JP6665567B2 - 多段変速機 - Google Patents

Description

本発明は、多段変速機に関し、特に、車両に搭載される多段変速機に関する。

自動車等の車両に搭載された変速機は、内燃機関の燃費を向上させるために変速段数を増加させることが好ましい。従来の多段変速機としては、例えば、特許文献１に記載された変速機が知られている。

この変速機は、複数の駆動ギヤを固定する第１の入力軸と、複数の駆動ギヤを固定する第２の入力軸と、駆動源の動力を入力軸に伝達自在な第１のクラッチまたは第２のクラッチと、複数の従動ギヤを軸支する第１の中間軸と、複数の従動ギヤを軸支する第２の中間軸と、第１のギヤ列または第２のギヤ列を選択的に確立する第１の同期噛合機構と、第３のギヤ列または第４のギヤ列を選択的に確立する第２の同期噛合機構と、ダブルピニオン型のプラネタリギヤと、プラネタリギヤのリングギヤとキャリアとを連結自在な第３のクラッチと、サンギヤを固定するブレーキとを備え、キャリアに第１の中間軸、サンギヤに第２の中間軸を連結し、リングギヤに出力ギヤを連結している。

従来の変速機は、第１のクラッチと第２のクラッチを有するＤＣＴ（デュアルクラッチトランスミッション）に遊星歯車機構を追加することで、前進８速段の変速を実現できるようにしている。

特開２０１０−１４４７７５号公報

このような従来の変速機にあっては、プラネタリギヤによって変速を行うために、第３のクラッチやブレーキからなる摩擦係合要素が必要になり、当然のことながら摩擦係合要素を駆動するためのアクチュエータも必要となる。これにより、変速機が複雑、かつ大型化してしまう。

本発明は、上記のような問題点に着目してなされたものであり、簡素化および小型化を図りつつ変速段数を増加できる多段変速機を提供することを目的とするものである。

本発明は、駆動源から回転が入力される入力軸と、前記入力軸に入力された回転を出力する出力軸と、前記入力軸と前記出力軸との間の動力伝達経路において平行に設置される第１の中間軸および第２の中間軸と、前記第１の中間軸と前記第２の中間軸とに設置された複数のギヤ列および前記ギヤ列を選択し、選択されたギヤ列によって前記第１の中間軸と前記第２の中間軸との間で変速を行う同期噛み合い機構を有する変速機構と、相対的に回転する３つの回転要素を有し、前記入力軸の回転を２つの回転要素によって前記第１の中間軸と前記第２の中間軸とに伝達する遊星歯車機構と、前記第１の中間軸と前記出力軸との間に設置され、前記第１の中間軸の回転を前記出力軸に伝達する第１の摩擦係合要素と、前記第２の中間軸と前記出力軸との間に設置され、前記第２の中間軸の回転を前記出力軸に伝達する第２の摩擦係合要素とを備え、前記第１の中間軸および前記第２の中間軸は、前記同期噛み合い機構によって選択されたギヤ列のギヤ比に応じた回転数で回転され、前記第１の摩擦係合要素および前記第２の摩擦係合要素の一方を選択して、前記第１の中間軸と前記出力軸または前記第２の中間軸と前記出力軸とを選択的に連結することにより、前記出力軸を前記第１の中間軸および前記第２の中間軸に選択的に連結し、前記変速機構のギヤ列のそれぞれに対して２つの変速段を構成する。

このように上記の本発明によれば、簡素化および小型化を図りつつ変速段数を増加できる。

図１は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機のスケルトン図である。 図２は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機に設置される遊星歯車機構の回転要素の共線図である。 図３は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、各変速段で使用される低速段側摩擦クラッチ、高速段側摩擦クラッチおよびシフトスリーブの組合せを示す図である。 図４は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、変速段が１速のときの動力伝達経路を示す図である。 図５は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、変速段が２速のときの動力伝達経路を示す図である。 図６は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、変速段が３速のときの動力伝達経路を示す図である。 図７は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、変速段が４速のときの動力伝達経路を示す図である。 図８は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、変速段が５速のときの動力伝達経路を示す図である。 図９は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、変速段が６速のときの動力伝達経路を示す図である。 図１０は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、変速段が７速のときの動力伝達経路を示す図である。 図１１は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、変速段が８速のときの動力伝達経路を示す図である。 図１２は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、変速段が９速のときの動力伝達経路を示す図である。 図１３は、本発明の一実施の形態に係る多段変速機において、変速段がリバースのときの動力伝達経路を示す図である。

以下、本発明に係る多段変速機の実施の形態について、図面を用いて説明する。
図１〜図１３は、本発明に係る一実施の形態の多段変速機を示す図である。
まず、構成を説明する。
図１において、自動車等の車両に搭載される多段変速機１は、前進９速、後進１速の変速段を有する。

多段変速機１は、エンジン２から回転（動力）が入力される入力軸３と、入力軸３に入力された回転をディファレンシャル装置５１に出力する出力軸４と、入力軸３と出力軸４との間の動力伝達経路において平行に設置される変速入力軸５およびカウンタ軸６と、入力軸３と変速入力軸５およびカウンタ軸６との設置された遊星歯車機構７とを備えている。
遊星歯車機構７は、外歯歯車であるサンギヤ７Ｓと、サンギヤ７Ｓと同軸上に配置される内歯車であるリングギヤ７Ｒと、サンギヤ７Ｓおよびリングギヤ７Ｒの双方に噛み合う外歯歯車である複数のピニオンギヤ７Ｐを回転自在に支持し、サンギヤ７Ｓと同軸上に配置されたキャリア７Ｃとを有する。キャリア７Ｃは、ピニオンギヤ７Ｐの公転回転を出力する。
これらサンギヤ７Ｓ、リングギヤ７Ｒおよびキャリア７Ｃは、相対回転自在に設けられた本発明の３つの回転要素を構成する。

遊星歯車機構７は、変速入力軸５と同軸に設置されている。入力軸３は、キャリア７Ｃに連結されている。変速入力軸５にはサンギヤ７Ｓが固定されている。また、変速入力軸５には入力ギヤ８が相対回転自在に設置されており、入力ギヤ８は、遊星歯車機構７のリングギヤ７Ｒに連結されている。ここで、入力軸３は、エンジン２のクランク軸あるいは、クランク軸に連結された軸から構成されてもよい。

カウンタ軸６には入力ギヤ９が固定されており、入力ギヤ９は、入力ギヤ８に噛み合っている。
これにより、エンジン２の回転は、入力軸３からキャリア７Ｃおよびサンギヤ７Ｓを介して変速入力軸５に伝達されるとともに、キャリア７Ｃからリングギヤ７Ｒ、入力ギヤ８、９を介してカウンタ軸６に伝達され、変速入力軸５およびカウンタ軸６は、遊星歯車機構７の歯車比に応じた回転数で回転する。

本実施の形態の入力軸３は、本発明の入力軸を構成し、出力軸４は、本発明の出力軸を構成する。変速入力軸５は、本発明の第１の中間軸を構成し、カウンタ軸６は、本発明の第２の中間軸を構成する。入力ギヤ８は、本発明の第１の入力ギヤを構成し、入力ギヤ９は、本発明の第２の入力ギヤを構成する。

変速入力軸５にはエンジン２側から順に１速−９速入力ギヤ１０、２速−８速入力ギヤ１１、３速−７速入力ギヤ１２、４速−６速入力ギヤ１３が設けられている。
１速−９速入力ギヤ１０および２速−８速入力ギヤ１１は、変速入力軸５に固定されており、３速−７速入力ギヤ１２および４速−６速入力ギヤ１３は、変速入力軸５に相対回転自在に設けられている。

カウンタ軸６にはエンジン２側から順に１速−９速カウンタギヤ１４、２速−８速カウンタギヤ１５、３速−７速カウンタギヤ１６、４速−６速カウンタギヤ１７が設けられている。

１速−９速カウンタギヤ１４は、カウンタ軸６に相対回転自在に設けられ、１速−９速入力ギヤ１０に噛み合っている。２速−８速カウンタギヤ１５は、カウンタ軸６に相対回転自在に設けられ、２速−８速入力ギヤ１１に噛み合っている。

３速−７速カウンタギヤ１６は、カウンタ軸６に固定されており、３速−７速入力ギヤ１２に噛み合っている。４速−６速カウンタギヤ１７は、カウンタ軸６に固定され、４速−６速入力ギヤ１３に噛み合っている。

変速入力軸５には出力ギヤ２１が相対回転自在に設けられている。カウンタ軸６には出力ギヤ２２が固定されており、出力ギヤ２２は、出力ギヤ２１に噛み合っている。
出力軸４にはリバースギヤ２６が相対回転自在に設けられており、リバースギヤ２６は、出力ギヤ２２に噛み合っている。

多段変速機１は、低速段側摩擦クラッチ３１および高速段側摩擦クラッチ３２を備えている。
低速段側摩擦クラッチ３１は、変速入力軸５に相対回転自在に設けられたクラッチドラム３３と、クラッチドラム３３の内周部に設けられた複数の低速段側摩擦プレート３３Ａとを備えており、クラッチドラム３３には出力ギヤ２１が設けられている。

低速段側摩擦クラッチ３１は、変速入力軸５と同軸で、かつ、変速入力軸５と相対回転自在に設けられたアイドラ軸３４と、クラッチドラム３３の径方向内方においてアイドラ軸３４に固定されたクラッチドラム３５と、クラッチドラム３５の外周部において低速段側摩擦プレート３３Ａと交互に設けられた低速段側摩擦プレート３５Ａとを備えている。
低速段側摩擦クラッチ３１のクラッチドラム３５には出力ギヤ２３が設けられており、出力ギヤ２３は、出力ギヤ２１と相対回転自在に設けられている。

出力軸４には出力ギヤ２４が固定されており、出力ギヤ２４は、出力ギヤ２３に噛み合っている。これにより、出力ギヤ２３の回転は、出力ギヤ２４に伝達され、出力軸４が回転される。
本実施の形態の出力ギヤ２２は、本発明の第１の出力ギヤを構成し、出力ギヤ２１は、本発明の第２の出力ギヤを構成し、出力ギヤ２３は、本発明の第３の出力ギヤを構成する。

高速段側摩擦クラッチ３２は、クラッチドラム３５の内方において変速入力軸５に固定されたクラッチドラム３６と、クラッチドラム３６の外周部に設けられた複数の高速段側摩擦プレート３６Ａとを備えている。

高速段側摩擦クラッチ３２は、上述したアイドラ軸３４およびクラッチドラム３５と、クラッチドラム３５の内周部において高速段側摩擦プレート３６Ａと交互に設けられた高速段側摩擦プレート３５Ｂとを備えている。
本実施の形態のアイドラ軸３４およびクラッチドラム３５は、低速段側摩擦クラッチ３１および高速段側摩擦クラッチ３２を兼用している。

クラッチドラム３３、３５は、クラッチドラム３６の径方向に重ねて設置されている。すなわち、本実施の形態の低速段側摩擦クラッチ３１は、高速段側摩擦クラッチ３２の径方向に重ねて設置されている。

低速段側摩擦クラッチ３１および高速段側摩擦クラッチ３２を構成するクラッチドラム３３、３５、３６は、変速入力軸５の軸線方向において、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３との間に設置されている。本実施の形態の高速段側摩擦クラッチ３２は、本発明の第１の摩擦係合要素を構成し、低速段側摩擦クラッチ３１は、本発明の第２の摩擦係合要素を構成する。

低速段側摩擦クラッチ３１に油圧が供給されると、低速段側摩擦プレート３３Ａが低速段側摩擦プレート３５Ａに係合する。これにより、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが一体で回転する。

このため、カウンタ軸６の出力ギヤ２２から出力ギヤ２１に回転が伝達され、出力ギヤ２１から低速段側摩擦クラッチ３１を介して出力ギヤ２３に回転が伝達される。出力ギヤ２３は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に回転を伝達する。このように低速段側摩擦クラッチ３１は、カウンタ軸６の回転を出力軸４に伝達する。

出力軸４にはファイナルドライブギヤ２７が固定されており、ファイナルドライブギヤ２７は、ディファレンシャル装置５１のファイナルドリブンギヤ５１Ａに噛み合っている。
これにより、カウンタ軸６から出力軸４に回転が伝達されると、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に動力が伝達され、ディファレンシャル装置５１から左右に延びるドライブシャフト５２Ｌ、５２Ｒを経て図示しない左右の駆動輪に回転が伝達される。

低速段側摩擦クラッチ３１から油圧が開放されると、低速段側摩擦プレート３３Ａが低速段側摩擦プレート３５Ａから離間して、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが相対回転する。これにより、カウンタ軸６から出力軸４に回転が伝達されない。

このように低速段側摩擦クラッチ３１は、アクチュエータから供給される油圧によって出力ギヤ２２を、出力ギヤ２１を介して出力ギヤ２３に連結または解除することにより、カウンタ軸６から出力軸４に回転を伝達または遮断する。

一方、高速段側摩擦クラッチ３２に油圧が供給されると、高速段側摩擦プレート３５Ｂが高速段側摩擦プレート３６Ａに係合する。これにより、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが一体で回転する。

このため、変速入力軸５から高速段側摩擦クラッチ３２を介して出力ギヤ２３に回転が伝達され、出力ギヤ２３から出力ギヤ２４を介して出力軸４に伝達される。すなわち、高速段側摩擦クラッチ３２は、変速入力軸５の回転を出力軸４に伝達する。

このように変速入力軸５から出力軸４に回転が伝達されると、上述したようにディファレンシャル装置５１からドライブシャフト５２Ｌ、５２Ｒを経て左右の駆動輪に回転が伝達される。

高速段側摩擦クラッチ３２から油圧が開放されると、高速段側摩擦プレート３５Ｂが高速段側摩擦プレート３６Ａから離間して、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが相対回転する。これにより、変速入力軸５から出力軸４に回転が伝達されない。

このように高速段側摩擦クラッチ３２は、アクチュエータから供給される油圧によって変速入力軸５を出力ギヤ２３に連結または解除することにより、変速入力軸５から出力軸４に回転を伝達または遮断する。なお、低速段側摩擦クラッチ３１および高速段側摩擦クラッチ３２は、油圧ではなく、空気等によって係合および遮断されてもよく、アクチュエータとしては、電磁ソレノイド等によって係合および遮断されてもよい。

多段変速機１は、３つのシフトスリーブ４１〜４３を備えている。シフトスリーブ４１は、変速入力軸５の軸線方向に移動自在、かつ回転方向に一体で回転するように変速入力軸５に設けられている。

シフトスリーブ４２は、カウンタ軸６の軸線方向に移動自在、かつ回転方向に一体で回転するようにカウンタ軸６に設けられている。
シフトスリーブ４３は、出力軸４の軸線方向に移動自在、かつ回転方向に一体で回転するように出力軸４に設けられている。

シフトスリーブ４１〜４３は、変速段を１速〜９速あるいはリバースのいずれかに変速するときに、図示しないアクチュエータから油圧が作用することにより、それぞれ変速入力軸５、カウンタ軸６および出力軸４の軸線方向に移動する。

具体的には、シフトスリーブ４１〜４３は、図示しないアクチュエータによって駆動される。このアクチュエータは、運転者によって操作されるシフトレバーがドライブレンジにシフトされた状態あるいはリバースレンジにシフトされた状態において、予めスロットル開度と車速とをパラメータとして設定された変速マップに基づいて制御される。

シフトスリーブ４１は、図１中、中立位置に移動すると、３速−７速入力ギヤ１２と変速入力軸５とを非連結状態にし、４速−６速入力ギヤ１３と変速入力軸５とを非連結状態にする。

シフトスリーブ４１は、図１中、右方向に移動すると、３速−７速入力ギヤ１２と変速入力軸５とを連結状態にし、図１中、左方向に移動すると、４速−６速入力ギヤ１３と変速入力軸５とを連結状態にする。

３速−７速入力ギヤ１２と変速入力軸５とが連結されると、３速−７速入力ギヤ１２と３速−７速カウンタギヤ１６との間で動力が伝達可能になる。４速−６速入力ギヤ１３と変速入力軸５とが連結されると、４速−６速入力ギヤ１３と４速−６速カウンタギヤ１７との間で動力が伝達可能になる。

シフトスリーブ４２は、図１中、中立位置に移動すると、１速−９速カウンタギヤ１４とカウンタ軸６とを非連結状態にし、２速−８速カウンタギヤ１５とカウンタ軸６とを非連結状態にする。

シフトスリーブ４２は、図１中、右方向に移動すると、１速−９速カウンタギヤ１４とカウンタ軸６とを連結状態にし、図１中、左方向に移動すると、２速−８速カウンタギヤ１５とカウンタ軸６とを連結状態にする。

１速−９速カウンタギヤ１４とカウンタ軸６とが連結されると、１速−９速カウンタギヤ１４と１速−９速入力ギヤ１０との間で動力が伝達可能になる。２速−８速カウンタギヤ１５とカウンタ軸６とが連結されると、２速−８速カウンタギヤ１５と２速−８速入力ギヤ１１との間で動力が伝達可能になる。
シフトスリーブ４３は、図１中、左方向に移動すると、リバースギヤ２６出力軸４とを非連結状態にする。シフトスリーブ４３は、図１中、右方向に移動すると、リバースギヤ２６と出力軸４とを連結状態にする。

リバースギヤ２６と出力軸４とが連結されると、出力ギヤ２２とリバースギヤ２６の間で動力が伝達可能になり、カウンタ軸６の回転が出力軸４に伝達される。これにより、車両の後進走行時において、出力軸４は、車両の前進走行時と反対方向に回転する。

このように本実施の形態の多段変速機１は、変速入力軸５とカウンタ軸６とに設置された、１速−９速入力ギヤ１０および１速−９速カウンタギヤ１４からなるギヤ列、２速−８速入力ギヤ１１および２速−８速カウンタギヤ１５からなるギヤ列、３速−７速入力ギヤ１２、３速−７速カウンタギヤ１６からなるギヤ列および４速−６速入力ギヤ１３および４速−６速カウンタギヤ１７からなるギヤ列、出力ギヤ２２およびリバースギヤ２６からなるギヤ列を有する。

これに加えて、上述した複数のギヤ列を選択し、選択されたギヤ列によって変速入力軸５とカウンタ軸６との間およびカウンタ軸６と出力軸４との間で変速を行うシフトスリーブ４１〜４３を有する。

本実施の形態の１速−９速入力ギヤ１０および１速−９速カウンタギヤ１４と、２速−８速入力ギヤ１１および２速−８速カウンタギヤ１５と、３速−７速入力ギヤ１２、３速−７速カウンタギヤ１６と、４速−６速入力ギヤ１３および４速−６速カウンタギヤ１７とは、それぞれ本発明のギヤ列を構成し、シフトスリーブ４１〜４３は、本発明の同期噛み合い機構を構成する。
そして、これらギヤ列およびシフトスリーブ４１〜４３は、本発明の変速機構を構成する。

本実施の形態の多段変速機１は、低速段側摩擦クラッチ３１および高速段側摩擦クラッチ３２の一方を選択して、変速入力軸５と出力軸４またはカウンタ軸６と出力軸４とを選択的に連結することにより、出力軸４を変速入力軸５およびカウンタ軸６に選択的に連結し、変速機構のギヤ列のそれぞれに対して２つの変速段を構成する。
ここで、２つの変速段は、１速−９速の変速段、２速−８速の変速段、３速−７速の変速段、４速−６速の変速段の４つの組合せである。

次に、図２の共線図、図３の各変速段で使用される低速段側摩擦クラッチ、高速段側摩擦クラッチおよびシフトスリーブの組合せ図、および図４〜図１３に示す各変速段における動力伝達経路を示す図を用いて、多段変速機１の動作を説明する。

（変速段が１速の場合の動力伝達経路）
図３に示すように、変速段を１速にする場合には、シフトスリーブ４２が１速−９速カウンタギヤ１４側にシフトされ、低速段側摩擦クラッチ３１が係合される。

なお、以後の説明において、油圧アクチュエータから供給される油圧によって低速段側摩擦プレート３３Ａ、３５Ａが係合することを低速段側摩擦クラッチ３１が係合すると表現し、油圧アクチュエータの油圧が開放されることによって低速段側摩擦プレート３３Ａ、３５Ａが離間することを低速段側摩擦クラッチ３１が開放すると表現する。

また、油圧アクチュエータから供給される油圧によって高速段側摩擦プレート３５Ｂ、３６Ａが係合することを高速段側摩擦クラッチ３２が係合すると表現し、油圧アクチュエータの油圧が開放されることによって高速段側摩擦プレート３５Ｂ、３６Ａが離間することを高速段側摩擦クラッチ３２が開放すると表現する。

図４において、変速段を１速にする場合には、シフトスリーブ４１、４３を中立位置に移動させ、シフトスリーブ４２を図４中、右方向に移動させる。これにより、１速−９速カウンタギヤ１４がカウンタ軸６に連結される。

さらに、高速段側摩擦クラッチ３２が開放されるとともに、低速段側摩擦クラッチ３１が係合される。これにより、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが非連結となり、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが連結されて出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが一体で回転可能になる。

エンジン２から入力軸３に回転が伝達されると、この回転が入力軸３から遊星歯車機構７のキャリア７Ｃに入力される。キャリア７Ｃに入力された回転は、ピニオンギヤ７Ｐからサンギヤ７Ｓを介して変速入力軸５に伝達され、ピニオンギヤ７Ｐからリングギヤ７Ｒおよび入力ギヤ８、９を介してカウンタ軸６に伝達される。これにより、変速入力軸５およびカウンタ軸６が回転する。

エンジン２から変速入力軸５に伝達された回転は、１速−９速入力ギヤ１０から１速−９速カウンタギヤ１４を介してカウンタ軸６に伝達される。
低速段側摩擦クラッチ３１が係合されているので、カウンタ軸６の回転が出力ギヤ２２、２１から低速段側摩擦クラッチ３１を介して出力ギヤ２３に伝達され、出力ギヤ２３は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に回転を伝達する。

カウンタ軸６から出力軸４に回転が伝達されると、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に回転が伝達され、ディファレンシャル装置５１からドライブシャフト５２Ｌ、５２Ｒを経て駆動輪に回転が伝達される。

変速段が１速の場合には、シフトスリーブ４２を１速側にシフトし、かつ、低速段側摩擦クラッチ３１を係合することで、サンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒが１速段のギヤ比に応じた回転差で回転し（図２参照）、変速入力軸５およびカウンタ軸６が１速段に応じたギヤ比で回転する。これにより、エンジン２の回転数が１速段に応じたギヤ比で変速される。

（変速段が２速の場合の動力伝達経路）
図３に示すように、変速段を２速にする場合には、シフトスリーブ４２が２速−８速カウンタギヤ１５側にシフトされ、低速段側摩擦クラッチ３１が係合される。

図５において、変速段を２速にする場合には、シフトスリーブ４１、４３を中立位置に移動させ、シフトスリーブ４２を図５中、左方向に移動させる。これにより、２速−８速カウンタギヤ１５がカウンタ軸６に連結される。

さらに、高速段側摩擦クラッチ３２が開放されるとともに、低速段側摩擦クラッチ３１が係合され、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが非連結となり、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが連結されて出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが一体で回転可能になる。

エンジン２から入力軸３に回転が伝達されると、この回転が遊星歯車機構７によって変速入力軸５およびカウンタ軸６に伝達され、遊星歯車機構７から変速入力軸５に伝達された回転は、２速−８速入力ギヤ１１から２速−８速カウンタギヤ１５を介してカウンタ軸６に伝達される。

カウンタ軸６の回転は、出力ギヤ２２、２１から低速段側摩擦クラッチ３１を介して出力ギヤ２３に伝達され、出力ギヤ２３の回転は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に伝達される。これにより、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に回転が伝達される。

変速段が２速の場合には、シフトスリーブ４２を２速側にシフトし、かつ、低速段側摩擦クラッチ３１を係合することで、サンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒが２速段のギヤ比に応じた回転差で回転し（図２参照）、変速入力軸５およびカウンタ軸６が２速段に応じたギヤ比で回転する。これにより、エンジン２の回転数が２速段に応じたギヤ比で変速される。

（変速段が３速の場合の動力伝達経路）
図３に示すように、変速段を３速にする場合には、シフトスリーブ４１が３速−７速入力ギヤ１２側にシフトされ、低速段側摩擦クラッチ３１が係合される。

図６において、変速段を３速にする場合には、シフトスリーブ４２、４３を中立位置に移動させ、シフトスリーブ４１を図６中、右方向に移動させる。これにより、３速−７速入力ギヤ１２が変速入力軸５に連結される。

さらに、高速段側摩擦クラッチ３２が開放されるとともに、低速段側摩擦クラッチ３１が係合される。これにより、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが非連結となり、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが連結されて出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが一体で回転可能になる。

エンジン２から入力軸３に回転が伝達されると、この回転が遊星歯車機構７によって変速入力軸５およびカウンタ軸６に伝達され、遊星歯車機構７から変速入力軸５に伝達された回転は、３速−７速入力ギヤ１２から３速−７速カウンタギヤ１６を介してカウンタ軸６に伝達される。

カウンタ軸６の回転は、出力ギヤ２２、２１から低速段側摩擦クラッチ３１を介して出力ギヤ２３に伝達され、出力ギヤ２３の回転は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に伝達される。これにより、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に回転が伝達される。

変速段が３速の場合には、シフトスリーブ４１を３速側にシフトし、かつ、低速段側摩擦クラッチ３１を係合することで、サンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒが３速段のギヤ比に応じた回転差で回転し（図２参照）、変速入力軸５およびカウンタ軸６が１速段に応じたギヤ比で回転する。これにより、エンジン２の回転数が３速段に応じたギヤ比で変速される。

（変速段が４速の場合の動力伝達経路）
図３に示すように、変速段を４速にする場合には、シフトスリーブ４１が４速−６速入力ギヤ１３側にシフトされ、低速段側摩擦クラッチ３１が係合される。

図７において、変速段を４速にする場合には、シフトスリーブ４２、４３を中立位置に移動させ、シフトスリーブ４１を図７中、左方向に移動させる。これにより、４速−６速入力ギヤ１３が変速入力軸５に連結される。

さらに、高速段側摩擦クラッチ３２が開放されるとともに、低速段側摩擦クラッチ３１が係合される。これにより、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが非連結となり、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが連結されて出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが一体で回転可能になる。

エンジン２から入力軸３に回転が伝達されると、この回転が遊星歯車機構７によって変速入力軸５およびカウンタ軸６に伝達され、遊星歯車機構７から変速入力軸５に伝達された回転は、４速−６速入力ギヤ１３から４速−６速カウンタギヤ１７を介してカウンタ軸６に伝達される。

カウンタ軸６の回転は、出力ギヤ２２、２１から低速段側摩擦クラッチ３１を介して出力ギヤ２３に伝達され、出力ギヤ２３の回転は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に伝達される。これにより、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に回転が伝達される。

変速段が４速の場合には、シフトスリーブ４１を４速側にシフトし、かつ、低速段側摩擦クラッチ３１を係合することで、サンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒが４速段のギヤ比に応じた回転差で回転し（図２参照）、変速入力軸５およびカウンタ軸６が４速段に応じたギヤ比で回転する。これにより、エンジン２の回転数が４速段に応じたギヤ比で変速される。

（変速段が５速の場合の動力伝達経路）
図３に示すように、変速段を５速にする場合には、シフトスリーブ４１〜４３が中立位置にシフトされ、低速段側摩擦クラッチ３１および高速段側摩擦クラッチ３２が共に係合される。

図８において、変速段を５速にする場合には、シフトスリーブ４１〜４３を中立位置に移動させる。これにより、各変速段の入力ギヤ１０〜１３およびカウンタギヤ１４〜１７が変速入力軸５およびカウンタ軸６に連結されずに、変速入力軸５およびカウンタ軸６と相対回転する。

また、低速段側摩擦クラッチ３１が係合されていることで、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが連結されて一体で回転可能になり、高速段側摩擦クラッチ３２が係合されることで変速入力軸５と出力ギヤ２３とが連結されて一体で回転可能になる。

エンジン２から入力軸３に回転が伝達され、この回転が遊星歯車機構７によって変速入力軸５およびカウンタ軸６に伝達されると、カウンタ軸６の回転が出力ギヤ２２、２１から低速段側摩擦クラッチ３１を介して出力ギヤ２３に伝達される。
これに加えて、変速入力軸５の回転が高速段側摩擦クラッチ３２を介して出力ギヤ２３に伝達される。

出力ギヤ２３の回転は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に伝達されることにより、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に回転が伝達される。

変速段が５速の場合には、シフトスリーブ４１〜４３を中立位置にシフトし、かつ、低速段側摩擦クラッチ３１および高速段側摩擦クラッチ３２を係合することで、サンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒが５速段のギヤ比に応じた回転差で回転し（図２参照）、変速入力軸５およびカウンタ軸６が５速段に応じたギヤ比で回転する。これにより、エンジン２の回転数が５速段に応じたギヤ比で変速される。

すなわち、変速段が５速の場合にはサンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒが出力ギヤ２１と出力ギヤ２２の歯車比に応じて回転され、エンジン２の回転数が５速に応じたギヤ比で変速される。

（変速段が６速の場合の動力伝達経路）
図３に示すように、変速段を６速にする場合には、シフトスリーブ４１が４速−６速入力ギヤ１３側にシフトされ、高速段側摩擦クラッチ３２が係合される。

図９において、変速段を６速にする場合には、シフトスリーブ４２、４３を中立位置に移動させ、シフトスリーブ４１を図９中、左方向に移動させる。これにより、４速−６速入力ギヤ１３が変速入力軸５に連結される。

さらに、低速段側摩擦クラッチ３１が開放されるとともに、高速段側摩擦クラッチ３２が係合される。これにより、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが非連結となり、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが連結されて変速入力軸５と出力ギヤ２３とが一体で回転可能になる。

エンジン２から入力軸３に回転が伝達されると、この回転が遊星歯車機構７によって変速入力軸５およびカウンタ軸６に伝達され、遊星歯車機構７からカウンタ軸６に伝達された回転は、４速−６速カウンタギヤ１７から４速−６速入力ギヤ１３を介して変速入力軸５に伝達される。

変速入力軸５の回転は、高速段側摩擦クラッチ３２を介して出力ギヤ２３に伝達され、出力ギヤ２３の回転は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に伝達される。これにより、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に回転が伝達される。

変速段が６速の場合には、シフトスリーブ４１を６速側にシフトし、かつ、高速段側摩擦クラッチ３２を係合することで、サンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒが６速段のギヤ比に応じた回転差で回転し（図２参照）、変速入力軸５およびカウンタ軸６が６速段に応じたギヤ比で回転する。これにより、エンジン２の回転数が６速段に応じたギヤ比で変速される。

（変速段が７速の場合の動力伝達経路）
図３に示すように、変速段を７速にする場合には、シフトスリーブ４１が３速−７速入力ギヤ１２側にシフトされ、高速段側摩擦クラッチ３２が係合される。

図１０において、変速段を７速にする場合には、シフトスリーブ４２、４３を中立位置に移動させ、シフトスリーブ４１を図１０中、右方向に移動させる。これにより、３速−７速入力ギヤ１２がカウンタ軸６に連結される。

さらに、低速段側摩擦クラッチ３１が開放されるとともに、高速段側摩擦クラッチ３２が係合される。これにより、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが非連結となり、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが連結されて変速入力軸５と出力ギヤ２３とが一体で回転可能になる。

エンジン２から入力軸３に回転が伝達されると、この回転が遊星歯車機構７によって変速入力軸５およびカウンタ軸６に伝達され、遊星歯車機構７からカウンタ軸６に伝達された回転は、３速−７速カウンタギヤ１６から３速−７速入力ギヤ１２を介して変速入力軸５に伝達される。

変速入力軸５の回転は、高速段側摩擦クラッチ３２を介して出力ギヤ２３に伝達され、出力ギヤ２３の回転は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に伝達される。これにより、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に回転が伝達される。

変速段が７速の場合には、シフトスリーブ４１を７速側にシフトし、かつ、高速段側摩擦クラッチ３２を係合することで、サンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒが７速段のギヤ比に応じた回転差で回転し（図２参照）、変速入力軸５およびカウンタ軸６が７速段に応じたギヤ比で回転する。これにより、エンジン２の回転数が７速段に応じたギヤ比で変速される。

（変速段が８速の場合の動力伝達経路）
図３に示すように、変速段を８速にする場合には、シフトスリーブ４２が２速−８速カウンタギヤ１５側にシフトされ、高速段側摩擦クラッチ３２が係合される。

図１１において、変速段を８速にする場合には、シフトスリーブ４１、４３を中立位置に移動させ、シフトスリーブ４２を図１１中、左方向に移動させる。これにより、２速−８速カウンタギヤ１５がカウンタ軸６に連結される。

さらに、低速段側摩擦クラッチ３１が開放されるとともに、高速段側摩擦クラッチ３２が係合される。これにより、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが非連結となり、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが連結されて変速入力軸５と出力ギヤ２３とが一体で回転可能になる。

エンジン２から入力軸３に回転が伝達されると、この回転が遊星歯車機構７によって変速入力軸５およびカウンタ軸６に伝達され、遊星歯車機構７からカウンタ軸６に伝達された回転は、２速−８速カウンタギヤ１５から２速−８速入力ギヤ１１を介して変速入力軸５に伝達される。

変速入力軸５の回転は、高速段側摩擦クラッチ３２を介して出力ギヤ２３に伝達され、出力ギヤ２３の回転は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に伝達される。これにより、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に回転が伝達される。

変速段が８速の場合には、シフトスリーブ４２を８速側にシフトし、かつ、高速段側摩擦クラッチ３２を係合することで、サンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒが８速段のギヤ比に応じた回転差で回転し（図２参照）、変速入力軸５およびカウンタ軸６が８速段に応じたギヤ比で回転する。これにより、エンジン２の回転数が８速段に応じたギヤ比で変速される。

（変速段が９速の場合の動力伝達経路）
図３に示すように、変速段を９速にする場合には、シフトスリーブ４２が１速−９速カウンタギヤ１４側にシフトされ、高速段側摩擦クラッチ３２が係合される。

図１２において、変速段を９速にする場合には、シフトスリーブ４１、４３を中立位置に移動させ、シフトスリーブ４２を図１２中、右方向に移動させる。これにより、１速−９速カウンタギヤ１４がカウンタ軸６に連結される。

さらに、低速段側摩擦クラッチ３１が開放されるとともに、高速段側摩擦クラッチ３２が係合される。これにより、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが非連結となり、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが連結されて変速入力軸５と出力ギヤ２３とが一体で回転可能になる。

エンジン２から入力軸３に回転が伝達されると、この回転が遊星歯車機構７によって変速入力軸５およびカウンタ軸６に伝達され、遊星歯車機構７からカウンタ軸６に伝達された回転は、１速−９速カウンタギヤ１４から１速−９速入力ギヤ１０を介して変速入力軸５に伝達される。

変速入力軸５の回転は、高速段側摩擦クラッチ３２を介して出力ギヤ２３に伝達され、出力ギヤ２３の回転は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に伝達される。これにより、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に回転が伝達される。

変速段が９速の場合には、シフトスリーブ４２を９速側にシフトし、かつ、高速段側摩擦クラッチ３２を係合することで、サンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒが９速段のギヤ比に応じた回転差で回転し（図２参照）、変速入力軸５およびカウンタ軸６が９速段に応じたギヤ比で回転する。これにより、エンジン２の回転数が９速段に応じたギヤ比で変速される。

（変速段がリバースの場合の動力伝達経路）
図３に示すように、変速段をリバースにする場合には、シフトスリーブ４３がリバースギヤ２６側にシフトされ、高速段側摩擦クラッチ３２が係合される。

図１３において、変速段をリバースにする場合には、シフトスリーブ４１、４２を中立位置に移動させ、シフトスリーブ４３を図１３中、右方向に移動させる。これにより、リバースギヤ２６が出力軸４に連結される。

さらに、低速段側摩擦クラッチ３１が開放されるとともに、高速段側摩擦クラッチ３２が係合される。これにより、出力ギヤ２１と出力ギヤ２３とが非連結となり、変速入力軸５と出力ギヤ２３とが連結されて変速入力軸５と出力ギヤ２３とが一体で回転可能になる。
エンジン２から入力軸３に回転が伝達されると、この回転が遊星歯車機構７によって変速入力軸５およびカウンタ軸６に伝達される。

本実施の形態の多段変速機１は、リバース時において、リバースギヤ２６が出力軸４に連結されると、サンギヤ７Ｓが逆回転するように設計されている（図２のリバースの共線図参照）。

これにより、カウンタ軸６の回転が出力ギヤ２２およびリバースギヤ２６を介して出力軸４に伝達される。また、変速入力軸５が逆回転し、その回転が出力ギヤ２３に伝達され、出力ギヤ２３の回転は、出力ギヤ２４を介して出力軸４に伝達される。これにより、出力軸４が車両の前進走行時に回転方向と逆方向に回転する。
このため、出力軸４からファイナルドライブギヤ２７およびファイナルドリブンギヤ５１Ａを経てディファレンシャル装置５１に逆方向の回転が伝達される。

変速段がリバースの場合には、シフトスリーブ４３をリバースギヤ２６側にシフトし、かつ、高速段側摩擦クラッチ３２を係合することで、サンギヤ７Ｓとリングギヤ７Ｒがリバース段のギヤ比に応じた回転差で回転し（図２参照）、変速入力軸５およびカウンタ軸６がリバース段に応じたギヤ比で回転する。これにより、エンジン２の回転数がリバース段に応じたギヤ比で変速される。

このように本実施の形態の多段変速機１は、エンジン２から回転が入力される入力軸３と、入力軸３に入力された回転を出力する出力軸４と、入力軸３と出力軸４との間の動力伝達経路において平行に設置される変速入力軸５およびカウンタ軸６と、変速入力軸５とカウンタ軸６とに設置された１速−９速入力ギヤ１０および１速−９速カウンタギヤ１４からなるギヤ列、２速−８速入力ギヤ１１および２速−８速カウンタギヤ１５からなるギヤ列、３速−７速入力ギヤ１２、３速−７速カウンタギヤ１６からなるギヤ列および４速−６速入力ギヤ１３および４速−６速カウンタギヤ１７からなるギヤ列と、これらのギヤ列を選択し、選択されたギヤ列によって変速入力軸５とカウンタ軸６との間で変速を行うシフトスリーブ４１〜４３とを備えている。

さらに、本実施の形態の多段変速機１は、相対的に回転するサンギヤ７Ｓ、キャリア７Ｃおよびリングギヤ７Ｒを有し、入力軸３の回転をサンギヤ７Ｓおよびリングギヤ７Ｒによって変速入力軸５とカウンタ軸６とに伝達する遊星歯車機構７と、変速入力軸５とカウンタ軸６との間に設置され、変速入力軸５の回転を出力軸４に伝達する高速段側摩擦クラッチ３２と、カウンタ軸６と出力軸４との間に設置され、カウンタ軸６の回転を出力軸４に伝達する低速段側摩擦クラッチ３１要素とを備えている。

これに加えて、本実施の形態の多段変速機１は、変速入力軸５およびカウンタ軸６が、シフトスリーブ４１、４２によって選択されたギヤ列のギヤ比に応じた回転数で回転され、高速段側摩擦クラッチ３２および低速段側摩擦クラッチ３１の一方を選択して、変速入力軸５と出力軸４またはカウンタ軸６と出力軸４とを選択的に連結することにより、出力軸４を変速入力軸５またはカウンタ軸６に選択的に連結し、ギヤ列のそれぞれに対して１速と９速等のような２つの変速段を構成する。

すなわち、本実施の形態の多段変速機１によれば、遊星歯車機構７により入力軸３の回転を変速入力軸５とカウンタ軸６とに伝達し、かつ変速入力軸５とカウンタ軸６とを、シフトスリーブ４１〜４３によって選択されたギヤ列のギヤ比に応じた回転数で回転させることができる。

そして、高速段側摩擦クラッチ３２と低速段側摩擦クラッチ３１とを選択的に連結することで出力軸４を変速入力軸５またはカウンタ軸６に選択的に連結させ、ギヤ列に対してそれぞれ２つの変速段を構成することができる。
この結果、多段変速機１の軸長の増加や変速段の切換え要素の増加を抑制し、多段変速機１の簡素化および小型化を図りつつ変速段数を増加させることができる。

本実施の形態の多段変速機１では、ギヤ列の数をＮ個とした場合に、Ｎ段となる高速段側摩擦クラッチ３２と低速段側摩擦クラッチ３１との係合を切換えることで、高速段側摩擦クラッチ３２の係合時にＮ段、低速段側摩擦クラッチ３１の係合時にＮ段のギヤ比を選択でき、合計で２Ｎ段のギヤ比を選択できる。
これに加えて、高速段側摩擦クラッチ３２と低速段側摩擦クラッチ３１とを共に係合することで、１段のギヤ比を選択でき、合計で２Ｎ＋１段のギヤ比を選択できる。

本実施の形態のギヤ列の数は、４組であるので、従来の多段変速機のように動力伝達経路を切換えるためにプラネタリギヤの切換えを行うための複数の摩擦係合要素やこの摩擦係合要素を駆動するアクチュエータを不要にして、合計で９段の変速段を成立させることができる。

また、本実施の形態の多段変速機１によれば、カウンタ軸６に固定された出力ギヤ２２と、変速入力軸５に相対回転自在に設けられ、出力ギヤ２２に噛み合う出力ギヤ２１と、出力ギヤ２１と同軸かつ、変速入力軸５と相対回転自在に設けられ、出力軸４に回転を伝達する出力ギヤ２３とを備えている。

さらに、高速段側摩擦クラッチ３２は、変速入力軸５を出力ギヤ２３に連結または解除することにより、変速入力軸５から出力軸４に回転を伝達または遮断し、低速段側摩擦クラッチ３１は、出力ギヤ２２を、出力ギヤ２１を介して出力ギヤ２３に連結または解除することにより、カウンタ軸６から出力軸４に回転を伝達または遮断する。

これにより、変速入力軸５の回転とカウンタ軸６の回転とを共通の出力ギヤ２３によって出力軸４に伝達でき、変速段の切換え要素の増加を抑制しつつ、変速段数を増加できる。この結果、多段変速機１をより効果的に簡素化および小型化できる。

また、本実施の形態の多段変速機１によれば、シフトスリーブ４１〜４３を中立位置にし、低速段側摩擦クラッチ３１と高速段側摩擦クラッチ３２とを同時に係合することにより、５速の変速段を成立させている。

これにより、出力ギヤ２１〜２３、低速段側摩擦クラッチ３１および高速段側摩擦クラッチ３２によって５速の変速段を容易に成立でき、変速に使用する要素の増加を抑制しつつ、多段変速機１の変速段数を増加させることができる。この結果、多段変速機１をより効果的に簡素化および小型化できる。

また、本実施の形態の多段変速機１によれば、低速段側摩擦クラッチ３１が高速段側摩擦クラッチ３２の径方向に重ねて設置されており、低速段側摩擦クラッチ３１および高速段側摩擦クラッチ３２が出力ギヤ２２と出力ギヤ２３との間に設置されている。

これにより、多段変速機１の軸長の増加を抑制しつつ、低速段側摩擦クラッチ３１および高速段側摩擦クラッチ３２を多段変速機１に追加でき、多段変速機１をより効果的に小型化できる。

また、本実施の形態の多段変速機１によれば、遊星歯車機構７が変速入力軸５と同軸に設置され、変速入力軸５に、遊星歯車機構７のリングギヤ７Ｒに連結される入力ギヤ８が相対回転自在に設置され、カウンタ軸６に、入力ギヤ８と噛み合う入力ギヤ９が固定されている。

これにより、径方向の寸法が大きい遊星歯車機構７を変速入力軸５と同軸に配置することにより、多段変速機１の径方向の寸法を縮小でき、多段変速機１の簡素化および小型化を図りつつ、多段変速機１の変速段数を増加できる。

なお、本実施の形態の多段変速機１によれば、車両に搭載されているが、これに限定されるものではなく、船舶、鉄道車両等に適用されてもよく、これらに限定されるものでもない。

本発明の実施の形態を開示したが、当業者によっては本発明の範囲を逸脱することなく変更が加えられうることは明白である。すべてのこのような修正および等価物が次の請求項に含まれることが意図されている。

１...多段変速機、２...エンジン（内燃機関）、３...入力軸、４...出力軸、５...変速入力軸（第１の中間軸）、６...カウンタ軸（第２の中間軸）、７...遊星歯車機構、７Ｃ...キャリア（回転要素）、７Ｒ...リングギヤ（回転要素）、７Ｓ...サンギヤ（回転要素）、８...入力ギヤ（第１の入力ギヤ）、９...入力ギヤ（第２の入力）、１１...２速−８速入力ギヤ（ギヤ列，変速機構）、１２...３速−７速入力ギヤ（ギヤ列，変速機構）、１３...４速−６速入力ギヤ（ギヤ列，変速機構）、１４...１速−９速カウンタギヤ（ギヤ列，変速機構）、１５...２速−８速カウンタギヤ（ギヤ列，変速機構）、１６...３速−７速カウンタギヤ（ギヤ列，変速機構）、１７...４速−６速カウンタギヤ（ギヤ列，変速機構）、２１...出力ギヤ（第２の出力ギヤ）、２２...出力ギヤ（第１の出力ギヤ）、２３...出力ギヤ（第３の出力ギヤ）、３１...低速段側摩擦クラッチ（第２の摩擦係合要素）、３２...高速段側摩擦クラッチ（第１の摩擦係合要素）、４１〜４３...シフトスリーブ（同期噛み合い機構、変速機構）

Claims (5)

1. 駆動源から回転が入力される入力軸と、
   前記入力軸に入力された回転を出力する出力軸と、
   前記入力軸と前記出力軸との間の動力伝達経路において平行に設置される第１の中間軸および第２の中間軸と、
   前記第１の中間軸と前記第２の中間軸とに設置された複数のギヤ列および前記ギヤ列を選択し、選択されたギヤ列によって前記第１の中間軸と前記第２の中間軸との間で変速を行う同期噛み合い機構を有する変速機構と、
   相対的に回転する３つの回転要素を有し、前記入力軸の回転を２つの回転要素によって前記第１の中間軸と前記第２の中間軸とに伝達する遊星歯車機構と、
   前記第１の中間軸と前記出力軸との間に設置され、前記第１の中間軸の回転を前記出力軸に伝達する第１の摩擦係合要素と、
   前記第２の中間軸と前記出力軸との間に設置され、前記第２の中間軸の回転を前記出力軸に伝達する第２の摩擦係合要素とを備え、
   前記第１の中間軸および前記第２の中間軸は、前記同期噛み合い機構によって選択されたギヤ列のギヤ比に応じた回転数で回転され、
   前記第１の摩擦係合要素および前記第２の摩擦係合要素の一方を選択して、前記第１の中間軸と前記出力軸または前記第２の中間軸と前記出力軸とを選択的に連結することにより、前記出力軸を前記第１の中間軸または前記第２の中間軸に選択的に連結し、前記変速機構のギヤ列のそれぞれに対して２つの変速段を構成することを特徴とする多段変速機。
2. 前記第２の中間軸に固定された第１の出力ギヤと、
   前記第１の中間軸に相対回転自在に設けられ、前記第１の出力ギヤに噛み合う第２の出力ギヤと、
   前記第２の出力ギヤと同軸かつ、前記第１の中間軸と相対回転自在に設けられ、前記出力軸に回転を伝達する第３の出力ギヤとを備え、
   前記第１の摩擦係合要素は、前記第１の中間軸を前記第３の出力ギヤに連結または解除することにより、前記第１の中間軸から前記出力軸に回転を伝達または遮断し、
   前記第２の摩擦係合要素は、前記第１の出力ギヤを前記第２の出力ギヤを介して前記第３の出力ギヤに連結または解除することにより、前記第２の中間軸から前記出力軸に回転を伝達または遮断することを特徴とする請求項１に記載の多段変速機。
3. 前記同期噛み合い機構を中立位置にし、前記第１の摩擦係合要素と前記第２の摩擦係合要素とを同時に係合することにより、任意の変速段が成立されることを特徴とする請求項２に記載の多段変速機。
4. 前記第２の摩擦係合要素が前記第１の摩擦係合要素の径方向に重ねて設置されており、
   前記第１の中間軸の軸線方向において、前記第１の摩擦係合要素および前記第２の摩擦係合要素が、前記第２の出力ギヤと前記第３の出力ギヤとの間に設置されていることを特徴とする請求項２または請求項３に記載の多段変速機。
   
5. 前記遊星歯車機構が前記第１の中間軸と同軸に設置されており、
   前記第１の中間軸に、前記遊星歯車機構の１つの回転要素に連結される第１の入力ギヤが相対回転自在に設置されており、
   前記第２の中間軸に、前記第１の入力ギヤと噛み合う第２の入力ギヤが固定されていることを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれか１項に記載の多段変速機。

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