JP3830433B2 - 自動変速機用歯車変速装置 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、入力部と、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、出力部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ものである。
【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、例えば特開平４−２１９５５３号公報の図７に示すごとくに提案されている。
【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】
【発明が解決しようとする課題】
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。
【０００５】
上記（３），（４）の問題を解消するため上記した特開平４−２１９５５３号公報には更に、その図１３，図１４，図１５において、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。
【０００６】
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、上記の歯車変速装置を車両のエンジンルームに横置きにして搭載する時、入力部から遠い側における端部外周を、エンジンルーム内に張り出した車体メンバと干渉しないよう小径にし得る構成にして、上記の利点を具えるほかに車載性にも優れた自動変速機用歯車変速装置にすることをも目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
この目的のため本発明による自動変速機用歯車変速装置は、請求項１に記載のごとく、
動力源からの回転を入力される入力部と、
この入力部に同軸に配置された出力部と、
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部からの回転を変速し、前記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つの第１、第２、第３クラッチおよび２つの第１、第２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を前提とする。
【００１１】
本発明においては、上記３個の遊星歯車組のうち１個の遊星歯車組は、入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とする。
そして残りの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する。
【００１２】
本発明においては更に、上記３個の遊星歯車組を入力部の側から、減速用遊星歯車組、シングルピニオン型遊星歯車組、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の順に並置する。
【００１３】
【発明の効果】
本発明の歯車変速装置によれば、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。
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。
【００１４】
更に本発明の歯車変速装置によれば、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。
【００１５】
しかも本発明によれば、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。
【００１６】
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。
【００１７】
更に、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。
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更に加えて、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。
【００１８】
また本発明においては、３個の遊星歯車組を入力部の側から、減速用遊星歯車組、シングルピニオン型遊星歯車組、ダブルサンギヤ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。
つまり、上記遊星歯車組の配置のために入力部から最も遠い後端に位置することになったダブルサンギヤ型遊星歯車組の外周におけるリングギヤの軸線方向位置のレイアウト自由度が高くて当該リングギヤを入力部寄りに位置させることができるため、
このリングギヤに邪魔されることなくダブルサンギヤ型遊星歯車組の後端外周部近傍における変速機ケースを径方向に絞ることができる。
これがため本発明による歯車変速装置は、車両のエンジンルームに横置きにして搭載する時、入力部から遠い側における端部外周を、エンジンルーム内に張り出した車体メンバと干渉しないよう小径にし得て、上記各種の利点を具えるほかに車載性にも優れたものとなる。
【００１９】
ところで本発明においては請求項２に記載のごとく、
前記３つの第１、第２、第３クラッチのうち第１クラッチおよび第２クラッチは、前記減速用遊星歯車組からの出力回転を、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クラッチとし、これら第１および第２クラッチを、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組よりも前記シングルピニオン型遊星歯車組寄りに配置するのが良い。
この場合、第１および第２クラッチを変速用遊星歯車組の側に配置することになっても、これらクラッチが当該変速用遊星歯車組に対し入力部に近づくような配置となり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の後端外周部近傍における変速機ケースを径方向に絞ることができる範囲を、第１および第２クラッチの存在にもかかわらず広くすることができ、本発明による歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性に関する作用効果を更に顕著なものにすることができる。
また第１および第２クラッチの上記配置によれば、これらが減速用遊星歯車組に接近することとなって、これら第１および第２クラッチと減速用遊星歯車組との間を連結するメンバの長さを短縮することができ、当該連結メンバの短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することもできる。
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、そのコンパクト化も可能である。
【００２０】
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、これらクラッチのクラッチピストンを、ダブルサンギヤ型遊星歯車組から遠いシングルピニオン型遊星歯車組の側に配置するのが良い。
この場合、第１および第２クラッチのピストンがダブルサンギヤ型遊星歯車組の外周に存在しないこととなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の後端外周部近傍における変速機ケースを径方向に絞って、歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性を向上させるという作用効果を顕著なものにすることができる。
【００２１】
ところで、前記３つの第１、第２、第３クラッチのうち第３クラッチは請求項４に記載のごとく、前記入力部の回転を、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に直接入力するためのクラッチとし、この第３クラッチ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、第３クラッチが第１および第２クラッチよりも更に入力部に近い位置に配置される結果、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の後端外周部近傍における変速機ケースを径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を確実なものにすることができるほか、３つの第１、第２、第３クラッチの作動油路に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これら第１、第２、第３クラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【００２２】
かように配置した第３クラッチのクラッチピストンは請求項５に記載のごとく、シングルピニオン型遊星歯車組に近い減速用遊星歯車組の側に配置するのが良い。
この場合第３クラッチのクラッチピストンが、請求項３における配置とした第１および第２クラッチのクラッチピストンと背中合わせの近接配置となり、これら３つのクラッチの作動油路に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるという上記の作用効果を更に確実なものにすることができる。
【００２３】
ここで上記第１、第２クラッチの作動油路の形成に当たっては、請求項６に記載のごとく、
前記出力部をなす自動変速機用歯車変速装置の出力歯車を前記減速用遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組間に配置して自動変速機用歯車変速装置の変速機ケースに回転自在に支持し、かかる支持のために変速機ケースに設けた出力歯車支持壁に前記第１、第２クラッチの作動油路を形成するのが良い。
この場合、変速機ケースの周方向の任意個所に設置する変速制御用のコントロールバルブボディーと第１、第２クラッチとの間に延在させるべき作動油路を短くすることができると共にこれら作動油路をほぼ同じ長さにしてこれら第１、第２クラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【００２４】
請求項７に記載のごとく前記２つの第１、第２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２個の回転メンバを個々に固定可能なブレーキとし、これら第１および第２ブレーキを前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組よりも前記シングルピニオン型遊星歯車組寄りに配置するのが良い。
この場合、上記２つの第１、第２ブレーキが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係わって設けられていても、入力部の方向へ寄せて配置されることから、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の後端外周部近傍における変速機ケースを径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を阻害しないほか、これら第１、第２ブレーキの作動油路長をほぼ同等なものにすることができてこれらブレーキに係わる変速の変速応答を均一にし得る。
【００２５】
なお上記の第１および第２ブレーキは請求項８に記載のごとく、第１および第２クラッチの外周に配置するのが良い。
この場合、これらブレーキにより固定すべき回転メンバと、当該ブレーキとの間を連結する連結部材を、シングルピニオン型遊星歯車組から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組の側に配置することができ、該連結部材の設置スペースの確保が容易である。
【００２６】
請求項９に記載のごとく、上記第１ブレーキはダブルサンギヤ型遊星歯車組のキャリアを固定するブレーキとし、上記第２ブレーキはシングルピニオン型遊星歯車組から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組のサンギヤを固定するブレーキとし、第１ブレーキを第２ブレーキよりも減速用遊星歯車組に近い側に配置するのが良い。
この場合、第１ブレーキにより固定すべきダブルサンギヤ型遊星歯車組のキャリアと、第１ブレーキとの間を連結する連結部材、および第２ブレーキにより固定すべきシングルピニオン型遊星歯車組から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組のサンギヤと、第２ブレーキとの間を連結する連結部材の取り回しが、これらキャリアおよびサンギヤの位置との関連において容易となり、これら連結部材の短縮化によりコスト上および剛性上、並びにスペース効率の点で大いに有利である。
【００２７】
なお、上記した諸々の作用効果の全てを奏し得る歯車変速装置としては、請求項１０に記載したごとく以下の構成になる歯車変速装置が実際的である。
つまり、前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い前記減速用遊星歯車組を、第1サンギヤと、第1リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第1キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、次いで前記入力部に近い位置にある前記シングルピニオン型遊星歯車組を、第２サンギヤと、第２リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第２キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部から最も遠い位置にある前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を、入力部に近い側における第３サンギヤおよび入力部から遠い側における第４サンギヤと、これら第３および第４サンギヤに噛み合う共通なピニオンを支持した第３キャリアと、該共通なピニオンに噛み合う１個の第３リングギヤとよりなる遊星歯車組とする。
そして、前記入力部を第１リングギヤに結合し、前記出力部を第２キャリアおよび第３リングギヤの相互結合体に結合し、
前記第１クラッチは、前記第１キャリアおよび第２リングギヤ間を断接可能なクラッチとし、
前記第２クラッチは、前記第１キャリアを第２サンギヤおよび第３サンギヤの相互結合体に断接可能なクラッチとし、
前記第３クラッチは、前記第３キャリアおよび入力部間を断接可能なクラッチとし、
前記第１ブレーキは、前記第３キャリアを固定可能なブレーキとし、
前記第２ブレーキは、前記第４サンギヤを固定可能なブレーキとし、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキの締結により第１速、
前記第１クラッチと前記第２ブレーキの締結により第２速、
前記第１クラッチと前記第２クラッチの締結により第３速、
前記第１クラッチと前記第３クラッチの締結により第４速、
前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により第５速、
前記第３クラッチと前記第２ブレーキの締結により第６速、
前記第２クラッチと前記第１ブレーキの締結により後退の変速段をそれぞれ選択し得るよう構成する。
【００２８】
前記した諸々の作用効果の全てを奏し得る、他の実際的な歯車変速装置としては、請求項１１に記載したごとく以下のような構成のものが有利である。
つまり、前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い前記減速用遊星歯車組を、第1サンギヤと、第1リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第1キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、次いで前記入力部に近い位置にある前記シングルピニオン型遊星歯車組を、第２サンギヤと、第２リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第２キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部から最も遠い位置にある前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を、入力部に近い側における第３サンギヤおよび入力部から遠い側における第４サンギヤと、これら第３および第４サンギヤに噛み合う共通なピニオンを支持した第３キャリアと、該共通なピニオンに噛み合う１個の第３リングギヤとよりなる遊星歯車組とする。
そして前記入力部を第１キャリアに結合し、前記出力部を第２キャリアおよび第３リングギヤの相互結合体に結合し、
前記第１クラッチは、前記第１リングギヤおよび第２リングギヤ間を断接可能なクラッチとし、
前記第２クラッチは、前記第１リングギヤを第２サンギヤおよび第３サンギヤの相互結合体に断接可能なクラッチとし、
前記第３クラッチは、前記第３キャリアおよび入力部間を断接可能なクラッチとし、
前記第１ブレーキは、前記第３キャリアを固定可能なブレーキとし、
前記第２ブレーキは、前記第４サンギヤを固定可能なブレーキとし、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキの締結により第１速、
前記第１クラッチと前記第２ブレーキの締結により第２速、
前記第１クラッチと前記第２クラッチの締結によリ第３速、
前記第１クラッチと前記第３クラッチの締結により第４速、
前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により第５速、
前記第３クラッチと前記第２ブレーキの締結により第６速、
前記第２クラッチと前記第１ブレーキの締結により後退の変速段をそれぞれ選択し得るよう構成する。
【００２９】
これら何れの実際的な歯車変速装置においても請求項１２に記載のごとく、
前記出力部を前記減速用遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組間に配して筒状連結メンバを介し前記第２キャリアおよび第３リングギヤの相互結合体に結合し、
当該筒状連結メンバの内周に前記第１および第２クラッチを、また外周に前記第１および第２ブレーキをそれぞれ配置し、
前記第１ブレーキを前記第２ブレーキよりも前記入力部に近い側に配置すると共に、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組のピニオン軸線方向中程位置において前記第３キャリアから径方向外方へ延在するアウターメンバに結合し、
前記第２ブレーキを、前記第４サンギヤから径方向外方に延在するラジアルメンバにより前記第４サンギヤに結合し、
前記第３クラッチを前記減速用遊星歯車組の外周に配置すると共に、該第３クラッチのクラッチドラムを、前記シングルピニオン型遊星歯車組および前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の中心に貫通した中間軸、および前記第３キャリアから前記第３および第４サンギヤ間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバにより前記第３キャリアに結合するのが良く、
かかる構成になる歯車変速装置は、径方向および軸線方向の寸法を小さくしつつ前記した作用効果の全てを奏することができる。
【００３０】
ここで上記何れの実際的な歯車変速装置においても減速用遊星歯車組は、請求項１３に記載のごとくシングルピニオン型遊星歯車組とすることができ、
この場合、ギヤノイズや伝動効率の点で有利であると共にコスト的にも有利であるという利点がある。
【００３１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
（第１の実施形態）
図１は、本発明の一実施の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（出力歯車２）である。
【００３２】
本実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置（減速シング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、シングルピニオン型の第２遊星歯車組Ｇ２、ダブルサンギヤ型の第３遊星歯車組Ｇ３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。
【００３３】
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。
【００３４】
第３遊星歯車組Ｇ３は、入力部Inputに近い側における第３サンギヤS3および入力部Inputから遠い側における第４サンギヤS4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。
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アウターメンバOMとを設け、アウターメンバOMを実際には後で詳述する特異な配置とする。
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。
【００３５】
入力部Inputは入力軸１で構成し、この入力軸１を第１リングギヤR1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リングギヤR1に入力されるようになす。
出力部Outputは出力歯車２で構成し、これを、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に同軸に結合し、出力歯車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。
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。
【００３６】
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キャリアPC1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。
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のアウターメンバOM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。
【００３７】
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。
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。
【００３８】
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。
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。
【００３９】
（第１速）
前進第１速は図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。
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がケースに固定されるため、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。
【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を経由して出力歯車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歯車２から出力する。
【００４１】
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。
【００４２】
（第２速）
第２速は図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。
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がケースに固定される。
【００４３】
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を経由して出力歯車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）として出力歯車２から出力する。
【００４４】
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。
【００４５】
（第３速）
第３速は図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。
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を経由して出力歯車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。
【００４６】
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）して出力歯車２から出力する。
この第３速でのトルク伝達経路は図４（ｃ）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。
【００４７】
（第４速）
第４速は図２に示すように、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。
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。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。
【００４８】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
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。
この第４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。
【００４９】
（第５速）
第５速は図２に示すように、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。
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。
【００５０】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
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歯車２から出力する。
この第５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。
【００５１】
（第６速）
第６速は図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。
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がケースに固定される。
【００５２】
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がケース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を経由して出力歯車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をケースに固定とする第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歯車２から出力する。
この第６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。
【００５３】
（後退）
後退の変速段は図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。
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がケースに固定される。
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がケースに固定となり、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を経由して出力歯車２へ出力される。
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歯車２から出力する。
【００５４】
この後退変速段でのトルク伝達経路は図６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。
【００５５】
［従来技術からの優位点］
本実施の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。
【００５６】
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、本実施の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。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。
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。
【００５７】
＊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。
【００５８】
＊本実施の形態になる遊星歯車列の特徴
本実施の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。
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。
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１遊星歯車組Ｇ１がシングルピニオン型の場合は0.972、ダブルピニオン型の場合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。
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１遊星歯車組Ｇ１がシングルピニオン型の場合は最小4.81〜最大7.80、ダブルピニオン型の場合は最小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。
【００５９】
以上説明ところから明らかなように本実施の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、入力回転を常時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と出力歯車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および出力歯車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、入力回転を常時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。
【００６０】
（B）個々の作用効果について更に付言するに、本実施の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。
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。
【００６１】
（C）更に本実施の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、入出力部InputおよびOutputを平行軸配置にしなくても、つまりこれら入出力部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。
【００６２】
（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。
【００６３】
（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の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。
【００６４】
（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を用いた本実施の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。
（G） また本実施の形態によれば、減速用遊星歯車組である第１遊星歯車組G1をシングルピニオン型遊星歯車組としたため、ギヤノイズや部分点数が低減できると共に伝達効率が向上し、燃費の向上につながる。
【００６５】
図１２は、上記した歯車変速装置の実態構成図で、以下、これを基に上記した歯車変速装置の実態構成を詳述するに、図１２では歯車変速装置を、図１，４〜６のスケルトン図と入出力部が左右逆位置となった状態で示す。
変速機ケース３内に、入力軸１および中間軸４を同軸相対回転可能な突合せ状態にして横架し、これら入力軸１および中間軸４を変速機ケース３に対し個々に回転自在に支持する。
入力軸１に近い変速機ケース３の前端開口を、ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースにより塞ぎ、このポンプケースに入力軸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）を駆動結合する。
【００６６】
入力軸１から遠い中間軸４の後端は、変速機ケース３の後端における端蓋７に回転自在に支持する。
変速機ケース３の軸線方向中程に中間壁８を設け、この中間壁８に出力歯車２を回転自在に支持し、中間壁８の中心孔に中空軸９を介して入力軸１および中間軸４の突合せ嵌合部を回転自在に支持する。
【００６７】
ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースと、中間壁８との間に画成された前部空所内に、第１遊星歯車組G1を配置すると共にこの第１遊星歯車組G1を包囲するよう設けて第3クラッチC3を配置する。
第１遊星歯車組G1は、サンギヤS1をポンプカバー６に固設して常時回転不能とし、リングギヤR1を入力軸１から径方向外方へ延在するフランジ１０に結合する。
入力軸１に近い中間軸４の前端から径方向外方へ延在させてリングギヤR1を包囲するようクラッチドラム１１を設け、該クラッチドラム１１の内周およびリングギヤR1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１２を設け、これらで第３クラッチC3を構成する。
なお第３クラッチC3のクラッチピストン１３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および入力軸１並びに中間軸４に穿った油路１４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。
中空軸９の前端から径方向外方へ延在し、その後第3クラッチC3を包囲するようなドラム状となした連結部材９ａを設け、該連結部材９ａの前端をキャリアPC1に結合する。
【００６８】
中間壁８および端蓋７間に画成された後部空所内には、第２遊星歯車組G2および第3遊星歯車組G3と、第１クラッチC1および第２クラッチC2と、第１ブレーキB1および第２ブレーキB2とを以下のように配置する。
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２遊星歯車組G2を第3遊星歯車組G3よりも入力軸１に近い側に位置させる。
第２遊星歯車組G2のサンギヤS2および第3遊星歯車組G3のサンギヤS3を第1連結メンバM1により一体化すると共に中間軸４上に回転自在に支持する。
中空軸９の中ほどから径方向外方へ延在し、その後軸線方向後方へ延在して第2リングギヤR2の外周に至るクラッチドラム１５を設け、該クラッチドラム１５の内周およびリングギヤ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１６を設け、これらで第１クラッチC1を構成する。
【００６９】
上記のようにして第2遊星歯車組G2の外周に配置した第1クラッチC1よりも入力軸１に近い側に第2クラッチC2を配置するため、第2サンギヤS2の入力軸寄りの外縁に径方向外方へ延在するクラッチハブ１７を固設し、該クラッチハブ１７の外周とクラッチドラム１５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１８を設け、これらで第２クラッチC2を構成する。
なお、第１クラッチC1のクラッチピストン１９および第２クラッチC2のクラッチピストン２０は、クラッチピストン１９の内側でクラッチピストン２０が摺動するダブルピストンとして第1クラッチC1から遠い第2クラッチC2の側にまとめて配置し、これがためクラッチピストン２０を第２遊星歯車組G2と対面するクラッチドラム１５の端壁に嵌合する。
これらクラッチピストン１９，２０は、中間壁８および中空軸９に穿った個々の油路２１（図では１個の油路のみが見えている）からの作動油圧を受けてストロークすることで第１クラッチC1および第２クラッチC2を個別に締結し得るものとする。
【００７０】
第3遊星歯車組G3は前記したごとくダブルサンギヤ型遊星歯車組とするが、リングギヤR3の歯幅をピニオンP3の歯幅よりも小さくしてリングギヤR3を第2遊星歯車組G2に近い端部においてピニオンP3に噛合するよう位置させ、リングギヤR3を第2遊星歯車組G2のキャリアPC2に第2連結メンバM2で結合する時この連結メンバM2を短くし得るようになす。
上記リングギヤR3の外周には、第1クラッチC1および第2クラッチC2のクラッチドラム１５を包囲するよう配置した筒状連結メンバ２２の一端を結着し、該筒状連結メンバ２２の他端を出力歯車２に結着する。
【００７１】
そして第3遊星歯車組G3のキャリアPC3に、第３ピニオンP3の支持を司るサイドメンバSMから、前記したごとくサンギヤS3,S4間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバCMを設けると共に、ピニオンP3の軸線方向中程位置においてリングギヤR3の端面に沿うよう径方向外方へ延在するアウターメンバOMを設ける。
センターメンバCMは中間軸４に駆動結合し、これによりキャリアPC3をセンターメンバCMおよび中間軸４を経て第3クラッチC3のクラッチドラム１１に結合する。
アウターメンバOMには、その外周に結合してブレーキハブ２３を設け、このブレーキハブ２３を筒状連結メンバ２２の外周に配置して中間壁８に接近する前方へ延在させる。
ブレーキハブ２３の前端における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２４を設け、これにより第1ブレーキB1を構成し、この第1ブレーキB1を、ブレーキパック２４の後方において変速機ケース３内に嵌合したブレーキピストン２５により適宜締結可能にする。
【００７２】
ブレーキハブ２３の後端に被さるようブレーキハブ２６を設け、該ブレーキハブ２６の後端壁２６ａを第3遊星歯車組G3の背後に沿うよう円周方向内方に延在させ、このブレーキハブ後端壁２６ａの内周を第3遊星歯車組G3のサンギヤS4に結合する。
ブレーキハブ２６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２７を設け、これにより第２ブレーキB2を構成し、この第２ブレーキB2を、ブレーキパック２７の後方において変速機ケース３内に嵌合したブレーキピストン２８により適宜締結可能にする。以上により、第1ブレーキＢ１および第2ブレーキＢ２はそれぞれ、第1クラッチC1および第2クラッチC2の外周に配置されると共に、第2ブレーキＢ２よりも第1ブレーキＢ１が入力軸１（第1遊星歯車組Ｇ１）の近くに配置されるが、これら第1ブレーキＢ１および第2ブレーキＢ２は第3遊星歯車組Ｇ３よりも第2遊星歯車組Ｇ２寄りに配置する。
【００７３】
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を構成するブレーキハブ２３の前端と変速機ケース３との間には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ようになす。
変速機ケース３内には別に、入力軸１および中間軸４と平行なカウンターシャフト２９を回転自在に支持して設け、これにカウンターギヤ３０およびファイナルドライブピニオン３１を一体成形し、カウンターギヤ３０を出力歯車２に噛合させ、ファイナルドライブピニオン３１に図示せざる車両駆動輪間のディファレンシャルギヤ装置を噛合させる。
【００７４】
以上の実態構成になる図12のごとき歯車変速装置においては先ず、３個の遊星歯車組G1,G2,G3を入力軸１の側から、減速用遊星歯車組G1、シングルピニオン型遊星歯車組G2、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の順に並置したから、以下の作用効果が得られる。
つまり、入力軸１から最も遠い後端に位置することになったダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周におけるリングギヤR3の軸線方向位置のレイアウト自由度が高くて当該リングギヤを図12に示すごとく入力軸１寄りに位置させてピニオンP3に噛合させることができるため、
また、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、このキャリアを固定するための第1ブレーキB1（ブレーキハブ２３）との間を結合するためのメンバを、ピニオン（P3）軸線方向中程位置において、更に詳しくは、シングルピニオン型遊星歯車組G2の方向へ（前方へ）移動させてピニオンP3に噛合させたリングギヤR3の端面に沿うよう、キャリアPC3から径方向外方へ延在するアウターメンバOMとしたため、
これらリングギヤR3およびアウターメンバOMに邪魔されることなくダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図12に示すごとく径方向に絞ることができる。
これがため図12に示す歯車変速装置は、車両のエンジンルームに横置きにして搭載する時、入力軸１から遠い側における端部外周（端蓋７）を、エンジンルーム内に張り出した車体メンバと干渉しないよう小径にし得て、図1および図４〜図６につき前記した各種の利点を具えるほかに車載性にも優れたものとなる。
更に、リングギヤR3およびアウターメンバOMの上記配置により第3遊星歯車組G3の後端外周部近傍に生じた大きな空間は、第4サンギヤS4とこれを固定する第2ブレーキB2との間を繋ぐブレーキハブ２６の端壁２６ａを当該空間内へ入り込むよう折曲させることができ、その分、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図12に示すごとく径方向に絞ることが確実に可能になる。
【００７５】
また、３つのクラッチC1,C2,C3のうち、減速用遊星歯車組G1からの出力回転を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2よりなる変速用遊星歯車組に振り分けるための第１クラッチC1および第２クラッチC2を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3よりもシングルピニオン型遊星歯車組G2寄りに配置したから、
これらクラッチC1,C2が入力軸１に近づくような配置となり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞ることができる範囲を、第１クラッチC1および第２クラッチC2の存在にもかかわらず広くすることができ、図１２の歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性に関する作用効果を更に顕著なものにすることができる。
また第１および第２クラッチC1,C2の上記配置によれば、これらが減速用遊星歯車組G1に接近することとなって、これら第１および第２クラッチC1,C2と減速用遊星歯車組G1との間を連結するメンバ（中空軸９およびクラッチドラム１５）の長さを短縮することができ、当該連結メンバの短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することもできる。
更に、第１および第２クラッチC1,C2の横並び配置によりこれらの作動ピストン１９，２０を前記したごとく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と併せて、ピストン１９，２０のリターンスプリングおよび遠心圧キャンセル室を共用化することにより、部品点数の減少および変速機の小型化、更にはコスト低減を実現することも可能である。
【００７６】
なお第１および第２クラッチC1,C2を上記配置にしたのに加えて、これらクラッチのクラッチピストン１９，２０を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3から遠いシングルピニオン型遊星歯車組G2の側に配置したから、
第１および第２クラッチC1,C2のピストン１９，２０がダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周に存在しないこととなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って、歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性を向上させるという作用効果を顕著なものにすることができる。
【００７７】
更に、入力軸１の回転をダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2よりなる変速用遊星歯車組（図１２では、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3）に直接入力するための第３クラッチC3を減速用遊星歯車組G1の外周に配置したから、
第３クラッチC3が第１および第２クラッチC1,C2よりも更に入力軸１に近い位置に配置される結果、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を確実なものにすることができるほか、３つのクラッチC1,C2,C3の作動油路２１，１４に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【００７８】
また上記第３クラッチC3のクラッチピストン１３をシングルピニオン型遊星歯車組G2に近い減速用遊星歯車組G1の側に配置したから、
第３クラッチC3のクラッチピストン１３が、上記の配置とした第１および第２クラッチC1,C2のクラッチピストン１９，２０と背中合わせの近接配置となり、これら３つのクラッチの作動油路１４，２１に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるという上記の作用効果を更に確実なものにすることができる。
【００７９】
なお第１、第２クラッチC1,C2の作動油路２１を、減速用遊星歯車組G1およびシングルピニオン型遊星歯車組G2間において変速機ケース３に設けた出力歯車支持壁としての中間壁８に形成したから、
変速機ケース３の周方向の任意個所に設置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）と第１、第２クラッチC1,C2との間に延在させるべき作動油路２１を短くすることができると共にこれら作動油路をほぼ同じ長さにしてこれらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるほか、
伝達トルクが大きくて比較的高圧を導く必要のある第１、第２クラッチC1,C2の作動油路２１であっても、これを、出力歯車支持壁のため比較的厚肉の中間壁８に形成するから、補強用の別スリーブ等を要することなく、作動油路２１を中間壁８に直接形成することができて部品点数の増大やコスト高を招く虞がない。
【００８０】
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2よりなる変速用遊星歯車組の回転メンバ（図１２では、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3およびサンギヤS4）を固定するための第１および第２ブレーキB1,B2をダブルサンギヤ型遊星歯車組G3よりもシングルピニオン型遊星歯車組G2寄りに配置したため、
これら２つのブレーキB1,B2がダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G3よりなる変速用遊星歯車組に係わって設けられていても、入力軸１の方向へ寄せて配置されることから、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を阻害しないほか、これらブレーキB1,B2の作動油路長をほぼ同等なものにすることができてこれらブレーキに係わる変速の変速応答を均一にし得る。
【００８１】
なお第１および第２ブレーキB1,B2を第１および第２クラッチC1,C2の外周に配置したから、
これらブレーキB1,B2により固定すべき回転メンバ（第３キャリアＰＣ３およびサンギヤＳ４）と、当該ブレーキB1,B2との間を連結する連結部材ＯＭ，２６ａを、シングルピニオン型遊星歯車組Ｇ２から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の側（後側）に配置することができ、該連結部材ＯＭ，２６ａの設置スペースの確保が容易である。
【００８２】
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3を固定する第１ブレーキB1を、シングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4を固定する第２ブレーキＢ２よりも減速用遊星歯車組G1に近い側に配置したから、
第１ブレーキB1により固定すべきダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、第１ブレーキB1との間を連結する連結部材OM、および第２ブレーキB2により固定すべきシングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4と、第２ブレーキB2との間を連結する連結部材２６ａを、入力軸１から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の側に延在させるに際しこれら連結部材ＯＭ，２６ａの取り回しが、これらキャリアPC3およびサンギヤS4の位置との関連において容易であると共に、これら連結部材ＯＭ，２６ａの短縮化によりコスト上および剛性上、並びにスペース効率の点で大いに有利である。
【００８３】
第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の作動油路２１を出力歯車支持用の中間壁８に形成し、第３クラッチＣ３の作動油路１４をポンプカバー６に形成したから、これら作動油路の全てが、コントロールバルブボディーからの作動油圧を通しやすい変速機ケース３の前部に集中して変速制御回路の無駄を省くことができる。
【００８４】
（第２の実施形態）
図13は、本発明の他の実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置を示し、図1におけると同様の部分を同一符号にて示す。
本実施の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）も、図13の入力部Input（入力軸１）に近い左端部より順次、減速装置としての第１遊星歯車組G1、シングルピニオン型の第２遊星歯車組Ｇ２、ダブルサンギヤ型の第３遊星歯車組Ｇ３を同軸に配置する。
第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３は、図1につき前述した同様なものでこれらにより前記したイシマル型遊星歯車列（変速用遊星歯車組）を構成する。
しかし、減速用遊星歯車組である第１遊星歯車組G1は、図1につき前述したシングルピニオン型のものに代えて、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、これらギヤS1，R1にそれぞれが噛合すると共に相互に噛み合う2個の第１ピニオンP1a，P1bを回転自在に支持した第１キャリアPC1とを有したダブルピニオン型遊星歯車組とする。
【００８５】
これがため本実施の形態においては、入力軸１を第１キャリアPC1に結合してこれにエンジン回転を入力するようになし、第１サンギヤS1を変速機ケース３に結合して常時固定とし、第１リングギヤR1を第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。
それ以外は、図1につき前述した同様なものであるから、同一符号を付して図示するにとどめ、重複説明を避けた。
【００８６】
上記の構成とした本実施の形態になる歯車変速装置も、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。
以下に、上記歯車変速装置の変速作用を図2および図１４〜図１７に基づいて説明する。
図１４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１５〜図１７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。
図１４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１５〜図１７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。
【００８７】
（第１速）
前進第１速は図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。
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がケースに固定されるため、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。
【００８８】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第１速は、図１４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歯車２から出力する。
【００８９】
この第１速でのトルク伝達経路は、図１５（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。
【００９０】
（第２速）
第２速は図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。
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がケースに固定される。
【００９１】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第２速は、図１４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）として出力歯車２から出力する。
【００９２】
この第２速でのトルク伝達経路は図１５（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。
【００９３】
（第３速）
第３速は図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。
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を経由して出力歯車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。
【００９４】
すなわち第３速は図１４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）して出力歯車２から出力する。
この第３速でのトルク伝達経路は図１５（ｃ）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。
【００９５】
（第４速）
第４速は図２に示すように、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。
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。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。
【００９６】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第４速は、図１４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。
この第４速でのトルク伝達経路は図１６（ａ）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。
【００９７】
（第５速）
第５速は図２に示すように、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。
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。
【００９８】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第５速は、図１４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歯車２から出力する。
この第５速でのトルク伝達経路は図１６（ｂ）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。
【００９９】
（第６速）
第６速は図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。
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がケースに固定される。
【０１００】
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がケース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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第６速は、図１４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をケースに固定とする第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歯車２から出力する。
この第６速でのトルク伝達経路は図１６（ｃ）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。
【０１０１】
（後退）
後退の変速段は図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。
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がケースに固定される。
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がケースに固定となり、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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち後退変速段は図１４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歯車２から出力する。
この後退変速段でのトルク伝達経路は図１７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。
【０１０２】
本実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置は、図1〜図6に示す実施の形態におけると同様に前記した作用効果を奏し得るほか、以下の作用効果をも得ることができる。
（Ｈ）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2個の第１ピニオンP1a，P1bを支持した第１キャリアPC1とを有する減速用のダブルピニオン型第１遊星歯車組Ｇ１と、
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第２遊星歯車組Ｇ２と、
２つの第３サンギヤS3および第４サンギヤS4と、両サンギヤS3,S4に噛み合う共通な第３ピニオンP3を支持した第３キャリアPC3およびセンターメンバCM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第３遊星歯車組Ｇ３と、
第１キャリアPC1に結合した入力軸１と、
第２キャリアPC2に結合した出力歯車２（または出力軸）で構成される出力部Outputと、
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第１連結メンバＭ１と、
第２キャリアPC3と第３リングギヤR3とを一体的に結合する第２連結メンバＭ２と、
第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを選択的に断接する第１クラッチＣ１と、
第１リングギヤR1と第２サンギヤS2とを選択的に断接する第２クラッチＣ２と、
入力軸InputとセンターメンバCMとを選択的に断接する第３クラッチＣ３と、第３キャリアPC3の回転を選択的に停止させる第１ブレーキＢ１と、
第４サンギヤS4の回転を選択的に停止させる第２ブレーキＢ２とで歯車変速装置を構成したため、
第１速および第２速において、第２遊星歯車組Ｇ２と第３遊星歯車組Ｇ３により成る、イシマル型遊星歯車列に対しリングギヤ入力を達成でき、自動変速機を一層コンパクトにすることができる。
加えて、第２速においてトルク循環が無くなるため、第２速の伝達効率が向上して燃費の向上を図ることができる。
【０１０３】
図１８は、上記した実施の形態になる歯車変速装置の実態構成図で、以下、この実態構成を詳述するに、図１８では歯車変速装置を、図１３，図１５〜１７のスケルトン図と入出力部が左右逆位置となった状態で示す。
変速機ケース３内に、入力軸１および中間軸４を同軸相対回転可能な突合せ状態にして横架し、これら入力軸１および中間軸４を変速機ケース３に対し個々に回転自在に支持する。
入力軸１に近い変速機ケース３の前端開口を、ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースにより塞ぎ、このポンプケースに入力軸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T/Cを介して動力源であるエンジンENGを駆動結合する。
【０１０４】
入力軸１から遠い中間軸４の後端は、変速機ケース３の後端における端蓋７に回転自在に支持する。
変速機ケース３の軸線方向中程に中間壁８を設け、この中間壁８に出力歯車２を回転自在に支持し、中間壁８の中心孔に中空軸９を介して中間軸４の前端を回転自在に支持する。
【０１０５】
ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースと、中間壁８との間に画成された前部空所内に、第１遊星歯車組G1を配置すると共にこの第１遊星歯車組G1を包囲するよう設けて第3クラッチC3を配置する。
第１遊星歯車組G1は、サンギヤS1をポンプカバー６に固設して常時回転不能とし、キャリアPC1を入力軸１から径方向外方へ延在するフランジ１０に結合し、キャリアPC1の外周にクラッチハブ３２を設ける。
入力軸１に近い中間軸４の前端から径方向外方へ延在させてリングギヤR1およびクラッチハブ３２を包囲するようクラッチドラム１１を設け、該クラッチドラム１１の内周およびクラッチハブ３２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１２を設け、これらで第３クラッチC3を構成する。
なお第３クラッチC3のクラッチピストン１３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および入力軸１並びに中間軸４に穿った油路１４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。
中空軸９の前端から径方向外方へ延在し、その後第3クラッチC3を包囲するようなドラム状となした連結部材９ａを設け、該連結部材９ａの前端をリングギヤR1に結合する。
【０１０６】
中間壁８および端蓋７間に画成された後部空所内には、第２遊星歯車組G2および第3遊星歯車組G3と、第１クラッチC1および第２クラッチC2と、第１ブレーキB1および第２ブレーキB2とを以下のように配置する。
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２遊星歯車組G2を第3遊星歯車組G3よりも入力軸１に近い側に位置させる。
第２遊星歯車組G2のサンギヤS2および第3遊星歯車組G3のサンギヤS3を第1連結メンバM1により一体化すると共に中間軸４上に回転自在に支持する。
中空軸９の中ほどから径方向外方へ延在し、その後軸線方向後方へ延在して第2リングギヤR2の外周に至るクラッチドラム１５を設け、該クラッチドラム１５の内周およびリングギヤ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１６を設け、これらで第１クラッチC1を構成する。
【０１０７】
上記のようにして第2遊星歯車組G2の外周に配置した第1クラッチC1よりも入力軸１に近い側に第2クラッチC2を配置するため、第2サンギヤS2の入力軸寄りの外縁に径方向外方へ延在するクラッチハブ１７を固設し、該クラッチハブ１７の外周とクラッチドラム１５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１８を設け、これらで第２クラッチC2を構成する。
なお、第１クラッチC1のクラッチピストン１９および第２クラッチC2のクラッチピストン２０は、クラッチピストン１９の内側でクラッチピストン２０が摺動するダブルピストンとして第1クラッチC1から遠い第2クラッチC2の側にまとめて配置し、これがためクラッチピストン２０を第２遊星歯車組G2と対面するクラッチドラム１５の端壁に嵌合する。
これらクラッチピストン１９，２０は、中間壁８および中空軸９に穿った個々の油路２１（図では１個の油路のみが見えている）からの作動油圧を受けてストロークすることで第１クラッチC1および第２クラッチC2を個別に締結し得るものとする。
【０１０８】
第3遊星歯車組G3は前記したごとくダブルサンギヤ型遊星歯車組とするが、リングギヤR3の歯幅をピニオンP3の歯幅よりも小さくしてリングギヤR3を第2遊星歯車組G2に近い端部においてピニオンP3に噛合するよう位置させ、リングギヤR3を第2遊星歯車組G2のキャリアPC2に第2連結メンバM2で結合する時この連結メンバM2を短くし得るようになす。
上記第2連結メンバM2の外周には、第1クラッチC1および第2クラッチC2のクラッチドラム１５を包囲するよう配置した筒状連結メンバ２２の一端を結着し、該筒状連結メンバ２２の他端を出力歯車２に結着する。
【０１０９】
そして第3遊星歯車組G3のキャリアPC3に、第３ピニオンP3の支持を司るサイドメンバSMから、前記した実施の形態におけると同様サンギヤS3,S4間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバCMを設けると共に、ピニオンP3の軸線方向中程位置において径方向外方へ延在するアウターメンバOMを設ける。
センターメンバCMは中間軸４に駆動結合し、これによりキャリアPC3をセンターメンバCMおよび中間軸４を経て第3クラッチC3のクラッチドラム１１に結合する。
アウターメンバOMには、その外周に結合してブレーキハブ２３を設け、このブレーキハブ２３を筒状連結メンバ２２の外周に配置して中間壁８に接近する前方へ延在させる。
ブレーキハブ２３の前端における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２４を設け、これにより第1ブレーキB1を構成し、この第1ブレーキB1を、ブレーキパック２４の前方における中間壁８内に嵌合したブレーキピストン２５により適宜締結可能にする。
【０１１０】
ブレーキハブ２３の後端に被さるようブレーキハブ２６を設け、該ブレーキハブ２６の後端壁２６ａを第3遊星歯車組G3の背後に沿うよう円周方向内方に延在させ、このブレーキハブ後端壁２６ａの内周を第3遊星歯車組G3のサンギヤS4に結合する。
ブレーキハブ２６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２７を設け、これにより第２ブレーキB2を構成し、この第２ブレーキB2を、ブレーキパック２７の後方において変速機ケース３内に嵌合したブレーキピストン２８により適宜締結可能にする。以上により、第1ブレーキＢ１は第1クラッチC1および第2クラッチC2の外周に、また第2ブレーキＢ２は第3遊星歯車組G3の外周に配置され、第2ブレーキＢ２よりも第1ブレーキＢ１が入力軸１（第1遊星歯車組Ｇ１）の近くに配置されることとなる。
【０１１１】
なお、図1３、図１５〜１７のスケルトン図では省略したが、第1ブレーキＢ１を構成するブレーキハブ２３の軸線方向中ほどと変速機ケース３との間には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ようになす。
変速機ケース３内には別に、図１２におけるカウンターギヤ３０およびファイナルドライブピニオン３１を一体成形したカウンターシャフト２９と同様なカウンターシャフトを回転自在に支持して設け、これを経て歯車変速装置の出力回転を車両駆動輪間のディファレンシャルギヤ装置に向かわせること勿論である。
【０１１２】
以上の実態構成になる図１８のごとき歯車変速装置においても前述した実施の形態におけると同様に、３個の遊星歯車組G1,G2,G3を入力軸１の側から、減速用遊星歯車組G1、シングルピニオン型遊星歯車組G2、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の順に並置したから、以下の作用効果が得られる。
つまり、入力軸１から最も遠い後端に位置することになったダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周におけるリングギヤR3の軸線方向位置のレイアウト自由度が高くて当該リングギヤを図１８に示すごとく入力軸１寄りに位置させてピニオンP3に噛合させることができるため、
また、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、このキャリアを固定するための第1ブレーキB1（ブレーキハブ２３）との間を結合するためのメンバを、ピニオン（P3）軸線方向中程位置において、更に詳しくは、シングルピニオン型遊星歯車組G2の方向へ（前方へ）移動させてピニオンP3に噛合させたリングギヤR3の端面に沿うよう、キャリアPC3から径方向外方へ延在するアウターメンバOMとしたため、
これらリングギヤR3およびアウターメンバOMに邪魔されることなくダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図１８に示すごとく径方向に絞ることができる。
これがため図１８に示す歯車変速装置は、車両のエンジンルームに横置きにして搭載する時、入力軸１から遠い側における端部外周（端蓋７）を、エンジンルーム内に張り出した車体メンバと干渉しないよう小径にし得て、図1および図４〜図６につき前記したと同様な各種の利点を具えるほかに車載性にも優れたものとなる。
更に、リングギヤR3およびアウターメンバOMの上記配置により第3遊星歯車組G3の後端外周部近傍に生じた大きな空間は、第4サンギヤS4とこれを固定する第2ブレーキB2との間を繋ぐブレーキハブ２６の端壁２６ａを当該空間内へ入り込むよう折曲させることができ、その分、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図１８に示すごとく径方向に絞ることが確実に可能になる。
この作用効果は、アウターメンバＯＭを図１８に示すごとくリングギヤＲ３の外周に被さるように折曲し、その後第２連結メンバＭ２に沿うよう折曲することで更に顕著となり、第２ブレーキＢ２をダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の外周に配置しても尚、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図１８に示すごとく径方向に絞ることが可能となる。
【０１１３】
また、３つのクラッチC1,C2,C3のうち、減速用遊星歯車組G1からの出力回転を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2よりなる変速用遊星歯車組に振り分けるための第１クラッチC1および第２クラッチC2を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3よりもシングルピニオン型遊星歯車組G2寄りに配置したから、
これらクラッチC1,C2が入力軸１に近づくような配置となり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞ることができる範囲を、第１クラッチC1および第２クラッチC2の存在にもかかわらず広くすることができ、図１８の歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性に関する作用効果を更に顕著なものにすることができる。
また第１および第２クラッチC1,C2の上記配置によれば、これらが減速用遊星歯車組G1に接近することとなって、これら第１および第２クラッチC1,C2と減速用遊星歯車組G1との間を連結するメンバ（中空軸９およびクラッチドラム１５）の長さを短縮することができ、当該連結メンバの短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することもできる。
更に、第１および第２クラッチC1,C2の横並び配置によりこれらの作動ピストン１９，２０を前記したごとく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と併せて、ピストン１９，２０のリターンスプリングおよび遠心圧キャンセル室を共用化することにより、部品点数の減少および変速機の小型化、更にはコスト低減を実現することも可能である。
【０１１４】
なお第１および第２クラッチC1,C2を上記配置にしたのに加えて、これらクラッチのクラッチピストン１９，２０を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3から遠いシングルピニオン型遊星歯車組G2の側に配置したから、
第１および第２クラッチC1,C2のピストン１９，２０がダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周に存在しないこととなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って、歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性を向上させるという作用効果を顕著なものにすることができる。
【０１１５】
更に、入力軸１の回転をダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2よりなる変速用遊星歯車組（図１８では、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3）に直接入力するための第３クラッチC3を減速用遊星歯車組G1の外周に配置したから、
第３クラッチC3が第１および第２クラッチC1,C2よりも更に入力軸１に近い位置に配置される結果、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を確実なものにすることができるほか、３つのクラッチC1,C2,C3の作動油路２１，１４に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【０１１６】
また上記第３クラッチC3のクラッチピストン１３をシングルピニオン型遊星歯車組G2に近い減速用遊星歯車組G1の側に配置したから、
第３クラッチC3のクラッチピストン１３が、上記の配置とした第１および第２クラッチC1,C2のクラッチピストン１９，２０と背中合わせの近接配置となり、これら３つのクラッチの作動油路１４，２１に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるという上記の作用効果を更に確実なものにすることができる。
【０１１７】
なお第１、第２クラッチC1,C2の作動油路２１を、減速用遊星歯車組G1およびシングルピニオン型遊星歯車組G2間において変速機ケース３に設けた出力歯車支持壁としての中間壁８に形成したから、
変速機ケース３の周方向の任意個所に設置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）と第１、第２クラッチC1,C2との間に延在させるべき作動油路２１を短くすることができると共にこれら作動油路をほぼ同じ長さにしてこれらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【０１１８】
また、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3を固定する第１ブレーキB1を、シングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4を固定する第２ブレーキＢ２よりも減速用遊星歯車組G1に近い側に配置したから、
第１ブレーキB1により固定すべきダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、第１ブレーキB1との間を連結する連結部材OM、および第２ブレーキB2により固定すべきシングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4と、第２ブレーキB2との間を連結する連結部材２６ａを、入力軸１から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の側に延在させるに際しこれら連結部材ＯＭ，２６ａの取り回しが、これらキャリアPC3およびサンギヤS4の位置との関連において容易であると共に、これら連結部材ＯＭ，２６ａの短縮化によりコスト上および剛性上、並びにスペース効率の点で大いに有利である。
【０１１９】
第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の作動油路２１を出力歯車支持用の中間壁８に形成し、第３クラッチＣ３の作動油路１４をポンプカバー６に形成したから、これら作動油路の全てが、コントロールバルブボディーからの作動油圧を通しやすい変速機ケース３の前部に集中して変速制御回路の無駄を省くことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の一実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置を模式的に示す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、
（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、
（ａ）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、
（ｂ）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、
（ｃ）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である。
【図６】 同歯車変速装置の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に示す歯車変速装置の実態構成を示す展開断面図である。
【図１３】 本発明の他の実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置を模式的に示すスケルトン図である。
【図１４】 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１５】 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1３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1３と同様なスケルトン図、（ｃ）は、前進第３速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図である。
【図１６】 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４速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図、（ｂ）は、前進第５速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図、（ｃ）は、前進第６速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図である。
【図１７】 同歯車変速装置の後退変速段選択時におけるトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図である。
【図１８】 図１３〜図１７に示す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
１ 入力軸
Output 出力部
２ 出力歯車
S1 第１サンギヤ
R1 第１リングギヤ
P1 第１ピニオン
P1a 第1ピニオン
P1b 第1ピニオン
PC1 第１キャリアPC1
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
OM アウターメンバ
ENG エンジン（動力源）
T/C トルクコンバータ
３ 変速機ケース
４ 中間軸
５ ポンプハウジング
６ ポンプカバー
７ 端蓋
８ 中間壁（出力歯車支持壁）
９ 中空軸
9a ドラム状連結部材
10 フランジ
11 クラッチドラム
12 クラッチパック
13 クラッチピストン
14 第3クラッチ作動油路
15 クラッチドラム
16 クラッチパック
17 クラッチハブ
18 クラッチパック
19 クラッチピストン
20 クラッチピストン
21 第1クラッチまたは第2クラッチ作動油路
22 筒状連結メンバ
23 ブレーキハブ
24 ブレーキパック
25 ブレーキピストン
26 ブレーキハブ
26a ブレーキハブ後端壁
27 ブレーキパック
28 ブレーキピストン
29 カウンターシャフト
30 カウンターギヤ
31 ファイナルドライブピニオン
32 クラッチハブ
【発明の属する技術分野】
本発明は、入力部と、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、出力部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ものである。
【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、例えば特開平４−２１９５５３号公報の図７に示すごとくに提案されている。
【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】
【発明が解決しようとする課題】
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。
【０００５】
上記（３），（４）の問題を解消するため上記した特開平４−２１９５５３号公報には更に、その図１３，図１４，図１５において、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。
【０００６】
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、上記の歯車変速装置を車両のエンジンルームに横置きにして搭載する時、入力部から遠い側における端部外周を、エンジンルーム内に張り出した車体メンバと干渉しないよう小径にし得る構成にして、上記の利点を具えるほかに車載性にも優れた自動変速機用歯車変速装置にすることをも目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
この目的のため本発明による自動変速機用歯車変速装置は、請求項１に記載のごとく、
動力源からの回転を入力される入力部と、
この入力部に同軸に配置された出力部と、
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部からの回転を変速し、前記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つの第１、第２、第３クラッチおよび２つの第１、第２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を前提とする。
【００１１】
本発明においては、上記３個の遊星歯車組のうち１個の遊星歯車組は、入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とする。
そして残りの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する。
【００１２】
本発明においては更に、上記３個の遊星歯車組を入力部の側から、減速用遊星歯車組、シングルピニオン型遊星歯車組、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の順に並置する。
【００１３】
【発明の効果】
本発明の歯車変速装置によれば、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。
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。
【００１４】
更に本発明の歯車変速装置によれば、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。
【００１５】
しかも本発明によれば、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。
【００１６】
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。
【００１７】
更に、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。
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更に加えて、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。
【００１８】
また本発明においては、３個の遊星歯車組を入力部の側から、減速用遊星歯車組、シングルピニオン型遊星歯車組、ダブルサンギヤ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。
つまり、上記遊星歯車組の配置のために入力部から最も遠い後端に位置することになったダブルサンギヤ型遊星歯車組の外周におけるリングギヤの軸線方向位置のレイアウト自由度が高くて当該リングギヤを入力部寄りに位置させることができるため、
このリングギヤに邪魔されることなくダブルサンギヤ型遊星歯車組の後端外周部近傍における変速機ケースを径方向に絞ることができる。
これがため本発明による歯車変速装置は、車両のエンジンルームに横置きにして搭載する時、入力部から遠い側における端部外周を、エンジンルーム内に張り出した車体メンバと干渉しないよう小径にし得て、上記各種の利点を具えるほかに車載性にも優れたものとなる。
【００１９】
ところで本発明においては請求項２に記載のごとく、
前記３つの第１、第２、第３クラッチのうち第１クラッチおよび第２クラッチは、前記減速用遊星歯車組からの出力回転を、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クラッチとし、これら第１および第２クラッチを、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組よりも前記シングルピニオン型遊星歯車組寄りに配置するのが良い。
この場合、第１および第２クラッチを変速用遊星歯車組の側に配置することになっても、これらクラッチが当該変速用遊星歯車組に対し入力部に近づくような配置となり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の後端外周部近傍における変速機ケースを径方向に絞ることができる範囲を、第１および第２クラッチの存在にもかかわらず広くすることができ、本発明による歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性に関する作用効果を更に顕著なものにすることができる。
また第１および第２クラッチの上記配置によれば、これらが減速用遊星歯車組に接近することとなって、これら第１および第２クラッチと減速用遊星歯車組との間を連結するメンバの長さを短縮することができ、当該連結メンバの短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することもできる。
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、そのコンパクト化も可能である。
【００２０】
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、これらクラッチのクラッチピストンを、ダブルサンギヤ型遊星歯車組から遠いシングルピニオン型遊星歯車組の側に配置するのが良い。
この場合、第１および第２クラッチのピストンがダブルサンギヤ型遊星歯車組の外周に存在しないこととなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の後端外周部近傍における変速機ケースを径方向に絞って、歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性を向上させるという作用効果を顕著なものにすることができる。
【００２１】
ところで、前記３つの第１、第２、第３クラッチのうち第３クラッチは請求項４に記載のごとく、前記入力部の回転を、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に直接入力するためのクラッチとし、この第３クラッチ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、第３クラッチが第１および第２クラッチよりも更に入力部に近い位置に配置される結果、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の後端外周部近傍における変速機ケースを径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を確実なものにすることができるほか、３つの第１、第２、第３クラッチの作動油路に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これら第１、第２、第３クラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【００２２】
かように配置した第３クラッチのクラッチピストンは請求項５に記載のごとく、シングルピニオン型遊星歯車組に近い減速用遊星歯車組の側に配置するのが良い。
この場合第３クラッチのクラッチピストンが、請求項３における配置とした第１および第２クラッチのクラッチピストンと背中合わせの近接配置となり、これら３つのクラッチの作動油路に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるという上記の作用効果を更に確実なものにすることができる。
【００２３】
ここで上記第１、第２クラッチの作動油路の形成に当たっては、請求項６に記載のごとく、
前記出力部をなす自動変速機用歯車変速装置の出力歯車を前記減速用遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組間に配置して自動変速機用歯車変速装置の変速機ケースに回転自在に支持し、かかる支持のために変速機ケースに設けた出力歯車支持壁に前記第１、第２クラッチの作動油路を形成するのが良い。
この場合、変速機ケースの周方向の任意個所に設置する変速制御用のコントロールバルブボディーと第１、第２クラッチとの間に延在させるべき作動油路を短くすることができると共にこれら作動油路をほぼ同じ長さにしてこれら第１、第２クラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【００２４】
請求項７に記載のごとく前記２つの第１、第２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２個の回転メンバを個々に固定可能なブレーキとし、これら第１および第２ブレーキを前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組よりも前記シングルピニオン型遊星歯車組寄りに配置するのが良い。
この場合、上記２つの第１、第２ブレーキが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係わって設けられていても、入力部の方向へ寄せて配置されることから、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の後端外周部近傍における変速機ケースを径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を阻害しないほか、これら第１、第２ブレーキの作動油路長をほぼ同等なものにすることができてこれらブレーキに係わる変速の変速応答を均一にし得る。
【００２５】
なお上記の第１および第２ブレーキは請求項８に記載のごとく、第１および第２クラッチの外周に配置するのが良い。
この場合、これらブレーキにより固定すべき回転メンバと、当該ブレーキとの間を連結する連結部材を、シングルピニオン型遊星歯車組から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組の側に配置することができ、該連結部材の設置スペースの確保が容易である。
【００２６】
請求項９に記載のごとく、上記第１ブレーキはダブルサンギヤ型遊星歯車組のキャリアを固定するブレーキとし、上記第２ブレーキはシングルピニオン型遊星歯車組から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組のサンギヤを固定するブレーキとし、第１ブレーキを第２ブレーキよりも減速用遊星歯車組に近い側に配置するのが良い。
この場合、第１ブレーキにより固定すべきダブルサンギヤ型遊星歯車組のキャリアと、第１ブレーキとの間を連結する連結部材、および第２ブレーキにより固定すべきシングルピニオン型遊星歯車組から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組のサンギヤと、第２ブレーキとの間を連結する連結部材の取り回しが、これらキャリアおよびサンギヤの位置との関連において容易となり、これら連結部材の短縮化によりコスト上および剛性上、並びにスペース効率の点で大いに有利である。
【００２７】
なお、上記した諸々の作用効果の全てを奏し得る歯車変速装置としては、請求項１０に記載したごとく以下の構成になる歯車変速装置が実際的である。
つまり、前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い前記減速用遊星歯車組を、第1サンギヤと、第1リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第1キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、次いで前記入力部に近い位置にある前記シングルピニオン型遊星歯車組を、第２サンギヤと、第２リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第２キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部から最も遠い位置にある前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を、入力部に近い側における第３サンギヤおよび入力部から遠い側における第４サンギヤと、これら第３および第４サンギヤに噛み合う共通なピニオンを支持した第３キャリアと、該共通なピニオンに噛み合う１個の第３リングギヤとよりなる遊星歯車組とする。
そして、前記入力部を第１リングギヤに結合し、前記出力部を第２キャリアおよび第３リングギヤの相互結合体に結合し、
前記第１クラッチは、前記第１キャリアおよび第２リングギヤ間を断接可能なクラッチとし、
前記第２クラッチは、前記第１キャリアを第２サンギヤおよび第３サンギヤの相互結合体に断接可能なクラッチとし、
前記第３クラッチは、前記第３キャリアおよび入力部間を断接可能なクラッチとし、
前記第１ブレーキは、前記第３キャリアを固定可能なブレーキとし、
前記第２ブレーキは、前記第４サンギヤを固定可能なブレーキとし、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキの締結により第１速、
前記第１クラッチと前記第２ブレーキの締結により第２速、
前記第１クラッチと前記第２クラッチの締結により第３速、
前記第１クラッチと前記第３クラッチの締結により第４速、
前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により第５速、
前記第３クラッチと前記第２ブレーキの締結により第６速、
前記第２クラッチと前記第１ブレーキの締結により後退の変速段をそれぞれ選択し得るよう構成する。
【００２８】
前記した諸々の作用効果の全てを奏し得る、他の実際的な歯車変速装置としては、請求項１１に記載したごとく以下のような構成のものが有利である。
つまり、前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い前記減速用遊星歯車組を、第1サンギヤと、第1リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第1キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、次いで前記入力部に近い位置にある前記シングルピニオン型遊星歯車組を、第２サンギヤと、第２リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第２キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部から最も遠い位置にある前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を、入力部に近い側における第３サンギヤおよび入力部から遠い側における第４サンギヤと、これら第３および第４サンギヤに噛み合う共通なピニオンを支持した第３キャリアと、該共通なピニオンに噛み合う１個の第３リングギヤとよりなる遊星歯車組とする。
そして前記入力部を第１キャリアに結合し、前記出力部を第２キャリアおよび第３リングギヤの相互結合体に結合し、
前記第１クラッチは、前記第１リングギヤおよび第２リングギヤ間を断接可能なクラッチとし、
前記第２クラッチは、前記第１リングギヤを第２サンギヤおよび第３サンギヤの相互結合体に断接可能なクラッチとし、
前記第３クラッチは、前記第３キャリアおよび入力部間を断接可能なクラッチとし、
前記第１ブレーキは、前記第３キャリアを固定可能なブレーキとし、
前記第２ブレーキは、前記第４サンギヤを固定可能なブレーキとし、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキの締結により第１速、
前記第１クラッチと前記第２ブレーキの締結により第２速、
前記第１クラッチと前記第２クラッチの締結によリ第３速、
前記第１クラッチと前記第３クラッチの締結により第４速、
前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により第５速、
前記第３クラッチと前記第２ブレーキの締結により第６速、
前記第２クラッチと前記第１ブレーキの締結により後退の変速段をそれぞれ選択し得るよう構成する。
【００２９】
これら何れの実際的な歯車変速装置においても請求項１２に記載のごとく、
前記出力部を前記減速用遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組間に配して筒状連結メンバを介し前記第２キャリアおよび第３リングギヤの相互結合体に結合し、
当該筒状連結メンバの内周に前記第１および第２クラッチを、また外周に前記第１および第２ブレーキをそれぞれ配置し、
前記第１ブレーキを前記第２ブレーキよりも前記入力部に近い側に配置すると共に、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組のピニオン軸線方向中程位置において前記第３キャリアから径方向外方へ延在するアウターメンバに結合し、
前記第２ブレーキを、前記第４サンギヤから径方向外方に延在するラジアルメンバにより前記第４サンギヤに結合し、
前記第３クラッチを前記減速用遊星歯車組の外周に配置すると共に、該第３クラッチのクラッチドラムを、前記シングルピニオン型遊星歯車組および前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の中心に貫通した中間軸、および前記第３キャリアから前記第３および第４サンギヤ間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバにより前記第３キャリアに結合するのが良く、
かかる構成になる歯車変速装置は、径方向および軸線方向の寸法を小さくしつつ前記した作用効果の全てを奏することができる。
【００３０】
ここで上記何れの実際的な歯車変速装置においても減速用遊星歯車組は、請求項１３に記載のごとくシングルピニオン型遊星歯車組とすることができ、
この場合、ギヤノイズや伝動効率の点で有利であると共にコスト的にも有利であるという利点がある。
【００３１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
（第１の実施形態）
図１は、本発明の一実施の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（出力歯車２）である。
【００３２】
本実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置（減速シング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、シングルピニオン型の第２遊星歯車組Ｇ２、ダブルサンギヤ型の第３遊星歯車組Ｇ３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。
【００３３】
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。
【００３４】
第３遊星歯車組Ｇ３は、入力部Inputに近い側における第３サンギヤS3および入力部Inputから遠い側における第４サンギヤS4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。
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アウターメンバOMとを設け、アウターメンバOMを実際には後で詳述する特異な配置とする。
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。
【００３５】
入力部Inputは入力軸１で構成し、この入力軸１を第１リングギヤR1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リングギヤR1に入力されるようになす。
出力部Outputは出力歯車２で構成し、これを、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に同軸に結合し、出力歯車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。
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。
【００３６】
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キャリアPC1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。
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のアウターメンバOM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。
【００３７】
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。
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。
【００３８】
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。
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。
【００３９】
（第１速）
前進第１速は図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。
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がケースに固定されるため、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。
【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を経由して出力歯車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歯車２から出力する。
【００４１】
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。
【００４２】
（第２速）
第２速は図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。
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がケースに固定される。
【００４３】
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を経由して出力歯車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）として出力歯車２から出力する。
【００４４】
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。
【００４５】
（第３速）
第３速は図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。
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を経由して出力歯車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。
【００４６】
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）して出力歯車２から出力する。
この第３速でのトルク伝達経路は図４（ｃ）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。
【００４７】
（第４速）
第４速は図２に示すように、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。
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。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。
【００４８】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
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。
この第４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。
【００４９】
（第５速）
第５速は図２に示すように、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。
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。
【００５０】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
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歯車２から出力する。
この第５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。
【００５１】
（第６速）
第６速は図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。
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がケースに固定される。
【００５２】
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がケース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を経由して出力歯車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をケースに固定とする第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歯車２から出力する。
この第６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。
【００５３】
（後退）
後退の変速段は図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。
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がケースに固定される。
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がケースに固定となり、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を経由して出力歯車２へ出力される。
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歯車２から出力する。
【００５４】
この後退変速段でのトルク伝達経路は図６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。
【００５５】
［従来技術からの優位点］
本実施の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。
【００５６】
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、本実施の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。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。
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。
【００５７】
＊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。
【００５８】
＊本実施の形態になる遊星歯車列の特徴
本実施の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。
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。
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１遊星歯車組Ｇ１がシングルピニオン型の場合は0.972、ダブルピニオン型の場合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。
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１遊星歯車組Ｇ１がシングルピニオン型の場合は最小4.81〜最大7.80、ダブルピニオン型の場合は最小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。
【００５９】
以上説明ところから明らかなように本実施の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、入力回転を常時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と出力歯車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および出力歯車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、入力回転を常時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。
【００６０】
（B）個々の作用効果について更に付言するに、本実施の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。
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。
【００６１】
（C）更に本実施の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、入出力部InputおよびOutputを平行軸配置にしなくても、つまりこれら入出力部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。
【００６２】
（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。
【００６３】
（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の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。
【００６４】
（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を用いた本実施の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。
（G） また本実施の形態によれば、減速用遊星歯車組である第１遊星歯車組G1をシングルピニオン型遊星歯車組としたため、ギヤノイズや部分点数が低減できると共に伝達効率が向上し、燃費の向上につながる。
【００６５】
図１２は、上記した歯車変速装置の実態構成図で、以下、これを基に上記した歯車変速装置の実態構成を詳述するに、図１２では歯車変速装置を、図１，４〜６のスケルトン図と入出力部が左右逆位置となった状態で示す。
変速機ケース３内に、入力軸１および中間軸４を同軸相対回転可能な突合せ状態にして横架し、これら入力軸１および中間軸４を変速機ケース３に対し個々に回転自在に支持する。
入力軸１に近い変速機ケース３の前端開口を、ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースにより塞ぎ、このポンプケースに入力軸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）を駆動結合する。
【００６６】
入力軸１から遠い中間軸４の後端は、変速機ケース３の後端における端蓋７に回転自在に支持する。
変速機ケース３の軸線方向中程に中間壁８を設け、この中間壁８に出力歯車２を回転自在に支持し、中間壁８の中心孔に中空軸９を介して入力軸１および中間軸４の突合せ嵌合部を回転自在に支持する。
【００６７】
ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースと、中間壁８との間に画成された前部空所内に、第１遊星歯車組G1を配置すると共にこの第１遊星歯車組G1を包囲するよう設けて第3クラッチC3を配置する。
第１遊星歯車組G1は、サンギヤS1をポンプカバー６に固設して常時回転不能とし、リングギヤR1を入力軸１から径方向外方へ延在するフランジ１０に結合する。
入力軸１に近い中間軸４の前端から径方向外方へ延在させてリングギヤR1を包囲するようクラッチドラム１１を設け、該クラッチドラム１１の内周およびリングギヤR1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１２を設け、これらで第３クラッチC3を構成する。
なお第３クラッチC3のクラッチピストン１３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および入力軸１並びに中間軸４に穿った油路１４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。
中空軸９の前端から径方向外方へ延在し、その後第3クラッチC3を包囲するようなドラム状となした連結部材９ａを設け、該連結部材９ａの前端をキャリアPC1に結合する。
【００６８】
中間壁８および端蓋７間に画成された後部空所内には、第２遊星歯車組G2および第3遊星歯車組G3と、第１クラッチC1および第２クラッチC2と、第１ブレーキB1および第２ブレーキB2とを以下のように配置する。
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２遊星歯車組G2を第3遊星歯車組G3よりも入力軸１に近い側に位置させる。
第２遊星歯車組G2のサンギヤS2および第3遊星歯車組G3のサンギヤS3を第1連結メンバM1により一体化すると共に中間軸４上に回転自在に支持する。
中空軸９の中ほどから径方向外方へ延在し、その後軸線方向後方へ延在して第2リングギヤR2の外周に至るクラッチドラム１５を設け、該クラッチドラム１５の内周およびリングギヤ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１６を設け、これらで第１クラッチC1を構成する。
【００６９】
上記のようにして第2遊星歯車組G2の外周に配置した第1クラッチC1よりも入力軸１に近い側に第2クラッチC2を配置するため、第2サンギヤS2の入力軸寄りの外縁に径方向外方へ延在するクラッチハブ１７を固設し、該クラッチハブ１７の外周とクラッチドラム１５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１８を設け、これらで第２クラッチC2を構成する。
なお、第１クラッチC1のクラッチピストン１９および第２クラッチC2のクラッチピストン２０は、クラッチピストン１９の内側でクラッチピストン２０が摺動するダブルピストンとして第1クラッチC1から遠い第2クラッチC2の側にまとめて配置し、これがためクラッチピストン２０を第２遊星歯車組G2と対面するクラッチドラム１５の端壁に嵌合する。
これらクラッチピストン１９，２０は、中間壁８および中空軸９に穿った個々の油路２１（図では１個の油路のみが見えている）からの作動油圧を受けてストロークすることで第１クラッチC1および第２クラッチC2を個別に締結し得るものとする。
【００７０】
第3遊星歯車組G3は前記したごとくダブルサンギヤ型遊星歯車組とするが、リングギヤR3の歯幅をピニオンP3の歯幅よりも小さくしてリングギヤR3を第2遊星歯車組G2に近い端部においてピニオンP3に噛合するよう位置させ、リングギヤR3を第2遊星歯車組G2のキャリアPC2に第2連結メンバM2で結合する時この連結メンバM2を短くし得るようになす。
上記リングギヤR3の外周には、第1クラッチC1および第2クラッチC2のクラッチドラム１５を包囲するよう配置した筒状連結メンバ２２の一端を結着し、該筒状連結メンバ２２の他端を出力歯車２に結着する。
【００７１】
そして第3遊星歯車組G3のキャリアPC3に、第３ピニオンP3の支持を司るサイドメンバSMから、前記したごとくサンギヤS3,S4間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバCMを設けると共に、ピニオンP3の軸線方向中程位置においてリングギヤR3の端面に沿うよう径方向外方へ延在するアウターメンバOMを設ける。
センターメンバCMは中間軸４に駆動結合し、これによりキャリアPC3をセンターメンバCMおよび中間軸４を経て第3クラッチC3のクラッチドラム１１に結合する。
アウターメンバOMには、その外周に結合してブレーキハブ２３を設け、このブレーキハブ２３を筒状連結メンバ２２の外周に配置して中間壁８に接近する前方へ延在させる。
ブレーキハブ２３の前端における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２４を設け、これにより第1ブレーキB1を構成し、この第1ブレーキB1を、ブレーキパック２４の後方において変速機ケース３内に嵌合したブレーキピストン２５により適宜締結可能にする。
【００７２】
ブレーキハブ２３の後端に被さるようブレーキハブ２６を設け、該ブレーキハブ２６の後端壁２６ａを第3遊星歯車組G3の背後に沿うよう円周方向内方に延在させ、このブレーキハブ後端壁２６ａの内周を第3遊星歯車組G3のサンギヤS4に結合する。
ブレーキハブ２６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２７を設け、これにより第２ブレーキB2を構成し、この第２ブレーキB2を、ブレーキパック２７の後方において変速機ケース３内に嵌合したブレーキピストン２８により適宜締結可能にする。以上により、第1ブレーキＢ１および第2ブレーキＢ２はそれぞれ、第1クラッチC1および第2クラッチC2の外周に配置されると共に、第2ブレーキＢ２よりも第1ブレーキＢ１が入力軸１（第1遊星歯車組Ｇ１）の近くに配置されるが、これら第1ブレーキＢ１および第2ブレーキＢ２は第3遊星歯車組Ｇ３よりも第2遊星歯車組Ｇ２寄りに配置する。
【００７３】
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を構成するブレーキハブ２３の前端と変速機ケース３との間には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ようになす。
変速機ケース３内には別に、入力軸１および中間軸４と平行なカウンターシャフト２９を回転自在に支持して設け、これにカウンターギヤ３０およびファイナルドライブピニオン３１を一体成形し、カウンターギヤ３０を出力歯車２に噛合させ、ファイナルドライブピニオン３１に図示せざる車両駆動輪間のディファレンシャルギヤ装置を噛合させる。
【００７４】
以上の実態構成になる図12のごとき歯車変速装置においては先ず、３個の遊星歯車組G1,G2,G3を入力軸１の側から、減速用遊星歯車組G1、シングルピニオン型遊星歯車組G2、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の順に並置したから、以下の作用効果が得られる。
つまり、入力軸１から最も遠い後端に位置することになったダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周におけるリングギヤR3の軸線方向位置のレイアウト自由度が高くて当該リングギヤを図12に示すごとく入力軸１寄りに位置させてピニオンP3に噛合させることができるため、
また、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、このキャリアを固定するための第1ブレーキB1（ブレーキハブ２３）との間を結合するためのメンバを、ピニオン（P3）軸線方向中程位置において、更に詳しくは、シングルピニオン型遊星歯車組G2の方向へ（前方へ）移動させてピニオンP3に噛合させたリングギヤR3の端面に沿うよう、キャリアPC3から径方向外方へ延在するアウターメンバOMとしたため、
これらリングギヤR3およびアウターメンバOMに邪魔されることなくダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図12に示すごとく径方向に絞ることができる。
これがため図12に示す歯車変速装置は、車両のエンジンルームに横置きにして搭載する時、入力軸１から遠い側における端部外周（端蓋７）を、エンジンルーム内に張り出した車体メンバと干渉しないよう小径にし得て、図1および図４〜図６につき前記した各種の利点を具えるほかに車載性にも優れたものとなる。
更に、リングギヤR3およびアウターメンバOMの上記配置により第3遊星歯車組G3の後端外周部近傍に生じた大きな空間は、第4サンギヤS4とこれを固定する第2ブレーキB2との間を繋ぐブレーキハブ２６の端壁２６ａを当該空間内へ入り込むよう折曲させることができ、その分、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図12に示すごとく径方向に絞ることが確実に可能になる。
【００７５】
また、３つのクラッチC1,C2,C3のうち、減速用遊星歯車組G1からの出力回転を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2よりなる変速用遊星歯車組に振り分けるための第１クラッチC1および第２クラッチC2を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3よりもシングルピニオン型遊星歯車組G2寄りに配置したから、
これらクラッチC1,C2が入力軸１に近づくような配置となり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞ることができる範囲を、第１クラッチC1および第２クラッチC2の存在にもかかわらず広くすることができ、図１２の歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性に関する作用効果を更に顕著なものにすることができる。
また第１および第２クラッチC1,C2の上記配置によれば、これらが減速用遊星歯車組G1に接近することとなって、これら第１および第２クラッチC1,C2と減速用遊星歯車組G1との間を連結するメンバ（中空軸９およびクラッチドラム１５）の長さを短縮することができ、当該連結メンバの短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することもできる。
更に、第１および第２クラッチC1,C2の横並び配置によりこれらの作動ピストン１９，２０を前記したごとく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と併せて、ピストン１９，２０のリターンスプリングおよび遠心圧キャンセル室を共用化することにより、部品点数の減少および変速機の小型化、更にはコスト低減を実現することも可能である。
【００７６】
なお第１および第２クラッチC1,C2を上記配置にしたのに加えて、これらクラッチのクラッチピストン１９，２０を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3から遠いシングルピニオン型遊星歯車組G2の側に配置したから、
第１および第２クラッチC1,C2のピストン１９，２０がダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周に存在しないこととなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って、歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性を向上させるという作用効果を顕著なものにすることができる。
【００７７】
更に、入力軸１の回転をダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2よりなる変速用遊星歯車組（図１２では、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3）に直接入力するための第３クラッチC3を減速用遊星歯車組G1の外周に配置したから、
第３クラッチC3が第１および第２クラッチC1,C2よりも更に入力軸１に近い位置に配置される結果、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を確実なものにすることができるほか、３つのクラッチC1,C2,C3の作動油路２１，１４に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【００７８】
また上記第３クラッチC3のクラッチピストン１３をシングルピニオン型遊星歯車組G2に近い減速用遊星歯車組G1の側に配置したから、
第３クラッチC3のクラッチピストン１３が、上記の配置とした第１および第２クラッチC1,C2のクラッチピストン１９，２０と背中合わせの近接配置となり、これら３つのクラッチの作動油路１４，２１に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるという上記の作用効果を更に確実なものにすることができる。
【００７９】
なお第１、第２クラッチC1,C2の作動油路２１を、減速用遊星歯車組G1およびシングルピニオン型遊星歯車組G2間において変速機ケース３に設けた出力歯車支持壁としての中間壁８に形成したから、
変速機ケース３の周方向の任意個所に設置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）と第１、第２クラッチC1,C2との間に延在させるべき作動油路２１を短くすることができると共にこれら作動油路をほぼ同じ長さにしてこれらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるほか、
伝達トルクが大きくて比較的高圧を導く必要のある第１、第２クラッチC1,C2の作動油路２１であっても、これを、出力歯車支持壁のため比較的厚肉の中間壁８に形成するから、補強用の別スリーブ等を要することなく、作動油路２１を中間壁８に直接形成することができて部品点数の増大やコスト高を招く虞がない。
【００８０】
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2よりなる変速用遊星歯車組の回転メンバ（図１２では、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3およびサンギヤS4）を固定するための第１および第２ブレーキB1,B2をダブルサンギヤ型遊星歯車組G3よりもシングルピニオン型遊星歯車組G2寄りに配置したため、
これら２つのブレーキB1,B2がダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G3よりなる変速用遊星歯車組に係わって設けられていても、入力軸１の方向へ寄せて配置されることから、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を阻害しないほか、これらブレーキB1,B2の作動油路長をほぼ同等なものにすることができてこれらブレーキに係わる変速の変速応答を均一にし得る。
【００８１】
なお第１および第２ブレーキB1,B2を第１および第２クラッチC1,C2の外周に配置したから、
これらブレーキB1,B2により固定すべき回転メンバ（第３キャリアＰＣ３およびサンギヤＳ４）と、当該ブレーキB1,B2との間を連結する連結部材ＯＭ，２６ａを、シングルピニオン型遊星歯車組Ｇ２から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の側（後側）に配置することができ、該連結部材ＯＭ，２６ａの設置スペースの確保が容易である。
【００８２】
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3を固定する第１ブレーキB1を、シングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4を固定する第２ブレーキＢ２よりも減速用遊星歯車組G1に近い側に配置したから、
第１ブレーキB1により固定すべきダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、第１ブレーキB1との間を連結する連結部材OM、および第２ブレーキB2により固定すべきシングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4と、第２ブレーキB2との間を連結する連結部材２６ａを、入力軸１から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の側に延在させるに際しこれら連結部材ＯＭ，２６ａの取り回しが、これらキャリアPC3およびサンギヤS4の位置との関連において容易であると共に、これら連結部材ＯＭ，２６ａの短縮化によりコスト上および剛性上、並びにスペース効率の点で大いに有利である。
【００８３】
第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の作動油路２１を出力歯車支持用の中間壁８に形成し、第３クラッチＣ３の作動油路１４をポンプカバー６に形成したから、これら作動油路の全てが、コントロールバルブボディーからの作動油圧を通しやすい変速機ケース３の前部に集中して変速制御回路の無駄を省くことができる。
【００８４】
（第２の実施形態）
図13は、本発明の他の実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置を示し、図1におけると同様の部分を同一符号にて示す。
本実施の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）も、図13の入力部Input（入力軸１）に近い左端部より順次、減速装置としての第１遊星歯車組G1、シングルピニオン型の第２遊星歯車組Ｇ２、ダブルサンギヤ型の第３遊星歯車組Ｇ３を同軸に配置する。
第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３は、図1につき前述した同様なものでこれらにより前記したイシマル型遊星歯車列（変速用遊星歯車組）を構成する。
しかし、減速用遊星歯車組である第１遊星歯車組G1は、図1につき前述したシングルピニオン型のものに代えて、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、これらギヤS1，R1にそれぞれが噛合すると共に相互に噛み合う2個の第１ピニオンP1a，P1bを回転自在に支持した第１キャリアPC1とを有したダブルピニオン型遊星歯車組とする。
【００８５】
これがため本実施の形態においては、入力軸１を第１キャリアPC1に結合してこれにエンジン回転を入力するようになし、第１サンギヤS1を変速機ケース３に結合して常時固定とし、第１リングギヤR1を第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。
それ以外は、図1につき前述した同様なものであるから、同一符号を付して図示するにとどめ、重複説明を避けた。
【００８６】
上記の構成とした本実施の形態になる歯車変速装置も、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。
以下に、上記歯車変速装置の変速作用を図2および図１４〜図１７に基づいて説明する。
図１４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１５〜図１７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。
図１４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１５〜図１７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。
【００８７】
（第１速）
前進第１速は図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。
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がケースに固定されるため、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。
【００８８】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第１速は、図１４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歯車２から出力する。
【００８９】
この第１速でのトルク伝達経路は、図１５（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。
【００９０】
（第２速）
第２速は図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。
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がケースに固定される。
【００９１】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第２速は、図１４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）として出力歯車２から出力する。
【００９２】
この第２速でのトルク伝達経路は図１５（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。
【００９３】
（第３速）
第３速は図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。
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を経由して出力歯車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。
【００９４】
すなわち第３速は図１４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）して出力歯車２から出力する。
この第３速でのトルク伝達経路は図１５（ｃ）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。
【００９５】
（第４速）
第４速は図２に示すように、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。
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。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。
【００９６】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第４速は、図１４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。
この第４速でのトルク伝達経路は図１６（ａ）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。
【００９７】
（第５速）
第５速は図２に示すように、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。
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。
【００９８】
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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第５速は、図１４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歯車２から出力する。
この第５速でのトルク伝達経路は図１６（ｂ）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。
【００９９】
（第６速）
第６速は図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。
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がケースに固定される。
【０１００】
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がケース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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第６速は、図１４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をケースに固定とする第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歯車２から出力する。
この第６速でのトルク伝達経路は図１６（ｃ）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。
【０１０１】
（後退）
後退の変速段は図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。
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がケースに固定される。
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がケースに固定となり、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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち後退変速段は図１４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歯車２から出力する。
この後退変速段でのトルク伝達経路は図１７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。
【０１０２】
本実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置は、図1〜図6に示す実施の形態におけると同様に前記した作用効果を奏し得るほか、以下の作用効果をも得ることができる。
（Ｈ）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2個の第１ピニオンP1a，P1bを支持した第１キャリアPC1とを有する減速用のダブルピニオン型第１遊星歯車組Ｇ１と、
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第２遊星歯車組Ｇ２と、
２つの第３サンギヤS3および第４サンギヤS4と、両サンギヤS3,S4に噛み合う共通な第３ピニオンP3を支持した第３キャリアPC3およびセンターメンバCM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第３遊星歯車組Ｇ３と、
第１キャリアPC1に結合した入力軸１と、
第２キャリアPC2に結合した出力歯車２（または出力軸）で構成される出力部Outputと、
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第１連結メンバＭ１と、
第２キャリアPC3と第３リングギヤR3とを一体的に結合する第２連結メンバＭ２と、
第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを選択的に断接する第１クラッチＣ１と、
第１リングギヤR1と第２サンギヤS2とを選択的に断接する第２クラッチＣ２と、
入力軸InputとセンターメンバCMとを選択的に断接する第３クラッチＣ３と、第３キャリアPC3の回転を選択的に停止させる第１ブレーキＢ１と、
第４サンギヤS4の回転を選択的に停止させる第２ブレーキＢ２とで歯車変速装置を構成したため、
第１速および第２速において、第２遊星歯車組Ｇ２と第３遊星歯車組Ｇ３により成る、イシマル型遊星歯車列に対しリングギヤ入力を達成でき、自動変速機を一層コンパクトにすることができる。
加えて、第２速においてトルク循環が無くなるため、第２速の伝達効率が向上して燃費の向上を図ることができる。
【０１０３】
図１８は、上記した実施の形態になる歯車変速装置の実態構成図で、以下、この実態構成を詳述するに、図１８では歯車変速装置を、図１３，図１５〜１７のスケルトン図と入出力部が左右逆位置となった状態で示す。
変速機ケース３内に、入力軸１および中間軸４を同軸相対回転可能な突合せ状態にして横架し、これら入力軸１および中間軸４を変速機ケース３に対し個々に回転自在に支持する。
入力軸１に近い変速機ケース３の前端開口を、ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースにより塞ぎ、このポンプケースに入力軸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T/Cを介して動力源であるエンジンENGを駆動結合する。
【０１０４】
入力軸１から遠い中間軸４の後端は、変速機ケース３の後端における端蓋７に回転自在に支持する。
変速機ケース３の軸線方向中程に中間壁８を設け、この中間壁８に出力歯車２を回転自在に支持し、中間壁８の中心孔に中空軸９を介して中間軸４の前端を回転自在に支持する。
【０１０５】
ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースと、中間壁８との間に画成された前部空所内に、第１遊星歯車組G1を配置すると共にこの第１遊星歯車組G1を包囲するよう設けて第3クラッチC3を配置する。
第１遊星歯車組G1は、サンギヤS1をポンプカバー６に固設して常時回転不能とし、キャリアPC1を入力軸１から径方向外方へ延在するフランジ１０に結合し、キャリアPC1の外周にクラッチハブ３２を設ける。
入力軸１に近い中間軸４の前端から径方向外方へ延在させてリングギヤR1およびクラッチハブ３２を包囲するようクラッチドラム１１を設け、該クラッチドラム１１の内周およびクラッチハブ３２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１２を設け、これらで第３クラッチC3を構成する。
なお第３クラッチC3のクラッチピストン１３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および入力軸１並びに中間軸４に穿った油路１４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。
中空軸９の前端から径方向外方へ延在し、その後第3クラッチC3を包囲するようなドラム状となした連結部材９ａを設け、該連結部材９ａの前端をリングギヤR1に結合する。
【０１０６】
中間壁８および端蓋７間に画成された後部空所内には、第２遊星歯車組G2および第3遊星歯車組G3と、第１クラッチC1および第２クラッチC2と、第１ブレーキB1および第２ブレーキB2とを以下のように配置する。
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２遊星歯車組G2を第3遊星歯車組G3よりも入力軸１に近い側に位置させる。
第２遊星歯車組G2のサンギヤS2および第3遊星歯車組G3のサンギヤS3を第1連結メンバM1により一体化すると共に中間軸４上に回転自在に支持する。
中空軸９の中ほどから径方向外方へ延在し、その後軸線方向後方へ延在して第2リングギヤR2の外周に至るクラッチドラム１５を設け、該クラッチドラム１５の内周およびリングギヤ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１６を設け、これらで第１クラッチC1を構成する。
【０１０７】
上記のようにして第2遊星歯車組G2の外周に配置した第1クラッチC1よりも入力軸１に近い側に第2クラッチC2を配置するため、第2サンギヤS2の入力軸寄りの外縁に径方向外方へ延在するクラッチハブ１７を固設し、該クラッチハブ１７の外周とクラッチドラム１５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１８を設け、これらで第２クラッチC2を構成する。
なお、第１クラッチC1のクラッチピストン１９および第２クラッチC2のクラッチピストン２０は、クラッチピストン１９の内側でクラッチピストン２０が摺動するダブルピストンとして第1クラッチC1から遠い第2クラッチC2の側にまとめて配置し、これがためクラッチピストン２０を第２遊星歯車組G2と対面するクラッチドラム１５の端壁に嵌合する。
これらクラッチピストン１９，２０は、中間壁８および中空軸９に穿った個々の油路２１（図では１個の油路のみが見えている）からの作動油圧を受けてストロークすることで第１クラッチC1および第２クラッチC2を個別に締結し得るものとする。
【０１０８】
第3遊星歯車組G3は前記したごとくダブルサンギヤ型遊星歯車組とするが、リングギヤR3の歯幅をピニオンP3の歯幅よりも小さくしてリングギヤR3を第2遊星歯車組G2に近い端部においてピニオンP3に噛合するよう位置させ、リングギヤR3を第2遊星歯車組G2のキャリアPC2に第2連結メンバM2で結合する時この連結メンバM2を短くし得るようになす。
上記第2連結メンバM2の外周には、第1クラッチC1および第2クラッチC2のクラッチドラム１５を包囲するよう配置した筒状連結メンバ２２の一端を結着し、該筒状連結メンバ２２の他端を出力歯車２に結着する。
【０１０９】
そして第3遊星歯車組G3のキャリアPC3に、第３ピニオンP3の支持を司るサイドメンバSMから、前記した実施の形態におけると同様サンギヤS3,S4間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバCMを設けると共に、ピニオンP3の軸線方向中程位置において径方向外方へ延在するアウターメンバOMを設ける。
センターメンバCMは中間軸４に駆動結合し、これによりキャリアPC3をセンターメンバCMおよび中間軸４を経て第3クラッチC3のクラッチドラム１１に結合する。
アウターメンバOMには、その外周に結合してブレーキハブ２３を設け、このブレーキハブ２３を筒状連結メンバ２２の外周に配置して中間壁８に接近する前方へ延在させる。
ブレーキハブ２３の前端における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２４を設け、これにより第1ブレーキB1を構成し、この第1ブレーキB1を、ブレーキパック２４の前方における中間壁８内に嵌合したブレーキピストン２５により適宜締結可能にする。
【０１１０】
ブレーキハブ２３の後端に被さるようブレーキハブ２６を設け、該ブレーキハブ２６の後端壁２６ａを第3遊星歯車組G3の背後に沿うよう円周方向内方に延在させ、このブレーキハブ後端壁２６ａの内周を第3遊星歯車組G3のサンギヤS4に結合する。
ブレーキハブ２６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２７を設け、これにより第２ブレーキB2を構成し、この第２ブレーキB2を、ブレーキパック２７の後方において変速機ケース３内に嵌合したブレーキピストン２８により適宜締結可能にする。以上により、第1ブレーキＢ１は第1クラッチC1および第2クラッチC2の外周に、また第2ブレーキＢ２は第3遊星歯車組G3の外周に配置され、第2ブレーキＢ２よりも第1ブレーキＢ１が入力軸１（第1遊星歯車組Ｇ１）の近くに配置されることとなる。
【０１１１】
なお、図1３、図１５〜１７のスケルトン図では省略したが、第1ブレーキＢ１を構成するブレーキハブ２３の軸線方向中ほどと変速機ケース３との間には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ようになす。
変速機ケース３内には別に、図１２におけるカウンターギヤ３０およびファイナルドライブピニオン３１を一体成形したカウンターシャフト２９と同様なカウンターシャフトを回転自在に支持して設け、これを経て歯車変速装置の出力回転を車両駆動輪間のディファレンシャルギヤ装置に向かわせること勿論である。
【０１１２】
以上の実態構成になる図１８のごとき歯車変速装置においても前述した実施の形態におけると同様に、３個の遊星歯車組G1,G2,G3を入力軸１の側から、減速用遊星歯車組G1、シングルピニオン型遊星歯車組G2、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の順に並置したから、以下の作用効果が得られる。
つまり、入力軸１から最も遠い後端に位置することになったダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周におけるリングギヤR3の軸線方向位置のレイアウト自由度が高くて当該リングギヤを図１８に示すごとく入力軸１寄りに位置させてピニオンP3に噛合させることができるため、
また、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、このキャリアを固定するための第1ブレーキB1（ブレーキハブ２３）との間を結合するためのメンバを、ピニオン（P3）軸線方向中程位置において、更に詳しくは、シングルピニオン型遊星歯車組G2の方向へ（前方へ）移動させてピニオンP3に噛合させたリングギヤR3の端面に沿うよう、キャリアPC3から径方向外方へ延在するアウターメンバOMとしたため、
これらリングギヤR3およびアウターメンバOMに邪魔されることなくダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図１８に示すごとく径方向に絞ることができる。
これがため図１８に示す歯車変速装置は、車両のエンジンルームに横置きにして搭載する時、入力軸１から遠い側における端部外周（端蓋７）を、エンジンルーム内に張り出した車体メンバと干渉しないよう小径にし得て、図1および図４〜図６につき前記したと同様な各種の利点を具えるほかに車載性にも優れたものとなる。
更に、リングギヤR3およびアウターメンバOMの上記配置により第3遊星歯車組G3の後端外周部近傍に生じた大きな空間は、第4サンギヤS4とこれを固定する第2ブレーキB2との間を繋ぐブレーキハブ２６の端壁２６ａを当該空間内へ入り込むよう折曲させることができ、その分、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図１８に示すごとく径方向に絞ることが確実に可能になる。
この作用効果は、アウターメンバＯＭを図１８に示すごとくリングギヤＲ３の外周に被さるように折曲し、その後第２連結メンバＭ２に沿うよう折曲することで更に顕著となり、第２ブレーキＢ２をダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の外周に配置しても尚、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図１８に示すごとく径方向に絞ることが可能となる。
【０１１３】
また、３つのクラッチC1,C2,C3のうち、減速用遊星歯車組G1からの出力回転を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2よりなる変速用遊星歯車組に振り分けるための第１クラッチC1および第２クラッチC2を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3よりもシングルピニオン型遊星歯車組G2寄りに配置したから、
これらクラッチC1,C2が入力軸１に近づくような配置となり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞ることができる範囲を、第１クラッチC1および第２クラッチC2の存在にもかかわらず広くすることができ、図１８の歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性に関する作用効果を更に顕著なものにすることができる。
また第１および第２クラッチC1,C2の上記配置によれば、これらが減速用遊星歯車組G1に接近することとなって、これら第１および第２クラッチC1,C2と減速用遊星歯車組G1との間を連結するメンバ（中空軸９およびクラッチドラム１５）の長さを短縮することができ、当該連結メンバの短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することもできる。
更に、第１および第２クラッチC1,C2の横並び配置によりこれらの作動ピストン１９，２０を前記したごとく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と併せて、ピストン１９，２０のリターンスプリングおよび遠心圧キャンセル室を共用化することにより、部品点数の減少および変速機の小型化、更にはコスト低減を実現することも可能である。
【０１１４】
なお第１および第２クラッチC1,C2を上記配置にしたのに加えて、これらクラッチのクラッチピストン１９，２０を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3から遠いシングルピニオン型遊星歯車組G2の側に配置したから、
第１および第２クラッチC1,C2のピストン１９，２０がダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周に存在しないこととなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って、歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性を向上させるという作用効果を顕著なものにすることができる。
【０１１５】
更に、入力軸１の回転をダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2よりなる変速用遊星歯車組（図１８では、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3）に直接入力するための第３クラッチC3を減速用遊星歯車組G1の外周に配置したから、
第３クラッチC3が第１および第２クラッチC1,C2よりも更に入力軸１に近い位置に配置される結果、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を確実なものにすることができるほか、３つのクラッチC1,C2,C3の作動油路２１，１４に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【０１１６】
また上記第３クラッチC3のクラッチピストン１３をシングルピニオン型遊星歯車組G2に近い減速用遊星歯車組G1の側に配置したから、
第３クラッチC3のクラッチピストン１３が、上記の配置とした第１および第２クラッチC1,C2のクラッチピストン１９，２０と背中合わせの近接配置となり、これら３つのクラッチの作動油路１４，２１に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるという上記の作用効果を更に確実なものにすることができる。
【０１１７】
なお第１、第２クラッチC1,C2の作動油路２１を、減速用遊星歯車組G1およびシングルピニオン型遊星歯車組G2間において変速機ケース３に設けた出力歯車支持壁としての中間壁８に形成したから、
変速機ケース３の周方向の任意個所に設置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）と第１、第２クラッチC1,C2との間に延在させるべき作動油路２１を短くすることができると共にこれら作動油路をほぼ同じ長さにしてこれらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【０１１８】
また、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3を固定する第１ブレーキB1を、シングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4を固定する第２ブレーキＢ２よりも減速用遊星歯車組G1に近い側に配置したから、
第１ブレーキB1により固定すべきダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、第１ブレーキB1との間を連結する連結部材OM、および第２ブレーキB2により固定すべきシングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4と、第２ブレーキB2との間を連結する連結部材２６ａを、入力軸１から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の側に延在させるに際しこれら連結部材ＯＭ，２６ａの取り回しが、これらキャリアPC3およびサンギヤS4の位置との関連において容易であると共に、これら連結部材ＯＭ，２６ａの短縮化によりコスト上および剛性上、並びにスペース効率の点で大いに有利である。
【０１１９】
第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の作動油路２１を出力歯車支持用の中間壁８に形成し、第３クラッチＣ３の作動油路１４をポンプカバー６に形成したから、これら作動油路の全てが、コントロールバルブボディーからの作動油圧を通しやすい変速機ケース３の前部に集中して変速制御回路の無駄を省くことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の一実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置を模式的に示す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、
（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、
（ａ）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、
（ｂ）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、
（ｃ）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である。
【図６】 同歯車変速装置の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に示す歯車変速装置の実態構成を示す展開断面図である。
【図１３】 本発明の他の実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置を模式的に示すスケルトン図である。
【図１４】 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１５】 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1３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1３と同様なスケルトン図、（ｃ）は、前進第３速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図である。
【図１６】 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４速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図、（ｂ）は、前進第５速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図、（ｃ）は、前進第６速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図である。
【図１７】 同歯車変速装置の後退変速段選択時におけるトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図である。
【図１８】 図１３〜図１７に示す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
１ 入力軸
Output 出力部
２ 出力歯車
S1 第１サンギヤ
R1 第１リングギヤ
P1 第１ピニオン
P1a 第1ピニオン
P1b 第1ピニオン
PC1 第１キャリアPC1
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
OM アウターメンバ
ENG エンジン（動力源）
T/C トルクコンバータ
３ 変速機ケース
４ 中間軸
５ ポンプハウジング
６ ポンプカバー
７ 端蓋
８ 中間壁（出力歯車支持壁）
９ 中空軸
9a ドラム状連結部材
10 フランジ
11 クラッチドラム
12 クラッチパック
13 クラッチピストン
14 第3クラッチ作動油路
15 クラッチドラム
16 クラッチパック
17 クラッチハブ
18 クラッチパック
19 クラッチピストン
20 クラッチピストン
21 第1クラッチまたは第2クラッチ作動油路
22 筒状連結メンバ
23 ブレーキハブ
24 ブレーキパック
25 ブレーキピストン
26 ブレーキハブ
26a ブレーキハブ後端壁
27 ブレーキパック
28 ブレーキピストン
29 カウンターシャフト
30 カウンターギヤ
31 ファイナルドライブピニオン
32 クラッチハブ
Claims (14)
- 動力源からの回転を入力される入力部と、
この入力部に同軸に配置された出力部と、
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部からの回転を変速し、前記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つの第１、第２、第３クラッチおよび２つの第１、第２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、前記入力回転を常時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、該ヒ゜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部の側から、減速用遊星歯車組、シングルピニオン型遊星歯車組、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の順に並置したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 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３つの第１、第２、第３クラッチのうち第１クラッチおよび第２クラッチは、前記減速用遊星歯車組からの出力回転を、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クラッチとし、これら第１および第２クラッチを、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組よりも前記シングルピニオン型遊星歯車組寄り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。 - 請求項２記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第１および第２クラッチのクラッチピストンを、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組から遠い前記シングルピニオン型遊星歯車組の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。 - 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３つの第１、第２、第３クラッチのうち第３クラッチは、前記入力部の回転を、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直接入力するためのクラッチとし、この第３クラッチ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。 - 請求項４記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第３クラッチのクラッチピストンを、前記シングルピニオン型遊星歯車組に近い前記減速用遊星歯車組の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。 - 請求項１乃至５のいずれか１項記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記出力部をなす前記自動変速機用歯車変速装置の出力歯車を前記減速用遊星歯車組および前記シングルピニオン型遊星歯車組間に配置して前記自動変速機用歯車変速装置の変速機ケースに回転自在に支持し、
該支持のために変速機ケースに設けた出力歯車支持壁に前記第１、第２クラッチの作動油路を形成したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項１乃至６のいずれか１項記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記２つの第１、第２ブレーキは、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の２個の回転メンバを個々に固定可能なブレーキとし、これら第１および第２ブレーキを前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組よりも前記シングルピニオン型遊星歯車組寄り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。 - 請求項７記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第１および第２ブレーキを前記第１および第２クラッチ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。 - 請求項７または８記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第１ブレーキは前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組のキャリアを固定するブレーキとし、
前記第２ブレーキは前記シングルピニオン型遊星歯車組から遠い側における前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組のサンギヤを固定するブレーキとし、
前記第１ブレーキを前記第２ブレーキよりも前記減速用遊星歯車組に近い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。 - 請求項１乃至９のいずれか１項記載の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、前記入力部に最も近い前記減速用遊星歯車組を、第1サンギヤと、第1リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第1キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、次いで前記入力部に近い位置にある前記シングルピニオン型遊星歯車組を、第２サンギヤと、第２リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第２キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部から最も遠い位置にある前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を、前記入力部に近い側における第３サンギヤおよび前記入力部から遠い側における第４サンギヤと、これら第３および第４サンギヤに噛み合う共通なピニオンを支持した第３キャリアと、該共通なピニオンに噛み合う１個の第３リングギヤとよりなる遊星歯車組とし、
前記入力部を前記第１リングギヤに結合し、
前記出力部を前記第２キャリアおよび前記第３リングギヤの相互結合体に結合し、
前記第１クラッチは、前記第１キャリアおよび前記第２リングギヤ間を断接可能なクラッチとし、
前記第２クラッチは、前記第１キャリアを前記第２サンギヤおよび前記第３サンギヤの相互結合体に断接可能なクラッチとし、
前記第３クラッチは、前記第３キャリアおよび前記入力部間を断接可能なクラッチとし、
前記第１ブレーキは、前記第３キャリアを固定可能なブレーキとし、
前記第２ブレーキは、前記第４サンギヤを固定可能なブレーキとし、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキの締結により第１速、
前記第１クラッチと前記第２ブレーキの締結により第２速、
前記第１クラッチと前記第２クラッチの締結によリ第３速、
前記第１クラッチと前記第３クラッチの締結により第４速、
前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により第５速、
前記第３クラッチと前記第２ブレーキの締結により第６速、
前記第２クラッチと前記第１ブレーキの締結により後退の変速段をそれぞれ選択し得るよう構成したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項１乃至９のいずれか1項記載の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、前記入力部に最も近い前記減速用遊星歯車組を、第1サンギヤと、第1リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第1キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、次いで前記入力部に近い位置にある前記シングルピニオン型遊星歯車組を、第２サンギヤと、第２リングギヤと、これらギヤに噛み合うピニオンを支持した第２キャリアとよりなる遊星歯車組で構成し、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部から最も遠い位置にある前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を、前記入力部に近い側における第３サンギヤおよび前記入力部から遠い側における第４サンギヤと、これら第３および第４サンギヤに噛み合う共通なピニオンを支持した第３キャリアと、該共通なピニオンに噛み合う１個の第３リングギヤとよりなる遊星歯車組とし、
前記入力部を前記第１キャリアに結合し、
前記出力部を前記第２キャリアおよび前記第３リングギヤの相互結合体に結合し、
前記第１クラッチは、前記第１リングギヤおよび前記第２リングギヤ間を断接可能なクラッチとし、
前記第２クラッチは、前記第１リングギヤを前記第２サンギヤおよび前記第３サンギヤの相互結合体に断接可能なクラッチとし、
前記第３クラッチは、前記第３キャリアおよび前記入力部間を断接可能なクラッチとし、
前記第１ブレーキは、前記第３キャリアを固定可能なブレーキとし、
前記第２ブレーキは、前記第4サンギヤを固定可能なブレーキとし、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキの締結により第１速、
前記第１クラッチと前記第２ブレーキの締結により第２速、
前記第１クラッチと前記第２クラッチの締結によリ第３速、
前記第１クラッチと前記第３クラッチの締結により第４速、
前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により第５速、
前記第３クラッチと前記第２ブレーキの締結により第６速、
前記第２クラッチと前記第１ブレーキの締結により後退の変速段をそれぞれ選択し得るよう構成したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項１０または１１記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記出力部を前記減速用遊星歯車組および前記シングルピニオン型遊星歯車組間に配して筒状連結メンバを介し前記第２キャリアおよび前記第３リングギヤの相互結合体に結合し、
該筒状連結メンバの内周に前記第1および第２クラッチを、また該筒状連結メンバの外周に前記第１および第２ブレーキをそれぞれ配置し、
前記第１ブレーキを前記第２ブレーキよりも前記入力部に近い側に配置すると共に、前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組のピニオン軸線方向中程位置において前記第３キャリアから径方向外方へ延在するアウターメンバに結合し、
前記第２ブレーキを、前記第４サンギヤから径方向外方に延在するラジアルメンバにより該第４サンギヤに結合し、
前記第３クラッチを前記減速用遊星歯車組の外周に配置すると共に、該第３クラッチのクラッチドラムを、前記シングルピニオン型遊星歯車組および前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の中心に貫通した中間軸、および前記第３キャリアから前記第３および第４サンギヤ間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバにより該第３キャリアに結合したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1０乃至１２のいずれか１項記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記減速用遊星歯車組を、シングルピニオン型遊星歯車組としたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1０乃至１２のいずれか１項記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記減速用遊星歯車組を、ダブルピニオン型遊星歯車組としたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
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