように撓み、皿バネ８０の変形量だけ連結部材８２が両摩擦プレート７４、７６とともに左側へ移動することになる。

連結部材８２の左端にはインナーコーン８４が２個のスナップリング８６によって固定されている。インナーコーン８４の外側は円錐摩擦面８４ａが形成されている。
図３の左側には、第２シリンダ９０がケース６３に固定されており、その中に第２ピストン９２が挿入されている。
第２ピストン９２とケース６３との間には、前述の第１ブレーキ６４とほぼ対称形に多板の摩擦プレート９４、９６が設けられて、一部のみを描いた第３リングギヤ４２をケース６３に固定可能になっている。

すなわち、図示しない油路から第２シリンダ９０に供給される油圧により、第２ピストン９２が図中右側へ移動することで両摩擦プレート９４、９６を押圧可能である。
第１ブレーキ６４の説明と同様に、スナップリング９８、連結部材１０２と皿バネ１０４が設けられ、連結部材１０２には肩部１０２ａが形成され、肩部１０２ａに当接したアウターコーン１０６がスナップリング１０８により連結部材１０２と軸方向に一体になっている。

アウターコーン１０６にはスプライン６３ａと噛み合ったスプライン１０６ａと円錐摩擦面１０６ｂが形成され、円錐摩擦面１０６ｂには摩擦材１０６ｃが貼付してあり、インナーコーン８４の円錐摩擦面８２ａに対応している。
インナーコーン８４とアウターコーン１０６とで第２ブレーキ６６を構成する。
すなわち、円錐摩擦面８２ａと円錐摩擦面１０６ｂとの間に押圧力が作用すると、両者の摩擦により第４リングギヤ５２をケース６３に固定する作用を行うことができる。

上述のように、第１ピストン７２が左側へ移動し、第２ピストン９２が右側へ移動することで円錐摩擦面８２ａと円錐摩擦面１０６ｂとの間が圧接されるが、第１ピストン７２と第２ピストン９２のどちらか一方が移動しただけでは円錐摩擦面８６ａと円錐摩擦面１０６ｂとが接触しないように、関係部品の寸法および位置関係になっている。

つぎに、図３に示した第１ブレーキ６４と第２ブレーキ６６と第３ブレーキ６８の作用を説明する。
第１ブレーキ６４と第３ブレーキ６８は、上述したように第１シリンダ６３ｂおよび第２シリンダ９０に油圧を供給することにより、それぞれ単独に第１ブレーキ６４は第４リングギヤ５２を、第３ブレーキ６８は第３リングギヤ４２をケース６３に固定することができる。

したがって、図２の作動表に見るように、第４リングギヤ５２と第３リングギヤ４２のいずれか一方をケース６３に固定する場合は、それぞれ単独に固定作用を行う。
一方、前進第１速、第２速および後進のように、第１ブレーキ６４と第３ブレーキ６８の両者がともに締結されると、上述したように円錐摩擦面８６ａと円錐摩擦面１０６ｂとの間が圧接され、第４リングギヤ５２は第１ブレーキ６４と第２ブレーキ６６の両者の作用でケース６３に固定されることになる。

したがって、前進第１速、第２速および後進のように大きなブレーキトルクが必要な場合に、第１ブレーキ６４と第２ブレーキ６６の両者の合計した容量が必要なブレーキトルクを満たせばいいので、結果として第１ブレーキ６４は第３速の反力トルクを満たす容量で済むことになる。

以上のように説明した実施例１の多段遊星歯車列の摩擦要素によれば、第６速以上の高速段における引きずりトルクをその分減らして、燃費の悪化と変速機の温度上昇を低減できるとともに、高速段から第５速への変速において変速ショックが出にくくなるというメリットがある。

また、上述したように第２ブレーキ６６は、第１ブレーキ６４と第３ブレーキ６８の両者が締結するのと連動して作用するので、自身の締結のためのピストンや油圧回路を必要としないことになり、第２ブレーキ６６を設けるのに要する製造コストを抑えることができる。

図４は、本発明における第２の実施例に係る多段遊星歯車列とその摩擦要素のスケルトン図を表している。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例２における実施例１との違いは、遊星歯車列が異なるとともに摩擦要素の構成が異なる。
まず、遊星歯車列については、入力軸１０と出力軸１２とが平行に配置され、入力軸１０上に配置された第１遊星歯車組１４は、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０に噛み合った複数の第１ピニオン２４と、第１ピニオン２４を回転自在に軸支する第１キャリア２８といった回転メンバーで構成されている。

同様に、第２遊星歯車組１６は、第２サンギヤ３０、第２リングギヤ３２、複数の第２ピニオン３４、第２キャリア３８といった回転メンバーで構成されている。
また、第３遊星歯車組１８は、いわゆるダブルピニオン型であり、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、該第３リングギヤ４２に噛み合ったアウターピニオン４４、該アウターピニオン４４および第３サンギヤ４０と噛み合ったインナーピニオン４６、該アウターピニオン４４およびインナーピニオン４６を回転自在に軸支する第３キャリア４８で構成されている。

続いて、第１遊星歯車組１４と、第２遊星歯車組１６と、第３遊星歯車組１８と、入力軸１０および出力軸１２との連結関係につき説明する。
入力軸１０は、第１キャリア２８と連結されるとともに、第１クラッチ６０を介して互いに連結された第２リングギヤ３２および第３サンギヤ４０と連結可能である。

第１リングギヤ２２は、第２サンギヤ３０と連結されるとともに、第２クラッチ６２を介して互いに連結された第２リングギヤ３２および第３サンギヤ４０と連結可能である。
第２キャリア３８は連結歯車対１１０および第３クラッチ７０を介して出力軸１２と連結可能である。

第３キャリア４８は、第１サンギヤ２０と連結されるとともに、第３ブレーキ６８によりケース６３に固定可能である。
第３リングギヤ４２は減速歯車対１１２および第４クラッチ１１４を介して出力軸１２と連結可能であるとともに、該第４クラッチ１１４と並行して設けられた第５クラッチ１１６でも出力軸１２と連結可能である。

出力軸１２には出力軸歯車１２ａが一体に設けられ、出力軸歯車１２ａは図示しない相手歯車を介して自動車の車輪を駆動する。
ここで、減速歯車対１１２は本発明の出力部材であり、実施例１における第１反力部材に相当する役目を有し、第４クラッチ１１４が本発明の第１の摩擦要素を、第５クラッチ１１６が本発明の第２の摩擦要素を、それぞれ構成する。

つぎに、図４に示した実施例２の遊星歯車列の作動を、図５に示した作動表を参考にしながら説明する。
実施例２の遊星歯車列も図５に示した作動表に従って各摩擦要素の締結を切り替えることにより前進８段、後進１段の変速を行うことができる。

詳細な説明は省略するが、実施例２における第４クラッチ１１４が実施例１における第１ブレーキ６４と、実施例２の第５クラッチ１１６が実施例１における第２ブレーキ６６と、それぞれ同様の作用である。
すなわち、前進第１速乃至第５速および後進において、本発明の出力部材である減速歯車対１１２から出力軸１２へ出力トルクを伝達する第４クラッチ１１６には、低速段および後進の出力トルクに応じた大きなトルクが作用し、これと並列に設けた第５クラッチ１１６が第４クラッチ１１６のトルク伝達を加勢するという点で同じである。

実施例１でも説明したように、減速歯車対１１２から出力軸１２へ伝達する出力トルクは、変速比に応じた大きさであり低速段ほど大きい。このため、第４クラッチ１１４のみでこれを伝達しようとすると、前進第１速の出力トルクを伝達する容量が必要であり、しかも前進第５速の小さい出力トルクも伝達する必要があって、高速段における引きずりトルクとこれに関連した燃費悪化と発熱の問題や、高速段から第５速への変速における変速ショックの問題は、実施例１で説明した第１ブレーキ６４と同様である。

ただ、実施例１と異なり、第５クラッチ１１６は他の摩擦要素との連動はなく、独立した油圧で締結されるので、第１ブレーキ６４とともに締結する変速段は第１速、第２速および後進に限ることなく、これ加えて第３速においても第５クラッチ１１６は第１クラッチ６４とともに締結する。
したがって、第４クラッチ６４は第４速の出力トルクを伝達できればよいことになるので、それだけ高速段における引きずりトルクとこれに関連した燃費悪化と発熱の問題が低減できることになる。

このように、本発明の実施例２に係る多段遊星歯車列とその摩擦要素も、第６速以上の高速段における引きずりトルクを減らすことで、燃費の悪化と変速機の温度上昇を低減できるとともに、高速段から第５速への変速において変速ショックが出にくくなるので制御がやりやすくなるというメリットがある。

以上説明したように、本発明の各実施例に係る多段遊星歯車列とその摩擦要素は、前進８段の変速機において燃費が優れ、発熱の少なく、変速ショックが少ない自動変速機を得ることが可能になる。

燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になるので、燃費が重視される中型乗用車から大型商用車などに幅広く適用することができる。

本発明の多段変速遊星歯車列とその摩擦要素を示したスケルトン図である。（実施例１） 実施例１の摩擦要素の作動表を示す図である。 実施例１の要部断面図である。 本発明の多段変速遊星歯車列とその摩擦要素を示したスケルトン図である。（実施例２） 実施例２の摩擦要素の作動表を示す図である。

符号の説明

１ エンジン
２ トルクコンバータ
１０ 入力軸
１２ 出力軸
１４ 第１遊星歯車組
１６ 第２遊星歯車組
１８ 第３遊星歯車組
１９ 第４遊星歯車組
２０ 第１サンギヤ
２２ 第１リングギヤ
２４ 第１ピニオン
２８ 第１キャリア
３０ 第２サンギヤ
３２ 第２リングギヤ
３４ 第２ピニオン
３８ 第２キャリア
４０ 第３サンギヤ
４２ 第３リングギヤ
４４ 第３ピニオン、アウターピニオン
４６ インナーピニオン
４８ 第３キャリア
５０ 第４サンギヤ
５２ 第４リングギヤ
５４ 第４ピニオン
５８ 第４キャリア
６０ 第１クラッチ
６２ 第２クラッチ
６３ ケース
６４ 第１ブレーキ
６６ 第２ブレーキ
６８ 第３ブレーキ
７０ 第３クラッチ
７２ 第１ピストン
７４、７６ 摩擦プレート
８０ 皿バネ
８２ 連結部材
８４ インナーコーン
９０ 第２シリンダ
９２ 第２ピストン
９４、９６ 摩擦プレート
１０２ 連結部材
１０４ 皿バネ
１０６ アウターコーン
１１０ 連結歯車対
１１２ 減速歯車対
１１４ 第４クラッチ
１１６ 第５クラッチ

Claims (3)

1. 入力軸と出力軸の間に配置した前進８段を達成可能な多段変速遊星歯車列の第１反力部材を静止部に固定可能か、または出力部材と出力軸とを連結可能であって、前進第１速乃至第５速および後進において締結される第１の摩擦要素と、
   該第１の摩擦要素と並列に配置した第２の摩擦要素とを有して、
   少なくとも前進第１速、第２速および後進において前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素の両者を締結するようにしたことを特徴とする多段変速遊星歯車列の摩擦要素。
2. 前記第１の摩擦要素を構成する第１ブレーキと、前記第２の摩擦要素を構成する第２ブレーキと、前進第１速、第２速および後進において第２反力部材を前記静止部に固定する第３ブレーキを有し、前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの両者が締結された場合に、この連結に連動して前記第２ブレーキが締結されることを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
3. 前記第２の摩擦要素が円錐摩擦を用いたものであることを特徴とする請求項１または請求項２のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。

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