JP3710180B2 - Gear transmission for automatic transmission - Google Patents

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、自動変速機用歯車変速装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、前進５速のギヤ段を得る自動変速機用歯車変速装置として、特開平１−２４２８５４号公報に記載のものが知られている。
【０００３】
この従来装置は、シングルピニオン型遊星歯車を２個用い前進４速のギヤ段を得る４速型主遊星歯車変速機構に、シングルピニオン型遊星歯車を１個追加し、この３個の遊星歯車に総計１１個のクラッチ，ブレーキ，一方向クラッチ等の係合・解放要素を組み合わせた構成になっている。
【０００４】
このうち、変速制御を簡単にするための一方向クラッチ及び一方向クラッチを取り付けたがためコースティング時に利かなくなるエンジンブレーキを利かせる目的で付加したクラッチ・ブレーキ類を取り除いたクラッチ及びブレーキの係合・解放要素数は７個である。この数が実用上、前進５段・後退１段の変速を達成するのに必要な最小要素数である。
【０００５】
内訳は、クラッチ，ブレーキの係合・解放要素を最小でも５個必要とする４段部（アンダードライブ２段，直結１段，オーバドライブ１段）と、１つの遊星歯車とクラッチ・ブレーキが最小でも２つ必要なアド・オン部からなり、５段（アンダードライブ３段，直結１段，オーバドライブ１段）変速を可能にしている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来の自動変速機用歯車変速装置でオーバドライブを１段から２段にし前進６段とする場合、アド・オン部の入力経路を切り替えてアド・オン部に導くことが考えられるが、このためにはクラッチ・ブレーキを２つ追加することが必要になる（７＋２＝９個）。従って、コスト、さらには、車両搭載性を損ねる点等を考慮すると実用的ではない。
【０００７】
ところで、競争力のある変速装置の開発を企画・検討する場合、
（ａ）価格が安い（要は製造原価が安い）
（ｂ）重量が軽い
（ｃ）車両搭載性が良い（要は小型であること）
などの要件が特に重要である。
【０００８】
これを実現するための最も有効かつ重要なことは、クラッチ・ブレーキの変速要素総数を減らすことである。
【０００９】
すなわち、クラッチ・ブレーキの総数を減らすことができれば、当然、部品点数が減る。部品点数が減ればコストは下がり、重量は軽くなり、小型になるという訳である。
【００１０】
さりとて、クラッチ，ブレーキの総数を減らすために、複数の遊星歯車を組み合わせて変速装置の構成を検討するについては、遊星歯車の組み合わせ方や遊星歯車のサンギヤとリングギヤとの歯数の比（即ち、ギヤ比）、シングルピニオン型遊星歯車かダブルピニオン型遊星歯車を用いるのか等によって得られる変速比が多様に変わり、且つ、それらが全て実用に供し得るものではなく、車両への搭載性，変速特性，要求される動力性能，コスト等の諸条件から実用性のある歯車列は限定される。
【００１１】
要するに、遊星歯車の組み合わせやギヤ比の設定の仕方によって、膨大な数の構成が考案できるものの、車両用自動変速機として要求される実用に適するものを創作することには多大な困難を伴うという問題がある。
【００１２】
この問題を克服し、実用に適するものを創作したが、これに際して以下の点を考慮した。
【００１３】
（１）２つのクラッチ及びブレーキを係合状態から解放状態もしくは解放状態から係合状態に切り替えると変速ショックが悪化し、あるいは変速ショックを低減するために複雑な制御が必要となることを考慮し、隣り合ったギヤ段間で１つのクラッチまたはブレーキが係合状態から解放状態もしくは解放状態から係合状態に切り替わることとした。
【００１４】
（２）クラッチ及びブレーキの総数は、前進６段（アンダードライブ３段，直結１段，オーバドライブ２段）ならば６個で、前進５段ならば５個で変速を実現できる構成であることとした。これは、小型・軽量な構成にすることでコスト競争力において優位に立つことを強く意識したためである。
【００１５】
（３）構成を簡素化し、コストアップを抑えるために、ダブルピニオン型遊星歯車を使わず、製造原価が安く信頼性の高いシングルピニオン型遊星歯車のみを３つ組み合わせる構成とした。
【００１６】
（４）アド・オン型は本体部にアド・オン部を結合する構造になるため、小型・軽量かつコストを考慮すると、アド・オン部を結合する手段並びに本体部とアド・オン部を隔てる壁が必要になる等、不利である。そのためインテグラルタイプとすることとした。
【００１７】
（５）各変速ギヤ段間の変速比を等比級数的に並ばせることによって、変速の前後でのエンジン回転のバラツキを少なくして運転し易くする配慮を行なった。
【００１８】
（６）極力部品の共用化を図りコスト低減に結びつけたいという観点から、ＦＦ車両用とＦＲ車両用とで同じクラッチ・遊星ギヤ構成でできる、出力軸と入力軸とが同軸線上にある構成のものを創作することとした。
【００１９】
（７）遊星歯車はリングギヤ、キャリヤ、サンギヤのうち１要素を固定した状態で、１要素に入力し、残りの１要素から出力させるかもしくは２要素に入力し残りの１要素から出力させる（この場合はギヤ比１）ことで使用する。
【００２０】
このために、遊星歯車同士を合計４本の連結要素で連結すると共に、その１箇所に断接要素を配する構成とした。
【００２１】
以上の考慮点のうち、（２），（３）に関して、ダブルピニオン型遊星歯車２個を用いて５段を達成できないかということを検討した。実際にこれを実現した例として、特開平２−２５６９４４号公報に記載のものが知られている。
【００２２】
しかしながら、遊星歯車が２個で済むといえ、ダブルピニオン型であるため、構造が複雑であり、ロングピニオンを使用するため、ニードル，シャフト，ワッシャ等の耐久信頼性に不安があるし、クラッチ・ブレーキ総数が、目標（５速５要素）を達成できず、コストや車両搭載性の面で不利である。
【００２３】
また、（７）に関して、４本の連結要素間に断接要素を入れない場合を検討した。実際にこれを実現した例として、特開昭５０−６４６６０号公報に記載のものが知られている。
【００２４】
しかしながら、シングルピニオン型の遊星歯車を３個を用いて形式上は６段を達成することができるものの、ギヤ段間の変速比の設定が不適で、目標とする等比級数的なギヤ比を達成することができない。
【００２５】
さらに、（７）に関して、４本の連結要素間に断接要素を入れた例としては、特開平２−７４６５８号，特開平２−７４６６２号，特開平２−１２９４４８号，特開平２−１４６３３９号，特開平２−１５０５３３号，特開平２−１５４８３８号，特開平２−１５４８４０号等の公報に記載されている。さらに、連結要素間に係合装置を配置すること自体は、米国特許３５２３４６８号，特開昭５２−９０７６９号，特開昭５２−９０７７０号，特開昭５２−９２０６３号等の公報に記載されている。
【００２６】
しかしながら、４本の連結要素間に２個以上の断接要素を入れた場合には、クラッチ・ブレーキ総数を（２）の目標総数に納めることができないし、４本の連結要素間に１個の断接要素を入れる場合、その断接箇所を限定しないことには目標とする条件（小型軽量等）を満足しない。
【００２７】
例えば、特開平２−１５４８４０号の場合、第１リングギヤと第３キャリヤとの間、及び第１サンギヤと第２リングギヤとの間に断接要素を配置しても何の意味もなく、クラッチ・ブレーキ総数の低減には用をなさない。
【００２８】
さらに、特開平２−１５０５３３号等で実施例として記載されている１個の遊星ギヤ間の連結、例えば、第２リングギヤと第２サンギヤとを断接要素を介して連結させることは構造を複雑にし、且つ、実際の図面にレイアウトする時、断接要素の配置の自由度が低くて大変である。
【００２９】
本発明の目的とするところは、コスト競争力が高く、変速ショックを容易に低減でき、しかも変速制御が容易で、動力性能及び車両搭載性に優れ、かつ構成が簡単な自動変速機用遊星歯車列及び自動変速機用歯車変速装置を提供することにある。
【００３０】
【課題を解決するための手段】
請求項１記載の自動変速機用歯車変速装置では、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１キャリヤと第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１の２要素連結メンバｄと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第２キャリヤと前記第３リングギヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第１リングギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第１サンギヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈの前記第３キャリヤ側を、第１ブレーキを介してケースに連結すると共に前記第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第３の２要素連結メンバｆを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第４の２要素連結メンバｇを、第３ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、前記第２、第３クラッチの係合により第４速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第５速、前記第２、第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記第２クラッチ及び前記第１、第３ブレーキの係合により後退速を達成する係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段とを備えていることを特徴とする。
【００３１】
請求項２記載の自動変速機用歯車変速装置では、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１の２要素連結メンバｄと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第２キャリヤと前記第３サンギヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第３の２要素連結メンバｆを、第３クラッチを介して前記入力軸に接続し、前記第１サンギヤを、第４クラッチを介して入力軸に連結し、前記第１リングギヤを、第１ブレーキを介してケースに連結し、前記第１キャリヤを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第３リングギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第１の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第２の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第３の係合解放制御則と、を備え、前記第１ないし第３のうちいずれか１つの係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を備えていることを特徴とする。
【００３２】
請求項３記載の自動変速機用歯車変速装置では、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１キャリヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第３の２要素連結メンバｆと第３サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第３の２要素連結メンバｆを、第３クラッチを介して入力軸に連結し、前記第２リングギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第１の２要素連結メンバｄを、第１ブレーキを介してケースに連結し、前記断接クラッチｈの前記第１キャリヤ側を第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第３リングギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第１の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第２の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、を達成する第３の係合解放制御則とを備え、前記第１ないし第３のうちいずれか１つの係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を備えていることを特徴とする。
【００３３】
請求項４記載の自動変速機用歯車変速装置では、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１キャリヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第３の２要素連結メンバｆと前記第３リングギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、前記第３または前記第４の２要素連結メンバｇを、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第２リングギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第１の２要素連結メンバｄを、第１ブレーキを介してケースに連結し、前記断接クラッチｈの前記第１キャリヤ側を、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する係合解放制御則により前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を備えていえることを特徴とする。
【００３４】
請求項５記載の自動変速機用歯車変速装置では、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第２リングギヤと前記第３キャリヤとを連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１キャリヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第２の２要素連結メンバｅと前記第３リングギヤとを連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第１リングギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第１の２要素連結メンバｄに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第１サンギヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈの前記第３キャリヤ側を、第１ブレーキを介してケースに連結すると共に、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第３の２要素連結メンバｆを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第４の２要素連結メンバｇを、第３ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、前記第２、第３クラッチの係合により第４速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第５速、前記第２、第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記第２クラッチ及び前記第１、第３ブレーキの係合により後退速を達成する係合解放制御則により前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段とを備えていることを特徴とする。
【００３５】
請求項６記載の自動変速機用歯車変速装置では、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第２リングギヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第２キャリヤと前記第３サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈと、を備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、前記第４の２要素連結メンバｇを、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第２サンギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第１サンギヤを、第１ブレーキを介してケースに連結し、前記第１の２要素連結メンバｄを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第３リングギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第１の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第２の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第３の係合解放制御則とを備え、前記第１ないし第３のうちいずれか１つの係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を備えていることを特徴とする。
請求項７記載の自動変速機用歯車変速装置では、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１キャリヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第３の２要素連結メンバｆと前記第３リングギヤとを常時連結す る第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車装置において、前記第１サンギヤを、第１ブレーキを介してケースに連結し、前記断接クラッチｈの前記第１キャリヤ側を、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、前記第３の２要素連結メンバｆを、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第２サンギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第７速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する係合解放制御則により前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を備えていることを特徴とする。
【００３６】
【作用】
請求項１ないし請求項７記載の自動変速機用遊星歯車列では、シングルピニオン型の第１遊星歯車ａと第２遊星歯車ｂと第３遊星歯車ｃのそれぞれのサンギヤ，リングギヤ，キャリヤによる９個ある回転要素のうち、第１の２要素連結メンバｄと第２の２要素連結メンバｅと第３の２要素連結メンバｆと第４の２要素連結メンバｇにより回転要素の数が少なくなる。
【００３７】
この遊星歯車列の回転要素の数は、断接クラッチｈの断接いずれを選択しているかにより決まり、断接クラッチｈを接とする選択時には、回転要素が４個少ない、９個−４個＝５個の回転要素を持つ遊星歯車列となり、断接クラッチｈを断とする選択時には、回転要素が３個少ない、９個−３個＝６個の回転要素を持つ遊星歯車列となる。
【００３８】
よって、これらの回転要素に入力部材，出力部材，ケースを加えて８個あるいは９個のメンバとし、各メンバ間を一体に連結するか、全く連結しないか、クラッチやブレーキ等の係合要素を介して連結するかのいずれかを行ない、設けられた複数の係合要素の係合・解放を制御することにより入力部材と出力部材間に異なる変速比による回転状況を得ることができる。
【００３９】
この場合、各遊星歯車ａ，ｂ，ｃ同士の動力伝達経路を断接クラッチｈの断または接により選択できることで、各ギヤ段での変速比の設定自由度が高まり、各変速ギヤ段間の変速比を等比級数的に並ばせることが可能となる。
【００４０】
また、断接クラッチｈにより伝達経路を断つ用い方をすることで変速に関与しないメンバ回転が異常に高くなることも防止できる。
【００４１】
請求項１ないし請求項７記載の自動変速機用歯車変速装置では、各請求項それぞれ記載の自動変速機用遊星歯車列に、入力軸，出力軸，ケースのメンバを加え、各メンバ間を一体に連結するか、全く連結しないか、断接クラッチｈ（第１クラッチ）を含む３クラッチ３ブレーキによる係合要素を介して連結するかのいずれかにより構成される。
【００４２】
そして、変速制御手段において、１つのギヤ段をこれらの係合要素のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御則により複数のギヤ段を得る変速制御が行なわれる。
【００４３】
【実施例】
以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。
【００４４】
（第１実施例）
まず、構成を説明する。
【００４５】
図２は請求項１記載の発明に対応する第１実施例の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【００４６】
図２において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列について説明する。尚、図２の（イ），（ロ），（ハ）は全く同じ自動変速機用歯車変速機構であり、（イ）は図の左側から第１，第２，第３遊星歯車という配列とし、（ロ）は図の左側から第２，第３，第１遊星歯車という配列とし、（ハ）は図の左側から第３，第１，第２遊星歯車という配列としたという違いのみである。
【００４７】
前記第１遊星歯車ＰＧ１は、第１サンギヤＳ１と、第１リングギヤＲ１と、両ギヤＳ１，Ｒ１に噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤＰ１を有するシングルピニオン型の遊星歯車である。
【００４８】
前記第２遊星歯車ＰＧ２は、第２サンギヤＳ２と、第２リングギヤＲ２と、両ギヤＳ２，Ｒ２に噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤＰ２を有するシングルピニオン型の遊星歯車である。
【００４９】
前記第３遊星歯車ＰＧ３は、第３サンギヤＳ３と、第３リングギヤＲ３と、両ギヤＳ３，Ｒ３に噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤＰ３を有するシングルピニオン型の遊星歯車である。
【００５０】
前記第１の２要素連結メンバＭ１は、第１キャリヤＰ１と第２リングギヤＲ２とを一体に連結するメンバである。
【００５１】
前記第２の２要素連結メンバＭ２は、第１の２要素連結メンバＭ１と第３キャリヤＰ３を第１クラッチＣ１を介して連結するメンバである。
【００５２】
前記第３の２要素連結メンバＭ３は、第２キャリヤＰ２と第３リングギヤＲ３とを一体に連結するメンバである。
【００５３】
前記第４の２要素連結メンバＭ４は、第１リングギヤＲ１と第２サンギヤＳ２を一体に連結するメンバである。
【００５４】
上記遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素について説明する。
【００５５】
回転メンバＡは、第１サンギヤＳ１に接続され、第２クラッチＣ２を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【００５６】
回転メンバＢは、第３サンギヤＳ３に接続され、そのまま出力軸ＯＳに連結されている。
【００５７】
回転メンバＣは、第２の２要素連結メンバＭ２に接続され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第１ブレーキＢ１を介してケースに連結されていると共に、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【００５８】
回転メンバＤは、第３の２要素連結メンバＭ３に接続され、第２ブレーキＢ２を介してケースＫに連結されている。
【００５９】
回転メンバＥは、第４の２要素連結メンバＭ４に接続され、第３ブレーキＢ３を介してケースＫに連結されている。
【００６０】
そして、１つのギヤ段を前記３個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３と３個のブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進６段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【００６１】
次に、作用を説明する。
【００６２】
［第１速ギヤ段］
第１速ギヤ段は、図４の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１を係合することで得られる。
【００６３】
よって、回転メンバＡからの入力回転と、回転メンバＣの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳの回転に対し減速比の大きなアンダードライブによる第１速変速比が得られる。
【００６４】
すなわち、第１速ギヤ段での共線図は、図３の１ｓｔに示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【００６５】
尚、図３において、Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅは各回転メンバであり、矢印は入力、二重丸は出力、黒塗り三角はブレーキ係合を示す。
【００６６】
［第２速ギヤ段］
第２速ギヤ段は、第１速ギヤ段での第１ブレーキＢ１を解放して第２ブレーキＢ２を締結する。つまり、図４の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第２ブレーキＢ２を係合することで得られる。
【００６７】
よって、回転メンバＡからの入力回転と、回転メンバＤの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、第１速変速比よりも減速比として小さい値による第２速変速比が得られる。
【００６８】
すなわち、第２速ギヤ段での共線図は、図３の２ｎｄに示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【００６９】
［第３速ギヤ段］
第３速ギヤ段は、第２速ギヤ段での第２ブレーキＢ２を解放して第３ブレーキＢ３を締結する。つまり、図４の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３ブレーキＢ３を係合することで得られる。
【００７０】
よって、回転メンバＡからの入力回転と、回転メンバＥの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、第２速変速比よりも減速比として小さい値による第３速変速比が得られる。
【００７１】
すなわち、第３速ギヤ段での共線図は、図３の３ｒｄに示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【００７２】
［第４速ギヤ段］
第４速ギヤ段は、第３速ギヤ段での第３ブレーキＢ３を解放して第３クラッチＣ３を締結する。つまり、図４の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３を係合することで得られる。
【００７３】
よって、回転メンバＡ，Ｃからの同時入力により回転メンバＢの回転が入力回転に規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、変速比１による第４速変速比が得られる。
【００７４】
すなわち、第４速ギヤ段での共線図は、図３の４ｔｈに示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【００７５】
［第５速ギヤ段］
第５速ギヤ段は、第４速ギヤ段での第２クラッチＣ２を解放して第３ブレーキＢ３を締結する。つまり、図４の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２を係合することで得られる。
【００７６】
よって、回転メンバＣからの入力回転と、回転メンバＥの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳより高回転のオーバドライブ変速比による第５速変速比が得られる。
【００７７】
すなわち、第５速ギヤ段での共線図は、図３の５ｔｈに示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【００７８】
［第６速ギヤ段］
第６速ギヤ段は、第５速ギヤ段での第１クラッチＣ１を解放して第２クラッチＣ２を締結する。つまり、図４の係合論理表に示すように、第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３を係合することで得られる。
【００７９】
よって、回転メンバＣからの入力回転と、回転メンバＤの規定回転（回転メンバＡからの入力回転と回転メンバＥの固定に伴う）により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳより高回転のオーバドライブ変速比による第６速変速比が得られる。
【００８０】
すなわち、第６速ギヤ段での共線図は、図３の６ｔｈに示す通り、第１クラッチＣ１の解放により２つの線図にて表される。
【００８１】
［第６’速ギヤ段］
第６’速ギヤ段は、第５速ギヤ段での第３ブレーキＢ３を解放して第２ブレーキＢ２を締結する。つまり、図４の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２を係合することで得られる。
【００８２】
よって、回転メンバＣからの入力回転と、回転メンバＤの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳより高回転のオーバドライブ変速比による第６’速変速比が得られる。
すなわち、第６’速ギヤ段での共線図は、図３の６’ｔｈに示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【００８３】
［後退ギヤ段］
後退ギヤ段は、図４の係合論理表に示すように、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３を係合することで得られる。
【００８４】
よって、回転メンバＤからの規定回転（回転メンバＡからの入力回転と回転メンバＥの固定に伴う）と、回転メンバＣの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳに対し逆回転による後退ギヤ段変速比が得られる。
【００８５】
すなわち、後退ギヤ段での共線図は、図３のＲｅｖに示す通り、第１クラッチＣ１の解放により２つの線図にて表される。
【００８６】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ6'，ｎＲは、図４の表に示すようになる。
【００８７】
具体例として、ρ₁ ＝０．６６，ρ₂ ＝０．４３，ρ₃ ＝０．６６とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【００８８】
ｎ１＝３．３３（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．７２１（０．６２９）
ｎ２＝２．４０（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．７２１（０．６８２）
ｎ３＝１．７３（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．５７８（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．６９０（０．７００）
ｎ５＝０．６９（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．６９６（０．７１４）
ｎ６＝０．４８（０．５） ｎ6'／ｎ５＝０．５８０（０．７１４）
ｎ6'＝０．４０（０．５）
ｎＲ＝２．３７
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【００８９】
次に、効果を説明する。
【００９０】
第１実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、下記の長所が併せて達成される。
【００９１】
(1) 隣接するギヤ段への変速を１つの係合要素の解放と１つの係合要素の係合により行なう装置としたため、変速ショックを容易に低減できる。
【００９２】
(2) 前進６段後退１段の変速制御を行なう装置でありながら、変速に必要とする係合要素の数が４個のクラッチと２個のブレーキの６個だけの装置としたため、変速制御が容易となる。
【００９３】
(3) 各ギヤ段の変速比を目標変速比に近づけ、且つ、変速比の隣接するギヤ段間の比をほぼ等比級数的に並べた装置としたため、変速に際してエンジン回転の変化がほぼ同じ変化をし、変速比に影響されずにエンジン特性の良好なトルクバンドでの変速が達成されることで、動力性能に優れる。
【００９４】
ここで、なぜ各ギヤ段の変速比を目標変速比に近づけることができ、且つ、変速比の隣接するギヤ段間の比をほぼ等比級数的に並べることができるかについて理由を述べると、３つの遊星歯車同志の動力伝達経路が常に定まっているギヤ列とはなっていなく、第１クラッチＣ１の係合・解放により動力伝達経路を選択できることで、第１クラッチＣ１を解放状態とした場合の共線図（２本の線図）と第１クラッチＣ１を係合状態とした場合の共線図（１本の線図）とが別に描かれ、各ギヤ段での変速比の設定自由度が大幅に高まることによる。
【００９５】
(4) シングルピニオン型の遊星歯車のみを３個を用い、アド・オン型ではなくインテグラルタイプとし、且つ、変速に必要とする係合要素の数が４個のクラッチと２個のブレーキの６個だけの装置としたため、構成が簡単であり、小型・軽量・低コストを達成することができる。
【００９６】
(5) 図４の上部の表に示すように、オーバドライブギヤ段として第６速ギヤ段のみを選択した場合、全てのギヤ段にて第２クラッチＣ２が係合となる。よって、第２クラッチＣ２を常時入力要素化すれば、図４の下部の表に示すように、歯車変速機構はそのままで、係合要素を５要素用いながら前進５段後退１段を得ることができる。
【００９７】
（参考例１）
まず、構成を説明する。
【００９８】
図５は参考例１の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【００９９】
図５において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列について説明する。
【０１００】
前記第１の２要素連結メンバＭ１は、第１キャリヤＰ１と第２リングギヤＲ２とを一体に連結するメンバである。
【０１０１】
前記第２の２要素連結メンバＭ２は、第１の２要素連結メンバＭ１と第３キャリヤＰ３を第１クラッチＣ１を介して連結するメンバである。
【０１０２】
前記第３の２要素連結メンバＭ３は、第２キャリヤＰ２と第３サンギヤＳ３とを一体に連結するメンバである。
【０１０３】
前記第４の２要素連結メンバＭ４は、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２を一体に連結するメンバである。
【０１０４】
上記遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素について説明する。
【０１０５】
回転メンバＡは、第１リングギヤＲ１に接続され、第２クラッチＣ２を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０１０６】
回転メンバＢは、第３リングギヤＲ３に接続され、そのまま出力軸ＯＳに連結されている。
【０１０７】
回転メンバＣは、第１，第２の２要素連結メンバＭ１，Ｍ２に接続され、第１の２要素連結メンバＭ１側は、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第１ブレーキＢ１を介してケースＫに連結されている。
【０１０８】
回転メンバＤは、第３の２要素連結メンバＭ３に接続され、第２ブレーキＢ２を介してケースＫに連結されている。
【０１０９】
回転メンバＥは、第４の２要素連結メンバＭ４に接続され、第３ブレーキＢ３を介してケースＫに連結されている。
【０１１０】
そして、１つのギヤ段を前記３個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３と３個のブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進６段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【０１１１】
次に、作用を説明する。
【０１１２】
図３の共線図と図６の共線図の対比及び図４の係合論理表と図７の係合論理表との対比で明らかなように、第１速ギヤ段〜第５速ギヤ段及び後退ギヤ段での係合論理は第１実施例と全く同じである。
【０１１３】
また、第６速ギヤ段と第６’速ギヤ段とは、第１実施例とは逆の係合論理設定となっている。
【０１１４】
よって、各ギヤ段でのでの作用については説明を省略する。
【０１１５】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ6'，ｎＲは、図７の表に示すようになる。
【０１１６】
具体例として、ρ₁ ＝０．６６，ρ₂ ＝０．４５，ρ₃ ＝０．５８とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０１１７】
ｎ１＝３．６７（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．５４０（０．６２９）
ｎ２＝１．９８（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．７１２（０．６８２）
ｎ３＝１．４１（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．７０９（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．８５０（０．７００）
ｎ５＝０．８５（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．８８２（０．７１４）
ｎ６＝０．７５（０．５） ｎ6'／ｎ５＝０．７４１（０．７１４）
ｎ6'＝０．６３（０．５）
ｎＲ＝２．５０
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０１１８】
次に、効果を説明する。
【０１１９】
この参考例１にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０１２０】
（第２実施例）
まず、構成を説明する。
【０１２１】
図８は請求項２記載の発明に対応する第２実施例の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０１２２】
図８において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列は、参考例１と同様である。
【０１２３】
上記遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素について説明する。
【０１２４】
回転メンバＡは、第１リングギヤＲ１に接続され、第１ブレーキＢ１を介してケースＫに連結されている。
【０１２５】
回転メンバＢは、第３リングギヤＲ３に接続され、そのまま出力軸ＯＳに連結されている。
【０１２６】
回転メンバＣは、第１，第２の２要素連結メンバＭ１，Ｍ２に接続され、第１の２要素連結メンバＭ１側は、第２ブレーキＢ２を介してケースＫに連結され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第２クラッチＣ２を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０１２７】
回転メンバＤは、第３の２要素連結メンバＭ３に接続され、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０１２８】
回転メンバＥは、第４の２要素連結メンバＭ４に接続され、第４クラッチＣ４を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０１２９】
そして、１つのギヤ段を前記４個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４と２個のブレーキＢ１，Ｂ２のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進６段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【０１３０】
次に、作用を説明する。
【０１３１】
［第１速ギヤ段］
第１速ギヤ段は、図１０の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ２と第４クラッチＣ４と第１ブレーキＢ１を係合することで得られる。
【０１３２】
よって、回転メンバＥからの入力回転と、回転メンバＡの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳの回転に対し減速比の大きなアンダードライブによる第１速変速比が得られる。
【０１３３】
すなわち、第１速ギヤ段での共線図は、図９の１ｓｔに示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【０１３４】
［第２速ギヤ段］
第２速ギヤ段は、第１速ギヤ段での第４クラッチＣ４を解放して第３クラッチＣ３を締結する。つまり、図１０の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第１ブレーキＢ１を係合することで得られる。
【０１３５】
よって、回転メンバＤからの入力回転と、回転メンバＡの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、第１速変速比よりも減速比として小さい値による第２速変速比が得られる。
【０１３６】
すなわち、第２速ギヤ段での共線図は、図９の２ｎｄに示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【０１３７】
［第３速ギヤ段］
第３速ギヤ段は、第２速ギヤ段での第３クラッチＣ３を解放して第２クラッチＣ２を締結する。つまり、図１０の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１を係合することで得られる。
【０１３８】
よって、回転メンバＣからの入力回転と、回転メンバＡの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、第２速変速比よりも減速比として小さい値による第３速変速比が得られる。
【０１３９】
すなわち、第３速ギヤ段での共線図は、図９の３ｒｄに示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【０１４０】
［第４速ギヤ段］
第４速ギヤ段は、第３速ギヤ段での第１ブレーキＢ１を解放して第４クラッチＣ４を締結する。つまり、図１０の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第４クラッチＣ４を係合することで得られる。
【０１４１】
よって、回転メンバＣ，Ｅからの同時入力により回転メンバＢの回転が入力回転に規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、変速比１による第４速変速比が得られる。
【０１４２】
すなわち、第４速ギヤ段での共線図は、図９の４ｔｈに示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【０１４３】
［第５速ギヤ段］
第５速ギヤ段は、第４速ギヤ段での第１クラッチＣ１を解放して第１ブレーキＢ１を締結する。つまり、図１０の係合論理表に示すように、第２クラッチＣ２と第４クラッチＣ４と第１ブレーキＢ１を係合することで得られる。
【０１４４】
よって、回転メンバＣの第３キャリヤＰ３側からの入力回転と、回転メンバＤの規定回転（回転メンバＥからの入力回転と回転メンバＡの固定に伴う）により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳより高回転のオーバドライブ変速比による第５速変速比が得られる。
【０１４５】
すなわち、第５速ギヤ段での共線図は、図９の５ｔｈに示す通り、第１クラッチＣ１の解放により２つの線図にて表される。
【０１４６】
［第５’速ギヤ段］
第５’速ギヤ段は、第４速ギヤ段での第１クラッチＣ１を解放して第２ブレーキＢ２を締結する。つまり、図１０の係合論理表に示すように、第２クラッチＣ２と第４クラッチＣ４と第２ブレーキＢ２を係合することで得られる。
【０１４７】
よって、回転メンバＣの第３キャリヤＰ３側からの入力回転と、回転メンバＤの規定回転（回転メンバＥからの入力回転と回転メンバＣの固定に伴う）により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳより高回転のオーバドライブ変速比による第５’速変速比が得られる。
【０１４８】
すなわち、第５’速ギヤ段での共線図は、図９の５’ｔｈに示す通り、第１クラッチＣ１の解放により２つの線図にて表される。
【０１４９】
［第６速ギヤ段］
第６速ギヤ段は、第５速ギヤ段での第４クラッチＣ４を解放して第２ブレーキＢ２を締結する。つまり、図１０の係合論理表に示すように、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２を係合することで得られる。
【０１５０】
よって、回転メンバＣの第３キャリヤＰ３側からの入力回転と、回転メンバＤの固定（回転メンバＡと回転メンバＣの第１キャリヤＰ１側の固定に伴う）により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳより高回転のオーバドライブ変速比による第６速変速比が得られる。
【０１５１】
すなわち、第６速ギヤ段での共線図は、図９の６ｔｈに示す通り、第１クラッチＣ１の解放により２つの線図にて表される。
【０１５２】
［第６’速ギヤ段］
第５速ギヤ段を選択した時、第６’速ギヤ段として上記第５’速ギヤ段と同じ係合論理を用いることができる。
【０１５３】
、第６’速ギヤ段は、第５速ギヤ段での第１ブレーキＢ１を解放して第２ブレーキＢ２を締結する。つまり、図１０の係合論理表に示すように、第２クラッチＣ２と第４クラッチＣ４と第２ブレーキＢ２を係合することで得られる。
【０１５４】
［後退ギヤ段１］
後退ギヤ段１は、図１０の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第４クラッチＣ４と第２ブレーキＢ２を係合することで得られる。
【０１５５】
よって、回転メンバＥからの入力回転と、回転メンバＣの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳに対し逆回転による後退ギヤ段変速比が得られる。
【０１５６】
すなわち、後退ギヤ段での共線図は、図９のＲｅｖ１に示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【０１５７】
［後退ギヤ段１］
後退ギヤ段１は、図１０の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第４クラッチＣ４と第２ブレーキＢ２を係合することで得られる。
【０１５８】
よって、回転メンバＥからの入力回転と、回転メンバＣの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳに対し逆回転による後退ギヤ段変速比が得られる。
【０１５９】
すなわち、後退ギヤ段での共線図は、図９のＲｅｖ１に示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【０１６０】
［後退ギヤ段２］
後退ギヤ段２は、図１０の係合論理表に示すように、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２を係合することで得られる。
【０１６１】
よって、回転メンバＤからの入力回転と、回転メンバＣの固定により、回転メンバＢの回転が規定され、回転メンバＢに連結されている出力軸ＯＳからは、入力軸ＩＳに対し逆回転による後退ギヤ段変速比が得られる。
【０１６２】
すなわち、後退ギヤ段での共線図は、図９のＲｅｖ２に示す通り、第１クラッチＣ１の係合により１つの線図にて表される。
【０１６３】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ5'（ｎ6'），ｎR1，ｎR2は、図１０の表に示すようになる。
【０１６４】
具体例として、ρ₁ ＝０．５０，ρ₂ ＝０．６０，ρ₃ ＝０．６６とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０１６５】
ｎ１＝３．５８（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．６２６（０．６２９）
ｎ２＝２．２４（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．６６５（０．６８２）
ｎ３＝１．４９（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．６７１（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．８００（０．７００）
ｎ５＝０．８０（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．７５０（０．７１４）
ｎ5'（ｎ6'）＝０．７０
ｎ６＝０．６０（０．５）
ｎR1＝４．２４
ｎR2＝１．５２
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０１６６】
次に、効果を説明する。
【０１６７】
この第２実施例にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０１６８】
また、図１０の係合論理表から明らかな通り、第１速ギヤ段〜第４速ギヤ段は共通とし、（第５速，第６速，後退１），（第５’速，第６速，後退１），（第５速，第６’速，後退１），（第５速，第６速，後退２），（第５’速，第６速，後退２），（第５速，第６’速，後退２）の６通りの組み合わせの中から、車種やドライバの好み等に応じてギヤ比の最適なものを選択できるという高い選択自由度がある。
【０１６９】
（参考例２）
まず、構成を説明する。
【０１７０】
図１１は参考例２の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０１７１】
図１１において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列は、第１実施例と同様であり、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素については第２実施例と同様である。すなわち、第２実施例のリングギヤＲ１，Ｒ３とサンギヤＳ１，Ｓ３を逆にサンギヤＳ１，Ｓ３とリングギヤＲ１，Ｒ３に入れ替えた構成である。
【０１７２】
次に、作用を説明する。
【０１７３】
図９の共線図と図１２の共線図の対比及び図１０の係合論理表と図１３の係合論理表との対比で明らかなように、第２実施例の第１速ギヤ段，第２速ギヤ段，第３速ギヤ段，第４速ギヤ段，第５速ギヤ段，第６'速ギヤ段及び後退ギヤ段１と参考例２の第１速ギヤ段，第２速ギヤ段，第３速ギヤ段，第４速ギヤ段，第５速ギヤ段，第６速ギヤ段及び後退ギヤ段の係合論理は全く同じである。
【０１７４】
よって、各ギヤ段での作用については説明を省略する。
【０１７５】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎＲは、図１３の表に示すようになる。
【０１７６】
具体例として、ρ₁ ＝０．６６，ρ₂ ＝０．６６，ρ₃ ＝０．６６とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０１７７】
ｎ１＝２．７６（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．７６１（０．６２９）
ｎ２＝２．１０（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．７９０（０．６８２）
ｎ３＝１．６６（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．６０２（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．７３０（０．７００）
ｎ５＝０．７３（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．７１２（０．７１４）
ｎ６＝０．５２（０．５）
ｎＲ＝１．６６
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０１７８】
次に、効果を説明する。
【０１７９】
この参考例２にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０１８０】
加えて、具体例に示したように、３つの遊星歯車ＰＧ１，ＰＧ２，ＰＧ３のギヤ比ρ₁ ，ρ₂ ，ρ₃ を同じ０．６６の比に設定した場合、１つの種類の遊星歯車のみを用意するだけで良く、装置コストが有利となる。
【０１８１】
（参考例３）
まず、構成を説明する。
【０１８２】
図１４は参考例３の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０１８３】
図１４において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列は、第第２実施例の第２リングギヤＲ２と第２サンギヤＳ２を第２サンギヤＳ２と第２リングギヤＲ２に入れ替えた構成であり、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素については第２実施例と同様である。
【０１８４】
次に、作用を説明する。
【０１８５】
図９の共線図と図１５の共線図の対比及び図１０の係合論理表と図１６の係合論理表との対比で明らかなように、第３実施例の第１速ギヤ段，第２速ギヤ段，第３速ギヤ段，第４速ギヤ段，第５’速ギヤ段，第６速ギヤ段及び後退ギヤ段２と第５実施例の第１速ギヤ段，第２速ギヤ段，第３速ギヤ段，第４速ギヤ段，第５速ギヤ段，第６速ギヤ段及び後退ギヤ段の係合論理は全く同じである。
【０１８６】
よって、各ギヤ段での作用については説明を省略する。
【０１８７】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎＲは、図１６の表に示すようになる。
【０１８８】
具体例として、ρ₁ ＝０．６６，ρ₂ ＝０．６０，ρ₃ ＝０．４０とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０１８９】
ｎ１＝４．０５（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．７７３（０．６２９）
ｎ２＝３．１３（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．５１４（０．６８２）
ｎ３＝１．６１（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．６２１（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．８７０（０．７００）
ｎ５＝０．８７（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．８１６（０．７１４）
ｎ６＝０．７１（０．５）
ｎＲ＝２．５０
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０１９０】
次に、効果を説明する。
【０１９１】
この参考例３にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０１９２】
（参考例４）
まず、構成を説明する。
【０１９３】
図１７は参考例４の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０１９４】
図１７において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列について説明する。
【０１９５】
前記第１の２要素連結メンバＭ１は、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とを一体に連結するメンバである。
【０１９６】
前記第２の２要素連結メンバＭ２は、第１キャリヤＰ１と第３キャリヤＰ３を第１クラッチＣ１を介して連結するメンバである。
【０１９７】
前記第３の２要素連結メンバＭ３は、第１リングギヤＲ１と第２キャリヤＰ２とを一体に連結するメンバである。
【０１９８】
前記第４の２要素連結メンバＭ４は、第３の２要素連結メンバＭ３と第３サンギヤＳ３を一体に連結するメンバである。
【０１９９】
上記遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素について説明する。
【０２００】
回転メンバＡは、第１の２要素連結メンバＭ１に接続され、第２クラッチＣ２を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０２０１】
回転メンバＢは、第３リングギヤＲ３に接続され、そのまま出力軸ＯＳに連結されている。
【０２０２】
回転メンバＣは、第２の２要素連結メンバＭ２に接続され、第１クラッチＣ１の第１キャリヤＰ１側は、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第１ブレーキＢ１を介してケースＫに連結されている。
【０２０３】
回転メンバＤは、第３，第４の２要素連結メンバＭ３，Ｍ４に接続され、第２ブレーキＢ２を介してケースＫに連結されている。
【０２０４】
回転メンバＥは、第２リングギヤＲ２に接続され、第３ブレーキＢ３を介してケースＫに連結されている。
【０２０５】
そして、１つのギヤ段を前記３個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３と３個のブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進６段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【０２０６】
次に、作用を説明する。
【０２０７】
図３の共線図と図１８の共線図の対比及び図４の係合論理表と図１９の係合論理表との対比で明らかなように、第１速ギヤ段〜第６'速ギヤ段での係合論理は第１実施例と全く同じである。また、後退ギヤ段は図６の共線図と図１８の共線図の対比及び図７の係合論理表と図１９の係合論理表との対比で明らかなように、参考例１と同じである。
【０２０８】
よって、各ギヤ段でのでの作用については説明を省略する。
【０２０９】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ6'，ｎＲは、図１９の表に示すようになる。
【０２１０】
具体例として、ρ₁ ＝０．４０，ρ₂ ＝０．６４，ρ₃ ＝０．６０とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０２１１】
ｎ１＝４．１７（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．５２５（０．６２９）
ｎ２＝２．１９（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．６８０（０．６８２）
ｎ３＝１．４９（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．６７１（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．８４０（０．７００）
ｎ５＝０．８４（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．８６９（０．７１４）
ｎ６＝０．７３（０．５） ｎ6'／ｎ５＝０．７５０（０．７１４）
ｎ6'＝０．６３（０．５）
ｎＲ＝２．４１
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０２１２】
次に、効果を説明する。
【０２１３】
この参考例４にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０２１４】
（第３実施例）
まず、構成を説明する。
【０２１５】
図２０は請求項３記載の発明に対応する第３実施例の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０２１６】
図２０において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列は、参考例４と同様であるので説明を省略する。
【０２１７】
上記遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素について説明する。
【０２１８】
回転メンバＡは、第１の２要素連結メンバＭ１に接続され、第２クラッチＣ２を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０２１９】
回転メンバＢは、第３リングギヤＲ３に接続され、そのまま出力軸ＯＳに連結されている。
【０２２０】
回転メンバＣは、第２の２要素連結メンバＭ２に接続され、第１クラッチＣ１の第１キャリヤＰ１側は、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第１ブレーキＢ１を介してケースＫに連結されている。
【０２２１】
回転メンバＤは、第３，第４の２要素連結メンバＭ３，Ｍ４に接続され、第２ブレーキＢ２を介してケースＫに連結されている。
【０２２２】
回転メンバＥは、第２リングギヤＲ２に接続され、第３ブレーキＢ３を介してケースＫに連結されている。
【０２２３】
そして、１つのギヤ段を前記４個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４と２個のブレーキＢ１，Ｂ２のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進６段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【０２２４】
次に、作用を説明する。
【０２２５】
図９の共線図と図２１の共線図の対比及び図１０の係合論理表と図２２の係合論理表との対比で明らかなように、第１速ギヤ段〜後退ギヤ段での係合論理は第２実施例と全く同じである。
【０２２６】
よって、各ギヤ段でのでの作用については説明を省略する。
【０２２７】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ5'（ｎ6'），ｎR1，ｎR2は、図２２の表に示すようになる。
【０２２８】
具体例として、ρ₁ ＝０．５０，ρ₂ ＝０．５４，ρ₃ ＝０．６６とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０２２９】
ｎ１＝３．４５（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．６４９（０．６２９）
ｎ２＝２．２４（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．６６５（０．６８２）
ｎ３＝１．４９（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．６７１（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．８１０（０．７００）
ｎ５＝０．８１（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．７４０（０．７１４）
ｎ5'（ｎ6'）＝０．７１
ｎ６＝０．６０（０．５）
ｎR1＝３．９７
ｎR2＝１．５２
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０２３０】
次に、効果を説明する。
【０２３１】
この第３実施例にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０２３２】
また、図２２の係合論理表から明らかな通り、第１速ギヤ段〜第４速ギヤ段は共通とし、（第５速，第６速，後退１），（第５’速，第６速，後退１），（第５速，第６’速，後退１），（第５速，第６速，後退２），（第５’速，第６速，後退２），（第５速，第６’速，後退２）の６通りの組み合わせの中から、車種やドライバの好み等に応じてギヤ比の最適なものを選択できるという高い選択自由度がある。
【０２３３】
（第４実施例）
まず、構成を説明する。
【０２３４】
図２３は請求項４記載の発明に対応する第４実施例の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０２３５】
図２３において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列及び遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素については、第７実施例の第３リングギヤＲ３と第３サンギヤＳ３を第３サンギヤＳ３と第３リングギヤＲ３とに入れ替えた点でのみ相違し、他は同様である。
【０２３６】
そして、１つのギヤ段を前記４個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４と２個のブレーキＢ１，Ｂ２のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進７段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【０２３７】
次に、作用を説明する。
【０２３８】
図２１の共線図と図２４の共線図の対比及び図２２の係合論理表と図２５の係合論理表との対比で明らかなように、第１速ギヤ段〜第５速ギヤ段での係合論理は第３実施例と全く同じである。そして、第３実施例の第５'速ギヤ段（第６'速ギヤ段）を第４実施例では第６速ギヤ段として設定し、第３実施例の第６速ギヤ段を第４実施例での第７速ギヤ段として設定している。また、第３実施例の後退ギヤ段１を第４実施例での後退ギヤ段として設定している。
【０２３９】
よって、各ギヤ段でのでの作用については説明を省略する。
【０２４０】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ７，ｎＲは、図２５の表に示すようになる。
【０２４１】
具体例として、ρ₁ ＝０．３３，ρ₂ ＝０．６０，ρ₃ ＝０．６６とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０２４２】
ｎ１＝４．２６（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．６２４（０．６２９）
ｎ２＝２．６６（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．７５２（０．６８２）
ｎ３＝２．００（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．５００（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．６４０（０．７００）
ｎ５＝０．６４（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．７５０（０．７１４）
ｎ６＝０．４８（０．５）
ｎ７＝０．４０
ｎＲ＝２．２６
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０２４３】
次に、効果を説明する。
【０２４４】
この第４実施例にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０２４５】
加えて、図２５の係合論理表のように設定することで、摩擦係合要素を増やすことなく、且つ、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御則を保ちながら、前進７段で後退１段のギヤ段を得ることができる。
【０２４６】
（第５実施例）
まず、構成を説明する。
【０２４７】
図２６は請求項５記載の発明に対応する第５実施例の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０２４８】
図２６において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列は、第１実施例について説明する。
【０２４９】
前記第１の２要素連結メンバＭ１は、第２リングギヤＲ２と第３キャリヤＰ３とを第１クラッチＣ１を介して連結するメンバである。
【０２５０】
前記第２の２要素連結メンバＭ２は、第１キャリヤＰ１と第２キャリヤＰ２を一体に連結するメンバである。
【０２５１】
前記第３の２要素連結メンバＭ３は、第２の２要素連結メンバＭ２と第３リングギヤＲ３とを一体に連結するメンバである。
【０２５２】
前記第４の２要素連結メンバＭ４は、第１リングギヤＲ１と第２サンギヤＳ２を一体に連結するメンバである。
【０２５３】
上記遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素について説明する。
【０２５４】
回転メンバＡは、第１サンギヤＳ１に接続され、第２クラッチＣ２を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０２５５】
回転メンバＢは、第３サンギヤＳ３に接続され、そのまま出力軸ＯＳに連結されている。
【０２５６】
回転メンバＣは、第１の２要素連結メンバＭ１に接続され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結されていると共に、第１ブレーキＢ１を介してケースＫに連結されている。
【０２５７】
回転メンバＤは、第２，第３の２要素連結メンバＭ２，Ｍ３に接続され、第２ブレーキＢ２を介してケースＫに連結されている。
【０２５８】
回転メンバＥは、第４の２要素連結メンバＭ４に接続され、第３ブレーキＢ３を介してケースＫに連結されている。
【０２５９】
そして、１つのギヤ段を前記３個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３と３個のブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進６段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【０２６０】
次に、作用を説明する。
【０２６１】
図３の共線図と図２７の共線図の対比及び図４の係合論理表と図２８の係合論理表との対比で明らかなように、第５実施例の各ギヤ段での係合論理は、第１実施例の係合論理と全く同じである。
【０２６２】
よって、各ギヤ段での作用については説明を省略する。
【０２６３】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ6'，ｎＲは、図２８の表に示すようになる。
【０２６４】
具体例として、ρ₁ ＝０．３８，ρ₂ ＝０．４５，ρ₃ ＝０．６６とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０２６５】
ｎ１＝３．２０（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．７２８（０．６２９）
ｎ２＝２．３３（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．７３０（０．６８２）
ｎ３＝１．７０（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．５８８（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．６８０（０．７００）
ｎ５＝０．６８（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．７０６（０．７１４）
ｎ６＝０．４８（０．５） ｎ6'／ｎ５＝０．５８８（０．７１４）
ｎ6'＝０．４０（０．５）
ｎＲ＝２．４０
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０２６６】
次に、効果を説明する。
【０２６７】
この第５実施例にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(5) と同様の効果を得ることができる。
【０２６８】
（参考例５）
まず、構成を説明する。
【０２６９】
図２９は参考例５の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０２７０】
図２９において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列は、第第５実施例の第３サンギヤＳ３と第３リングギヤＲ３を第３リングギヤＲ３と第３サンギヤＳ３とに逆に入れ替えた点でのみ相違する構成である。
【０２７１】
また、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素については第５実施例に対し、回転メンバＣが第１の２要素連結メンバＭ１の第３キャリヤＰ３側と第２リングギヤＲ２側に接続され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第１ブレーキＢ１を介してケースに連結され、第１クラッチＣ１の第２リングギヤＲ２側は、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結されている点でのみ相違する構成である。
【０２７２】
他の構成については第５実施例と同様であるの説明を省略する。
【０２７３】
次に、作用を説明する。
【０２７４】
図６の共線図と図３０の共線図の対比及び図７の係合論理表と図３１の係合論理表との対比で明らかなように、参考例５の係合論理は参考例１の係合論理と同じである。但し、第６速ギヤ段と第６'速ギヤ段を逆に設定している。
【０２７５】
よって、各ギヤ段での作用については説明を省略する。
【０２７６】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ6'，ｎＲは、図３１の表に示すようになる。
【０２７７】
具体例として、ρ₁ ＝０．６５，ρ₂ ＝０．４５，ρ₃ ＝０．６０とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０２７８】
ｎ１＝４．０３（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．５３１（０．６２９）
ｎ２＝２．１４（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．６９２（０．６８２）
ｎ３＝１．４８（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．６７６（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．８４０（０．７００）
ｎ５＝０．８４（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．８６９（０．７１４）
ｎ６＝０．７３（０．５） ｎ6'／ｎ５＝０．７５０（０．７１４）
ｎ6'＝０．６３（０．５）
ｎＲ＝２．４２
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０２７９】
次に、効果を説明する。
【０２８０】
この参考例５にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０２８１】
（参考例６）
まず、構成を説明する。
【０２８２】
図３２は参考例６の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０２８３】
図３２において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ（断接クラッチｈに相当）で、これらにより構成される遊星歯車列は、参考例５と全く同じである。
【０２８４】
上記遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素について説明する。
【０２８５】
回転メンバＡは、第１サンギヤＳ１に接続され、第１ブレーキＢ１を介してケースＫに連結されている。
【０２８６】
回転メンバＢは、第３リングギヤＲ３に接続され、そのまま出力軸ＯＳに連結されている。
【０２８７】
回転メンバＣは、第１の２要素連結メンバＭ１に接続され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第２クラッチＣ２を介して入力軸ＩＳに連結され、第１クラッチＣ１の第２サンギヤＳ２側は、第２ブレーキＢ２を介してケースＫに連結されている。
【０２８８】
回転メンバＤは、第２，第３の２要素連結メンバＭ２，Ｍ３に接続され、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０２８９】
回転メンバＥは、第４の２要素連結メンバＭ４に接続され、第４クラッチＣ４を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０２９０】
そして、１つのギヤ段を前記４個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４と２個のブレーキＢ１，Ｂ２のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進６段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【０２９１】
次に、作用を説明する。
【０２９２】
図１５の共線図と図３３の共線図の対比及び図１６の係合論理表と図３４の係合論理表との対比で明らかなように、参考例６の係合論理は参考例３の係合論理と全く同じである。
【０２９３】
よって、各ギヤ段での作用については説明を省略する。
【０２９４】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎＲは、図３４の表に示すようになる。
【０２９５】
具体例として、ρ₁ ＝０．３３，ρ₂ ＝０．６６，ρ₃ ＝０．４０とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０２９６】
ｎ１＝４．４３（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．７５２（０．６２９）
ｎ２＝３．３３（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．５０２（０．６８２）
ｎ３＝１．６７（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．５９９（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．８６０（０．７００）
ｎ５＝０．８６（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．８２６（０．７１４）
ｎ６＝０．７１（０．５）
ｎＲ＝２．５０
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０２９７】
次に、効果を説明する。
【０２９８】
この参考例６にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０２９９】
（参考例７）
まず、構成を説明する。
【０３００】
図３５は参考例７の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０３０１】
図３５において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチで、これらにより構成される遊星歯車列について説明する。
【０３０２】
前記第１の２要素連結メンバＭ１は、第１サンギヤＳ１と第２リングギヤＲ２とを一体に連結するメンバである。
【０３０３】
前記第２の２要素連結メンバＭ２は、第１キャリヤＰ１と第２キャリヤＰ２を一体に連結するメンバである。
【０３０４】
前記第３の２要素連結メンバＭ３は、第２の２要素連結メンバＭ２と第３キャリヤＰ３とを第１クラッチＣ１を介して連結するメンバである。
【０３０５】
前記第４の２要素連結メンバＭ４は、第１リングギヤＲ１と第３サンギヤＳ３を一体に連結するメンバである。
【０３０６】
上記遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素について説明する。
【０３０７】
回転メンバＡは、第１の２要素連結メンバＭ１に接続され、第２クラッチＣ２を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０３０８】
回転メンバＢは、第３リングギヤＲ３に接続され、そのまま出力軸ＯＳに連結されている。
【０３０９】
回転メンバＣは、第２，第３の２要素連結メンバＭ２，Ｍ３に接続され、第１クラッチＣ１の第１，第２キャリヤＰ１，Ｐ２側は、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第１ブレーキＢ１を介してケースＫに連結されている。
【０３１０】
回転メンバＤは、第４の２要素連結メンバＭ４に接続され、第２ブレーキＢ２を介してケースＫに連結されている。
【０３１１】
回転メンバＥは、第２サンギヤＳ２に接続され、第３ブレーキＢ３を介してケースＫに連結されている。
【０３１２】
そして、１つのギヤ段を前記３個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３と３個のブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進６段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【０３１３】
次に、作用を説明する。
【０３１４】
図３０の共線図と図３６の共線図の対比及び図３１の係合論理表と図３７の係合論理表との対比で明らかなように、参考例７の係合論理は参考例５の係合論理と全く同じである。
【０３１５】
よって、各ギヤ段でのでの作用については説明を省略する。
【０３１６】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ6'，ｎＲは、図３７の表に示すようになる。
【０３１７】
具体例として、ρ₁ ＝０．５２，ρ₂ ＝０．６０，ρ₃ ＝０．５２とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０３１８】
ｎ１＝３．７０（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．５１９（０．６２９）
ｎ２＝１．９２（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．７１９（０．６８２）
ｎ３＝１．３８（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．７２５（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．８６０（０．７００）
ｎ５＝０．８６（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．９０７（０．７１４）
ｎ６＝０．７８（０．５） ｎ6'／ｎ５＝０．７６７（０．７１４）
ｎ6'＝０．６６（０．５）
ｎＲ＝２．８０
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０３１９】
次に、効果を説明する。
【０３２０】
この参考例７にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０３２１】
（参考例８）
まず、構成を説明する。
【０３２２】
図３８は参考例８の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０３２３】
図３８において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチで、これらにより構成される遊星歯車列について説明する。
【０３２４】
前記第１の２要素連結メンバＭ１は、第１キャリヤＰ１と第２リングギヤＲ２とを一体に連結するメンバである。
【０３２５】
前記第２の２要素連結メンバＭ２は、第１の２要素連結メンバＭ１と第３キャリヤＰ３とを第１クラッチＣ１を介して連結するメンバである。
【０３２６】
前記第３の２要素連結メンバＭ３は、第１リングギヤＲ１と第２キャリヤＰ２を一体に連結するメンバである。
【０３２７】
前記第４の２要素連結メンバＭ４は、第３の２要素連結メンバＭ３と第３サンギヤＳ３を一体に連結するメンバである。
【０３２８】
上記遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素について説明する。
【０３２９】
回転メンバＡは、第１サンギヤＳ１に接続され、第２クラッチＣ２を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０３３０】
回転メンバＢは、第３リングギヤＲ３に接続され、そのまま出力軸ＯＳに連結されている。
【０３３１】
回転メンバＣは、第１，第２の２要素連結メンバＭ２，Ｍ３に接続され、第１クラッチＣ１の第１キャリヤＰ１側は、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第１ブレーキＢ１を介してケースＫに連結されている。
【０３３２】
回転メンバＤは、第３，第４の２要素連結メンバＭ３，Ｍ４に接続され、第２ブレーキＢ２を介してケースＫに連結されている。
【０３３３】
回転メンバＥは、第２サンギヤＳ２に接続され、第３ブレーキＢ３を介してケースＫに連結されている。
【０３３４】
そして、１つのギヤ段を前記３個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３と３個のブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進６段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【０３３５】
次に、作用を説明する。
【０３３６】
図３０の共線図と図３９の共線図の対比及び図３１の係合論理表と図４０の係合論理表との対比で明らかなように、参考例８の係合論理は参考例５の係合論理と全く同じである。
【０３３７】
よって、各ギヤ段でのでの作用については説明を省略する。
【０３３８】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ6'，ｎＲは、図４０の表に示すようになる。
【０３３９】
具体例として、ρ₁ ＝０．６５，ρ₂ ＝０．４５，ρ₃ ＝０．６０とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０３４０】
ｎ１＝４．０３（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．５３１（０．６２９）
ｎ２＝２．１４（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．６９２（０．６８２）
ｎ３＝１．４８（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．６７６（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．８４０（０．７００）
ｎ５＝０．８４（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．８６９（０．７１４）
ｎ６＝０．７３（０．５） ｎ6'／ｎ５＝０．７５０（０．７１４）
ｎ6'＝０．６３（０．５）
ｎＲ＝２．４２
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０３４１】
次に、効果を説明する。
【０３４２】
この参考例８にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０３４３】
（第６実施例）
まず、構成を説明する。
【０３４４】
図４１は請求項６記載の発明に対応する第６実施例の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０３４５】
図４１において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチで、これらにより構成される遊星歯車列については参考例８と同様である。
【０３４６】
上記遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素について説明する。
【０３４７】
回転メンバＡは、第１サンギヤＳ１に接続され、第１ブレーキＢ１を介してケースＫに連結されている。
【０３４８】
回転メンバＢは、第３リングギヤＲ３に接続され、そのまま出力軸ＯＳに連結されている。
【０３４９】
回転メンバＣは、第１，第２の２要素連結メンバＭ２，Ｍ３に接続され、第１クラッチＣ１の第１キャリヤＰ１側は、第２ブレーキＢ２を介してケースＫに連結され、第１クラッチＣ１の第３キャリヤＰ３側は、第２クラッチＣ２を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０３５０】
回転メンバＤは、第３，第４の２要素連結メンバＭ３，Ｍ４に接続され、第３クラッチＣ３を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０３５１】
回転メンバＥは、第２サンギヤＳ２に接続され、第４クラッチＣ４を介して入力軸ＩＳに連結されている。
【０３５２】
そして、１つのギヤ段を前記４個のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４と２個のブレーキＢ１，Ｂ２のうち３個の係合組み合わせにより得ると共に、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御により前進６段で後退１段のギヤ段を得る図外の変速制御手段（全油圧制御式あるいは電子制御＋油圧制御式）が上記自動変速機用歯車変速機構に接続されている。
【０３５３】
次に、作用を説明する。
【０３５４】
図９の共線図と図４２の共線図の対比及び図１０の係合論理表と図４３の係合論理表との対比で明らかなように、第６実施例の係合論理は第２実施例の係合論理と全く同じである。
【０３５５】
よって、各ギヤ段でのでの作用については説明を省略する。
【０３５６】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ5'（ｎ6'），ｎR1，ｎR2は、図４３の表に示すようになる。
【０３５７】
具体例として、ρ₁ ＝０．５０，ρ₂ ＝０．５４，ρ₃ ＝０．６６とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０３５８】
ｎ１＝３．６２（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．６１９（０．６２９）
ｎ２＝２．２４（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．６６５（０．６８２）
ｎ３＝１．４９（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．６７１（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．８００（０．７００）
ｎ５＝０．８０（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．７５０（０．７１４）
ｎ６＝０．６０（０．５）
ｎ5'（ｎ6'）＝０．７０
ｎR1＝４．３２
ｎR2＝１．５２
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０３５９】
次に、効果を説明する。
【０３６０】
この第６実施例にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０３６１】
加えて、第２実施例と同様に、５速，６速，後退の各ギヤ段でのギヤ比の選択自由度が高い。
【０３６２】
（第７実施例）
まず、構成を説明する。
【０３６３】
図４４は請求項７記載の発明に対応する第７実施例の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図である。
【０３６４】
図４４において、ＰＧ１は第１遊星歯車、ＰＧ２は第２遊星歯車、ＰＧ３は第３遊星歯車、Ｍ１は第１の２要素連結メンバ、Ｍ２は第２の２要素連結メンバ、Ｍ３は第３の２要素連結メンバ、Ｍ４は第４の２要素連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチで、これらにより構成される遊星歯車列は、参考例８、及び第６実施例の第３リングギヤＲ３と第３サンギヤＳ３を第３サンギヤＳ３と第３リングギヤＲ３に入れ替えた点でのみ相違する。
【０３６５】
また、遊星歯車列を自動変速機用歯車変速機構にするにあたって、遊星歯車列に付加される各回転メンバ並びに係合要素については、第６実施例と同じであるので説明を省略する。
【０３６６】
次に、作用を説明する。
【０３６７】
図２４の共線図と図４５の共線図の対比及び図２５の係合論理表と図４６の係合論理表との対比で明らかなように、第７実施例の各ギヤ段での係合論理は、第４実施例の係合論理と全く同じである。
【０３６８】
よって、各ギヤ段での作用については説明を省略する。
【０３６９】
［各ギヤ段変速比］
第１遊星歯車ＰＧ１のギヤ比ρ₁ （＝ｚ_S1／ｚ_R1）、第２遊星歯車ＰＧ２のギヤ比ρ₂ （＝ｚ_S2／ｚ_R2）、第３遊星歯車ＰＧ３のギヤ比ρ₃ （＝ｚ_S3／ｚ_R3）とした時、各ギヤ段変速比ｎ１，ｎ２，ｎ４，ｎ５，ｎ６，ｎ７，ｎＲは、図４６の表に示すようになる。
【０３７０】
具体例として、ρ₁ ＝０．３３，ρ₂ ＝０．６０，ρ₃ ＝０．６６とした時、各ギヤ段変速比と隣接するギヤ段間の比は下記のようになる。尚、カッコ内は目標値を示す。
【０３７１】
ｎ１＝３．７６（３．５） ｎ２／ｎ１＝０．７０７（０．６２９）
ｎ２＝２．６６（２．２） ｎ３／ｎ２＝０．７５２（０．６８２）
ｎ３＝２．００（１．５） ｎ４／ｎ３＝０．５００（０．６６７）
ｎ４＝１．００（１．０） ｎ５／ｎ４＝０．６９０（０．７００）
ｎ５＝０．６９（０．７） ｎ６／ｎ５＝０．７３９（０．７１４）
ｎ６＝０．５１（０．５）
ｎ７＝０．４０
ｎＲ＝１．７６
１速〜６速のギヤ段変速比はほぼ目標の変速比となる。また、１速〜６速間の比は、目標とする比に対し許容される偏差の範囲に収まっている。
【０３７２】
次に、効果を説明する。
【０３７３】
この第７実施例にあっても、第１実施例で記載した(1) 〜(4) と同様の効果を得ることができる。
【０３７４】
加えて、第４実施例と同様に、係合要素を増すことなく、しかも、隣り合ったギヤ段で二重掛け替えのない係合解放制御則を保ちながら、前進７段で後退１段のギヤ段を得ることができる。
【０３７５】
【発明の効果】
請求項１記載の自動変速機用遊星歯車列にあっては、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１キャリヤと第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１の２要素連結メンバｄと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第２キャリヤと前記第３リングギヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第１リングギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第１サンギヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈの前記第３キャリヤ側を、第１ブレーキを介してケースに連結すると共に前記第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第３の２要素連結メンバｆを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第４の２要素連結メンバｇを、第３ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、前記第２、第３クラッチの係合により第４速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第５速、前記第２、第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記第２クラッチ及び前記第１、第３ブレーキの係合により後退速を達成する係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段とを設けた装置としたため、コスト競争力が高く、変速ショックを容易に低減でき、しかも変速制御が容易で、動力性能及び車両搭載性に優れ、かつ構成が簡単な自動変速機用遊星歯車列を提供することができるという効果が得られる。
【０３７６】
請求項２記載の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１の２要素連結メンバｄと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第２キャリヤと前記第３サンギヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第３の２要素連結メンバｆを、第３クラッチを介して前記入力軸に接続し、前記第１サンギヤを、第４クラッチを介して入力軸に連結し、前記第１リングギヤを、第１ブレーキを介してケースに連結し、前記第１キャリヤを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第３リングギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第１の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第２の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第３の係合解放制御則と、を備え、前記第１ないし第３のうちいずれか１つの係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を設けた装置としたため、コスト競争力が高く、変速ショックを容易に低減でき、しかも変速制御が容易で、動力性能及び車両搭載性に優れ、かつ構成が簡単な自動変速機用歯車変速装置を提供することができるという効果が得られる。
【０３７７】
請求項３記載の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１キャリヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第３の２要素連結メンバｆと第３サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第３の２要素連結メンバｆを、第３クラッチを介して入力軸に連結し、前記第２リングギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第１の２要素連結メンバｄを、第１ブレーキを介してケースに連結し、前記断接クラッチｈの前記第１キャリヤ側を第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第３リングギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第１の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第２の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、を達成する第３の係合解放制御則とを備え、前記第１ないし第３のうちいずれか１つの係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を設けた装置としたため、コスト競争力が高く、変速ショックを容易に低減でき、しかも変速制御が容易で、動力性能及び車両搭載性に優れ、かつ構成が簡単な自動変速機用遊星歯車列を提供することができるという効果が得られる。
【０３７８】
請求項４記載の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１キャリヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第３の２要素連結メンバｆと前記第３リングギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、前記第３または前記第４の２要素連結メンバｇを、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第２リングギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第１の２要素連結メンバｄを、第１ブレーキを介してケースに連結し、前記断接クラッチｈの前記第１キャリヤ側を、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する係合解放制御則により前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を設けた装置としたため、コスト競争力が高く、変速ショックを容易に低減でき、しかも変速制御が容易で、動力性能及び車両搭載性に優れ、かつ構成が簡単な自動変速機用歯車変速装置を提供することができるという効果が得られる。
【０３７９】
請求項５記載の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第２リングギヤと前記第３キャリヤとを連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１キャリヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第２の２要素連結メンバｅと前記第３リングギヤとを連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第１リングギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第１の２要素連結メンバｄに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第１サンギヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈの前記第３キャリヤ側を、第１ブレーキを介してケースに連結すると共に、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第３の２要素連結メンバｆを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第４の２要素連結メンバｇを、第３ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、前記第２、第３クラッチの係合により第４速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第５速、前記第２、第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記第２クラッチ及び前記第１、第３ブレーキの係合により後退速を達成する係合解放制御則により前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を設けた装置としたため、コスト競争力が高く、変速ショックを容易に低減でき、しかも変速制御が容易で、動力性能及び車両搭載性に優れ、かつ構成が簡単な自動変速機用遊星歯車列を提供することができるという効果が得られる。
【０３８０】
請求項６記載の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第２リングギヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバｅと、前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第２キャリヤと前記第３サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈと、を備えた自動変速機用遊星歯車列において、前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、前記第４の２要素連結メンバｇを、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第２サンギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第１サンギヤを、第１ブレーキを介してケースに連結し、前記第１の２要素連結メンバｄを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第３リングギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第１の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第２の係合解放制御則と、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第５速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する第３の係合解放制御則とを備え、前記第１ないし第３のうちいずれか１つの係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を設けた装置としたため、コスト競争力が高く、変速ショックを容易に低減でき、しかも変速制御が容易で、動力性能及び車両搭載性に優れ、かつ構成が簡単な自動変速機用歯車変速装置を提供することができるという効果が得られる。
請求項７記載の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車ａと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車ｂと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車ｃと、前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバｄと、前記第１キャリヤと前記第３キャリヤとを連結する第２ の２要素連結メンバｅと、前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバｆと、前記第３の２要素連結メンバｆと前記第３リングギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバｇと、前記第２の２要素連結メンバｅに介装される断接クラッチｈとを備えた自動変速機用遊星歯車装置において、前記第１サンギヤを、第１ブレーキを介してケースに連結し、前記断接クラッチｈの前記第１キャリヤ側を、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、前記第３の２要素連結メンバｆを、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第２サンギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、前記断接クラッチｈ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、前記断接クラッチｈ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、前記断接クラッチｈ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第７速、前記断接クラッチｈ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、を達成する係合解放制御則により前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を設けた装置としたため、コスト競争力が高く、変速ショックを容易に低減でき、しかも変速制御が容易で、動力性能及び車両搭載性に優れ、かつ構成が簡単な自動変速機用歯車変速装置を提供することができるという効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】請求項１ないし請求項７に記載の自動変速機用遊星歯車列を示すクレーム対応図である。
【図２】第１実施例装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図３】第１実施例装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図４】第１実施例装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図５】参考例１装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図６】参考例１装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図７】参考例１例装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図８】第２実施例装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図９】第２実施例装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図１０】第２実施例装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図１１】参考例２装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図１２】参考例２装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図１３】参考例２装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図１４】参考例３装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図１５】参考例３装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図１６】参考例３装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図１７】参考例４装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図１８】参考例４装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図１９】参考例４装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図２０】第３実施例装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図２１】第３実施例装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図２２】第３実施例装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図２３】第４実施例装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図２４】第４実施例装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図２５】第４実施例装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図２６】第５実施例装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図２７】第５実施例装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図２８】第５実施例装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図２９】参考例５装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図３０】参考例５装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図３１】参考例５装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図３２】参考例６装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図３３】参考例６装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図３４】参考例６装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図３５】参考例７装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図３６】参考例７装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図３７】参考例７装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図３８】参考例８装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図３９】参考例８装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図４０】参考例８装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図４１】第６実施例装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図４２】第６実施例装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図４３】第６実施例装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。
【図４４】第７実施例装置の自動変速機用歯車変速機構を示すスケルトン図であり、(イ),(ロ),(ハ) は３つの遊星歯車の配列を異ならせた例である。
【図４５】第７実施例装置での変速制御における各ギヤ段でのメンバ回転状態を示す共線図である。
【図４６】第７実施例装置での変速制御における各ギヤ段での係合論理表を示す図である。[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a gear transmission for an automatic transmission.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, a gear transmission for an automatic transmission that obtains a forward fifth gear is disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 1-224285.
[0003]
In this conventional apparatus, one single pinion planetary gear is added to a four-speed main planetary gear transmission mechanism that uses two single pinion planetary gears to obtain a forward four-speed gear stage. A total of 11 clutches, brakes, one-way clutches, and other engagement / release elements are combined.
[0004]
Of these, clutches and brakes with the addition of the one-way clutch and the one-way clutch for simplifying the shift control and the removal of clutches and brakes added for the purpose of using the engine brake that is not used during coasting. The number of merge / release elements is seven. This number is the minimum number of elements necessary to achieve a shift of 5 forward speeds and 1 reverse speed in practice.
[0005]
The breakdown consists of a minimum of five clutch / brake engagement / release elements (two underdrive stages, one direct connection stage, one overdrive stage), one planetary gear, and a clutch / brake. However, it consists of two required add-on parts, and enables five speeds (underdrive 3 stages, direct connection 1 stage, overdrive 1 stage).
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the case of the conventional automatic transmission gear transmission, when the overdrive is changed from the first stage to the second stage to make the forward six stages, it is conceivable that the input path of the add-on section is switched and led to the add-on section. For this purpose, it is necessary to add two clutches and brakes (7 + 2 = 9). Therefore, it is not practical in consideration of the cost and the point of impairing the vehicle mountability.
[0007]
By the way, when planning and considering the development of a competitive transmission,
(A) The price is low (in short, the manufacturing cost is low)
(B) Light weight
(C) Good vehicle mountability (essentially small size)
Such requirements are particularly important.
[0008]
The most effective and important thing to realize this is to reduce the total number of clutch / brake transmission elements.
[0009]
That is, if the total number of clutches and brakes can be reduced, the number of parts is naturally reduced. If the number of parts is reduced, the cost is reduced, the weight is reduced, and the size is reduced.
[0010]
As a matter of course, in order to reduce the total number of clutches and brakes, a combination of a plurality of planetary gears and the structure of the transmission device are examined. Gear ratio), the gear ratios obtained vary depending on whether single pinion type planetary gears or double pinion type planetary gears are used, etc., and they are not all practically usable. The gear trains that are practical are limited by various conditions such as required power performance and cost.
[0011]
In short, although a vast number of configurations can be devised depending on the combination of planetary gears and how to set the gear ratio, it is enormously difficult to create what is suitable for practical use required as an automatic transmission for vehicles. There's a problem.
[0012]
We overcame this problem and created something suitable for practical use. In doing so, we considered the following points.
[0013]
(1) Considering that shifting the two clutches and brakes from the engaged state to the disengaged state or from the disengaged state to the engaged state will worsen the shift shock or require complex control to reduce the shift shock. One clutch or brake is switched from the engaged state to the released state or from the released state to the engaged state between adjacent gears.
[0014]
(2) The total number of clutches and brakes can be changed to 6 for 6 forward speeds (3 for underdrive, 1 for direct connection, 2 for overdrive), and 5 for 5 forwards. It was. This is because of the strong awareness that a compact and lightweight configuration would be superior in cost competitiveness.
[0015]
(3) In order to simplify the configuration and suppress the increase in cost, a double pinion type planetary gear is not used, and only three single pinion type planetary gears with low manufacturing costs and high reliability are combined.
[0016]
(4) Since the add-on type has a structure in which the add-on part is coupled to the main body part, considering the small size, light weight and cost, the means for joining the add-on part and the main body part and the add-on part are separated from each other. It is disadvantageous because it requires walls. Therefore, we decided to use integral type.
[0017]
(5) By making the gear ratios between the transmission gear stages line up in a geometric series, consideration has been given to make the operation easier by reducing variations in engine rotation before and after the gear shift.
[0018]
(6) From the viewpoint of sharing the parts as much as possible and reducing costs, the same clutch and planetary gear configuration can be used for the FF vehicle and the FR vehicle, and the output shaft and the input shaft are on the same axis. I decided to create something.
[0019]
(7) In the planetary gear, one element of the ring gear, the carrier, and the sun gear is fixed and input to one element and output from the remaining one element or input to and output from the remaining one element (this In this case, the gear ratio is 1).
[0020]
For this purpose, the planetary gears are connected by a total of four connecting elements, and a connecting / disconnecting element is arranged at one place.
[0021]
Among the above consideration points, regarding (2) and (3), it was examined whether five stages could be achieved by using two double pinion type planetary gears. As an example of actually realizing this, one described in Japanese Patent Laid-Open No. 2-256944 is known.
[0022]
However, it can be said that only two planetary gears are required, and since it is a double pinion type, the structure is complex, and since a long pinion is used, there is concern about the durability reliability of needles, shafts, washers, etc. The total number of brakes cannot achieve the target (5th gear 5 elements), which is disadvantageous in terms of cost and vehicle mountability.
[0023]
Regarding (7), the case where no connection / disconnection element was inserted between the four connection elements was examined. As an example of actually realizing this, one described in Japanese Patent Laid-Open No. 50-64660 is known.
[0024]
However, although it is possible to achieve six gears by using three single pinion type planetary gears, the gear ratio setting between gears is inappropriate, and the target geometrical gear ratio is not achieved. Cannot be achieved.
[0025]
Further, with respect to (7), examples of connecting / disconnecting elements between the four connecting elements include JP-A-2-74658, JP-A-2-74662, JP-A-2-129448, and JP-A-2-146339. No. 2, JP-A-2-150533, JP-A-2-154848, JP-A-2-154840, and the like. Further, the arrangement of the engaging device between the connecting elements itself is described in US Pat. Nos. 3,523,468, 52-90769, 52-90770, 52-92063, and the like. ing.
[0026]
However, when two or more connecting / disconnecting elements are inserted between the four connecting elements, the total number of clutches and brakes cannot be kept within the target total number of (2), and one element between the four connecting elements. When the connecting / disconnecting element is inserted, the target condition (small, lightweight, etc.) is not satisfied by not limiting the connecting / disconnecting portion.
[0027]
For example, in the case of Japanese Patent Laid-Open No. 2-154840, it is meaningless to dispose connecting / disconnecting elements between the first ring gear and the third carrier and between the first sun gear and the second ring gear. It is useless to reduce the total number of brakes.
[0028]
Furthermore, the connection between one planetary gear described as an example in JP-A-2-150533, for example, connecting the second ring gear and the second sun gear via a connecting / disconnecting element makes the structure complicated. In addition, when laying out an actual drawing, the degree of freedom of arrangement of the connecting / disconnecting elements is low, which is serious.
[0029]
An object of the present invention is a planetary gear for an automatic transmission that has high cost competitiveness, can easily reduce a shift shock, can easily perform a shift control, has excellent power performance and vehicle mountability, and has a simple configuration. It is to provide a gear transmission for a train and an automatic transmission.
[0030]
[Means for Solving the Problems]
  Claim 1In automatic transmission gear transmissions,A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear a having a first carrier that holds a pinion that meshes with both gears, a second sun gear, a second ring gear, and a pinion that meshes with both gears. Single pinion type second planetary gear b having a second carrier for holding, third sun gear, third ring gear, and single pinion type third planetary gear c having a third carrier for holding pinions meshing with both gears And saidAlways connect the first carrier and the second ring gearA first two-element connection member d, the first two-element connection member d, and the third carrierAndA second two-element connecting member e to be connected;The second carrier and the third ring gear are always connected.A third two-element connecting member f;The first ring gear and the second sun gear are always connected.A fourth two-element connecting member g;A connection / disconnection clutch h interposed in the second two-element connecting member e;TheIn the planetary gear train for an automatic transmission provided, the first sun gear is connected to an input shaft via a second clutch, the third sun gear is connected to an output shaft, and the third clutch gear is connected to the third clutch. The carrier side is connected to the case via a first brake and to the input shaft via the third clutch, and the third two-element connecting member f is connected to the case via a second brake. Then, the fourth two-element connecting member g is connected to the case via a third brake, and the first speed, the disconnecting is achieved by engaging the connecting / disconnecting clutch h, the second clutch, and the first brake. The engagement clutch h, the second clutch and the second brake are engaged at the second speed, the connection / disconnection clutch h, the second clutch and the third brake are engaged at the third speed, the connection / disconnection clutch h, The second and third Fourth speed by engaging the pitch, the disengaging clutch h, the third clutch and the fifth speed by the engagement of the third brake,The sixth speed by the engagement of the second and third clutches and the third brake, or the engagement and disconnection clutch h, the third clutch and the second brake,Shift control means for obtaining a forward sixth speed and a reverse first gear by an engagement release control law that achieves a reverse speed by engaging the second clutch and the first and third brakes. And
[0031]
  In the gear transmission for an automatic transmission according to claim 2,A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear a having a first carrier that holds a pinion that meshes with both gears, a second sun gear, a second ring gear, and a pinion that meshes with both gears. Single pinion type second planetary gear c having a second carrier for holding, third sun gear, third ring gear, and single pinion type third planetary gear c having a third carrier for holding pinions meshing with both gears A first two-element connection member d that always connects the first carrier and the second ring gear, and a second two-element connection that connects the first two-element connection member d and the third carrier. A member e, a third two-element connecting member f that always connects the second carrier and the third sun gear, and the first sun gear and the second sun gear are always connected. A planetary gear train for an automatic transmission comprising a fourth two-element connecting member g and a connecting / disconnecting clutch h interposed in the second two-element connecting member e. It is connected to the input shaft via a clutch, the third two-element connecting member f is connected to the input shaft via a third clutch, and the first sun gear is connected to the input shaft via a fourth clutch. Connecting, connecting the first ring gear to the case via a first brake, connecting the first carrier to the case via a second brake, and connecting the third ring gear to an output shaft; The engagement / disengagement clutch h, the fourth clutch and the first brake engage with the first speed, the engagement / disconnection clutch h, the third clutch and the first brake engage with the second speed, the connection / disconnection clutch. h, the second clutch and 3rd speed by engagement of the first brake, 4th speed by engagement of the second and fourth clutches, and 4th speed, engagement of the second and fourth clutches, and the first brake by engagement of the second and fourth clutches. 5th speed, 6th speed by engagement of the second clutch and the first and second brakes, engagement / disconnection clutch h, engagement of the fourth clutch and second brake, or connection / disconnection clutch h, A first disengagement control law that achieves reverse speed by engagement of the third clutch and the second brake, and first engagement by the engagement / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the first brake. The second speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch and the first brake, the third speed, the disconnection by the engagement of the connection / disconnection clutch h, the second clutch and the first brake. Contact clutch h and said second The fourth clutch is engaged at the fourth speed, the second, fourth clutch, and the second brake are engaged at the fifth speed, and the second clutch, the first, second brake is engaged at the sixth speed. A second speed that achieves a reverse speed by engaging the engagement / disconnection clutch h, the fourth clutch and the second brake, or the engagement / disconnection clutch h, the third clutch and the second brake. The engagement / disengagement control law and the engagement / disengagement clutch h, the fourth clutch and the first brake engage the first speed, and the engagement / disengagement clutch h, the third clutch and the first brake engage. 2nd speed, 3rd speed by engaging / disengaging clutch h, 2nd clutch and 1st brake, 4th speed by engaging / disengaging clutch h, 2nd and 4th clutch, 2, the fourth clutch and the first clutch 5th speed by engagement of the brake, 6th speed by engagement of the second and fourth clutches and the second brake, engagement of the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch and the second brake, or the A connection / disengagement clutch h, a third engagement release control law for achieving a reverse speed by engagement of the third clutch and the second brake, and any one of the first to third engagements A shift control means for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed according to a combination release control law is provided.
[0032]
  Claim 3Gear transmission for automatic transmissionThen, the first sun gear, the first ring gear, and a single pinion type first planetary gear a having a first carrier that holds a pinion that meshes with both gears, the second sun gear, the second ring gear, and the both gears mesh with each other. Single pinion type second planetary gear b having a second carrier for holding a pinion, a third sun gear, a third ring gear, and a single pinion type third planet having a third carrier for holding a pinion meshing with both gears Gear c, andThe first sun gear and the second sun gear are always connected.A first two-element connecting member d,Connecting the first carrier and the third carrierA second two-element connecting member e,Always connect the first ring gear and the second carrierA third two-element connecting member f, and the third two-element connecting member fAlways connected to the third sun gearA fourth two-element connecting member g,A connection / disconnection clutch h interposed in the second two-element connecting member e;TheIn the planetary gear train for an automatic transmission provided, the third carrier is connected to the input shaft via a second clutch, and the third two-element connecting member f is connected to the input shaft via a third clutch. The second ring gear is connected to the input shaft via a fourth clutch, the first two-element connecting member d is connected to a case via a first brake, and the connection / disconnection clutch h The first carrier side is connected to the case via a second brake, the third ring gear is connected to an output shaft, and the engagement / disengagement clutch h, the fourth clutch, and the first brake engage with each other. First speed, second speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, third clutch and first brake, third speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, second clutch and first brake, Connecting / disconnecting clutch h, and The fourth speed is engaged by the engagement of the second and fourth clutches, and the fifth speed is engaged by the engagement of the second, fourth clutches and the first brake, and the engagement of the second clutch and the first and second brakes. To achieve the sixth speed, the engagement / disengagement clutch h, the engagement of the fourth clutch and the second brake, or the reverse speed by the engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch and the second brake. Engagement of the first engagement release control law and the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the first brake results in engagement of the first speed, the connection / disconnection clutch h, the third clutch, and the first brake. The second speed, the engagement / disconnection clutch h, the second clutch and the first brake are engaged, the third speed, the connection / disconnection clutch h, and the second and fourth clutches are engaged, the fourth speed. , The second and fourth clutches and 5th speed by engagement of the first brake, 6th speed by engagement of the second, fourth, and second brakes, engagement of the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the second brake Or a second engagement release control law that achieves a reverse speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch, and the second brake, and the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the second clutch. Engagement of one brake engages the first speed, and the engagement / disconnection clutch h, the third clutch, and the first brake engage the second speed, the engagement / disconnection clutch h, the second clutch, and the first brake. The third speed, the engagement / disengagement clutch h, and the second and fourth clutches are engaged in the fourth speed, the second, fourth clutch, and the second brake are engaged in the fifth speed, Two clutches and the first, A third disengagement control law that achieves the sixth speed by engagement of the second brake, and the forward sixth speed reverse 1 according to any one of the first to third disengagement control laws. A shift control means for obtaining a high gear stage is provided.
[0033]
  In the gear transmission for an automatic transmission according to claim 4,A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear a having a first carrier that holds a pinion that meshes with both gears, a second sun gear, a second ring gear, and a pinion that meshes with both gears. Single pinion type second planetary gear c having a second carrier for holding, third sun gear, third ring gear, and single pinion type third planetary gear c having a third carrier for holding pinions meshing with both gears A first two-element connecting member d that always connects the first sun gear and the second sun gear, a second two-element connecting member e that connects the first carrier and the third carrier, A third two-element connecting member f that always connects the first ring gear and the second carrier, and the third two-element connecting member f and the third ring gear are always connected. In a planetary gear train for an automatic transmission having a fourth two-element connecting member g to be connected and a connection / disconnection clutch h interposed in the second two-element connecting member e, the third carrier The third or fourth two-element connecting member g is connected to the input shaft via a third clutch, and the second ring gear is connected to the input shaft via a second clutch. Connected to the input shaft, the first two-element connecting member d is connected to the case via a first brake, and the first carrier side of the connecting / disconnecting clutch h is connected to the case via a second brake. Connected to the case, the third sun gear is connected to the output shaft, and the first speed, the connection clutch h, and the third clutch are engaged by the engagement / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the first brake. And by engaging the first brake 2nd speed, 3rd speed by engaging / disengaging clutch h, 2nd clutch and 1st brake, 4th speed by engaging / disengaging clutch h, 2nd and 4th clutch, 2, fifth speed by engagement of the fourth clutch and the first brake, sixth speed by engagement of the second, fourth clutch and the second brake, the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch and the It is characterized in that it can be said to be provided with a shift control means for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed by an engagement release control law that achieves the reverse speed by engagement of the second brake.
[0034]
  Claim 5Gear transmission for automatic transmissionThen, the first sun gear, the first ring gear, and a single pinion type first planetary gear a having a first carrier that holds a pinion that meshes with both gears, the second sun gear, the second ring gear, and the both gears mesh with each other. Single pinion type second planetary gear b having a second carrier for holding a pinion, a third sun gear, a third ring gear, and a single pinion type third planet having a third carrier for holding a pinion meshing with both gears Gear c, andConnecting the second ring gear and the third carrierA first two-element connecting member d, the first carrier and the second carrierAndThe second two-element connection member e that is always connected, the second two-element connection member e, and the third ring gearAndA third two-element connecting member f to be connected;The first ring gear and the second sun gear are always connected.A fourth two-element connecting member g,A connection / disconnection clutch h interposed in the first two-element connecting member d;TheIn the planetary gear train for an automatic transmission provided, the first sun gear is connected to an input shaft via a second clutch, the third sun gear is connected to an output shaft, and the third clutch gear is connected to the third clutch. The carrier side is connected to the case via a first brake, and is connected to the input shaft via a third clutch, and the third two-element connecting member f is connected to the case via a second brake. Then, the fourth two-element connecting member g is connected to the case via a third brake, and the first speed, the disconnecting is achieved by engaging the connecting / disconnecting clutch h, the second clutch, and the first brake. The engagement clutch h, the second clutch and the second brake are engaged at the second speed, the connection / disconnection clutch h, the second clutch and the third brake are engaged at the third speed, the connection / disconnection clutch h, The second and third classes Fourth speed by engaging the switch, the disengaging clutch h, the third clutch and the fifth speed by the engagement of the third brake,The sixth speed by the engagement of the second and third clutches and the third brake, or the engagement and disconnection clutch h, the third clutch and the second brake,Shift control means for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed by an engagement release control law that achieves a reverse speed by engaging the second clutch and the first and third brakes. To do.
[0035]
  In the gear transmission for an automatic transmission according to claim 6,A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear a having a first carrier that holds a pinion that meshes with both gears, a second sun gear, a second ring gear, and a pinion that meshes with both gears. Single pinion type second planetary gear b having a second carrier for holding, third sun gear, third ring gear, and single pinion type third planetary gear c having a third carrier for holding pinions meshing with both gears A first two-element connecting member d that always connects the first carrier and the second ring gear; a second two-element connecting member e that connects the second ring gear and the third carrier; A third two-element connecting member f that always connects the first ring gear and the second carrier, and a second member that always connects the second carrier and the third sun gear. In the planetary gear train for an automatic transmission provided with a two-element connecting member g and a connecting / disconnecting clutch h interposed in the second two-element connecting member e, the third carrier is used as the second clutch. The fourth two-element connection member g is connected to the input shaft via a third clutch, and the second sun gear is connected to the input shaft via a fourth clutch. The first sun gear is connected to the case via a first brake, the first two-element connecting member d is connected to the case via a second brake, and the third ring gear is connected to the output shaft. Connected, the first speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch and the first brake, the second speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch and the first brake, Connection / disconnection clutch h, the second clutch And the engagement of the first brake engages the third speed, the engagement / disconnection clutch h, and the engagement of the second and fourth clutches, the fourth speed, the engagement of the second, fourth clutch and the first brake. The fifth speed, the second clutch and the first and second brakes are engaged to the sixth speed, the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch and the second brake are engaged, or the connection / disconnection clutch h. , A first disengagement control law that achieves reverse speed by engagement of the third clutch and the second brake, and first engagement by engagement of the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the first brake. First speed, second speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, third clutch and first brake, third speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, second clutch and first brake, Connecting and disconnecting clutch h, and 4th speed by engagement of the second and fourth clutches, 5th speed by engagement of the second, fourth clutches and the first brake, and by engagement of the second, fourth clutches and the second brake. 6th speed, the engagement / disengagement clutch h, the engagement of the fourth clutch and the second brake, or the reverse speed by the engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch and the second brake is achieved. 2 and the engagement / disengagement control law 2 and the engagement / disengagement clutch h, the fourth clutch and the first brake are engaged, and the first speed, the engagement / disconnection clutch h, the third clutch and the first brake are engaged. The second speed, the connection / disconnection clutch h, the third speed by engagement of the second clutch and the first brake, the fourth speed by the engagement of the connection / disconnection clutch h, and the second and fourth clutches, The second and fourth clutches and the front 5th speed by engagement of second brake, 6th speed by engagement of second clutch and first, second brake, engagement of connection / disconnection clutch h, fourth clutch and second brake, Or a third engagement release control law that achieves a reverse speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch, and the second brake, and any one of the first to third According to the disengagement control law, there is provided a shift control means for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed.
The automatic transmission gear transmission according to claim 7, wherein the first sun gear, the first ring gear, a single pinion type first planetary gear a having a first carrier holding a pinion meshing with both gears, and a second gear. A sun gear, a second ring gear, a single pinion type second planetary gear b having a second carrier for holding a pinion meshing with both gears, a third sun gear, a third ring gear, and a pinion meshing with both gears are held. A single pinion type third planetary gear c having a third carrier, a first two-element connecting member d for always connecting the first carrier and the second ring gear, the first carrier and the third carrier; A second two-element connecting member e that connects the first ring gear and the second carrier, a third two-element connecting member f that always connects the first ring gear, and the third To connecting the third ring gear and the element connection member f always A planetary gear device for an automatic transmission comprising a fourth two-element connecting member g and a connecting / disconnecting clutch h interposed in the second two-element connecting member e. The brake is connected to the case, the first carrier side of the connection / disconnection clutch h is connected to the case via the second brake, and the third carrier is connected to the input shaft via the second clutch. The third two-element connecting member f is connected to the input shaft via a third clutch, the second sun gear is connected to the input shaft via a fourth clutch, and the third sun gear is connected to the input shaft. , Connected to the output shaft, the first speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch and the first brake, and the first speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch and the first brake. 2nd speed, the connection / disconnection clutch h, The second clutch and the first brake engage with the third speed, the connection / disconnection clutch h, and the second and fourth clutches engage with the fourth speed, the second, fourth clutch, and the first brake. 5th speed by engagement, 6th speed by engagement of the 2nd, 4th clutch, and 2nd brake, 7th speed by engagement of the 2nd clutch, 1st, 2nd brake, and connection / disconnection A shift control means is provided for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed by an engagement release control law that achieves a reverse speed by engaging the clutch h, the fourth clutch, and the second brake. To do.
[0036]
[Action]
  Claims 1 to 7In the planetary gear train for automatic transmission, the first pinion-type first planetary gear a, the second planetary gear b, and the third planetary gear c have nine rotation elements, each of which is a sun gear, a ring gear, and a carrier. The number of rotating elements is reduced by the two-element connecting member d, the second two-element connecting member e, the third two-element connecting member f, and the fourth two-element connecting member g.
[0037]
The number of rotating elements of this planetary gear train is determined by whether the connecting / disconnecting clutch h is selected. When selecting the connecting / disconnecting clutch h, the number of rotating elements is four, nine to four. = Planetary gear train having 5 rotating elements, and when selecting the connection / disconnection clutch h to be disconnected, the number of rotating elements is 3 fewer, and 9 to 3 = 6 planetary gear trains having 6 rotating elements.
[0038]
Therefore, an input member, an output member, and a case are added to these rotating elements to form eight or nine members, and the members are connected together or not connected at all, or engaging elements such as clutches and brakes are connected. In this case, a state of rotation with a different gear ratio can be obtained between the input member and the output member by controlling engagement / release of the plurality of engagement elements provided.
[0039]
In this case, the power transmission path between the planetary gears a, b, and c can be selected by disconnection or engagement of the connection / disconnection clutch h, thereby increasing the degree of freedom in setting the gear ratio at each gear stage, and It becomes possible to arrange the gear ratio in a geometric series.
[0040]
In addition, by using the transmission / reception clutch h to cut off the transmission path, it is possible to prevent the member rotation not involved in the shift from becoming abnormally high.
[0041]
  Claims 1 to 7In the automatic transmission gear transmission,In each claimThree clutches 3 including an input shaft, an output shaft, and case members are added to the planetary gear train for automatic transmission, and the members are connected together or not connected at all, or a connection clutch h (first clutch) 3 It is comprised by either connecting via the engaging element by a brake.
[0042]
Then, in the shift control means, one gear stage is obtained by an engagement combination of three of these engagement elements, and a plurality of gear stages are determined by an engagement release control law that does not cause double switching between adjacent gear stages. Shift control for obtaining the above is performed.
[0043]
【Example】
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0044]
(First embodiment)
First, the configuration will be described.
[0045]
  Figure 2Claim 1It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of 1st Example corresponding to description invention.
[0046]
In FIG. 2, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connecting member, M2 is the second two-element connecting member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, and C1 is a first clutch (corresponding to the connecting / disconnecting clutch h). 2 (a), (b), and (c) are the same gear transmission mechanism for an automatic transmission, and (b) is an arrangement of first, second, and third planetary gears from the left side of the figure. (B) is the second, third and first planetary gear arrangement from the left side of the figure, and (c) is the only difference from the left side of the figure is the third, first and second planetary gear arrangement. .
[0047]
The first planetary gear PG1 is a single pinion type planetary gear having a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier P1 holding a pinion that meshes with both the gears S1 and R1.
[0048]
The second planetary gear PG2 is a single pinion type planetary gear having a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier P2 that holds a pinion that meshes with both the gears S2 and R2.
[0049]
The third planetary gear PG3 is a single pinion type planetary gear having a third sun gear S3, a third ring gear R3, and a third carrier P3 that holds a pinion that meshes with both the gears S3 and R3.
[0050]
The first two-element connecting member M1 is a member that integrally connects the first carrier P1 and the second ring gear R2.
[0051]
The second two-element connecting member M2 is a member that connects the first two-element connecting member M1 and the third carrier P3 via the first clutch C1.
[0052]
The third two-element connecting member M3 is a member that integrally connects the second carrier P2 and the third ring gear R3.
[0053]
The fourth two-element connecting member M4 is a member that integrally connects the first ring gear R1 and the second sun gear S2.
[0054]
When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train will be described.
[0055]
The rotating member A is connected to the first sun gear S1 and is connected to the input shaft IS via the second clutch C2.
[0056]
The rotating member B is connected to the third sun gear S3 and directly connected to the output shaft OS.
[0057]
The rotating member C is connected to the second two-element connecting member M2, and the third carrier P3 side of the first clutch C1 is connected to the case via the first brake B1, and via the third clutch C3. Connected to the input shaft IS.
[0058]
The rotating member D is connected to the third two-element connecting member M3 and connected to the case K via the second brake B2.
[0059]
The rotating member E is connected to the fourth two-element connecting member M4 and is connected to the case K via the third brake B3.
[0060]
And, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the three clutches C1, C2, C3 and the three brakes B1, B2, B3, and there is no double switching between the adjacent gear stages. A shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) (not shown) that obtains six forward gears and one reverse gear by engagement release control is connected to the gear transmission mechanism for automatic transmission. .
[0061]
Next, the operation will be described.
[0062]
[First speed gear stage]
The first gear is obtained by engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the first brake B1, as shown in the engagement logic table of FIG.
[0063]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member A and the fixing of the rotating member C. From the output shaft OS connected to the rotating member B, the reduction ratio is relative to the rotation of the input shaft IS. The first speed gear ratio by a large underdrive is obtained.
[0064]
That is, the collinear chart at the first speed gear stage is represented by one diagram by engagement of the first clutch C1, as shown at 1st in FIG.
[0065]
In FIG. 3, A, B, C, D, and E are rotation members, arrows indicate input, double circles indicate output, and black triangles indicate brake engagement.
[0066]
[2nd gear stage]
The second speed gear stage releases the first brake B1 in the first speed gear stage and engages the second brake B2. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 4, it is obtained by engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the second brake B2.
[0067]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member A and the fixing of the rotating member D. From the output shaft OS connected to the rotating member B, the reduction ratio is higher than the first speed gear ratio. As a result, the second speed gear ratio with a small value can be obtained.
[0068]
That is, the nomographic chart at the second speed gear stage is represented by a single diagram by engagement of the first clutch C1, as indicated by 2nd in FIG.
[0069]
[Third speed gear stage]
The third speed gear stage releases the second brake B2 in the second speed gear stage and engages the third brake B3. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 4, it is obtained by engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the third brake B3.
[0070]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member A and the fixing of the rotating member E. From the output shaft OS connected to the rotating member B, the reduction ratio is higher than the second speed gear ratio. As a result, the third speed gear ratio with a small value can be obtained.
[0071]
That is, the collinear diagram at the third speed gear stage is represented by one diagram by engagement of the first clutch C1, as indicated by 3rd in FIG.
[0072]
[4th gear stage]
The fourth speed gear stage releases the third brake B3 in the third speed gear stage and engages the third clutch C3. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 4, it is obtained by engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3.
[0073]
Therefore, the rotation of the rotation member B is defined as the input rotation by simultaneous input from the rotation members A and C, and the fourth speed gear ratio with the gear ratio 1 is obtained from the output shaft OS connected to the rotation member B. .
[0074]
That is, the collinear diagram at the fourth speed gear stage is represented by one diagram by engagement of the first clutch C1, as indicated by 4th in FIG.
[0075]
[5th gear stage]
The fifth speed gear stage releases the second clutch C2 in the fourth speed gear stage and engages the third brake B3. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 4, it is obtained by engaging the first clutch C1, the third clutch C3, and the second brake B2.
[0076]
Therefore, the rotation of the rotating member B is regulated by the input rotation from the rotating member C and the fixing of the rotating member E, and the overdrive with higher rotation than the input shaft IS is output from the output shaft OS connected to the rotating member B. A fifth speed gear ratio based on the gear ratio is obtained.
[0077]
That is, the nomographic chart at the fifth speed gear stage is represented by a single diagram by engagement of the first clutch C1, as indicated by 5th in FIG.
[0078]
[Sixth gear stage]
The sixth speed gear stage releases the first clutch C1 in the fifth speed gear stage and engages the second clutch C2. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 4, it is obtained by engaging the second clutch C2, the third clutch C3, and the third brake B3.
[0079]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member C and the specified rotation of the rotating member D (according to the input rotation from the rotating member A and the fixing of the rotating member E). From the output shaft OS, the sixth speed gear ratio with an overdrive speed ratio higher than that of the input shaft IS is obtained.
[0080]
That is, the nomograph at the sixth gear stage is represented by two diagrams by releasing the first clutch C1, as shown at 6th in FIG.
[0081]
[6 'speed gear stage]
The 6'-speed gear stage releases the third brake B3 in the fifth-speed gear stage and engages the second brake B2. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 4, it is obtained by engaging the first clutch C1, the third clutch C3, and the second brake B2.
[0082]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member C and the fixing of the rotating member D, and the output shaft OS connected to the rotating member B overdrives at a higher speed than the input shaft IS. A 6'th speed gear ratio according to the gear ratio is obtained.
That is, the collinear diagram at the 6'th gear stage is represented by one diagram by engagement of the first clutch C1, as indicated by 6'th in FIG.
[0083]
[Reverse gear stage]
The reverse gear is obtained by engaging the second clutch C2, the first brake B1, and the third brake B3 as shown in the engagement logic table of FIG.
[0084]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the specified rotation from the rotating member D (according to the input rotation from the rotating member A and the fixing of the rotating member E) and the fixing of the rotating member C, and is connected to the rotating member B. From the output shaft OS, a reverse gear stage gear ratio by reverse rotation with respect to the input shaft IS is obtained.
[0085]
That is, the nomographic chart at the reverse gear stage is represented by two diagrams by releasing the first clutch C1, as shown by Rev in FIG.
[0086]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n6 ′, nR are as shown in the table of FIG.
[0087]
As a specific example, ρ₁ = 0.66, ρ₂ = 0.43, ρ_Three When 0.66 is set, the gear ratio between each gear and the adjacent gear is as follows. The parentheses indicate target values.
[0088]
n1 = 3.33 (3.5) n2 / n1 = 0.721 (0.629)
n2 = 2.40 (2.2) n3 / n2 = 0.721 (0.682)
n3 = 1.73 (1.5) n4 / n3 = 0.578 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.690 (0.700)
n5 = 0.69 (0.7) n6 / n5 = 0.696 (0.714)
n6 = 0.48 (0.5) n6 ′ / n5 = 0.580 (0.714)
n6 '= 0.40 (0.5)
nR = 2.37
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0089]
Next, the effect will be described.
[0090]
In the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment, the following advantages are also achieved.
[0091]
(1) Since the gear shifting to the adjacent gear stage is performed by releasing one engaging element and engaging one engaging element, the shift shock can be easily reduced.
[0092]
(2) Although it is a device that performs shift control of six forward speeds and one reverse speed, it has only six clutches and two brakes required for gear shifting, so shift control Becomes easier.
[0093]
(3) Because the gear ratio of each gear stage is close to the target gear ratio and the ratio between adjacent gear stages of the gear ratio is arranged in a nearly geometric series, the change in engine rotation is almost the same during gear shifting. The power performance is excellent by changing and achieving a shift in a torque band with good engine characteristics without being affected by the gear ratio.
[0094]
Here, the reason why the gear ratio of each gear stage can be brought close to the target gear ratio and the ratio between adjacent gear stages of the gear ratio can be arranged almost in a geometric series is described. The power transmission path between the three planetary gears is not always a fixed gear train, and the power transmission path can be selected by engaging and releasing the first clutch C1, so that the first clutch C1 is in the released state. The collinear diagram (two diagrams) and the collinear diagram (one diagram) when the first clutch C1 is engaged are drawn separately, and the gear ratio can be freely set at each gear stage. Due to a significant increase in the degree.
[0095]
(4) Only three single pinion type planetary gears are used, not an add-on type but an integral type, and the number of engaging elements required for shifting is four clutches and two brakes 6 Since only a single device is used, the configuration is simple, and a small size, light weight, and low cost can be achieved.
[0096]
(5) As shown in the upper table of FIG. 4, when only the sixth gear is selected as the overdrive gear, the second clutch C2 is engaged at all gears. Therefore, if the second clutch C2 is always used as an input element, as shown in the table at the bottom of FIG. 4, the forward gear 5 mechanism and the reverse one stage can be obtained while using the five gear elements without changing the gear transmission mechanism. it can.
[0097]
(Reference example 1)
  First, the configuration will be described.
[0098]
  FIG.Reference example 1It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0099]
In FIG. 5, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connecting member, M2 is the second two-element connecting member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, and C1 is a first clutch (corresponding to a connection / disconnection clutch h), and a planetary gear train constituted by these will be described.
[0100]
The first two-element connecting member M1 is a member that integrally connects the first carrier P1 and the second ring gear R2.
[0101]
The second two-element connecting member M2 is a member that connects the first two-element connecting member M1 and the third carrier P3 via the first clutch C1.
[0102]
The third two-element connecting member M3 is a member that integrally connects the second carrier P2 and the third sun gear S3.
[0103]
The fourth two-element connecting member M4 is a member that integrally connects the first sun gear S1 and the second sun gear S2.
[0104]
When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train will be described.
[0105]
The rotating member A is connected to the first ring gear R1 and is connected to the input shaft IS via the second clutch C2.
[0106]
The rotating member B is connected to the third ring gear R3 and is directly connected to the output shaft OS.
[0107]
The rotating member C is connected to the first and second two-element connecting members M1 and M2, and the first two-element connecting member M1 side is connected to the input shaft IS via the third clutch C3. The third carrier P3 side of C1 is connected to the case K via the first brake B1.
[0108]
The rotating member D is connected to the third two-element connecting member M3 and connected to the case K via the second brake B2.
[0109]
The rotating member E is connected to the fourth two-element connecting member M4 and is connected to the case K via the third brake B3.
[0110]
And, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the three clutches C1, C2, C3 and the three brakes B1, B2, B3, and there is no double switching between the adjacent gear stages. A shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) (not shown) that obtains six forward gears and one reverse gear by engagement release control is connected to the gear transmission mechanism for automatic transmission. .
[0111]
Next, the operation will be described.
[0112]
As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 3 and the alignment chart of FIG. 6 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 4 and the engagement logic table of FIG. The engagement logic at the stage and the reverse gear stage is exactly the same as in the first embodiment.
[0113]
Further, the sixth speed gear stage and the 6 'speed gear stage have the engagement logic setting opposite to that in the first embodiment.
[0114]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0115]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n6 ′, and nR are as shown in the table of FIG.
[0116]
As a specific example, ρ₁ = 0.66, ρ₂ = 0.45, ρ_Three When 0.58 is set, the gear ratio between each gear stage and the adjacent gear stage is as follows. The parentheses indicate target values.
[0117]
n1 = 3.67 (3.5) n2 / n1 = 0.540 (0.629)
n2 = 1.98 (2.2) n3 / n2 = 0.712 (0.682)
n3 = 1.41 (1.5) n4 / n3 = 0.709 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.850 (0.700)
n5 = 0.85 (0.7) n6 / n5 = 0.882 (0.714)
n6 = 0.75 (0.5) n6 '/ n5 = 0.741 (0.714)
n6 '= 0.63 (0.5)
nR = 2.50
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0118]
Next, the effect will be described.
[0119]
  thisReference example 1Even in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0120]
(Second embodiment)
  First, the configuration will be described.
[0121]
  Figure 8Claim 2Corresponds to the described inventionSecond embodimentIt is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0122]
  In FIG. 8, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connection member, M2 is the second two-element connection member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch (corresponding to a connection / disconnection clutch h), and the planetary gear train constituted by these is:Reference example 1It is the same.
[0123]
When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train will be described.
[0124]
The rotating member A is connected to the first ring gear R1 and is connected to the case K via the first brake B1.
[0125]
The rotating member B is connected to the third ring gear R3 and is directly connected to the output shaft OS.
[0126]
The rotating member C is connected to the first and second two-element connecting members M1 and M2, and the first two-element connecting member M1 side is connected to the case K via the second brake B2, and the first clutch C1. The third carrier P3 side is connected to the input shaft IS via the second clutch C2.
[0127]
The rotating member D is connected to the third two-element connecting member M3, and is connected to the input shaft IS via the third clutch C3.
[0128]
The rotating member E is connected to the fourth two-element connecting member M4 and is connected to the input shaft IS through the fourth clutch C4.
[0129]
Then, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the four clutches C1, C2, C3, and C4 and the two brakes B1 and B2, and there is no double switching between adjacent gear stages. An unillustrated shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) that obtains a forward 6-speed gear stage by disengaging control is connected to the automatic transmission gear transmission mechanism. .
[0130]
Next, the operation will be described.
[0131]
[First speed gear stage]
The first gear is obtained by engaging the first clutch C2, the fourth clutch C4, and the first brake B1, as shown in the engagement logic table of FIG.
[0132]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member E and the fixing of the rotating member A, and the reduction ratio with respect to the rotation of the input shaft IS is determined from the output shaft OS connected to the rotating member B. The first speed gear ratio by a large underdrive can be obtained.
[0133]
That is, the collinear chart at the first speed gear stage is represented by one diagram by engagement of the first clutch C1, as shown at 1st in FIG.
[0134]
[2nd gear stage]
The second speed gear stage releases the fourth clutch C4 in the first speed gear stage and engages the third clutch C3. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 10, it is obtained by engaging the first clutch C1, the third clutch C3, and the first brake B1.
[0135]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member D and the fixing of the rotating member A. From the output shaft OS connected to the rotating member B, the reduction ratio is higher than the first speed gear ratio. As a result, the second speed gear ratio with a small value can be obtained.
[0136]
That is, the collinear diagram at the second speed gear stage is represented by one diagram by engagement of the first clutch C1, as indicated by 2nd in FIG.
[0137]
[Third speed gear stage]
The third speed gear stage releases the third clutch C3 in the second speed gear stage and engages the second clutch C2. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 10, it is obtained by engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the first brake B1.
[0138]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member C and the fixing of the rotating member A. From the output shaft OS connected to the rotating member B, the reduction ratio is higher than the second speed gear ratio. As a result, the third speed gear ratio with a small value can be obtained.
[0139]
That is, the nomographic chart at the third speed gear stage is represented by one diagram by engagement of the first clutch C1, as indicated by 3rd in FIG.
[0140]
[4th gear stage]
The fourth speed gear stage releases the first brake B1 in the third speed gear stage and engages the fourth clutch C4. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 10, it is obtained by engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the fourth clutch C4.
[0141]
Therefore, the rotation of the rotation member B is defined as the input rotation by the simultaneous input from the rotation members C and E, and the fourth speed gear ratio with the gear ratio 1 is obtained from the output shaft OS connected to the rotation member B. .
[0142]
That is, the collinear diagram at the fourth speed gear stage is represented by one diagram by the engagement of the first clutch C1, as indicated by 4th in FIG.
[0143]
[5th gear stage]
The fifth speed gear stage releases the first clutch C1 in the fourth speed gear stage and engages the first brake B1. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 10, it is obtained by engaging the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the first brake B1.
[0144]
Therefore, the rotation of the rotation member B is defined by the input rotation of the rotation member C from the third carrier P3 side and the specified rotation of the rotation member D (according to the input rotation from the rotation member E and the fixing of the rotation member A). From the output shaft OS connected to the rotary member B, the fifth speed gear ratio is obtained with an overdrive gear ratio that is higher than the input shaft IS.
[0145]
That is, the collinear chart at the fifth speed gear stage is represented by two diagrams by releasing the first clutch C1, as shown at 5th in FIG.
[0146]
[5 'speed gear stage]
The 5'th gear stage disengages the first clutch C1 in the fourth speed gear stage and engages the second brake B2. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 10, it is obtained by engaging the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the second brake B2.
[0147]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation of the rotating member C from the third carrier P3 side and the specified rotation of the rotating member D (according to the input rotation from the rotating member E and the fixing of the rotating member C). From the output shaft OS connected to the rotation member B, the fifth speed ratio with an overdrive speed ratio that is higher than that of the input shaft IS is obtained.
[0148]
That is, the collinear diagram at the 5'th gear stage is represented by two diagrams by releasing the first clutch C1, as indicated by 5'th in FIG.
[0149]
[Sixth gear stage]
The sixth speed gear stage releases the fourth clutch C4 in the fifth speed gear stage and engages the second brake B2. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 10, it is obtained by engaging the second clutch C2, the first brake B1, and the second brake B2.
[0150]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation of the rotating member C from the third carrier P3 side and the fixing of the rotating member D (according to the fixing of the rotating member A and the rotating member C on the first carrier P1 side). In addition, the output shaft OS connected to the rotation member B can obtain the sixth speed gear ratio based on the overdrive gear ratio that is higher than the input shaft IS.
[0151]
That is, the nomographic chart at the sixth speed gear stage is represented by two diagrams by releasing the first clutch C1, as shown at 6th in FIG.
[0152]
[6 'speed gear stage]
When the fifth speed gear stage is selected, the same engagement logic as that of the 5 'speed gear stage can be used as the 6' speed gear stage.
[0153]
The 6 'speed gear stage releases the first brake B1 at the fifth speed gear stage and engages the second brake B2. That is, as shown in the engagement logic table of FIG. 10, it is obtained by engaging the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the second brake B2.
[0154]
[Reverse gear stage 1]
The reverse gear 1 is obtained by engaging the first clutch C1, the fourth clutch C4, and the second brake B2, as shown in the engagement logic table of FIG.
[0155]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member E and the fixing of the rotating member C, and the output shaft OS connected to the rotating member B is retracted by reverse rotation with respect to the input shaft IS. A gear speed ratio is obtained.
[0156]
That is, the collinear diagram at the reverse gear stage is represented by a single diagram by engagement of the first clutch C1, as indicated by Rev1 in FIG.
[0157]
[Reverse gear stage 1]
The reverse gear 1 is obtained by engaging the first clutch C1, the fourth clutch C4, and the second brake B2, as shown in the engagement logic table of FIG.
[0158]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member E and the fixing of the rotating member C, and the output shaft OS connected to the rotating member B is retracted by reverse rotation with respect to the input shaft IS. A gear speed ratio is obtained.
[0159]
That is, the collinear diagram at the reverse gear stage is represented by a single diagram by engagement of the first clutch C1, as indicated by Rev1 in FIG.
[0160]
[Reverse gear stage 2]
The reverse gear stage 2 is obtained by engaging the first clutch C1, the third clutch C3, and the second brake B2, as shown in the engagement logic table of FIG.
[0161]
Therefore, the rotation of the rotating member B is defined by the input rotation from the rotating member D and the fixing of the rotating member C, and the output shaft OS connected to the rotating member B is retracted by reverse rotation with respect to the input shaft IS. A gear speed ratio is obtained.
[0162]
That is, the collinear diagram at the reverse gear stage is represented by a single diagram by engagement of the first clutch C1, as indicated by Rev2 in FIG.
[0163]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n5 '(n6'), nR1, and nR2 are as shown in the table of FIG.
[0164]
As a specific example, ρ₁ = 0.50, ρ₂ = 0.60, ρ_Three When 0.66 is set, the gear ratio between each gear and the adjacent gear is as follows. The parentheses indicate target values.
[0165]
n1 = 3.58 (3.5) n2 / n1 = 0.626 (0.629)
n2 = 2.24 (2.2) n3 / n2 = 0.665 (0.682)
n3 = 1.49 (1.5) n4 / n3 = 0.671 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.800 (0.700)
n5 = 0.80 (0.7) n6 / n5 = 0.750 (0.714)
n5 '(n6') = 0.70
n6 = 0.60 (0.5)
nR1 = 4.24
nR2 = 1.52
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0166]
Next, the effect will be described.
[0167]
  thisSecond embodimentEven in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0168]
Further, as is apparent from the engagement logic table of FIG. 10, the first gear to the fourth gear are the same, (5th speed, 6th speed, reverse 1), (5th speed, 6th speed). Speed, reverse 1), (5th speed, 6 'speed, reverse 1), (5th speed, 6th speed, reverse 2), (5' speed, 6th speed, reverse 2), (5th Among the six combinations of speed, 6 'speed, and reverse 2), there is a high degree of freedom in selecting the optimum gear ratio according to the vehicle type, the driver's preference, and the like.
[0169]
(Reference example 2)
  First, the configuration will be described.
[0170]
  FIG.Reference example 2It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0171]
  In FIG. 11, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connection member, M2 is the second two-element connection member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch (corresponding to a connecting / disconnecting clutch h), and the planetary gear train constituted by these is the same as in the first embodiment, About each rotating member and engaging element added to the gear trainSecond embodimentIt is the same. That is,Second embodimentThe ring gears R1, R3 and the sun gears S1, S3 are replaced with the sun gears S1, S3 and the ring gears R1, R3.
[0172]
Next, the operation will be described.
[0173]
  As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 9 and the alignment chart of FIG. 12 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 10 and the engagement logic table of FIG.Second embodiment1st speed gear stage, 2nd speed gear stage, 3rd speed gear stage, 4th speed gear stage, 5th speed gear stage, 6 'speed gear stage and reverse gear stage 1Reference example 2The first, second, third, fourth, fourth, fifth, sixth, and reverse gears have the same engagement logic.
[0174]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0175]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, and nR are as shown in the table of FIG.
[0176]
As a specific example, ρ₁ = 0.66, ρ₂ = 0.66, ρ_Three When 0.66 is set, the gear ratio between each gear and the adjacent gear is as follows. The parentheses indicate target values.
[0177]
n1 = 2.76 (3.5) n2 / n1 = 0.661 (0.629)
n2 = 2.10 (2.2) n3 / n2 = 0.790 (0.682)
n3 = 1.66 (1.5) n4 / n3 = 0.602 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.730 (0.700)
n5 = 0.73 (0.7) n6 / n5 = 0.712 (0.714)
n6 = 0.52 (0.5)
nR = 1.66
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0178]
Next, the effect will be described.
[0179]
  thisReference example 2Even in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0180]
In addition, as shown in the specific example, the gear ratio ρ of the three planetary gears PG1, PG2, PG3.₁ , Ρ₂ , Ρ_Three Is set to the same ratio of 0.66, only one type of planetary gear needs to be prepared, and the apparatus cost is advantageous.
[0181]
(Reference example 3)
  First, the configuration will be described.
[0182]
  FIG.Reference example 3It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0183]
  In FIG. 14, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connection member, M2 is the second two-element connection member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, and C1 is a first clutch (corresponding to a connecting / disconnecting clutch h).Second embodimentThe second ring gear R2 and the second sun gear S2 are replaced with the second sun gear S2 and the second ring gear R2, and the rotating members and the engaging elements added to the planetary gear train are as follows.Second embodimentIt is the same.
[0184]
Next, the operation will be described.
[0185]
As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 9 and the alignment chart of FIG. 15 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 10 and the engagement logic table of FIG. 16, the first speed gear stage of the third embodiment. , 2nd speed gear stage, 3rd speed gear stage, 4th speed gear stage, 5 'speed gear stage, 6th speed gear stage and reverse gear stage 2 and 1st speed gear stage of 5th embodiment, 2nd The engagement logics of the speed gear stage, the third speed gear stage, the fourth speed gear stage, the fifth speed gear stage, the sixth speed gear stage, and the reverse gear stage are completely the same.
[0186]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0187]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, and nR are as shown in the table of FIG.
[0188]
As a specific example, ρ₁ = 0.66, ρ₂ = 0.60, ρ_Three = 0.40, the gear ratio and the ratio between adjacent gears are as follows. The parentheses indicate target values.
[0189]
n1 = 4.05 (3.5) n2 / n1 = 0.773 (0.629)
n2 = 3.13 (2.2) n3 / n2 = 0.514 (0.682)
n3 = 1.61 (1.5) n4 / n3 = 0.621 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.870 (0.700)
n5 = 0.87 (0.7) n6 / n5 = 0.816 (0.714)
n6 = 0.71 (0.5)
nR = 2.50
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0190]
Next, the effect will be described.
[0191]
  thisReference example 3Even in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0192]
(Reference example 4)
  First, the configuration will be described.
[0193]
  FIG.Reference example 4It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0194]
In FIG. 17, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connecting member, M2 is the second two-element connecting member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, and C1 is a first clutch (corresponding to a connection / disconnection clutch h), and a planetary gear train constituted by these will be described.
[0195]
The first two-element connecting member M1 is a member that integrally connects the first sun gear S1 and the second sun gear S2.
[0196]
The second two-element connecting member M2 is a member that connects the first carrier P1 and the third carrier P3 via the first clutch C1.
[0197]
The third two-element connecting member M3 is a member that integrally connects the first ring gear R1 and the second carrier P2.
[0198]
The fourth two-element connecting member M4 is a member that integrally connects the third two-element connecting member M3 and the third sun gear S3.
[0199]
When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train will be described.
[0200]
The rotating member A is connected to the first two-element connecting member M1, and is connected to the input shaft IS via the second clutch C2.
[0201]
The rotating member B is connected to the third ring gear R3 and is directly connected to the output shaft OS.
[0202]
The rotating member C is connected to the second two-element connecting member M2, and the first carrier P1 side of the first clutch C1 is connected to the input shaft IS via the third clutch C3, and the third clutch C1 is connected to the third clutch C1. The carrier P3 side is connected to the case K via the first brake B1.
[0203]
The rotating member D is connected to the third and fourth two-element connecting members M3 and M4, and is connected to the case K via the second brake B2.
[0204]
The rotating member E is connected to the second ring gear R2 and is connected to the case K via the third brake B3.
[0205]
And, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the three clutches C1, C2, C3 and the three brakes B1, B2, B3, and there is no double switching between the adjacent gear stages. A shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) (not shown) that obtains six forward gears and one reverse gear by engagement release control is connected to the gear transmission mechanism for automatic transmission. .
[0206]
Next, the operation will be described.
[0207]
  As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 3 and the alignment chart of FIG. 18 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 4 and the engagement logic table of FIG. The engagement logic at the gear stage is exactly the same as in the first embodiment. Further, as shown in the comparison between the collinear diagram of FIG. 6 and the collinear diagram of FIG. 18 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 7 and the engagement logic table of FIG.Reference example 1Is the same.
[0208]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0209]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n6 ′, nR are as shown in the table of FIG.
[0210]
As a specific example, ρ₁ = 0.40, ρ₂ = 0.64, ρ_Three When = 0.60, the gear ratios between gears and the adjacent gears are as follows. The parentheses indicate target values.
[0211]
n1 = 4.17 (3.5) n2 / n1 = 0.525 (0.629)
n2 = 2.19 (2.2) n3 / n2 = 0.680 (0.682)
n3 = 1.49 (1.5) n4 / n3 = 0.671 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.840 (0.700)
n5 = 0.84 (0.7) n6 / n5 = 0.869 (0.714)
n6 = 0.73 (0.5) n6 ′ / n5 = 0.750 (0.714)
n6 '= 0.63 (0.5)
nR = 2.41
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0212]
Next, the effect will be described.
[0213]
  thisReference example 4Even in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0214]
(Third embodiment)
  First, the configuration will be described.
[0215]
  FIG. 20 corresponds to the invention of claim 3.Third embodimentIt is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0216]
  In FIG. 20, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connection member, M2 is the second two-element connection member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch (corresponding to a connection / disconnection clutch h), and the planetary gear train constituted by these is:Reference example 4Since it is the same as that of FIG.
[0217]
When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train will be described.
[0218]
The rotating member A is connected to the first two-element connecting member M1, and is connected to the input shaft IS via the second clutch C2.
[0219]
The rotating member B is connected to the third ring gear R3 and is directly connected to the output shaft OS.
[0220]
The rotating member C is connected to the second two-element connecting member M2, and the first carrier P1 side of the first clutch C1 is connected to the input shaft IS via the third clutch C3, and the third clutch C1 is connected to the third clutch C1. The carrier P3 side is connected to the case K via the first brake B1.
[0221]
The rotating member D is connected to the third and fourth two-element connecting members M3 and M4, and is connected to the case K via the second brake B2.
[0222]
The rotating member E is connected to the second ring gear R2 and is connected to the case K via the third brake B3.
[0223]
Then, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the four clutches C1, C2, C3, and C4 and the two brakes B1 and B2, and there is no double switching between adjacent gear stages. An unillustrated shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) that obtains a forward 6-speed gear stage by disengaging control is connected to the automatic transmission gear transmission mechanism. .
[0224]
Next, the operation will be described.
[0225]
  As apparent from the comparison between the collinear diagram of FIG. 9 and the collinear diagram of FIG. 21 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 10 and the engagement logic table of FIG. 22, from the first gear to the reverse gear. Is the engagement logicSecond embodimentIs exactly the same.
[0226]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0227]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n5 ′ (n6 ′), nR1, and nR2 are as shown in the table of FIG.
[0228]
As a specific example, ρ₁ = 0.50, ρ₂ = 0.54, ρ_Three When 0.66 is set, the gear ratio between each gear and the adjacent gear is as follows. The parentheses indicate target values.
[0229]
n1 = 3.45 (3.5) n2 / n1 = 0.649 (0.629)
n2 = 2.24 (2.2) n3 / n2 = 0.665 (0.682)
n3 = 1.49 (1.5) n4 / n3 = 0.671 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.810 (0.700)
n5 = 0.81 (0.7) n6 / n5 = 0.740 (0.714)
n5 '(n6') = 0.71
n6 = 0.60 (0.5)
nR1 = 3.97
nR2 = 1.52
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0230]
Next, the effect will be described.
[0231]
  thisThird embodimentEven in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0232]
Further, as is apparent from the engagement logic table of FIG. 22, the first gear to the fourth gear are the same, (5th speed, 6th speed, reverse 1), (5th speed, 6th speed). Speed, reverse 1), (5th speed, 6 'speed, reverse 1), (5th speed, 6th speed, reverse 2), (5' speed, 6th speed, reverse 2), (5th Among the six combinations of speed, 6 'speed, and reverse 2), there is a high degree of freedom in selecting the optimum gear ratio according to the vehicle type, the driver's preference, and the like.
[0233]
(Fourth embodiment)
  First, the configuration will be described.
[0234]
  FIG.Claim 4Corresponds to the described inventionFourth embodimentIt is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0235]
In FIG. 23, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connection member, M2 is the second two-element connection member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch (corresponding to a connecting / disconnecting clutch h), a planetary gear train constituted by these members, and each rotating member added to the planetary gear train, The engaging elements are different only in that the third ring gear R3 and the third sun gear S3 of the seventh embodiment are replaced with the third sun gear S3 and the third ring gear R3, and the others are the same.
[0236]
Then, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the four clutches C1, C2, C3, C4 and the two brakes B1, B2, and there is no double switching between adjacent gear stages. A shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) (not shown) that obtains a reverse gear stage with seven forward speeds by disengagement control is connected to the gear transmission mechanism for automatic transmission. .
[0237]
Next, the operation will be described.
[0238]
  As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 21 and the alignment chart of FIG. 24 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 22 and the engagement logic table of FIG. 25, the first to fifth gears. The engagement logic at the stage isThird embodimentIs exactly the same. AndThird embodiment5th speed gear stage (6th speed gear stage)Fourth embodimentThen set as the 6th speed gear stage,Third embodiment6th gearFourth embodimentIs set as the seventh speed gear stage. Also,Third embodimentThe reverse gear stage 1Fourth embodimentIt is set as the reverse gear stage at.
[0239]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0240]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n7, and nR are as shown in the table of FIG.
[0241]
As a specific example, ρ₁ = 0.33, ρ₂ = 0.60, ρ_Three When 0.66 is set, the gear ratio between each gear and the adjacent gear is as follows. The parentheses indicate target values.
[0242]
n1 = 4.26 (3.5) n2 / n1 = 0.624 (0.629)
n2 = 2.66 (2.2) n3 / n2 = 0.552 (0.682)
n3 = 2.00 (1.5) n4 / n3 = 0.500 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.640 (0.700)
n5 = 0.64 (0.7) n6 / n5 = 0.750 (0.714)
n6 = 0.48 (0.5)
n7 = 0.40
nR = 2.26
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0243]
Next, the effect will be described.
[0244]
  thisFourth embodimentEven in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0245]
In addition, by setting as shown in the engagement logic table of FIG. 25, the forward movement is achieved without increasing the frictional engagement elements and maintaining the engagement release control law that does not cause double switching between adjacent gear stages. With seven stages, one reverse gear stage can be obtained.
[0246]
(Example 5)
  First, the configuration will be described.
[0247]
  FIG.Claim 5Corresponds to the described inventionExample 5It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0248]
In FIG. 26, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connection member, M2 is the second two-element connection member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch (corresponding to a connection / disconnection clutch h), and a planetary gear train formed by these members will be described for the first embodiment.
[0249]
The first two-element connecting member M1 is a member that connects the second ring gear R2 and the third carrier P3 via the first clutch C1.
[0250]
The second two-element connecting member M2 is a member that integrally connects the first carrier P1 and the second carrier P2.
[0251]
The third two-element connecting member M3 is a member that integrally connects the second two-element connecting member M2 and the third ring gear R3.
[0252]
The fourth two-element connecting member M4 is a member that integrally connects the first ring gear R1 and the second sun gear S2.
[0253]
When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train will be described.
[0254]
The rotating member A is connected to the first sun gear S1 and is connected to the input shaft IS via the second clutch C2.
[0255]
The rotating member B is connected to the third sun gear S3 and directly connected to the output shaft OS.
[0256]
The rotating member C is connected to the first two-element connecting member M1, and the third carrier P3 side of the first clutch C1 is connected to the input shaft IS via the third clutch C3, and the first brake B1. It is connected to case K via
[0257]
The rotating member D is connected to the second and third two-element connecting members M2 and M3, and is connected to the case K via the second brake B2.
[0258]
The rotating member E is connected to the fourth two-element connecting member M4 and is connected to the case K via the third brake B3.
[0259]
And, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the three clutches C1, C2, C3 and the three brakes B1, B2, B3, and there is no double switching between the adjacent gear stages. A shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) (not shown) that obtains six forward gears and one reverse gear by engagement release control is connected to the gear transmission mechanism for automatic transmission. .
[0260]
Next, the operation will be described.
[0261]
  As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 3 and the alignment chart of FIG. 27 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 4 and the engagement logic table of FIG.Example 5The engagement logic at each gear stage is exactly the same as the engagement logic of the first embodiment.
[0262]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0263]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n6 ′, nR are as shown in the table of FIG.
[0264]
As a specific example, ρ₁ = 0.38, ρ₂ = 0.45, ρ_Three When 0.66 is set, the gear ratio between each gear and the adjacent gear is as follows. The parentheses indicate target values.
[0265]
n1 = 3.20 (3.5) n2 / n1 = 0.728 (0.629)
n2 = 2.33 (2.2) n3 / n2 = 0.730 (0.682)
n3 = 1.70 (1.5) n4 / n3 = 0.588 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.680 (0.700)
n5 = 0.68 (0.7) n6 / n5 = 0.706 (0.714)
n6 = 0.48 (0.5) n6 ′ / n5 = 0.588 (0.714)
n6 '= 0.40 (0.5)
nR = 2.40
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0266]
Next, the effect will be described.
[0267]
  thisExample 5Even in this case, the same effects as (1) to (5) described in the first embodiment can be obtained.
[0268]
(Reference Example 5)
  First, the configuration will be described.
[0269]
  FIG.Reference Example 5It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0270]
  In FIG. 29, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connecting member, M2 is the second two-element connecting member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch (corresponding to a connection / disconnection clutch h), and the planetary gear train constituted by these is:5th ExampleThe third sun gear S3 and the third ring gear R3 are different from each other only in that the third ring gear R3 and the third sun gear S3 are replaced with each other.
[0271]
  For each rotating member and engaging element added to the planetary gear trainExample 5On the other hand, the rotating member C is connected to the third carrier P3 side and the second ring gear R2 side of the first two-element connecting member M1, and the third carrier P3 side of the first clutch C1 is connected via the first brake B1. The second ring gear R2 side of the first clutch C1 is connected to the case and is different only in that it is connected to the input shaft IS via the third clutch C3.
[0272]
  For other configurationsExample 5The description of the same is omitted.
[0273]
Next, the operation will be described.
[0274]
  As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 6 and the alignment chart of FIG. 30 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 7 and the engagement logic table of FIG.Reference Example 5Is the engagement logicReference example 1Is the same as the engagement logic. However, the sixth gear and the sixth 'gear are set in reverse.
[0275]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0276]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n6 ′, nR are as shown in the table of FIG.
[0277]
As a specific example, ρ₁ = 0.65, ρ₂ = 0.45, ρ_Three When = 0.60, the gear ratios between gears and the adjacent gears are as follows. The parentheses indicate target values.
[0278]
n1 = 4.03 (3.5) n2 / n1 = 0.531 (0.629)
n2 = 2.14 (2.2) n3 / n2 = 0.692 (0.682)
n3 = 1.48 (1.5) n4 / n3 = 0.676 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.840 (0.700)
n5 = 0.84 (0.7) n6 / n5 = 0.869 (0.714)
n6 = 0.73 (0.5) n6 ′ / n5 = 0.750 (0.714)
n6 '= 0.63 (0.5)
nR = 2.42
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0279]
Next, the effect will be described.
[0280]
  thisReference Example 5Even in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0281]
(Reference Example 6)
  First, the configuration will be described.
[0282]
  Figure 32Reference Example 6It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0283]
  32, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connection member, M2 is the second two-element connection member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch (corresponding to a connection / disconnection clutch h), and the planetary gear train constituted by these isReference Example 5Is exactly the same.
[0284]
When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train will be described.
[0285]
The rotating member A is connected to the first sun gear S1, and is connected to the case K via the first brake B1.
[0286]
The rotating member B is connected to the third ring gear R3 and is directly connected to the output shaft OS.
[0287]
The rotating member C is connected to the first two-element connecting member M1, and the third carrier P3 side of the first clutch C1 is connected to the input shaft IS via the second clutch C2, and the second clutch C1 is connected to the second shaft C2. The sun gear S2 side is connected to the case K via the second brake B2.
[0288]
The rotating member D is connected to the second and third two-element connecting members M2 and M3, and is connected to the input shaft IS via the third clutch C3.
[0289]
The rotating member E is connected to the fourth two-element connecting member M4 and is connected to the input shaft IS through the fourth clutch C4.
[0290]
Then, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the four clutches C1, C2, C3, and C4 and the two brakes B1 and B2, and there is no double switching between adjacent gear stages. An unillustrated shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) that obtains a forward 6-speed gear stage by disengaging control is connected to the automatic transmission gear transmission mechanism. .
[0291]
Next, the operation will be described.
[0292]
  As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 15 and the alignment chart of FIG. 33 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 16 and the engagement logic table of FIG.Reference Example 6Is the engagement logicReference example 3Is exactly the same as the engagement logic.
[0293]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0294]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, and nR are as shown in the table of FIG.
[0295]
As a specific example, ρ₁ = 0.33, ρ₂ = 0.66, ρ_Three = 0.40, the gear ratio and the ratio between adjacent gears are as follows. The parentheses indicate target values.
[0296]
n1 = 4.43 (3.5) n2 / n1 = 0.752 (0.629)
n2 = 3.33 (2.2) n3 / n2 = 0.502 (0.682)
n3 = 1.67 (1.5) n4 / n3 = 0.599 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.860 (0.700)
n5 = 0.86 (0.7) n6 / n5 = 0.826 (0.714)
n6 = 0.71 (0.5)
nR = 2.50
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0297]
Next, the effect will be described.
[0298]
  thisReference Example 6Even in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0299]
(Reference Example 7)
  First, the configuration will be described.
[0300]
  FIG.Reference Example 7It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0301]
35, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connection member, M2 is the second two-element connection member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch, and a planetary gear train constituted by these will be described.
[0302]
The first two-element connecting member M1 is a member that integrally connects the first sun gear S1 and the second ring gear R2.
[0303]
The second two-element connecting member M2 is a member that integrally connects the first carrier P1 and the second carrier P2.
[0304]
The third two-element connecting member M3 is a member that connects the second two-element connecting member M2 and the third carrier P3 via the first clutch C1.
[0305]
The fourth two-element connecting member M4 is a member that integrally connects the first ring gear R1 and the third sun gear S3.
[0306]
When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train will be described.
[0307]
The rotating member A is connected to the first two-element connecting member M1, and is connected to the input shaft IS via the second clutch C2.
[0308]
The rotating member B is connected to the third ring gear R3 and is directly connected to the output shaft OS.
[0309]
The rotating member C is connected to the second and third two-element connecting members M2 and M3, and the first and second carriers P1 and P2 side of the first clutch C1 are connected to the input shaft IS via the third clutch C3. The third carrier P3 side of the first clutch C1 is connected to the case K via the first brake B1.
[0310]
The rotating member D is connected to the fourth two-element connecting member M4 and is connected to the case K via the second brake B2.
[0311]
The rotating member E is connected to the second sun gear S2, and is connected to the case K via the third brake B3.
[0312]
And, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the three clutches C1, C2, C3 and the three brakes B1, B2, B3, and there is no double switching between the adjacent gear stages. A shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) (not shown) that obtains six forward gears and one reverse gear by engagement release control is connected to the gear transmission mechanism for automatic transmission. .
[0313]
Next, the operation will be described.
[0314]
  As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 30 and the alignment chart of FIG. 36 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 31 and the engagement logic table of FIG.Reference Example 7Is the engagement logicReference Example 5Is exactly the same as the engagement logic.
[0315]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0316]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n6 ′, nR are as shown in the table of FIG.
[0317]
As a specific example, ρ₁ = 0.52, ρ₂ = 0.60, ρ_Three When 0.52 is set, the gear ratio between each gear stage and the adjacent gear stage is as follows. The parentheses indicate target values.
[0318]
n1 = 3.70 (3.5) n2 / n1 = 0.519 (0.629)
n2 = 1.92 (2.2) n3 / n2 = 0.719 (0.682)
n3 = 1.38 (1.5) n4 / n3 = 0.725 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.860 (0.700)
n5 = 0.86 (0.7) n6 / n5 = 0.007 (0.714)
n6 = 0.78 (0.5) n6 ′ / n5 = 0.767 (0.714)
n6 '= 0.66 (0.5)
nR = 2.80
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0319]
Next, the effect will be described.
[0320]
  thisReference Example 7Even in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0321]
(Reference Example 8)
  First, the configuration will be described.
[0322]
  FIG.Reference Example 8It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0323]
38, PG1 is a first planetary gear, PG2 is a second planetary gear, PG3 is a third planetary gear, M1 is a first two-element connection member, M2 is a second two-element connection member, and M3 is a third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch, and a planetary gear train constituted by these will be described.
[0324]
The first two-element connecting member M1 is a member that integrally connects the first carrier P1 and the second ring gear R2.
[0325]
The second two-element connecting member M2 is a member that connects the first two-element connecting member M1 and the third carrier P3 via the first clutch C1.
[0326]
The third two-element connecting member M3 is a member that integrally connects the first ring gear R1 and the second carrier P2.
[0327]
The fourth two-element connecting member M4 is a member that integrally connects the third two-element connecting member M3 and the third sun gear S3.
[0328]
When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train will be described.
[0329]
The rotating member A is connected to the first sun gear S1 and is connected to the input shaft IS via the second clutch C2.
[0330]
The rotating member B is connected to the third ring gear R3 and is directly connected to the output shaft OS.
[0331]
The rotating member C is connected to the first and second two-element connecting members M2 and M3, and the first carrier P1 side of the first clutch C1 is connected to the input shaft IS via the third clutch C3. The third carrier P3 side of the clutch C1 is connected to the case K via the first brake B1.
[0332]
The rotating member D is connected to the third and fourth two-element connecting members M3 and M4, and is connected to the case K via the second brake B2.
[0333]
The rotating member E is connected to the second sun gear S2, and is connected to the case K via the third brake B3.
[0334]
And, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the three clutches C1, C2, C3 and the three brakes B1, B2, B3, and there is no double switching between the adjacent gear stages. A shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) (not shown) that obtains six forward gears and one reverse gear by engagement release control is connected to the gear transmission mechanism for automatic transmission. .
[0335]
Next, the operation will be described.
[0336]
  As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 30 and the alignment chart of FIG. 39 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 31 and the engagement logic table of FIG.Reference Example 8Is the engagement logicReference Example 5Is exactly the same as the engagement logic.
[0337]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0338]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n6 ′, nR are as shown in the table of FIG.
[0339]
As a specific example, ρ₁ = 0.65, ρ₂ = 0.45, ρ_Three When = 0.60, the gear ratios between gears and the adjacent gears are as follows. The parentheses indicate target values.
[0340]
n1 = 4.03 (3.5) n2 / n1 = 0.531 (0.629)
n2 = 2.14 (2.2) n3 / n2 = 0.692 (0.682)
n3 = 1.48 (1.5) n4 / n3 = 0.676 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.840 (0.700)
n5 = 0.84 (0.7) n6 / n5 = 0.869 (0.714)
n6 = 0.73 (0.5) n6 ′ / n5 = 0.750 (0.714)
n6 '= 0.63 (0.5)
nR = 2.42
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0341]
Next, the effect will be described.
[0342]
  thisReference Example 8Even in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0343]
(Sixth embodiment)
  First, the configuration will be described.
[0344]
  FIG.A sixth embodiment corresponding to the invention of claim 6It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0345]
  41, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connection member, M2 is the second two-element connection member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch.Reference Example 8It is the same.
[0346]
When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train will be described.
[0347]
The rotating member A is connected to the first sun gear S1, and is connected to the case K via the first brake B1.
[0348]
The rotating member B is connected to the third ring gear R3 and is directly connected to the output shaft OS.
[0349]
The rotating member C is connected to the first and second two-element connecting members M2 and M3, and the first carrier P1 side of the first clutch C1 is connected to the case K via the second brake B2, and the first clutch The third carrier P3 side of C1 is connected to the input shaft IS via the second clutch C2.
[0350]
The rotating member D is connected to the third and fourth two-element connecting members M3 and M4, and is connected to the input shaft IS via the third clutch C3.
[0351]
The rotating member E is connected to the second sun gear S2, and is connected to the input shaft IS via the fourth clutch C4.
[0352]
Then, one gear stage is obtained by the engagement combination of three of the four clutches C1, C2, C3, and C4 and the two brakes B1 and B2, and there is no double switching between adjacent gear stages. An unillustrated shift control means (full hydraulic control type or electronic control + hydraulic control type) that obtains a forward 6-speed gear stage by disengaging control is connected to the automatic transmission gear transmission mechanism. .
[0353]
Next, the operation will be described.
[0354]
  As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 9 and the alignment chart of FIG. 42 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 10 and the engagement logic table of FIG.Sixth embodimentIs the engagement logicSecond embodimentIs exactly the same as the engagement logic.
[0355]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0356]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n5 '(n6'), nR1, and nR2 are as shown in the table of FIG.
[0357]
As a specific example, ρ₁ = 0.50, ρ₂ = 0.54, ρ_Three When 0.66 is set, the gear ratio between each gear and the adjacent gear is as follows. The parentheses indicate target values.
[0358]
n1 = 3.62 (3.5) n2 / n1 = 0.619 (0.629)
n2 = 2.24 (2.2) n3 / n2 = 0.665 (0.682)
n3 = 1.49 (1.5) n4 / n3 = 0.671 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.800 (0.700)
n5 = 0.80 (0.7) n6 / n5 = 0.750 (0.714)
n6 = 0.60 (0.5)
n5 '(n6') = 0.70
nR1 = 4.32
nR2 = 1.52
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0359]
Next, the effect will be described.
[0360]
  thisSixth embodimentEven in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0361]
  in addition,Second embodimentSimilarly, the gear ratio can be freely selected at the fifth, sixth, and reverse gears.
[0362]
(Example 7)
  First, the configuration will be described.
[0363]
  FIG.A seventh embodiment corresponding to the invention of claim 7It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions.
[0364]
  44, PG1 is the first planetary gear, PG2 is the second planetary gear, PG3 is the third planetary gear, M1 is the first two-element connecting member, M2 is the second two-element connecting member, and M3 is the third planetary gear. A two-element connecting member, M4 is a fourth two-element connecting member, C1 is a first clutch, and the planetary gear train constituted by these is:Reference Example 8 and Sixth ExampleThe third ring gear R3 is different from the third sun gear S3 only in that the third sun gear S3 and the third ring gear R3 are replaced.
[0365]
  When the planetary gear train is used as a gear transmission mechanism for an automatic transmission, each rotating member and engagement element added to the planetary gear train are:Sixth embodimentThe description is omitted because it is the same as.
[0366]
Next, the operation will be described.
[0367]
  As apparent from the comparison between the alignment chart of FIG. 24 and the alignment chart of FIG. 45 and the comparison of the engagement logic table of FIG. 25 and the engagement logic table of FIG.Example 7The engagement logic at each gear stage ofFourth embodimentIs exactly the same as the engagement logic.
[0368]
Therefore, description of the operation at each gear stage is omitted.
[0369]
[Each gear speed ratio]
Gear ratio ρ of the first planetary gear PG1₁ (= Z_S1/ Z_R1), Gear ratio ρ of the second planetary gear PG2₂ (= Z_S2/ Z_R2), Gear ratio ρ of the third planetary gear PG3_Three (= Z_S3/ Z_R3), The gear speed ratios n1, n2, n4, n5, n6, n7, and nR are as shown in the table of FIG.
[0370]
As a specific example, ρ₁ = 0.33, ρ₂ = 0.60, ρ_Three When 0.66 is set, the gear ratio between each gear and the adjacent gear is as follows. The parentheses indicate target values.
[0371]
n1 = 3.76 (3.5) n2 / n1 = 0.707 (0.629)
n2 = 2.66 (2.2) n3 / n2 = 0.552 (0.682)
n3 = 2.00 (1.5) n4 / n3 = 0.500 (0.667)
n4 = 1.00 (1.0) n5 / n4 = 0.690 (0.700)
n5 = 0.69 (0.7) n6 / n5 = 0.939 (0.714)
n6 = 0.51 (0.5)
n7 = 0.40
nR = 1.76
The first to sixth gear stage gear ratio is almost the target gear ratio. Further, the ratio between the first speed to the sixth speed is within a range of deviation allowed for the target ratio.
[0372]
Next, the effect will be described.
[0373]
  thisExample 7Even in this case, the same effects as (1) to (4) described in the first embodiment can be obtained.
[0374]
in addition,Fourth embodimentSimilarly to the above, it is possible to obtain a reverse gear stage with seven forward speeds without increasing the number of engaging elements and maintaining an engagement release control law that does not cause double switching between adjacent gear stages.
[0375]
【The invention's effect】
  The planetary gear train for automatic transmission according to claim 1, wherein the first sun gear, the first ring gear, and a single pinion type first planetary gear a having a first carrier holding a pinion meshing with both gears; , A second sun gear, a second ring gear, a single pinion type second planetary gear b having a second carrier holding a pinion meshing with both gears, a third sun gear, a third ring gear, and a pinion meshing with both gears A single pinion type third planetary gear c having a third carrier for holdingAlways connect the first carrier and the second ring gearA first two-element connection member d, the first two-element connection member d, and the third carrierAndA second two-element connecting member e to be connected;The second carrier and the third ring gear are always connected.A third two-element connecting member f;The first ring gear and the second sun gear are always connected.A fourth two-element connecting member g;A connection / disconnection clutch h interposed in the second two-element connecting member e;TheIn the planetary gear train for an automatic transmission provided, the first sun gear is connected to an input shaft via a second clutch, the third sun gear is connected to an output shaft, and the third clutch gear is connected to the third clutch. The carrier side is connected to the case via a first brake and to the input shaft via the third clutch, and the third two-element connecting member f is connected to the case via a second brake. Then, the fourth two-element connecting member g is connected to the case via a third brake, and the first speed, the disconnecting is achieved by engaging the connecting / disconnecting clutch h, the second clutch, and the first brake. The engagement clutch h, the second clutch and the second brake are engaged at the second speed, the connection / disconnection clutch h, the second clutch and the third brake are engaged at the third speed, the connection / disconnection clutch h, The second and third Fourth speed by engaging the pitch, the disengaging clutch h, the third clutch and the fifth speed by the engagement of the third brake,The sixth speed by the engagement of the second and third clutches and the third brake, or the engagement and disconnection clutch h, the third clutch and the second brake,An apparatus provided with a shift control means for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed according to an engagement release control law that achieves a reverse speed by engaging the second clutch and the first and third brakes.Therefore, it is possible to provide a planetary gear train for an automatic transmission that has high cost competitiveness, can easily reduce a shift shock, is easy to perform shift control, has excellent power performance and vehicle mountability, and has a simple configuration. The effect that it can be obtained.
[0376]
  In the gear transmission for an automatic transmission according to claim 2,A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear a having a first carrier that holds a pinion that meshes with both gears, a second sun gear, a second ring gear, and a pinion that meshes with both gears. Single pinion type second planetary gear c having a second carrier for holding, third sun gear, third ring gear, and single pinion type third planetary gear c having a third carrier for holding pinions meshing with both gears A first two-element connection member d that always connects the first carrier and the second ring gear, and a second two-element connection that connects the first two-element connection member d and the third carrier. A member e, a third two-element connecting member f that always connects the second carrier and the third sun gear, and the first sun gear and the second sun gear are always connected. A planetary gear train for an automatic transmission comprising a fourth two-element connecting member g and a connecting / disconnecting clutch h interposed in the second two-element connecting member e. It is connected to the input shaft via a clutch, the third two-element connecting member f is connected to the input shaft via a third clutch, and the first sun gear is connected to the input shaft via a fourth clutch. Connecting, connecting the first ring gear to the case via a first brake, connecting the first carrier to the case via a second brake, and connecting the third ring gear to an output shaft; The engagement / disengagement clutch h, the fourth clutch and the first brake engage with the first speed, the engagement / disconnection clutch h, the third clutch and the first brake engage with the second speed, the connection / disconnection clutch. h, the second clutch and 3rd speed by engagement of the first brake, 4th speed by engagement of the second and fourth clutches, and 4th speed, engagement of the second and fourth clutches, and the first brake by engagement of the second and fourth clutches. 5th speed, 6th speed by engagement of the second clutch and the first and second brakes, engagement / disconnection clutch h, engagement of the fourth clutch and second brake, or connection / disconnection clutch h, A first disengagement control law that achieves reverse speed by engagement of the third clutch and the second brake, and first engagement by the engagement / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the first brake. The second speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch and the first brake, the third speed, the disconnection by the engagement of the connection / disconnection clutch h, the second clutch and the first brake. Contact clutch h and said second The fourth clutch is engaged at the fourth speed, the second, fourth clutch, and the second brake are engaged at the fifth speed, and the second clutch, the first, second brake is engaged at the sixth speed. A second speed that achieves a reverse speed by engaging the engagement / disconnection clutch h, the fourth clutch and the second brake, or the engagement / disconnection clutch h, the third clutch and the second brake. The engagement / disengagement control law and the engagement / disengagement clutch h, the fourth clutch and the first brake engage the first speed, and the engagement / disengagement clutch h, the third clutch and the first brake engage. 2nd speed, 3rd speed by engaging / disengaging clutch h, 2nd clutch and 1st brake, 4th speed by engaging / disengaging clutch h, 2nd and 4th clutch, 2, the fourth clutch and the first clutch 5th speed by engagement of the brake, 6th speed by engagement of the second and fourth clutches and the second brake, engagement of the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch and the second brake, or the A connection / disengagement clutch h, a third engagement release control law for achieving a reverse speed by engagement of the third clutch and the second brake, and any one of the first to third engagements Shift control means for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed according to a combination release control lawTherefore, a gear transmission for an automatic transmission that has high cost competitiveness, can easily reduce shift shock, is easy to perform shift control, has excellent power performance and vehicle mountability, and has a simple configuration. The effect that it can provide is acquired.
[0377]
  Claim 3Gear transmission for automatic transmissionIn this case, a first sun gear, a first ring gear, a single pinion type first planetary gear a having a first carrier holding a pinion meshing with both gears, a second sun gear, a second ring gear, Single pinion type second planetary gear b having a second carrier holding a pinion meshing with a gear, a third sun gear, a third ring gear, and a single pinion type having a third carrier holding a pinion meshing with both gears A third planetary gear c;The first sun gear and the second sun gear are always connected.A first two-element connecting member d,Connecting the first carrier and the third carrierA second two-element connecting member e,Always connect the first ring gear and the second carrierA third two-element connecting member f, and the third two-element connecting member fAlways connected to the third sun gearA fourth two-element connecting member g,A connection / disconnection clutch h interposed in the second two-element connecting member e;TheIn the planetary gear train for an automatic transmission provided, the third carrier is connected to the input shaft via a second clutch, and the third two-element connecting member f is connected to the input shaft via a third clutch. The second ring gear is connected to the input shaft via a fourth clutch, the first two-element connecting member d is connected to a case via a first brake, and the connection / disconnection clutch h The first carrier side is connected to the case via a second brake, the third ring gear is connected to an output shaft, and the engagement / disengagement clutch h, the fourth clutch, and the first brake engage with each other. First speed, second speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, third clutch and first brake, third speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, second clutch and first brake, Connecting / disconnecting clutch h, and The fourth speed is engaged by the engagement of the second and fourth clutches, and the fifth speed is engaged by the engagement of the second, fourth clutches and the first brake, and the engagement of the second clutch and the first and second brakes. To achieve the sixth speed, the engagement / disengagement clutch h, the engagement of the fourth clutch and the second brake, or the reverse speed by the engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch and the second brake. Engagement of the first engagement release control law and the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the first brake results in engagement of the first speed, the connection / disconnection clutch h, the third clutch, and the first brake. The second speed, the engagement / disconnection clutch h, the second clutch and the first brake are engaged, the third speed, the connection / disconnection clutch h, and the second and fourth clutches are engaged, the fourth speed. , The second and fourth clutches and 5th speed by engagement of the first brake, 6th speed by engagement of the second, fourth, and second brakes, engagement of the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the second brake Or a second engagement release control law that achieves a reverse speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch, and the second brake, and the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the second clutch. Engagement of one brake engages the first speed, and the engagement / disconnection clutch h, the third clutch, and the first brake engage the second speed, the engagement / disconnection clutch h, the second clutch, and the first brake. The third speed, the engagement / disengagement clutch h, and the second and fourth clutches are engaged in the fourth speed, the second, fourth clutch, and the second brake are engaged in the fifth speed, Two clutches and the first, A third disengagement control law that achieves the sixth speed by engagement of the second brake, and the forward sixth speed reverse 1 according to any one of the first to third disengagement control laws. Device provided with shift control means for obtaining a high gear stageTherefore, it is possible to provide a planetary gear train for an automatic transmission that has high cost competitiveness, can easily reduce shift shocks, can easily perform shift control, has excellent power performance and vehicle mountability, and has a simple configuration. The effect that it can be obtained.
[0378]
  In the gear transmission for an automatic transmission according to claim 4,A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear a having a first carrier that holds a pinion that meshes with both gears, a second sun gear, a second ring gear, and a pinion that meshes with both gears. Single pinion type second planetary gear c having a second carrier for holding, third sun gear, third ring gear, and single pinion type third planetary gear c having a third carrier for holding pinions meshing with both gears A first two-element connecting member d that always connects the first sun gear and the second sun gear, a second two-element connecting member e that connects the first carrier and the third carrier, A third two-element connecting member f that always connects the first ring gear and the second carrier, and the third two-element connecting member f and the third ring gear are always connected. In a planetary gear train for an automatic transmission having a fourth two-element connecting member g to be connected and a connection / disconnection clutch h interposed in the second two-element connecting member e, the third carrier The third or fourth two-element connecting member g is connected to the input shaft via a third clutch, and the second ring gear is connected to the input shaft via a second clutch. Connected to the input shaft, the first two-element connecting member d is connected to the case via a first brake, and the first carrier side of the connecting / disconnecting clutch h is connected to the case via a second brake. Connected to the case, the third sun gear is connected to the output shaft, and the first speed, the connection clutch h, and the third clutch are engaged by the engagement / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the first brake. And by engaging the first brake 2nd speed, 3rd speed by engaging / disengaging clutch h, 2nd clutch and 1st brake, 4th speed by engaging / disengaging clutch h, 2nd and 4th clutch, 2, fifth speed by engagement of the fourth clutch and the first brake, sixth speed by engagement of the second, fourth clutch and the second brake, the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch and the Shift control means for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed by an engagement release control law that achieves reverse speed by engaging the second brakeTherefore, a gear transmission for an automatic transmission that has high cost competitiveness, can easily reduce shift shocks, is easy to perform shift control, has excellent power performance and vehicle mountability, and has a simple configuration. The effect that it can provide is acquired.
[0379]
  Claim 5Gear transmission for automatic transmissionIn this case, a first sun gear, a first ring gear, a single pinion type first planetary gear a having a first carrier holding a pinion meshing with both gears, a second sun gear, a second ring gear, Single pinion type second planetary gear b having a second carrier holding a pinion meshing with a gear, a third sun gear, a third ring gear, and a single pinion type having a third carrier holding a pinion meshing with both gears A third planetary gear c;Connecting the second ring gear and the third carrierA first two-element connecting member d, the first carrier and the second carrierAndThe second two-element connection member e that is always connected, the second two-element connection member e, and the third ring gearAndA third two-element connecting member f to be connected;The first ring gear and the second sun gear are always connected.A fourth two-element connecting member g,A connection / disconnection clutch h interposed in the first two-element connecting member d;TheIn the planetary gear train for an automatic transmission provided, the first sun gear is connected to an input shaft via a second clutch, the third sun gear is connected to an output shaft, and the third clutch gear is connected to the third clutch. The carrier side is connected to the case via a first brake, and is connected to the input shaft via a third clutch, and the third two-element connecting member f is connected to the case via a second brake. Then, the fourth two-element connecting member g is connected to the case via a third brake, and the first speed, the disconnecting is achieved by engaging the connecting / disconnecting clutch h, the second clutch, and the first brake. The engagement clutch h, the second clutch and the second brake are engaged at the second speed, the connection / disconnection clutch h, the second clutch and the third brake are engaged at the third speed, the connection / disconnection clutch h, The second and third classes Fourth speed by engaging the switch, the disengaging clutch h, the third clutch and the fifth speed by the engagement of the third brake,The sixth speed by the engagement of the second and third clutches and the third brake, or the engagement and disconnection clutch h, the third clutch and the second brake,An apparatus provided with a shift control means for obtaining a forward sixth speed and a first reverse gear by an engagement release control law that achieves a reverse speed by engaging the second clutch and the first and third brakes.Therefore, it is possible to provide a planetary gear train for an automatic transmission that has high cost competitiveness, can easily reduce shift shocks, can easily perform shift control, has excellent power performance and vehicle mountability, and has a simple configuration. The effect that it can be obtained.
[0380]
  In the gear transmission for an automatic transmission according to claim 6,A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear a having a first carrier that holds a pinion that meshes with both gears, a second sun gear, a second ring gear, and a pinion that meshes with both gears. Single pinion type second planetary gear b having a second carrier for holding, third sun gear, third ring gear, and single pinion type third planetary gear c having a third carrier for holding pinions meshing with both gears A first two-element connecting member d that always connects the first carrier and the second ring gear; a second two-element connecting member e that connects the second ring gear and the third carrier; A third two-element connecting member f that always connects the first ring gear and the second carrier, and a second member that always connects the second carrier and the third sun gear. In the planetary gear train for an automatic transmission provided with a two-element connecting member g and a connecting / disconnecting clutch h interposed in the second two-element connecting member e, the third carrier is used as the second clutch. The fourth two-element connection member g is connected to the input shaft via a third clutch, and the second sun gear is connected to the input shaft via a fourth clutch. The first sun gear is connected to the case via a first brake, the first two-element connecting member d is connected to the case via a second brake, and the third ring gear is connected to the output shaft. Connected, the first speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch and the first brake, the second speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch and the first brake, Connection / disconnection clutch h, the second clutch And the engagement of the first brake engages the third speed, the engagement / disconnection clutch h, and the engagement of the second and fourth clutches, the fourth speed, the engagement of the second, fourth clutch and the first brake. The fifth speed, the second clutch and the first and second brakes are engaged to the sixth speed, the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch and the second brake are engaged, or the connection / disconnection clutch h. , A first disengagement control law that achieves reverse speed by engagement of the third clutch and the second brake, and first engagement by engagement of the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the first brake. First speed, second speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, third clutch and first brake, third speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, second clutch and first brake, Connecting and disconnecting clutch h, and 4th speed by engagement of the second and fourth clutches, 5th speed by engagement of the second, fourth clutches and the first brake, and by engagement of the second, fourth clutches and the second brake. 6th speed, the engagement / disengagement clutch h, the engagement of the fourth clutch and the second brake, or the reverse speed by the engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch and the second brake is achieved. 2 and the engagement / disengagement control law 2 and the engagement / disengagement clutch h, the fourth clutch and the first brake are engaged, and the first speed, the engagement / disconnection clutch h, the third clutch and the first brake are engaged. The second speed, the connection / disconnection clutch h, the third speed by engagement of the second clutch and the first brake, the fourth speed by the engagement of the connection / disconnection clutch h, and the second and fourth clutches, The second and fourth clutches and the front 5th speed by engagement of second brake, 6th speed by engagement of second clutch and first, second brake, engagement of connection / disconnection clutch h, fourth clutch and second brake, Or a third engagement release control law that achieves a reverse speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the third clutch, and the second brake, and any one of the first to third Shift control means for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed by a disengagement control lawTherefore, a gear transmission for an automatic transmission that has high cost competitiveness, can easily reduce shift shocks, is easy to perform shift control, has excellent power performance and vehicle mountability, and has a simple configuration. The effect that it can provide is acquired.
In the gear transmission for an automatic transmission according to claim 7, a first planetary gear a of a single pinion type having a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier for holding a pinion meshing with both gears; , A second sun gear, a second ring gear, a single pinion type second planetary gear b having a second carrier holding a pinion meshing with both gears, a third sun gear, a third ring gear, and a pinion meshing with both gears A single pinion type third planetary gear c having a third carrier for holding the first carrier, a first two-element connecting member d for always connecting the first carrier and the second ring gear, the first carrier and the first carrier 2nd connecting 3 carriers The two-element connecting member e, the third two-element connecting member f that always connects the first ring gear and the second carrier, and the third two-element connecting member f and the third ring gear are always connected. In the planetary gear unit for an automatic transmission comprising a fourth two-element connecting member g and a connection / disconnection clutch h interposed in the second two-element connecting member e, the first sun gear is a first gear. The brake is connected to the case, the first carrier side of the connection / disconnection clutch h is connected to the case via the second brake, and the third carrier is connected to the input shaft via the second clutch. The third two-element connecting member f is connected to the input shaft via a third clutch, the second sun gear is connected to the input shaft via a fourth clutch, and the third sun gear is connected to the input shaft. Connected to the output shaft, Switch h, the fourth clutch and the first brake are engaged at the first speed, the connection / disconnection clutch h, the third clutch and the first brake are engaged at the second speed, the connection / disconnection clutch h, The third speed is obtained by engagement of the second clutch and the first brake, the fourth speed is obtained by engagement of the connection / disconnection clutch h, and the second and fourth clutches, the second, fourth clutch, and the first. 5th speed by engagement of the brake, 6th speed by engagement of the second, fourth clutch and the second brake, 7th speed by engagement of the second clutch and the first and second brakes, Shift control means for obtaining a gear stage of six forward speeds and one reverse speed by an engagement release control law that achieves a reverse speed by engagement of the connection / disconnection clutch h, the fourth clutch, and the second brake.Therefore, a gear transmission for an automatic transmission that has high cost competitiveness, can easily reduce shift shocks, is easy to perform shift control, has excellent power performance and vehicle mountability, and has a simple configuration. The effect that it can provide is acquired.
[Brief description of the drawings]
[Figure 1]Claims 1 to 7It is a claim corresponding | compatible figure which shows the planetary gear train for automatic transmissions.
FIG. 2 is a skeleton diagram showing a gear transmission mechanism for an automatic transmission of the first embodiment device, wherein (a), (b), and (c) are examples in which three planetary gears are arranged differently.
FIG. 3 is a collinear diagram showing member rotation states at each gear stage in the shift control in the first embodiment device;
FIG. 4 is a diagram showing an engagement logic table at each gear stage in the shift control in the first embodiment device.
[Figure 5]Reference example 1It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
[Fig. 6]Reference example 1It is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
[Fig. 7]Reference example 1It is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an example apparatus.
[Fig. 8]Second embodimentIt is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 9Second embodimentIt is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 10Second embodimentIt is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 11Reference example 2It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG.Reference example 2It is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 13Reference example 2It is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 14Reference example 3It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 15Reference example 3It is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 16Reference example 3It is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 17Reference example 4It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 18Reference example 4It is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 19Reference example 4It is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 20Third embodimentIt is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 21Third embodimentIt is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 22Third embodimentIt is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 23Fourth embodimentIt is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 24Fourth embodimentIt is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 25Fourth embodimentIt is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 26Example 5It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 27Example 5It is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 28Example 5It is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 29Reference Example 5It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 30Reference Example 5It is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 31Reference Example 5It is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 32Reference Example 6It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 33Reference Example 6It is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 34Reference Example 6It is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 35Reference Example 7It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 36Reference Example 7It is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 37Reference Example 7It is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 38Reference Example 8It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 39Reference Example 8It is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 40Reference Example 8It is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 41Sixth embodimentIt is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 42Sixth embodimentIt is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 43Sixth embodimentIt is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.
FIG. 44Example 7It is a skeleton figure which shows the gear transmission mechanism for automatic transmissions of the device, and (a), (b) and (c) are examples in which the arrangement of the three planetary gears is different.
FIG. 45Example 7It is a collinear diagram which shows the member rotation state in each gear stage in the shift control in the apparatus.
FIG. 46Example 7It is a figure which shows the engagement logic table | surface in each gear stage in the shift control in an apparatus.

Claims (7)

第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車と、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車と、
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車と、
前記第１キャリヤと第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバと、
前記第１の２要素連結メンバと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバと、
前記第２キャリヤと前記第３リングギヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバと、
前記第１リングギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバと、
前記第２の２要素連結メンバに介装される断接クラッチと
を備えた自動変速機用遊星歯車列において、
前記第１サンギヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、
前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、
前記断接クラッチの前記第３キャリヤ側を、第１ブレーキを介してケースに連結すると共に前記第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、
前記第３の２要素連結メンバを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、
前記第４の２要素連結メンバを、第３ブレーキを介して前記ケースに連結し、
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第２速、
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第３速、
前記断接クラッチ、前記第２、第３クラッチの係合により第４速、
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第５速、
前記第２、第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、
前記第２クラッチ及び前記第１、第３ブレーキの係合により後退速
を達成する係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段と
を備えることを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear having a first carrier for holding a pinion meshing with both gears;
A second sun gear, a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear having a second carrier for holding a pinion meshing with both gears;
A third planetary gear of a single pinion type having a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier for holding a pinion meshing with both gears;
A first two-element connecting member that always connects the first carrier and the second ring gear ;
A second two-element coupling member for connecting the third carrier and the first 2 elements connecting member,
A third two-element connecting member that always connects the second carrier and the third ring gear ;
A fourth two-element connecting member that always connects the first ring gear and the second sun gear ;
A planetary gear train for an automatic transmission including a connection / disconnection clutch interposed in the second two-element connection member ;
Connecting the first sun gear to the input shaft via a second clutch;
Connecting the third sun gear to an output shaft;
The third carrier side of the connection / disconnection clutch is connected to a case via a first brake and to the input shaft via the third clutch,
Connecting the third two-element connecting member to the case via a second brake;
Connecting the fourth two-element connecting member to the case via a third brake;
The first speed is obtained by engaging the connection / disconnection clutch, the second clutch, and the first brake,
The second speed is obtained by engaging the connecting / disconnecting clutch, the second clutch, and the second brake,
Third speed by engagement of the disconnection clutch, the second clutch and the third brake,
The engagement / disengagement clutch, the second and third clutches are engaged, and the fourth speed,
5th speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the third brake,
The sixth speed by the engagement of the second, third clutch and the third brake, or the engagement / disconnection clutch, the third clutch and the second brake,
The reverse speed is achieved by engagement of the second clutch and the first and third brakes.
Shift control means for obtaining a gear position of 6 forward speeds and 1 reverse speed by an engagement release control law that achieves
A gear transmission for an automatic transmission, comprising: 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車と、  A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear having a first carrier for holding a pinion meshing with both gears;
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車と、  A second sun gear, a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear having a second carrier for holding a pinion meshing with both gears;
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車と、  A third planetary gear of a single pinion type having a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier for holding a pinion meshing with both gears;
前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバと、  A first two-element connecting member that always connects the first carrier and the second ring gear;
前記第１の２要素連結メンバと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバと、  A second two-element connection member for connecting the first two-element connection member and the third carrier;
前記第２キャリヤと前記第３サンギヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバと、  A third two-element connecting member that always connects the second carrier and the third sun gear;
前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバと、  A fourth two-element connecting member that always connects the first sun gear and the second sun gear;
前記第２の２要素連結メンバに介装される断接クラッチと  A connecting / disconnecting clutch interposed in the second two-element connecting member;
を備えた自動変速機用遊星歯車列において、  In a planetary gear train for an automatic transmission equipped with
前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、  Connecting the third carrier to the input shaft via a second clutch;
前記第３の２要素連結メンバを、第３クラッチを介して前記入力軸に接続し、  Connecting the third two-element connecting member to the input shaft via a third clutch;
前記第１サンギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、  Connecting the first sun gear to the input shaft via a fourth clutch;
前記第１リングギヤを、第１ブレーキを介してケースに連結し、  Connecting the first ring gear to the case via a first brake;
前記第１キャリヤを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、  Connecting the first carrier to the case via a second brake;
前記第３リングギヤを、出力軸に連結し、  Connecting the third ring gear to an output shaft;
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、  A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、  2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、  Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、  The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、  Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the first brake,
前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、  6th speed by engagement of the second clutch and the first and second brakes,
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、  Reversing speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the second brake, or engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the second brake,
を達成する第１の係合解放制御則と、  A first disengagement control law that achieves
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、  A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、  2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、  Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、  The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第５速、  Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the second brake,
前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、  6th speed by engagement of the second clutch and the first and second brakes,
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、  Reversing speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the second brake, or engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the second brake,
を達成する第２の係合解放制御則と、  A second disengagement control law that achieves
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、  A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、  2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、  Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、  The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、  Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the first brake,
前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、  6th speed by engagement of the second and fourth clutches and the second brake,
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、  Reversing speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the second brake, or engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the second brake,
を達成する第３の係合解放制御則と、  A third disengagement control law to achieve
を備え、  With
前記第１ないし第３のうちいずれか１つの係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を特徴とする自動変速機用歯車変速装置。  A gear transmission for an automatic transmission characterized by a shift control means for obtaining a forward 6-speed reverse 1-speed gear according to any one of the first to third disengagement control laws. 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車と、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車と、
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車と、
前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバと、
前記第１キャリヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバと、
前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバと、
前記第３の２要素連結メンバと第３サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバと、
前記第２の２要素連結メンバに介装される断接クラッチと
を備えた自動変速機用遊星歯車列において、
前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、
前記第３の２要素連結メンバを、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、
前記第２リングギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、
前記第１の２要素連結メンバを、第１ブレーキを介してケースに連結し、
前記断接クラッチの前記第１キャリヤ側を第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、
前記第３リングギヤを、出力軸に連結し、
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、
前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、
前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、
を達成する第１の係合解放制御則と、
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、
前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、
前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、
を達成する第２の係合解放制御則と、
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、
前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第５速、
前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、
を達成する第３の係合解放制御則と
を備え、
前記第１ないし第３のうちいずれか１つの係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear having a first carrier for holding a pinion meshing with both gears;
A second sun gear, a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear having a second carrier for holding a pinion meshing with both gears;
A third planetary gear of a single pinion type having a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier for holding a pinion meshing with both gears;
A first two-element connecting member that always connects the first sun gear and the second sun gear ;
A second two-element connecting member for connecting the first carrier and the third carrier ;
A third two-element connecting member that always connects the first ring gear and the second carrier ;
A fourth two-element connecting member that always connects the third two-element connecting member and the third sun gear ;
A planetary gear train for an automatic transmission including a connection / disconnection clutch interposed in the second two-element connection member ;
Connecting the third carrier to the input shaft via a second clutch;
Connecting the third two-element connecting member to the input shaft via a third clutch;
Connecting the second ring gear to the input shaft via a fourth clutch;
Connecting the first two-element connecting member to the case via a first brake;
Connecting the first carrier side of the connecting / disconnecting clutch to the case via a second brake;
Connecting the third ring gear to an output shaft;
A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the first brake,
6th speed by engagement of the second clutch and the first and second brakes,
Reversing speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the second brake, or engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the second brake,
A first disengagement control law that achieves
A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the first brake,
6th speed by engagement of the second and fourth clutches and the second brake,
Reversing speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the second brake, or engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the second brake,
A second disengagement control law that achieves
A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the second brake,
6th speed by engagement of the second clutch and the first and second brakes,
A third disengagement control law that achieves
With
A gear transmission for an automatic transmission, characterized by a shift control means for obtaining a gear stage of forward 6 speed and reverse 1 speed according to any one of the first to third disengagement control laws. 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車と、A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear having a first carrier for holding a pinion meshing with both gears;
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車と、  A second sun gear, a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear having a second carrier for holding a pinion meshing with both gears;
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車と、  A third planetary gear of a single pinion type having a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier for holding a pinion meshing with both gears;
前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバと、  A first two-element connecting member that always connects the first sun gear and the second sun gear;
前記第１キャリヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバと、  A second two-element connecting member for connecting the first carrier and the third carrier;
前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバと、  A third two-element connecting member that always connects the first ring gear and the second carrier;
前記第３の２要素連結メンバと前記第３リングギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバと、  A fourth two-element connecting member that always connects the third two-element connecting member and the third ring gear;
前記第２の２要素連結メンバに介装される断接クラッチと  A connecting / disconnecting clutch interposed in the second two-element connecting member;
を備えた自動変速機用遊星歯車列において、  In a planetary gear train for an automatic transmission equipped with
前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、  Connecting the third carrier to the input shaft via a second clutch;
前記第３または前記第４の２要素連結メンバを、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、  Connecting the third or fourth two-element connecting member to the input shaft via a third clutch;
前記第２リングギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、  Connecting the second ring gear to the input shaft via a fourth clutch;
前記第１の２要素連結メンバを、第１ブレーキを介してケースに連結し、  Connecting the first two-element connecting member to the case via a first brake;
前記断接クラッチの前記第１キャリヤ側を、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、  Connecting the first carrier side of the connecting / disconnecting clutch to the case via a second brake;
前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、  Connecting the third sun gear to an output shaft;
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、  A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、  2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、  Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、  The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、  Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the first brake,
前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、  6th speed by engagement of the second and fourth clutches and the second brake,
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、  Reversing speed by engagement of the connecting / disconnecting clutch, the fourth clutch and the second brake,
を達成する係合解放制御則により前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を特徴とする自動変速機用歯車変速装置。  A gear transmission for an automatic transmission, characterized by a shift control means for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed by an engagement release control law that achieves the above. 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車と、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車と、
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車と、
前記第２リングギヤと前記第３キャリヤとを連結する第１の２要素連結メンバと、
前記第１キャリヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第２の２要素連結メンバと、
前記第２の２要素連結メンバと前記第３リングギヤとを連結する第３の２要素連結メンバと、
前記第１リングギヤと前記第２サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバと、
前記第１の２要素連結メンバに介装される断接クラッチと
を備えた自動変速機用遊星歯車列において、
前記第１サンギヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、
前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、
前記断接クラッチの前記第３キャリヤ側を、第１ブレーキを介してケースに連結すると共に、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、
前記第３の２要素連結メンバを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、
前記第４の２要素連結メンバを、第３ブレーキを介して前記ケースに連結し、
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第２速、
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第３速、
前記断接クラッチ、前記第２、第３クラッチの係合により第４速、
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合により第５速、
前記第２、第３クラッチ及び前記第３ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、
前記第２クラッチ及び前記第１、第３ブレーキの係合により後退速
を達成する係合解放制御則により前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段と
を備えることを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear having a first carrier for holding a pinion meshing with both gears;
A second sun gear, a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear having a second carrier for holding a pinion meshing with both gears;
A third planetary gear of a single pinion type having a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier for holding a pinion meshing with both gears;
A first two-element connecting member that connects the second ring gear and the third carrier ;
A second two-element connecting member that always connects the first carrier and the second carrier;
A third two-element coupling member for connecting the third ring gear and the second 2 element coupling member,
A fourth two-element connecting member that always connects the first ring gear and the second sun gear ;
In a planetary gear train for an automatic transmission comprising a connection / disconnection clutch interposed in the first two-element connecting member ,
Connecting the first sun gear to the input shaft via a second clutch;
Connecting the third sun gear to an output shaft;
The third carrier side of the connection / disconnection clutch is connected to the case via a first brake, and is connected to the input shaft via a third clutch,
Connecting the third two-element connecting member to the case via a second brake;
Connecting the fourth two-element connecting member to the case via a third brake;
The first speed is obtained by engaging the connection / disconnection clutch, the second clutch, and the first brake,
The second speed is obtained by engaging the connecting / disconnecting clutch, the second clutch, and the second brake,
Third speed by engagement of the disconnection clutch, the second clutch and the third brake,
The engagement / disengagement clutch, the second and third clutches are engaged, and the fourth speed,
5th speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the third brake,
The sixth speed by the engagement of the second, third clutch and the third brake, or the engagement / disconnection clutch, the third clutch and the second brake,
The reverse speed is achieved by engagement of the second clutch and the first and third brakes.
Shift control means for obtaining a gear position of 6 forward speeds and 1 reverse speed by an engagement release control law that achieves
A gear transmission for an automatic transmission, comprising: 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車と、A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear having a first carrier for holding a pinion meshing with both gears;
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車と、  A second sun gear, a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear having a second carrier for holding a pinion meshing with both gears;
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車と、  A third planetary gear of a single pinion type having a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier for holding a pinion meshing with both gears;
前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバと、  A first two-element connecting member that always connects the first carrier and the second ring gear;
前記第２リングギヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバと、  A second two-element connecting member that connects the second ring gear and the third carrier;
前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバと、  A third two-element connecting member that always connects the first ring gear and the second carrier;
前記第２キャリヤと前記第３サンギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバと、  A fourth two-element connecting member that always connects the second carrier and the third sun gear;
前記第２の２要素連結メンバに介装される断接クラッチと、  A connection / disconnection clutch interposed in the second two-element connecting member;
を備えた自動変速機用遊星歯車列において、  In a planetary gear train for an automatic transmission equipped with
前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、  Connecting the third carrier to the input shaft via a second clutch;
前記第４の２要素連結メンバを、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、  Connecting the fourth two-element connecting member to the input shaft via a third clutch;
前記第２サンギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、  Connecting the second sun gear to the input shaft via a fourth clutch;
前記第１サンギヤを、第１ブレーキを介してケースに連結し、  Connecting the first sun gear to the case via a first brake;
前記第１の２要素連結メンバを、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、  Connecting the first two-element connecting member to the case via a second brake;
前記第３リングギヤを、出力軸に連結し、  Connecting the third ring gear to an output shaft;
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、  A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、  2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、  Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、  The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、  Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the first brake,
前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、  6th speed by engagement of the second clutch and the first and second brakes,
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、  Reversing speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the second brake, or engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the second brake,
を達成する第１の係合解放制御則と、  A first disengagement control law that achieves
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、  A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、  2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、  Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、  The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、  Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the first brake,
前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、  6th speed by engagement of the second and fourth clutches and the second brake,
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、  Reversing speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the second brake, or engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the second brake,
を達成する第２の係合解放制御則と、  A second disengagement control law that achieves
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、  A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、  2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、  Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、  The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第５速、  Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the second brake,
前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第６速、  6th speed by engagement of the second clutch and the first and second brakes,
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合、もしくは前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、  Reversing speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the second brake, or engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the second brake,
を達成する第３の係合解放制御則と  A third disengagement control law that achieves
を備え、With
前記第１ないし第３のうちいずれか１つの係合解放制御則により、前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を特徴とする自動変速機用歯車変速装置。  A gear transmission for an automatic transmission characterized by a shift control means for obtaining a forward 6-speed reverse 1-speed gear according to any one of the first to third disengagement control laws. 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星歯車と、A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear having a first carrier for holding a pinion meshing with both gears;
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星歯車と、  A second sun gear, a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear having a second carrier for holding a pinion meshing with both gears;
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを保持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車と、  A third planetary gear of a single pinion type having a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier for holding a pinion meshing with both gears;
前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを常時連結する第１の２要素連結メンバと、  A first two-element connecting member that always connects the first carrier and the second ring gear;
前記第１キャリヤと前記第３キャリヤとを連結する第２の２要素連結メンバと、  A second two-element connecting member for connecting the first carrier and the third carrier;
前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとを常時連結する第３の２要素連結メンバと、  A third two-element connecting member that always connects the first ring gear and the second carrier;
前記第３の２要素連結メンバと前記第３リングギヤとを常時連結する第４の２要素連結メンバと、  A fourth two-element connecting member that always connects the third two-element connecting member and the third ring gear;
前記第２の２要素連結メンバに介装される断接クラッチと  A connecting / disconnecting clutch interposed in the second two-element connecting member;
を備えた自動変速機用遊星歯車装置において、  In a planetary gear unit for an automatic transmission equipped with
前記第１サンギヤを、第１ブレーキを介してケースに連結し、  Connecting the first sun gear to the case via a first brake;
前記断接クラッチの前記第１キャリヤ側を、第２ブレーキを介して前記ケースに連結し、  Connecting the first carrier side of the connecting / disconnecting clutch to the case via a second brake;
前記第３キャリヤを、第２クラッチを介して入力軸に連結し、  Connecting the third carrier to the input shaft via a second clutch;
前記第３の２要素連結メンバを、第３クラッチを介して前記入力軸に連結し、  Connecting the third two-element connecting member to the input shaft via a third clutch;
前記第２サンギヤを、第４クラッチを介して前記入力軸に連結し、  Connecting the second sun gear to the input shaft via a fourth clutch;
前記第３サンギヤを、出力軸に連結し、  Connecting the third sun gear to an output shaft;
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第１速、  A first speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the fourth clutch and the first brake;
前記断接クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第２速、  2nd speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the third clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第３速、  Third speed by engagement of the connection / disconnection clutch, the second clutch and the first brake,
前記断接クラッチ、及び前記第２、第４クラッチの係合により第４速、  The engagement / disengagement clutch and the second and fourth clutches engage with the fourth speed,
前記第２、第４クラッチ及び前記第１ブレーキの係合により第５速、  Fifth speed by engagement of the second and fourth clutches and the first brake,
前記第２、第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により第６速、  6th speed by engagement of the second and fourth clutches and the second brake,
前記第２クラッチ及び前記第１、第２ブレーキの係合により第７速、  7th speed by engagement of the second clutch and the first and second brakes,
前記断接クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの係合により後退速、  Reversing speed by engagement of the connecting / disconnecting clutch, the fourth clutch and the second brake,
を達成する係合解放制御則により前進６速後退１速のギヤ段を得る変速制御手段を特徴とする自動変速機用歯車変速装置。  A gear transmission for an automatic transmission, characterized by a shift control means for obtaining a gear stage of 6 forward speeds and 1 reverse speed by an engagement release control law that achieves the above.

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