JP3756482B2 - 自動変速機用歯車変速装置 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、入力軸と、３個の遊星歯車組と、３つのクラッチと、２つのブレーキと、出力軸とを有して構成され、変速要素である３つのクラッチと２つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進６速・後退１速を得る自動変速機用歯車変速装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、入力軸と、１個のシングルピニオン型遊星歯車組と、２個のシングルピニオン型遊星歯車組の組み合わせに成るシンプソン型遊星歯車列と、３つのクラッチと、２つのブレーキと、出力軸とを有して構成され、変速要素である３つのクラッチと２つのブレーキを適宜締結・解放することで前進６速・後退１速を得る自動変速機用歯車変速装置が知られている（例えば、特許文献１。）。
【０００３】
このように１個のシングルピニオン型遊星歯車組とシンプソン型遊星歯車列とにより構成された自動変速機用歯車変速装置は、下記に列挙する特徴を有する。（１）シンプソン型遊星歯車列の最大トルクとなる１速でのトルク伝達の流れが、全メンバを介して分担するので、強度的に有利である。
（２）シンプソン型遊星歯車列がリングギヤ入力であるため、サンギヤ入力に比較して、接線力が半分程度になり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で有利である。
【０００４】
ところで、上記のごとく１個のシングルピニオン型遊星歯車組とシンプソン型遊星歯車列とより成る従来の歯車変速装置は、上記利点を有する反面、
（３）オーバードライブの変速段を得るには、シンプソン型遊星歯車列へのキャリア入力が必要であり、入力軸と出力軸とを同軸に設けると、回転メンバが３メンバに限られるシングルピニオン型の遊星歯車組でキャリアへの入力経路が不成立となり、
（４）よって、キャリアへの入力経路を成立させるため、入力軸と出力軸とを異なる軸線上に平行軸配置で設ける必要が発生し、その結果として自動変速機の径方向への大型化を招く、という問題があった。
上記（３），（４）の問題を解消するため、シンプソン型遊星歯車列に代えてラビニョオ型複合遊星歯車列（ダブルピニオンにそれぞれサンギヤを噛み合わせた複合遊星歯車列）を用いた歯車変速装置も提案されている（例えば、特許文献２。）。
【０００５】
【特許文献１】
特開平４−２１９５５３号公報（図７）
【特許文献２】
特開平４−２１９５５３号公報（図１３，図１４，図１５）
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、このラビニョオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置は、全ての構成要素を同軸上に配置し得て上記並行軸配置を回避し得るものの、下記に列挙する問題点を有する。
（５）歯車列の（１速での）最大トルクを、ラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組で受け持つので、強度的に不利である。
（６）減速装置としての一個のシングルピニオン型遊星歯車組で増大したトルクを、ラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤに入力するため、リングギヤ入力に比較して、接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利である。
（７）１速におけるラビニョオ型複合遊星歯車列の強度（歯車強度や歯車寿命）の確保やキャリア剛性等の向上とが共に要求されることで、ラビニョオ型複合遊星歯車列を大型化する必要があり、この結果、自動変速機の大型化を招く。
（８）変速段によってはラビニオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する変速段では、伝達効率の低下により、燃費が悪化する。
【０００７】
換言すれば、上記したごとく１個のシングルピニオン型遊星歯車組およびラビニョオ型複合遊星歯車列の組み合わせに成る歯車変速装置は、１個のシングルピニオン型遊星歯車組とシンプソン型遊星歯車列との組み合わせに成る歯車変速装置の長所である上記（１），（２）の利点が何れも損なわれるし、上記（３），（４）の大型化についてもラビニョオ型複合遊星歯車列が大型化するという別の理由により、結果的に自動変速機の大型化を避けることができないことから、当該大型化の問題を解消し得ない。
【０００８】
本発明は上記の実情に鑑み、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いないで入力部と出力部の同軸配置を実現することにより、シンプソン型遊星歯車列を用いた場合における前記（１），（２）の利点はそのまま維持しつつ、つまり歯車列の強度的有利性（車強度や歯車寿命等）を保ちつつ、上記（３），（４）の大型化に関する問題を解消し得るようにすると共に、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合におけるトルク循環に関した（８）の問題をも解消して燃費の悪化を回避することができるようにし、又、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に比べてギヤ比の選択自由度を高めることができる自動変速機用歯車変速装置を提供することを主たる目的とする。
【０００９】
本発明は更に、フロントエンジン・リヤドライブ型の車両に適用する自動変速機用歯車変速装置において遊星歯車組を取り囲む入力回転メンバや出力メンバをできるだけ少なくして、潤滑油の油の滞留を少なくすることで引きずりトルクの発生を最小限にして、もって、前記の利点を具えるほかに燃費の向上にも寄与する自動変速機用歯車変速装置を提供することをも目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１記載の自動変速機用歯車変速装置は、動力源からの回転が一方側から入力される入力部と、この入力軸に同軸に配置され、他方側から出力する出力軸と、これら入出力軸間に多数の伝動経路を提供可能な３個の遊星歯車組と、これら３個の遊星歯車組が該伝動経路のうちの１つを選択して対応変速比で前記入力軸からの回転を変速し、前記出力軸へ出力し得るようになすための選択的に断接可能な３つのクラッチおよび２つのブレーキとを具え、これらクラッチおよびブレーキの締結・解放の組み合わせにより少なくとも前進６速・後退１速を選択可能とした自動変速機用歯車変速装置において、前記３個の遊星歯車組のうち１個の遊星歯車組は、前記入力回転を減速して出力する減速用遊星歯車組とし、残りの２個の遊星歯車組のうち、一方の遊星歯車組を２個のサンギヤと、これら２個のサンギヤに噛み合う共通なピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個のリングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記２個のサンギヤ間より回転を入出力可能なキャリアとより成るダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、他方の遊星歯車組を１個のサンギヤと、このサンギヤに噛み合うピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個のリングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するキャリアとから成るシングルピニオン型遊星歯車組とし、前記３個の遊星歯車組を前記入力軸の側から、前記減速用遊星歯車組、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組、前記シングルピニオン型遊星歯車組の順に並置するとともに、前記２つのブレーキは、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組よりなる変速用遊星歯車組の回転メンバを固定可能な第１および第２ブレーキとし、前記回転メンバは、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組と前記減速用遊星歯車組との間から延在して前記第１および第２ブレーキに連結している。
【００１１】
また、請求項２記載の発明は、請求項１記載の自動変速機用歯車変速装置において、前記第１ブレーキを前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の外周に配置し、前記第２ブレーキを前記減速用遊星歯車組の外周に配置している。
【００１２】
また、請求項３記載の発明は、請求項２記載の自動変速機用歯車変速装置において、前記３つのクラッチのうち、前記減速用遊星歯車組からの減速回転を、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組および前記シングルピニオン型遊星歯車組よりなる変速用遊星歯車組に振り分けるための第１および第２クラッチを、前記シングルピニオン型遊星歯車組よりも前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組とは反対側に配置している。
【００１３】
また、請求項４記載の発明は、請求項３記載の自動変速機用歯車変速装置において、前記入力軸からの等速回転を伝達する等速回転メンバを前記センターメンバに連結し、前記変速用遊星歯車組からの出力回転を伝達する出力メンバの一方端を、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の前記シングルピニオン型遊星歯車組側に連結し、少なくとも前記シングルピニオン型遊星歯車組および前記第１および第２クラッチの外周を通って、他方端を前記出力軸に連結している。
【００１４】
【発明の効果】
請求項１記載の発明によれば、減速用遊星歯車組と、シングルピニオン型遊星歯車組と、ダブルサンギヤ型遊星歯車組との組み合わせに成るから、最大トルクとなる第１速で減速用遊星歯車組からのトルク伝達の流れがシングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組の全メンバを介したものとなって強度的に有利であるほか、減速用遊星歯車組からトルクを入力される回転メンバがシングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組のサンギヤになることがなく、リングギヤ入力やキャリア入力となって接線力が半減し、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性の点で有利である。
【００１５】
つまり、シンプソン型遊星歯車組を用いた場合の前記（１），（２）の利点を維持することができる。
また、減速用遊星歯車組からのトルクを入力されて変速する変速用遊星歯車組を成す２個の遊星歯車組のうち、一方の遊星歯車組を２個のサンギヤが存在する前記特異なダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、更にダブルサンギヤ型遊星歯車組のキャリアに対し回転を入出力するためのメンバを、上記２個のサンギヤ間に配置してキャリアのサイドメンバに結合したセンターメンバとしたから、オーバードライブ変速段を実現するために変速用遊星歯車組内のキャリアに入力回転を伝達する必要が生じた場合においても、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の両サンギヤ間における上記センターメンバを経て当該入力回転のキャリアへの伝達が可能であり、入出力部を平行軸配置にしなくても、つまり入出力部を同軸配置にしてオーバードライブ変速段を実現することができ、シンプソン型遊星歯車組を用いた場合に不可避だった径方向の大型化に関する前記（３），（４）の問題を解消することができる。
【００１６】
また、当該問題解決をラビニョオ型複合遊星歯車列に頼らずダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いて実現したから、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に生ずる強度上の問題、つまりこの場合、歯車列の（第１速での）最大トルクをラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組のみにより受け持つことで強度上の不利益を被るところながら、上記したところからも明らかなようにこのような弊害を伴うことなく前記（３），（４）の問題を解消することができる。
【００１７】
また、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、減速用遊星歯車組で増大したトルクをラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤに入力するため、リングギヤ入力やキャリア入力に比較して接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利であるが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた本発明の解決策によれば、上記したところから明らかなように当該不利益を伴うことなく前記（３），（４）の問題を解消することができる。
【００１８】
また、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、変速段によってはラビニオ型複合遊星歯車列でトルク循環が発生し、トルク循環が発生する変速段で伝達効率の低下により燃費が悪化するが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた本発明の歯車変速装置によればトルク循環の発生がなくて燃費の悪化を回避することができる。
【００１９】
また、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いているので、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に比べギヤ比の選択自由度を高めることができる。
さらにまた、請求項１記載の発明によると、３個の遊星歯車組を入力軸の側から出力軸の方向に、減速用遊星歯車組、ダブルサンギヤ型遊星歯車組、シングルピニオン型遊星歯車組の順に並置したから、以下の作用効果が得られる。
【００２０】
つまり、（サンギヤから２つのメンバ）＋（リングギヤから１つのメンバ）＋（キャリアから軸方向と径方向に２つのメンバ）＝５つのメンバというように、取り出すメンバ数が多いダブルサンギヤ型遊星歯車組を減速用遊星歯車組に隣接させて配置させることで、ダブルサンギヤの入力軸側から入力し、出力軸側のシングルピニオン型遊星歯車組との間から出力軸側へ出力することが可能となり、特にＦＲ型車両へ搭載する自動変速機の場合、遊星歯車組を取り囲む回転部材を少なくすることができる。
【００２１】
このため、本発明による歯車変速装置では、遊星歯車組を潤滑した油が回転部材に阻害されて遊星歯車組周辺に滞留して引きずりトルクが増加するのを防止でき、上記各種の利点を備えるほかに燃費の向上に寄与することができる。
ところで本発明においては請求項１に記載のごとく、２つのブレーキを前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の回転メンバを固定可能なものとするとともに、この回転メンバと２つのブレーキとを、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組と前記減速用遊星歯車組との間から延在して連結するのが良い。
上記連結構造によれば、これらが大きな反力が必要で強度を必要とするブレーキ部材と回転メンバとの間の長さを短縮することができ、短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することもできる。
【００２２】
なお第１および第２クラッチを上記の配置にする場合、請求項３に記載のごとく、前記第１ブレーキを前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の外周に配置し、前記第２ブレーキを前記減速用遊星歯車組の外周に配置するのが良い。この場合、ブレーキが外周に配置されることで、全長の短縮化できる。
ところで、請求項３に記載のごとく、３つのクラッチのうち、減速用遊星歯車組からの出力回転を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組よりなる変速用遊星歯車組に振り分けるための第１および第２クラッチを、前記シングルピニオン型遊星歯車組よりも前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組とは反対側にまとめて配置するのが良い。
【００２３】
すなわち、減速用遊星歯車組からシングルピニオン型遊星歯車組へ第１及び第２クラッチを介した２系統入力する必要があるが、まとめて配置することで、第１及び第２クラッチの配置をクラッチのシングルピニオン型遊星歯車組近傍までの動力伝達部材を１系統にまとめることができ。入力経路を単純化することができ、部品を簡素化できる。更に、第１および第２クラッチの横並び配置によりこれらの作動ピストンをダブルピストン化することができ、その分コンパクト化も可能である。
【００２４】
さらに、等速回転メンバをセンターメンバに連結し、出力回転を伝達する出力メンバは、請求項４に記載のごとく、前記シングルピニオン型遊星歯車組及び前記第１及び第２クラッチの外周を通って前記出力軸に連結することが好ましい。すなわち、等速回転メンバや出力メンバがダブルサンギヤ型遊星歯車組の外周を取り囲むことがなくなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を潤滑した油の滞留を低下させることができると共に、大きなトルクを伝達する出力部材を大径とすることで、出力部材の肉厚を薄くできて、軽量化を図ることができる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基づき詳細に説明する。
図１は、本発明の一実施形態になる自動変速機用歯車変速装置を模式的に示し、Ｇ１は第１遊星歯車組、Ｇ２は第２遊星歯車組、Ｇ３は第３遊星歯車組、Ｍ１は第１連結メンバ、Ｍ２は第２連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ、Ｃ２は第２クラッチ、Ｃ３は第３クラッチ、Ｂ１は第１ブレーキ、Ｂ２は第２ブレーキ、Inputは入力部（入力軸１）、Outputは出力部（出力軸２）である。
【００２６】
本実施形態になる自動変速機用歯車変速装置（減速ダブルピニオンタイプという）は、図１の左端部（入力部Inputに近い端部）より順次、シングルピニオン型遊星歯車組で構成した減速装置としての第１遊星歯車組Ｇ１、ダブルサンギヤ型の第３遊星歯車組Ｇ３、シングルピニオン型の第２遊星歯車組Ｇ２を同軸に配置し、第１遊星歯車組Ｇ１により減速用遊星歯車組を構成し、第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３により変速用遊星歯車組（これを以下では、イシマル型遊星歯車列とも言う）を構成する。
【００２７】
第１遊星歯車組Ｇ１は、第１サンギヤＳ１と、第１リングギヤＲ１と、これらギヤＳ１，Ｒ１に噛み合う第１ピニオンＰ１を回転自在に支持した第１キャリアＰＣ１とを有したシングルピニオン型遊星歯車組（減速用遊星歯車組）とする。第２遊星歯車組Ｇ２は、第２サンギヤＳ２と、第２リングギヤＲ２と、これらギヤＳ２，Ｒ２に噛み合う第２ピニオンＰ２を回転自在に支持した第２キャリアＰＣ２とを有したシングルピニオン型遊星歯車組とする。
【００２８】
第３遊星歯車組Ｇ３は、入力部Inputに近い側における第４サンギヤＳ４および入力部Inputから遠い側における第３サンギヤＳ３と、これらサンギヤＳ３，Ｓ４の各々に噛み合う共通な第３ピニオンＰ３と、この第３ピニオンＰ３を回転自在に支持した第３キャリアＰＣ３と、第３ピニオンＰ３に噛み合う１個の第３リングギヤＲ３とを有したダブルサンギヤ型遊星歯車組とする。
【００２９】
第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４は同軸に配置するが、歯数を必ずしも同じにする必要はない。また、第３キャリアＰＣ３には、これに結合されてサンギヤＳ３，Ｓ４の間から径方向内方へ延在するセンターメンバＣＭと、第３キャリアＰＣ３から径方向外方へ延在するサイドメンバＳＭとを設けている。
なおセンターメンバＣＭは、第３キャリアＰＣ３と一体で、且つ、第３ピニオンＰ３の配列ピッチ円上にあって隣り合う第３ピニオンＰ３間に存在する空間を貫通するよう、また、サンギヤＳ３，Ｓ４の間から径方向内方へ延在するよう配置する。
【００３０】
入力部Inputは入力軸１で構成し、この入力軸１を第１キャリアＰＣ１に結合すると共に、動力源としての図示せざるエンジンに同じく図示しなかったトルクコンバータを経て結合し、エンジン回転が入力軸１から第１キャリアＰＣ１に入力されるようになす。
出力軸２は、第２キャリアＰＣ２および第３リングギヤＲ３の結合に供されてこれらの結合体を成す第２連結メンバＭ２に結合し、出力軸２からの変速機出力回転を、図示せざるファイナルギヤ組およびディファレンシャルギヤ装置を介して車両の駆動輪に伝達するようになす。
【００３１】
なお第１連結メンバＭ１は、第２サンギヤＳ２と第３サンギヤＳ３とを一体的に結合する連結メンバで、これらサンギヤの結合体を構成する。
減速用遊星歯車組Ｇ１における第１サンギヤＳ１は、変速機ケース３に結合して常時固定とし、第１リングギヤＲ１は第１クラッチＣ１により第２リングギヤＲ２に適宜結合可能とするほか、第２クラッチＣ２により第２サンギヤＳ２に適宜結合可能とする。
【００３２】
第３キャリアＰＣ３のセンターメンバＣＭは、第３クラッチＣ３により入力軸１に適宜結合し得るようにする。
ダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３における第３キャリアＰＣ３のサイドメンバＳＭは、第１ブレーキＢ１により適宜変速機ケース３に結合可能にして第３キャリアＰＣ３を適宜固定可能とし、第４サンギヤＳ４は、第２ブレーキＢ２により適宜変速機ケース３に結合可能にして第４サンギヤＳ４を適宜固定可能とする。
【００３３】
上記の構成とした歯車変速装置は、クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３およびブレーキＢ１，Ｂ２を図２に示す組み合わせにより締結（○印で示す）させたり、開放（無印）させることにより、対応する変速段（前進第１速〜第６速、および後退）を選択することができ、これらクラッチおよびブレーキには、当該変速用の締結論理を実現する変速制御用のコントロールバルブボディー（図示せず）を接続する。
【００３４】
変速制御用のコントロールバルブボディーとしては、油圧制御タイプ、電子制御タイプ、およびこれらを組み合わせた併用式のものが採用される。
以下に、上記歯車変速装置の変速作用を図２〜図６に基づいて説明する。
図２は、上記した歯車変速装置における変速要素の締結論理を示し、図３は、該歯車変速装置における回転メンバの変速段ごとの回転状態を示す共線図、図４〜図６は該歯車変速装置の各変速段でのトルク伝達経路を示す説明図である。
【００３５】
図３において、最も太い線は第１遊星歯車組Ｇ１の共線図、次に太い線は第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３よりなる変速用遊星歯車組（イシマル型遊星歯車列）の共線図である。
図４〜図６においては、クラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路を太線で示し、トルク伝達を行うギヤにハッチングを付して示した。
（第１速）
前進第１速（１ｓｔ）は図２に示すように、第１クラッチＣ１と第１ ブレーキＢ１の締結により得られる。
【００３６】
この第１速では、第２遊星歯車組Ｇ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。
一方、第３遊星歯車組Ｇ３においては、第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリアＰＣ３が変速機ケース３に固定されるため、第３リングギヤＲ３からの出力回転に対し、第３サンギヤＳ３の回転は、回転方向が逆方向の減速回転となる。そして、この第３サンギヤＳ３の回転は、第１連結メンバＭ１を介し、第２遊星歯車組Ｇ２の第２サンギヤＳ２に伝達される。
【００３７】
よって、第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２から正方向の減速回転が入力され、第２サンギヤＳ２から逆方向の減速回転が入力されることになり、第２リングギヤＲ２からの減速回転をさらに減速した回転が、第２キャリアＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力軸２へ出力される。
すなわち第１速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤＲ２への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリアＰＣ３の回転を停止する第１ブレーキＢ１の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を減速して出力軸２から出力する。
【００３８】
この第１速でのトルク伝達経路は、図４（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１、第２遊星歯車組Ｇ２、および第３遊星歯車組Ｇ３（第４サンギヤＳ４を除く）にトルクが作用することになる。
つまり第１速では、第１遊星歯車組Ｇ１と、イシマル型遊星歯車列を構成する第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３とがトルク伝達に関与する。
（第２速）
第２速（２ｎｄ）は図２に示すように、第１速で締結されていた第１ブレーキＢ１を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する掛け替えにより、従って第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の締結により得ることができる。
【００３９】
この第２速では、第２遊星歯車組Ｇ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。
一方、第３遊星歯車組Ｇ３においては、第２ブレーキＢ２の締結により、第４サンギヤＳ４がケースに固定されるため、第３ピニオンＰ３により連結されている第３サンギヤＳ３が固定される。そして、第１連結メンバＭ１を介し第３サンギヤＳ３と連結されている第２サンギヤＳ２が変速機ケース３に固定される。
【００４０】
よって第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２から正方向の減速回転が入力され、第２サンギヤＳ２が固定されることになり、第２リングギヤＲ２からの減速回転を更に減速した回転が、第２キャリアＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力軸２へ出力される。
すなわち第２速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２ リングギヤＲ２への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第４サンギヤＳ４の回転を停止する第２ブレーキＢ２の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を減速（但し、第１速よりも高速）として出力軸２から出力する。
【００４１】
この第２速でのトルク伝達経路は図４（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２、および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第２ 遊星歯車組Ｇ２とにトルクが作用することになる。なお、第３遊星歯車組Ｇ３については、固定である両サンギヤＳ３,Ｓ４の回りを、非拘束の第３ピニオンＰ３が第３リングギヤＲ３の出力回転に伴って公転するだけであり、回転メンバとして機能してもトルク伝達には関与しない。
（第３速）
第３速（３ｒｄ）は図２に示すように、第２速で締結されていた第２ブレーキＢ２を解放し、第２クラッチＣ２を締結する掛け替えにより、従って第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の締結により得ることができる。
【００４２】
この第３速では第２遊星歯車組Ｇ２において、第１クラッチＣ１の締結により第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。同時に、第２クラッチＣ２の締結により、この減速回転が第２遊星歯車組Ｇ２の第２サンギヤＳ２に入力される。
よって第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２と第２サンギヤＳ２とから同一の減速回転が入力されることで、両ギヤＲ２,Ｓ２と一体に回転する第２キャリアＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力軸２へ減速回転（第１遊星歯車組Ｇ１の減速回転に同じ）が出力される。
【００４３】
すなわち第３速は図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２ リングギヤＲ２への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２サンギヤＳ２への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を減速（＝第１遊星歯車組Ｇ１の減速比）して出力軸２から出力する。
【００４４】
この第３速でのトルク伝達経路は図５（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第２遊星歯車組Ｇ２とにトルクが作用することになる。すなわち、第３遊星歯車組Ｇ３はトルク伝達に何ら関与しない。
（第４速）
第４速（４ｔｈ）は図２に示すように、第３速で締結されていた第２クラッチＣ２を解放し第３クラッチＣ３を締結する掛け替えにより、従って第１クラッチＣ１および第３クラッチＣ３の締結により得られる。
【００４５】
この第４速では、第２遊星歯車組Ｇ２において第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。
一方、第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸１からの入力回転がセンターメンバＣＭを介して第３キャリアＰＣ３に入力される。
【００４６】
このため、第３サンギヤＳ３の回転は、第３リングギヤＲ３の出力回転よりも増速され、この第３サンギヤＳ３の増速回転は、第１連結メンバＭ１を介して第２サンギヤＳ２に伝達される。
よって、第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２から減速回転が入力され、第２サンギヤＳ２から増速回転が入力されることになり、第２リングギヤＲ２からの減速回転を増速した回転（但し、入力回転よりも低回転）が、第２キャリアＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力軸２へ出力される。
【００４７】
すなわち第４速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤＲ２への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリアＰＣ３の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を僅かに減速して出力歯車２から出力する。
【００４８】
この第４速でのトルク伝達経路は図５（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１、第３クラッチＣ３、および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１、第２遊星歯車組Ｇ２、および第３遊星歯車組Ｇ３（第４サンギヤＳ４を除く）とにトルクが作用することになる。
（第５速）
第５速（５ｔｈ）は図２に示すように、第４速で締結されていた第１クラッチＣ１を解放し、第２クラッチＣ２を締結する掛け替えにより、従って第２クラッチＣ２および第３クラッチＣ３の締結により得られる。
【００４９】
この第５速では第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２ サンギヤＳ２および第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤＳ３に入力される。同時に、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸１からの入力回転がセンターメンバＣＭを介して第３キャリアＰＣ３に入力される。
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリアＰＣ３に入力回転が入力され、第３サンギヤＳ３に第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が入力されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第３リングギヤＲ３から第２連結メンバＭ２を経由して出力軸２へ出力される。
【００５０】
すなわち第５速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第３サンギヤＳ３への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第３キャリアＰＣ３の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を僅かに増速して出力軸２から出力する。
【００５１】
この第５速でのトルク伝達経路は図５（ｃ）に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第３遊星歯車組Ｇ３（第４サンギヤＳ４を除く）にトルクが作用することになる。
（第６速）
第６速（６ｔｈ）は図２に示すように、第５速で締結されていた第２クラッチＣ２を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する掛け替えにより、従って第３クラッチＣ３および第２ブレーキＢ２の締結により得られる。
【００５２】
この第６速では第３クラッチＣ３の締結により、入力軸１からの入力回転が第３遊星歯車組Ｇ３のセンターメンバＣＭを介して第３キャリアＰＣ３に入力される。
また第２ブレーキＢ２の締結により、第３遊星歯車組Ｇ３の第４サンギヤＳ４が変速機ケース３に固定される。
【００５３】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリアＰＣ３に入力回転が入力され、第４ サンギヤＳ４が変速機ケース３に固定されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第３リングギヤＲ３から第２連結メンバＭ２を経由して出力軸２へ出力される。
すなわち第６速は、図３の共線図に示すように、第３キャリアＰＣ３の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、第４サンギヤＳ４を変速機ケース３に固定とする第２ブレーキＢ２の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を増速して出力軸２から出力する。
【００５４】
この第６速でのトルク伝達経路は図６（ａ）に示す通りであり、太線で示す第３クラッチＣ３ 、第２ブレーキＢ２、および各メンバと、ハッチングで示す第３遊星歯車組Ｇ３（但し、第３サンギヤＳ３を除く）とにトルクが作用することになる。
（後退）
後退（Ｒｅｖ）の変速段は図２に示すように、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１を締結することにより得られる。
【００５５】
この後退変速段では、第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２サンギヤＳ２および第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤＳ３に入力される。一方第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリアＰＣ３が変速機ケース３に固定される。
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３サンギヤＳ３に正方向の減速回転が入力され、第３キャリアＰＣ３が変速機ケース３に固定となり、第３リングギヤＲ３からは減速した逆回転が、第２連結メンバＭ２を経由して出力軸２へ出力される。
【００５６】
すなわち後退変速段は図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第３サンギヤＳ３への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第３キャリアＰＣ３の回転を停止する第１ブレーキＢ１の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を逆方向に減速して出力軸２から出力する。
【００５７】
この後退変速段でのトルク伝達経路は図６（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２ 、第１ブレーキＢ１、および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第３遊星歯車組Ｇ３（但し、第４サンギヤＳ４を除く）とにトルクが作用することになる。
[従来技術からの優位点]
本実施形態になる歯車変速装置の基本的な考え方は、３ つのクラッチと２つのブレーキにより前進６ 速を成立させると共に、減速用遊星歯車組およびシンプソン型遊星歯車列の組み合わせを基本としながらも、シンプソン型遊星歯車列の前記問題点（３），（４）を解消し、更に、減速用遊星歯車組およびラビニョオ型複合遊星歯車列の組み合わせになる歯車変速装置を用いた場合に不可避な新たな問題を生ずることなく当該問題解決を実現した歯車変速装置を提供しようとするものである。
【００５８】
以下、シンプソン型遊星歯車列やラビニョオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置と対比しながら、本実施形態になる歯車変速装置の優位性を詳述する。＊シンプソン型遊星歯車列の特徴
（イ）シンプソン型遊星歯車列では、最大トルクが作用する第１ 速でのトルク伝達の流れが図８（ａ）に示すように、全メンバを介して分担するので、強度的に有利である。
（ロ）シンプソン型遊星歯車列はリングギヤ入力であるため、サンギヤ入力と比較して、接線力が半分程度になり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で有利である。すなわち図９に示すように、遊星歯車組に同じトルクが入力した場合、リングギヤ入力ｆはサンギヤ入力Ｆに比較して接線力が１／２〜１／２．５に減少する。
（ハ）オーバードライブ（Ｏ／Ｄ）の変速段を得るには、シンプソン型遊星歯車列へのキャリア入力が必要であるが、入力軸と出力軸とを同軸に設けると、シングルピニオン型の遊星歯車組では、図１０（ａ）に示すように回転メンバが３メンバに限られるため、図１０（ｂ）に破線で示すようなキャリアへの入力経路が不成立となる。
【００５９】
よって、オーバードライブ（Ｏ／Ｄ）変速段の実現用にキャリアへの入力経路を成立させるためには、入力軸と出力軸とを異なる軸線上に配置するいわゆる平行軸配置が必要となり、その結果、自動変速機の径方向における大型化を招くという問題点を有する。
＊ラビニョオ型複合遊星歯車列の問題点
上記（ハ）の問題を解消するため、シンプソン型遊星歯車列に代えてラビニョオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置にすると、入力軸と出力軸との同軸配置が可能になるものの、下記に列挙する問題点を有する。
（ホ）歯車列の最大トルク（第１速でのトルク）を図８（ｂ）に示すように、ラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組で受け持つので、強度的に不利である。
（ヘ）減速用遊星歯車組としての一組のシングルピニオン型遊星歯車組で増大したトルクを図７に示すように、ラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤへ入力するため、上記（ロ）の理由により、リングギヤ入力に比較して接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利である。
（ト）第１速選択時におけるラビニョオ型複合遊星歯車列の強度（歯車強度や歯車寿命）の確保やキャリア剛性等の向上が要求されることで、ラビニョオ型複合遊星歯車列を大型化する必要があり、この結果自動変速機の大型化を招く。
（チ）第２速で図７に示すように、ラビニョオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する第２速では伝達効率の低下により燃費が悪化する。ここでトルク循環とは、図７に示すように第３リングギヤＲ３から出力トルク(2.362)と循環トルク(1.77)とが分岐して発生し、このうち循環トルクは、第２速の選択中に第３リングギヤＲ３と第２ピニオンＰ２とを内部循環する。
＊本実施形態になる遊星歯車列の特徴
本実施形態において採用したシングルピニオン型遊星歯車組Ｇ２とダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３との組み合わせになるイシマル型遊星歯車列の特徴は以下の通りである。
(a)オーバードライブ（Ｏ／Ｄ）変速段を得るにはキャリア入力が必要であるが、イシマル型遊星歯車列ではキャリア入力を達成しながら、ラビニョオ型複合遊星歯車列と同様に入力部と出力部とを同軸に配置することができる。
【００６０】
すなわち図１０（ｃ）に示すように、イシマル型遊星歯車列を構成するダブルサンギヤ型遊星歯車組は、（サンギヤから２つのメンバ）＋（リングギヤから１つのメンバ）＋（キャリアから軸方向と径方向に２ つのメンバ）＝５つのメンバというように、メンバ数が多くなり、特に、センターメンバにより２つのサンギヤの間から径方向に入力が取れることで、オーバードライブを含む高変速段（上記実施形態では第４速〜第６速）を実現するキャリア入力が可能となる。
(b)歯車列の最大トルク（第１速での伝達トルク）を図４（ａ）に示すように、イシマル型遊星歯車列を成す第２ 遊星歯車組Ｇ２およびと第３遊星歯車組Ｇ３の両方で受け持ち、第１速でのトルクが全メンバを介して分担され得るため強度的に有利である。
(c)減速用遊星歯車組としての一組の第１遊星歯車組Ｇ１で増大したトルクを、例えば、伝達トルクが大きい第１速と第２速において、図４（ａ）と図４（ｂ）に示すように、イシマル型遊星歯車列の第２リングギヤＲ２から入力するため、サンギヤ入力であるラビニョオ型複合遊星歯車列に比較して接線力が小さくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で有利（小型化可能）である。
(d)ラビニョオ型複合遊星歯車列に比べ、イシマル型遊星歯車列は、強度的に有利で、かつ、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で有利であると共に、ラビニョオ型複合遊星歯車列と同様に、入力部と出力部とを同軸配置にすることができるため、歯車変速装置がコンパクトとなり、自動変速機の小型化を達成することができる。
(e)イシマル型遊星歯車列の第２速では、図４（ｂ）に示すように、トルク循環の発生が無く、トルク循環が発生するラビニョオ型複合遊星歯車列の２速に比べて伝達効率が向上し、燃費が向上する。
【００６１】
すなわち図１１に、一般的に適用可能なギヤ比α（＝サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）の範囲(α＝0.35〜0.65)で、且つ、好ましいといわれている条件、つまり高速段になるほど段間比が小さいという条件を考慮した場合のラビニョオ型複合遊星歯車列とイシマル型遊星歯車列の対比を示すが、第２速での伝達効率をみると、ラビニョオ型複合遊星歯車列の伝達効率が0.950または0.952であるのに対し、イシマル型遊星歯車列の伝達効率は、第３遊星歯車組Ｇ３がダブルピニオン型であるため0.968である。
(f)ラビニョオ型複合遊星歯車列は、ギヤ比αの設定に際しリングギヤ歯数が一定であるという規制があるため、一般的に適用可能なギヤ比範囲(α＝0.35〜0.65)で、且つ、好ましいといわれている高速段になるほど段間比が小さいという条件を考慮した場合、適用できる変速比幅であるレシオカバレージ（＝１速ギヤ比／６速ギヤ比）は、図１１に示すように、最小4.81〜最大7.20である。
【００６２】
これに対し、二組の遊星歯車組Ｇ２，Ｇ３のギヤ比α2,α3を互いに独立に設定できるイシマル型遊星歯車列は、ラビニョオ型複合遊星歯車列に比べ、適用できるレシオカバレージが、図１１に示すように、第３遊星歯車組Ｇ３がダブルピニオン型であるため最小5.08〜最大9.02へと拡大し、例えば、図２の数値（なお、最上段の数値5.5〜7.0はレシオカバレージ）に示すように、ギヤ比の選択自由度を高めることができる。
【００６３】
以上説明ところから明らかなように本実施形態になる歯車変速装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
（Ａ）動力源（エンジン）からの回転を入力される入力部Input（入力軸１）と、この入力部に同軸に配置された出力部Output（出力歯車２）と、これら入出力部間に多数の伝動経路を提供可能な３個の遊星歯車組Ｇ１,Ｇ２,Ｇ３と、これら３個の遊星歯車組が該伝動経路のうちの１つを選択して対応変速比で入力部からの回転を変速し、出力部へ出力し得るようになすための選択的に断接可能な３つのクラッチＣ１,Ｃ２,Ｃ３および２つのブレーキＢ１,Ｂ２とを具え、これらクラッチおよびブレーキの締結・解放の組み合わせにより少なくとも前進６速・後退１速を選択可能とした自動変速機用歯車変速装置において、
上記３個の遊星歯車組Ｇ１,Ｇ２,Ｇ３のうち１個の遊星歯車組Ｇ１は、入力回転を減速して出力する減速用遊星歯車組とし、
残りの２個の遊星歯車組のうち、一方の遊星歯車組Ｇ３を２個のサンギヤＳ３,Ｓ４と、これら２ 個のサンギヤに噛み合う共通なピニオンＰ３と、該ピニオンに噛み合う１個のリングギヤＲ３と、該ピニオンを回転自在に支持するキャリアＰＣ３とより成るダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、他方の遊星歯車組Ｇ２を１個のサンギヤＳ２と、このサンギヤに噛み合うピニオンＰ２と、該ピニオンに噛み合う１個のリングギヤＲ２と、該ピニオンを回転自在に支持するキャリアＰＣ２とから成るシングルピニオン型遊星歯車組とし、ダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３のキャリアＰＣ３に対し回転を入出力するためのメンバを、上記２個のサンギヤＳ３,Ｓ４間に配置してキャリアＰＣ３に結合したセンターメンバＣＭとしたため、下記に列挙する効果を有する。
（i）上記２個の遊星歯車組Ｇ２，Ｇ３により変速用遊星歯車組をイシマル型歯車列として構成したため、前記した理由により変速用遊星歯車組の歯車強度や歯車寿命等の強度的有利性が得られる。
(ii)第２速でのトルク循環を無くすことで燃費の向上が図られる。
(iii)入力軸１と出力軸２とを同軸配置にして変速機の径方向寸法を減ずることができる。
(iv)変速用遊星歯車組をイシマル型歯車列として構成したため、前記した理由により強度要求を低下させて変速用遊星歯車組の小型化が可能となり、上記した入力軸１および出力軸２の同軸配置と相まって自動変速機のコンパクト化が可能となる。
(v)ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に比べて、前記した理由によりギヤ比の選択自由度を高めることができる。
(vi)１個の遊星歯車組Ｇ１を、入力回転を減速する減速用遊星歯車組としたため、減速用遊星歯車組の小型化を達成でき、これによっても自動変速機のコンパクト化が可能である。
（Ｂ）個々の作用効果について更に付言するに、本実施形態になる歯車変速装置は、減速用遊星歯車組Ｇ１と、シングルピニオン型遊星歯車組Ｇ２と、ダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３との組み合わせに成るから、最大トルクとなる第1速で減速用遊星歯車組Ｇ１からのトルク伝達の流れがシングルピニオン型遊星歯車組Ｇ２およびダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の全メンバを介したものとなって強度的に有利であるほか、減速用遊星歯車組Ｇ１からトルクを入力される回転メンバがシングルピニオン型遊星歯車組Ｇ２およびダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３のサンギヤになることがなく、リングギヤ入力やキャリア入力となって接線力が半減し、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性の点で有利である。
【００６４】
つまり、シンプソン型遊星歯車組を用いた場合の前記（１），（２）の利点を維持することができる。
（Ｃ）更に本実施形態になる歯車変速装置によれば、減速用遊星歯車組Ｇ１からのトルクを入力されて変速する変速用遊星歯車組を成す２個の遊星歯車組Ｇ２,Ｇ３のうち、一方の遊星歯車組Ｇ３を２個のサンギヤＳ３,Ｓ４が存在するダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、更にダブルサンギヤ型遊星歯車組のキャリアＰＣ３に対し回転を入出力するためのメンバを、上記２個のサンギヤＳ３,Ｓ４間に配置してキャリアＰＣ３に結合したセンターメンバＣＭとしたから、オーバードライブ（Ｏ／Ｄ）変速段を実現するため変速用遊星歯車組内のキャリアＰＣ３に入力回転を伝達するにしても、ダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の両サンギヤＳ３,Ｓ４間における上記センターメンバＣＭを経て当該入力回転のキャリアＰＣ３への伝達が可能であり、入力軸１および出力軸２を平行軸配置にしなくても、つまりこれら入出力軸１,２を同軸配置にしてオーバードライブ（Ｏ／Ｄ）変速段を実現することができ、シンプソン型遊星歯車組を用いた場合に不可避だった径方向の大型化に関する前記（３），（４）の問題を解消することができる。
（Ｄ）しかも上記の問題解決をラビニョオ型複合遊星歯車列に頼らずダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３を用いて実現したから、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に生ずる強度上の問題、つまりこの場合、歯車列の（第１速での）最大トルクをラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組のみにより受け持つことで強度上の不利益を被るところながら、このような弊害を伴うことなく前記（３），（４）の問題を解消することができる。
（Ｅ）また、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、減速用遊星歯車組で増大したトルクをラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤに入力するため、リングギヤ入力やキャリア入力に比較して接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利であるが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた本実施形態の解決策によれば、当該不利益を伴うことなく前記（３），（４）の問題を解消することができる。
（Ｆ）更に、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、第２速においてラビニオ型複合遊星歯車列でトルク循環が発生し、トルク循環が発生する第２速で伝達効率の低下により燃費が悪化するが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３を用いた本実施形態になる歯車変速装置によればトルク循環の発生がなくて燃費の悪化を回避することができる。
【００６５】
次に、上述した歯車変速装置について、図１２を参照して詳述する。なお、この図において左側を前方、右側を後方とする。
本実施形態は、フロントエンジン・リヤドライブ（ＦＲ）車用の装置であり、変速機ケース３内に、入力軸１、中間軸４及び出力軸２が同軸相対回転可能な突合せ状態にして、変速機ケース３に対して個々に回転自在に支持されている。
【００６６】
入力軸１に近い変速機ケース３の前端開口は、ポンプカバー６により塞ぎ、このポンプカバー６に入力軸１を貫通して軸承すると共に入力軸１の突出端にトルクコンバータ（図示せず）を介して動力源であるエンジン（図示せず）を駆動結合している。
入力軸１に対して中間軸４を介して同軸に配置されている出力軸２は、変速機ケース３の後端壁３ａに回転自在に支持されている。なお、出力軸２に結合している部材は、パーキングギヤ４０である。
【００６７】
そして、変速機ケース３の軸方向の中程には中間壁８が結合されており、この中間壁８とポンプカバー６との間に画成された前方空所に、第１遊星歯車組Ｇ１が配置されていると共に、この第１遊星歯車組Ｇ１の外周に第３クラッチＣ３、第２ブレーキＢ２が配置されている。
第１遊星歯車組Ｇ１は、サンギヤＳ１をポンプカバー６のボス部６ａ外周に設け常時回転不能とし、第１リングギヤＲ１を中間軸４から径方向外方へ延在するフランジ１０に結合している。
【００６８】
また、第１キャリアＰＣ１に結合して径方向外方へ延在するクラッチドラム１１を設け、第１リングギヤＲ１及びフランジ１０を包囲して中間軸４の外周まで延在し、後述するセンターメンバＣＭにスプライン嵌合する第１コネクティングプレート１２を設け、クラッチドラム１１の内周および第１コネクティングプレート１２の前方側の外周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック１３を設けて第３クラッチＣ３を構成している。
【００６９】
第３クラッチＣ３のクラッチピストン１４は、第１遊星歯車組Ｇ１と対面するクラッチドラム１１の端壁に嵌合し、ポンプカバー６に穿った油路からの作動油圧を受けてストロークすることで第３クラッチＣ３を締結し得るものとする。なお、変速機ケース３には、第３クラッチＣ３のクラッチドラム１１の外周に対向配置してタービンセンサ３８が設けられている。
【００７０】
また、第２コネクティングプレート１２を包囲して中間軸４の外周側まで延在するブレーキハブ１５の前方側の外周および変速機ケース３の内周にスプライン嵌合したブレーキプレートの交互配置になるブレーキパック１６を設けることで第２ブレーキＢ２を構成しており、この第２ブレーキＢ２は、ブレーキパック１６の後方において中間壁８内に嵌合したブレーキピストン１７により適宜締結可能とされている。
【００７１】
一方、中間壁８と後端壁３ａの間に画成された後部空所には、第２遊星歯車組Ｇ２及び第３遊星歯車組Ｇ３と、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２と、第１ブレーキＢ１とを以下のように配置している。
すなわち、第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３は中間軸４上に配置するが、第３遊星歯車組Ｇ３は、第２遊星歯車組Ｇ２よりも入力軸１に近い側、即ち前方に配置し、この第３遊星歯車組Ｇ３の外周に第１ブレーキＢ１を配置している。
【００７２】
第３遊星歯車組Ｇ３の第４サンギヤＳ４として、前述したブレーキハブ１５の後端側の外周に外歯が形成されており、該外歯は、第３ピニオンＰ３に噛み合っている。また、第３遊星歯車組Ｇ３の第３サンギヤＳ３は、第１連結メンバＭ１を介して第２遊星歯車組Ｇ２の第２サンギヤＳ２と一体化されており、中間軸４上に回転自在に支持されている。つまり、第１連結メンバＭ１は、第２サンギヤＳ２と第３サンギヤＳ３とを一体的に結合する連結メンバで、これらサンギヤの結合体を構成する。
【００７３】
第３キャリアＰＣ３のサイドメンバＳＭに、第３及び第４サンギヤＳ３，Ｓ４の間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバＣＭを結合し、このセンターメンバＣＭは、前述した第１コネクティングプレート１２の後方側の外周にスプライン結合している。
また、第３キャリアＰＣ３の前方側のサイドメンバＳＭの外周にブレーキハブ１８を結合し、このブレーキハブ１８の外周および変速機ケース３の内周にスプライン嵌合したブレーキプレートの交互配置になるブレーキパック１９を設けて第１ブレーキＢ１を構成し、ブレーキパック１９の前方において中間壁８内に嵌合したブレーキピストン２０により適宜締結可能とされている。
【００７４】
第２遊星歯車組Ｇ３の第２キャリアＰＣ２は、第３遊星歯車組Ｇ２の第３リングギヤＲ３とともに径方向外方に延在する第２連結メンバＭ２に一体化し、この第２連結メンバＭ２の外周端部に、筒状の第２コネクティングプレート２２の一端側が結合している。この第２コネクティングプレート２２は、第１クラッチＣ２、第２クラッチＣ２の外周を通るように変速機ケース３に沿って後方に延在し、その他端側が出力軸２に結合している。そして、出力軸２から図示しないファイナルギヤ組およびディファレンシャルギヤ装置を介して車両の駆動輪に伝達するようになす。
【００７５】
また、第２コネクティングプレート２２の内周側に、クラッチドラム２３を後方に延在して配置し、このクラッチドラム２３の径方向内方に延在している後方端を、出力軸２の前方端部を内挿した中空軸２４に結合する。この中空軸２４は、中間軸４にスプライン結合している。
また、クラッチドラム２３の内周及び第２遊星歯車組Ｇ２の第２リングギヤＲ２の外周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック２５を設けることで第１クラッチＣ１を構成している。この第１クラッチＣ１は、クラッチドラム２３と中空軸２４との空間に嵌合したクラッチピストン２６が所定の作動油圧を受けてストロークすることで締結し得るものである。
【００７６】
そして、第２サンギヤＳ２の外縁に径方向外方へ延在する第２クラッチＣ２のクラッチハブ２７を結合し、前述した第１クラッチＣ１のクラッチピストン２６を第２クラッチＣ２のクラッチドラムとしている。つまり、クラッチハブ２７の外周とクラッチピストン２６の内周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック２８を設けることで、第２クラッチＣ２を構成している。
【００７７】
第２クラッチＣ２のクラッチピストン２９は、第１クラッチＣ１のクラッチピストン２６の内側に嵌め込まれてダブルピストンとして第１クラッチＣ１から遠い側にまとめて配置しており、所定の作動油圧を受けてストロークすることで、第２クラッチＣ２を締結し得るものである。
これにより、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２は、第２遊星歯車組Ｇ２よりも第３遊星歯車組Ｇ３とは反対側、すなわち後方側に並べて配置されている。
【００７８】
なお、図１、図４〜６のスケルトン図では省略したが、第１ブレーキＢ１を構成するサイドメンバＳＭと中間壁８の内周側との間にワンウェイクラッチＯＷＣを設け、第1ブレーキＢ１の解放状態でこのワンウェイクラッチＯＷＣによる第３キャリアＰＣ３の一方向回転阻止で前進第１速状態が得られるようにする。
但し、このワンウェイクラッチＯＷＣによる第１速では、エンジンブレーキ時における第３キャリアＰＣ３の逆方向回転をワンウェイクラッチＯＷＣが許容するためエンジンブレーキが得られず、エンジンブレーキ要求時は第１ブレーキＢ１を締結して第３キャリアＰＣ３の当該逆方向回転を阻止する。
【００７９】
さらに、入力軸１、中間軸４、出力軸２には、それぞれ径方向油穴ｈが形成されており、これら油穴ｈから潤滑油が供給され、装置内の潤滑必要部、例えばベアリングやワッシャーなどが潤滑される。
次に、図１２で示した歯車変速装置の効果について、以下に説明する。
先ず、３個の遊星歯車組Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３を入力軸１側から、第１遊星歯車組（減速用遊星歯車組）、第３遊星歯車組（ダブルサンギヤ型遊星歯車組）Ｇ３、第２遊星歯車組（シングルピニオン型遊星歯車組）Ｇ２の順に並置したことによる作用効果について述べる。
【００８０】
第３遊星歯車組Ｇ３に連結する回転メンバは、第３、第４サンギヤＳ３、Ｓ４から２つの回転メンバ（第１連結メンバＭ１、ブレーキハブ１５）、第３リングギヤＲ３から第１つの回転メンバ（第２連結メンバＭ２）、第３キャリアＰＣ３から２つの回転メンバ（センターメンバＣＭ、サイドメンバＳＭ）、合計で５つのメンバである。このように、第３遊星歯車組Ｇ３に連結するメンバは多いが、第１遊星歯車組Ｇ１からの出力回転は、第３遊星歯車組Ｇ３の内径側（中間軸４側）、第２遊星歯車組Ｇ２の内径側を介して出力軸２に出力される構造となっており、特にフロントエンジン・リヤドライブ（ＦＲ）型車両へ搭載する装置の場合、第３遊星歯車組Ｇ３を外周から取り囲む回転部材を少なくすることができる。
【００８１】
このように、第３遊星歯車組Ｇ３を外周から取り囲む回転部材が少なくなると、第３遊星歯車組Ｇ３を潤滑した潤滑油が径方向外方に流れる際の障害物が無くなり、潤滑油が第３遊星歯車組Ｇ３の周辺に滞留しないので、引きずりトルクの問題が発生せず、燃費の向上を図ることができる。
第２の効果として、第１ブレーキＢ１，第２ブレーキＢ２は、第２及び第３遊星歯車組Ｇ２，Ｇ３の回転メンバを固定するブレーキであり、前記回転メンバは、第４サンギヤＳ４及びこれと一体に回転するブレーキハブ１５と、第３キャリアＰＣ３とこれと一体に回転するブレーキハブ１８であるが、これら回転メンバが第１遊星歯車組Ｇ１と第３遊星歯車組Ｇ３との間から延在していることから、大きな反力が加わることで強度が必要なブレーキ部材と回転メンバとの間の長さを短縮することができ、回転メンバの短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することができる。
【００８２】
第３の効果として、第１ブレーキＢ１を第３遊星歯車組Ｇ３の外周に配置し、第２ブレーキＢ２を第１遊星歯車組Ｇ１の外周に配置して軸方向にオーバーラップさせたことから、装置の径方向寸法を短縮でき、車両搭載性を大幅に向上させることができる。
第４の効果として、第１遊星歯車組Ｇ１から第２遊星歯車組Ｇ２への回転経路は、第１及び第２クラッチＣ１，Ｃ２を介した２系統の回転経路が必要であるが、第１及び第２クラッチＣ１，Ｃ２を第２遊星歯車組Ｇ２より後方側に並べて配置したことで、これらクラッチの第２遊星歯車組Ｇ２近傍までの減速回転伝達部材を、中間軸４、中空軸２４、クラッチドラム２３の共通の減速回転伝達部材とすることができ、第１及び第２クラッチＣ１，Ｃ２の回転経路の単純化を図り、部品の簡素化も図ることができる。また、第１及び第２クラッチＣ１，Ｃ２の横並び（軸方向）配置により、これらのクラッチピストン２６，２９をダブルピストン化することができ、その軸線方向におけるコンパクト化を図ることができる。
【００８３】
さらに、第５の効果として、入力軸１からの等速回転を伝達する等速回転メンバである第１コネクティングプレート１２をセンターメンバＣＭに連結し、出力メンバである第２コネクティングプレート２２の一端を、第３遊星歯車組Ｇ３の第３リングギヤＲ３の後方側から径方向外方に延在する第２連結メンバＭ２に結合し、第２コネクティングプレート２２を、第１クラッチＣ２、第２クラッチＣ２の外周を通って他方端を出力軸２側と直結したことで、等速回転メンバや出力メンバがダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の外周を取り囲むことがなくなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３を潤滑した油の滞留を低下させることができると共に、出力メンバを大径化して大きなトルクに対して高強度の回転伝達部材となる。したがって、肉厚を薄くしても高強度を維持することができるので、軽量な回転伝達部材となり、装置全体の軽量化を図ることができる。
なお、上記実施形態においては、前進６速を実現する自動変速機用歯車変速装置を説明したが、本発明の要旨がこれに限定されるものではなく、クラッチ、或いはブレーキを増やすことで７速以上を実現する自動変速機用歯車変速装置にも本発明を適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の自動変速機用歯車変速装置の一実施形態を模式的に示したスケルトン図である。
【図２】同歯車変速装置における変速用摩擦要素の締結と選択変速段との関係を示す締結論理説明図である。
【図３】同歯車変速装置の選択変速段ごとの変速状態を示す共線図である。
【図４】同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、（ａ）は、前進第１速時のトルク伝達経路を示す図１と同様なスケルトン図、（ｂ）は、前進第２速時のトルク伝達経路を示す図1と同様なスケルトン図である。
【図５】同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、（ｃ）は、前進第３速時のトルク伝達経路を示す図１と同様なスケルトン図、（ｂ）は、前進第４速時のトルク伝達経路を示す図１と同様なスケルトン図、（ｃ）は、前進第５速時のトルク伝達経路を示す図１と同様なスケルトン図である。
【図６】同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、（ａ）は、前進第６速時のトルク伝達経路を示す図１と同様なスケルトン図、（ｂ）は、後退変速段選択時におけるトルク伝達経路を示す図１と同様なスケルトン図である。
【図７】ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた自動変速機用歯車変速装置において２速で発生するトルク循環を説明するのに用いた説明図である。
【図８】シンプソン型遊星歯車列およびラビニョオ型複合遊星歯車列の第１速時におけるトルク伝達経路を示し、（ａ）は、シンプソン型遊星歯車列の第１速時におけるトルク伝達経路を示す模式図、（ｂ）は、ラビニョオ型複合遊星歯車列の第１速時におけるトルク伝達経路を示す模式図である。
【図９】遊星歯車組のキャリア入力時と、リングギヤ入力時とで、接線力の違いを示す説明図である。
【図１０】シンプソン型遊星歯車列を用いて歯車変速装置を構成した場合にオーバードライブ変速段を得ようとした時に必要なキャリア入力が実現できないことと、これを実現する本発明の工夫とを説明するための図面で、（ａ）は、上記のキャリア入力が不能な原因であるシンプソン型遊星歯車列の回転メンバ不足を示すための模式図、（ｂ）は、上記のキャリア入力が不能な状態を示すシンプソン型遊星歯車列の模式図、（ｃ）は、上記のキャリア入力を可能にした本発明の工夫を示すダブルサンギヤ型遊星歯車組を示す模式図である。
【図１１】ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた歯車変速装置とイシマル型遊星歯車列を用いた歯車変速装置との性能比較を示す図である。
【図１２ 】図１〜図６に示した歯車変速装置の実態構成を示す展開断面図である。
【符号の説明】
Ｇ１ 第１遊星歯車組（減速用遊星歯車組）
Ｇ２ 第２遊星歯車組（シングルピニオン型遊星歯車組）
Ｇ３ 第３遊星歯車組（ダブルサンギヤ型遊星歯車組）
Ｍ１ 第１連結メンバ
Ｍ２ 第２連結メンバ
Ｃ１ 第１クラッチ
Ｃ２ 第２クラッチ
Ｃ３ 第３クラッチ
Ｂ１ 第１ブレーキ
Ｂ２ 第２ブレーキ
Input 入力部
Output 出力部
Ｓ１ 第１サンギヤ
Ｒ１ 第１リングギヤ
Ｐ１ 第１ピニオン
ＰＣ１ 第１キャリア
Ｓ２ 第２サンギヤ
Ｒ２ 第２リングギヤ
Ｐ２ 第２ピニオン
ＰＣ２ 第２キャリア
Ｓ３ 第３サンギヤ
Ｓ４ 第４サンギヤ
Ｐ３ 第３ピニオン
ＰＣ３ 第３キャリア
Ｒ３ 第３リングギヤ
ＣＭ センターメンバ
ＳＭ サイドメンバ
１ 入力軸
２ 出力軸
３ 変速機ケース
３ａ 後端壁
４ 中間軸
６ ポンプカバー
８ 中間壁
１２ 第１コネクティングプレート（等速回転メンバ）
１３ クラッチパック
１４ クラッチピストン
１５ ブレーキハブ
１６ ブレーキパック
１７ ブレーキピストン
１８ ブレーキハブ
１９ ブレーキパック
２０ ブレーキピストン
２２ 第２コネクティングプレート（出力メンバ）
２３ クラッチドラム
２４ 中空軸
２５ クラッチパック
２６ クラッチピストン
２７ クラッチハブ
２８ クラッチパック
２９ クラッチピストン

Claims (4)

1. 動力源からの回転が一方側から入力される入力部と、この入力軸に同軸に配置され、他方側から出力する出力軸と、これら入出力軸間に多数の伝動経路を提供可能な３個の遊星歯車組と、これら３個の遊星歯車組が該伝動経路のうちの１つを選択して対応変速比で前記入力軸からの回転を変速し、前記出力軸へ出力し得るようになすための選択的に断接可能な３つのクラッチおよび２つのブレーキとを具え、これらクラッチおよびブレーキの締結・解放の組み合わせにより少なくとも前進６速・後退１速を選択可能とした自動変速機用歯車変速装置において、
   前記３個の遊星歯車組のうち１個の遊星歯車組は、前記入力回転を減速して出力する減速用遊星歯車組とし、残りの２個の遊星歯車組のうち、一方の遊星歯車組を２個のサンギヤと、これら２個のサンギヤに噛み合う共通なピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個のリングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記２個のサンギヤ間より回転を入出力可能なキャリアとより成るダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、
   他方の遊星歯車組を１個のサンギヤと、このサンギヤに噛み合うピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個のリングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するキャリアとから成るシングルピニオン型遊星歯車組とし、
   前記３個の遊星歯車組を前記入力軸の側から、前記減速用遊星歯車組、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組、前記シングルピニオン型遊星歯車組の順に並置するとともに、
   前記２つのブレーキは、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組よりなる変速用遊星歯車組の回転メンバを固定可能な第１および第２ブレーキとし、
   前記回転メンバは、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組と前記減速用遊星歯車組との間から延在して前記第１および第２ブレーキに連結することを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
2. 請求項１記載の自動変速機用歯車変速装置において、
   前記第１ブレーキを前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の外周に配置し、前記第２ブレーキを前記減速用遊星歯車組の外周に配置したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
3. 請求項２記載の自動変速機用歯車変速装置において、
   前記３つのクラッチのうち、前記減速用遊星歯車組からの減速回転を、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組および前記シングルピニオン型遊星歯車組よりなる変速用遊星歯車組に振り分けるための第１および第２クラッチを、前記シングルピニオン型遊星歯車組よりも前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組とは反対側に配置したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
4. 請求項３記載の自動変速機用歯車変速装置において、
   前記入力軸からの等速回転を伝達する等速回転メンバを前記センターメンバに連結し、前記変速用遊星歯車組からの出力回転を伝達する出力メンバの一方端を、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の前記シングルピニオン型遊星歯車組側に連結し、少なくとも前記シングルピニオン型遊星歯車組および前記第１および第２クラッチの外周を通って、他方端を前記出力軸に連結することを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。

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