(57)【要約】【課題】複数の遊星歯車組を具える多段の自動変速機において、各遊星歯車組に発生するスラスト力を適切に相殺かつ低負荷で変速機ケースで支持する。【解決手段】本発明の自動変速機は３組の遊星歯車組を具え、その内の１組を単純遊星歯車組からなる減速用遊星歯車組とし、他の２組をそれぞれシングルピニオン型およびダブルサンギヤ型の二つの遊星歯車組からなる変速用遊星歯車組とし、変速機ケースに設けた中間壁により減速用遊星歯車組と変速用遊星歯車組とを区分し、これら遊星歯車組からの回転出力を駆動輪に向けて出力する出力部を中間壁で支持するように構成すると共に、少なくとも１速駆動時に、変速用遊星歯車組である第２の遊星歯車組と第３の遊星歯車組の各リングギヤに生じるスラスト力の方向が異なるように当該各リングギヤのはす歯のねじり方向を設定している。【選択図】        図４
2004183835.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
動力源からの回転を入力される入力部と、
該入力部と同軸に配置した出力部と、
該入出力部間に多数の伝導経路を提供可能とする、前記入力部に近い側から順次並置した第１、第２および第３の三組の遊星歯車組と、
該３組の遊星歯車組が該伝導経路の内の一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クラッチおよびブレーキとを具え、
該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であって、
前記第１の遊星歯車組が前記入力部からの回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組であり、
前記第２の遊星歯車組が、１個のサンギヤと、該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個のリングギヤからなる３個の歯車要素を含む単純遊星歯車組であって、前記第１の遊星歯車組が出力した減速回転を前記３個の歯車要素の内２個の歯車要素に入力するものであり、
前記第３の遊星歯車組が、２個のサンギヤと、該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キャリアとより成るダブルサンギヤ型遊星歯車であり、
該第３の遊星歯車組のキャリアに対して回転を入力するためのメンバを、前記２個のサンギヤ間に配置してキャリアに結合したセンターメンバとし、
前記第３の遊星歯車組のキャリアと、該キャリアを固定するためのブレーキとの間を結合するためのメンバを、ピニオン軸線方向中程位置において該キャリアから径方向外側へ延在するアウターメンバとし、
前記第２の遊星歯車組のサンギヤと、前記第３の遊星歯車組の二つのサンギヤの内一方のサンギヤとを連結メンバにより連結し、
変速機ケースに設けた中間壁により前記３個の遊星歯車組の内前記第１の遊星歯車組を前記第２および第３の遊星歯車組と区分し、
該中間壁が前記出力部を回転自在に支持するようにした自動変速機において、少なくとも１速駆動時に、前記第２の遊星歯車組と前記第３の遊星歯車組の各リングギヤに生じるスラスト力の方向が異なるように当該各リングギヤのはす歯のねじり方向を設定したことを特徴とする自動変速機。
【請求項２】
請求項１記載の自動変速機において、
少なくとも１速駆動時に、前記第２の遊星歯車組と前記第３の遊星歯車組の各リングギヤに生じるスラスト力の方向が対向するように当該各リングギヤのはす歯のねじり方向を設定したことを特徴とする自動変速機。
【請求項３】
請求項２記載の自動変速機において、
少なくとも１速駆動時に、前記第３の遊星歯車組のリングギヤに生じるスラスト力が前記第２の遊星歯車組のリングギヤに生じるスラスト力よりも大きくなるように当該各遊星歯車組のギヤ諸元を設定したことを特徴とする自動変速機。
【請求項４】
請求項３記載の自動変速機において、
前記ギヤ諸元として、前記第３の遊星歯車組のサンギヤの直径を前記第２の遊星歯車組のサンギヤの直径よりも小さくしたことを特徴とする自動変速機。
【請求項５】
請求項３記載の自動変速機において、
前記ギヤ諸元として、前記第３の遊星歯車組のサンギヤの歯の捩れ角を前記第２の遊星歯車組のサンギヤの歯の捩れ角よりも大きくしたことを特徴とする自動変速機。
【請求項６】
請求項２記載の自動変速機において、
前記第３の遊星歯車組のリングギヤが前記第２の遊星歯車組のキャリアと結合し、
前記第１の遊星歯車組からの減速出力を、前記第２の遊星歯車組のリングギヤに第１のクラッチを介して、または前記第１の遊星歯車組からの減速出力を、前記第２の遊星歯車組のサンギヤに第２のクラッチを介して前記第１の遊星歯車組から前記第２の遊星歯車組へ入力するようにし、
前記第２の遊星歯車組のサンギヤが前記第２のクラッチと結合するための延長部を有し、
前記第２の遊星歯車組のリングギヤが径方向に延在する延長部を有し、
該第２の遊星歯車組のサンギヤの延長部と該第２の遊星歯車組のリングギヤの延長部との間にスラスト軸受を介在させたことを特徴とする自動変速機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、入力部、遊星歯車組、クラッチ、ブレーキおよび出力部を有して構成し、遊星歯車組によりエンジンからの回転を減速および増速すると共に、クラッチとブレーキを適宜締結・解放することにより、少なくとも前進６速・後進１速の変速段を得ることのできる自動変速機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
かかる自動変速機の従来例として、エンジンからの入力を減速回転して出力する減速用単純遊星歯車組と、この単純遊星歯車組からの減速回転を入力して変速回転を出力する変速用ラビニヨ型遊星歯車組とを具え、少なくとも１速時に減速用単純遊星歯車組の一要素と、変速用ラビニヨ型遊星歯車組の一要素とにそれぞれ発生するスラスト力が伝達される伝達経路を設け、この経路に減速用単純遊星歯車組の一要素のスラスト力の方向と、変速用ラビニヨ型遊星歯車組の一要素のスラスト力の方向が互いに異なる方向となるように、これら各要素のはす歯のねじり方向を設定し、それによって、これらスラスト力を自動変速機の軸受やケースへの負荷が小さくなるように支持しているものがある（特許文献１）。
【０００３】
【特許文献１】
特開２０００−３０４１０７号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
この自動変速機の場合、１速時には自動変速機の軸受またはケースに、前述した各遊星歯車組の一要素それぞれに生じるスラスト力の差分に相当する力が加わることとなる。例えば、前述した減速用遊星歯車組の一要素がサンギヤＳ１、ラビニヨ型遊星歯車組の一要素がサンギヤＳ３である場合、それぞれに生じるスラスト力をＦ１，Ｆ３とすると、ベアリングまたはケースに両者の差であるＦ３−Ｆ１の力が加わることとなる。
【０００５】
ところが、この力は自動変速機の前端側、すなわち減速用遊星歯車組およびトルクコンバータが配置されている、しかもエンジンに近い側に向かって加わることとなる。通常の自動変速機の場合、変速動作を行うための作動油を供給するオイルポンプが自動変速機の前端側に設けられている。そのため、上述したスラスト力がオイルポンプにも加わることとなり、それによってオイルポンプの負荷が増大したり、ポンプ自体が変形する可能性がある、と言った問題がある。
【０００６】
これを避けるためにはオイルポンプの壁厚を増加させる、より高い強度の材料を使用すると言った方策が必要となるが、それによって自動変速機が大型化したり、重量が重くなると言った問題も生じることとなる。また、変速機ケース内部に中間壁を設け、この中間壁が出力部（出力ギヤ）を支持する構成を取る場合、中間壁にスラスト力が加わると出力部における出力ギヤの歯当たりが悪化し、大きなギヤノイズを発生させる原因ともなる。
【０００７】
本発明は、遊星歯車組に発生するスラスト力を適切に支持し得て、上記の問題点を解消した自動変速機を提案することを目的とする。
【０００８】
【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は、請求項１に記載の如く、
動力源からの回転を入力される入力部と、
該入力部と同軸に配置した出力部と、
該入出力部間に多数の伝導経路を提供可能とする、前記入力部に近い側から順次並置した第１、第２および第３の三組の遊星歯車組と、
該三組の遊星歯車組が該伝導経路の内の一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クラッチおよびブレーキとを具え、
該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であって、
前記第１の遊星歯車組が前記入力部からの回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組であり、
前記第２の遊星歯車組が、１個のサンギヤと、該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個のリングギヤからなる３個の歯車要素を含む単純遊星歯車組であって、前記第１の遊星歯車組が出力した減速回転を前記３個の歯車要素の内２個の歯車要素に入力するものであり、
前記第３の遊星歯車組が、２個のサンギヤと、該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キャリアとより成るダブルサンギヤ型遊星歯車であり、
該第３の遊星歯車組のキャリアに対して回転を入力するためのメンバを、前記２個のサンギヤ間に配置してキャリアに結合したセンターメンバとし、
前記第３の遊星歯車組のキャリアと、該キャリアを固定するためのブレーキとの間を結合するためのメンバを、ピニオン軸線方向中程位置において該キャリアから径方向外側へ延在するアウターメンバとし、
前記第２の遊星歯車組のサンギヤと、前記第３の遊星歯車組の二つのサンギヤの内一方のサンギヤとを連結メンバにより連結し、
変速機ケースに設けた中間壁により前記３個の遊星歯車組の内前記第１の遊星歯車組を前記第２および第３の遊星歯車組と区分し、
該中間壁が前記出力部を回転自在に支持するようにした自動変速機において、少なくとも１速駆動時に、前記第２の遊星歯車組と前記第３の遊星歯車組の各リングギヤに生じるスラスト力の方向が異なるように当該各リングギヤのはす歯のねじり方向を設定したことを特徴とするものである。
【０００９】
【発明の効果】
本発明の自動変速機は３組の遊星歯車組を具え、その内の１組を単純遊星歯車組からなる減速用遊星歯車組とし、他の２組をそれぞれシングルピニオン型およびダブルサンギヤ型の二つの遊星歯車組からなる変速用遊星歯車組とし、変速機ケースに設けた中間壁により減速用遊星歯車組と変速用遊星歯車組とを区分し、これら遊星歯車組からの回転出力を駆動輪に向けて出力する出力部を中間壁で支持するように構成すると共に、少なくとも１速駆動時に、変速用遊星歯車組である第２の遊星歯車組と第３の遊星歯車組の各リングギヤに生じるスラスト力の方向が異なるように当該各リングギヤのはす歯のねじり方向を設定している。
【００１０】
それによって、少なくとも１速時に各遊星歯車組に生じるスラスト力を効果的に相殺できるようにし、変速機の軸方向寸法を増大させることなくオイルポンプ等へスラスト力が加わることを効果的に防ぐことが可能となる。特に、中間壁にスラスト力が加わることによる出力ギヤの歯当たり悪化に伴うギヤノイズの発生を効果的に防止することができるようになる。
【００１１】
本発明による自動変速機の好適な実施形態においては、請求項２に記載の如く、少なくとも１速駆動時に、前記第２の遊星歯車組と前記第３の遊星歯車組の各リングギヤに生じるスラスト力の方向が対向するように当該各リングギヤのはす歯のねじり方向を設定することとしても良い。それによって、各遊星歯車組に生じるスラスト力をより効果的に相殺することが可能となり、前述の効果を高めることができるようになる。
【００１２】
本発明による自動変速機の好適な実施形態においては、請求項３に記載の如く、少なくとも１速駆動時に、前記第３の遊星歯車組のリングギヤに生じるスラスト力が前記第２の遊星歯車組のリングギヤに生じるスラスト力よりも大きくなるように当該各遊星歯車組のギヤ諸元を設定することとしても良い。このようにすることによっても、中間壁にスラスト力が加わることを効果的に防ぎ、上記の効果を高めることが可能となる。
【００１３】
この場合、ギヤ諸元として、請求項４に記載の如く前記第３の遊星歯車組のサンギヤの直径を前記第２の遊星歯車組のサンギヤの直径よりも小さくすることとしても良く、または請求項５に記載の如く前記第３の遊星歯車組のサンギヤの歯の捩れ角を前記第２の遊星歯車組のサンギヤの歯の捩れ角よりも大きくすることとしても良い。
【００１４】
さらに本発明による自動変速機においては、請求項６に記載の如く、前記第３の遊星歯車組のリングギヤが前記第２の遊星歯車組のキャリアと結合し、前記第１の遊星歯車組からの減速出力を、前記第２の遊星歯車組のリングギヤに第１のクラッチを介して、または前記第１の遊星歯車組からの減速出力を、前記第２の遊星歯車組のサンギヤに第２のクラッチを介して前記第１の遊星歯車組から前記第２の遊星歯車組へ入力するようにし、前記第２の遊星歯車組のサンギヤが前記第２のクラッチと結合するための延長部を有し、前記第２の遊星歯車組のリングギヤが径方向に延在する延長部を有し、該第２の遊星歯車組のサンギヤの延長部と該第２の遊星歯車組のリングギヤの延長部との間にスラスト軸受を介在させることとしても良い。かかる構成とすることによって、このスラスト軸受で変速用遊星歯車組で生じるスラスト力を受けることとなるため、中間壁にスラスト力が加わることを効果的に防ぎ、上記の効果を高めることが可能となる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の好適な実施形態について説明する。
【００１６】
図１は、本発明の一実施形態に係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。
【００１７】
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により後段の変速機構を構成する。
【００１８】
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キャリヤ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キャリヤＰＣ２とを有したシングルピニオン型遊星歯車組とする。
【００１９】
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キャリヤ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とを設ける。なおセンターメンバＣＭは、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径方向内方へ延在させる。
【００２０】
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しないエンジンに、同じく図示しない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している。出力部Ｏｕｔｐｕｔは出力歯車２で構成し、これを、第２キャリヤ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、図示しないファイナルギヤ組およびディファレンシャルギヤ装置を介して車両の駆動輪に伝達するようにしている。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ものである。
【００２１】
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キャリヤ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し、従って第３クラッチＣ３は、入力回転をそのまま遊星歯車組Ｇ２，Ｇ３よりなる変速機構に伝達する直結クラッチを構成する。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に結合可能にして固定可能とする。
【００２２】
さらにアウターメンバＯＭはワンウェイクラッチＯＷＣと結合している。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により第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している。
【００２３】
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。
【００２４】
図３は、上述した自動変速機の実態構成を示す展開断面図である。図示の自動変速機においては、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。なお上記のポンプケース内には、詳細な図示を明瞭のため省略したギヤポンプ等のポンプ要素を内蔵してオイルポンプを構成し、これにポンプ駆動軸を介しエンジンに結合してオイルポンプを常にエンジンによって駆動している。
【００２５】
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。
【００２６】
ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるオイルポンプケースと、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を包囲するように第３クラッチＣ３を配置する。第１遊星歯車組Ｇ１は、反力受けとして機能するようサンギヤＳ１をポンプカバー６の後方へ突出する中心ボス部６ａにセレーション嵌着して常時回転不能とし、また回転入力メンバであるリングギヤＲ１を、入力軸１から径方向外方へ延在するフランジ１ａに結合する。さらに回転出力メンバであるキャリアＰＣ１は、中空軸９から径方向外方へ延在するフランジ１０の外周に結合する。
【００２７】
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、これらで直結クラッチとしての第３クラッチＣ３を構成し、このクラッチＣ３を減速用遊星歯車組Ｇ１の外周に配置する。ここでリングギヤＲ１は、第３クラッチＣ３のクラッチハブに兼用する。なお第３クラッチＣ３の作動ピストンであるクラッチピストン１３は、ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるオイルポンプケースから遠い第１遊星歯車組Ｇ１の側に配置し、そのためクラッチピストン１３は遊星歯車組Ｇ１と対面するクラッチドラム１１の端壁および中間軸４の前端に嵌合する。
【００２８】
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。
【００２９】
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、これらによって第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、それによってクラッチピストン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。
【００３０】
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している。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を包囲するように配置した筒状連結メンバ２２の一端を結合し、該筒状連結メンバ２２の他端は出力歯車２に結合させる。
【００３１】
そして第３遊星歯車組Ｇ３のキャリアＰＣ３に、このキャリアＰＣ３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。
【００３２】
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。
【００３３】
なお、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ものとしている。
【００３４】
第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＰ２と第２クラッチＣ２のクラッチハブ１７とは、サンギヤＰ２から半径方向外向きに延在する延長部２９によって結合している。一方、第２遊星歯車組Ｇ２のリングギヤＲ２は、半径方向内向きに延在する延長部３０を有している。そして、サンギヤＳ２の延長部２９とリングギヤＲ２の延長部３０との間にはスラスト軸受３１を介在させている。このスラスト軸受３１が変速用遊星歯車組、すなわち第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３で生じるスラスト力を受けることとなり、このスラスト力が中間壁８へ伝達することを効果的に防ぐこととなる。
【００３５】
図４は、図３の自動変速機の構成を模式化して示すものであり、特にここでは各遊星歯車組における各歯車のはす歯のねじり方向と、これらの歯車に生じるスラスト力の方向を示すものである。
【００３６】
図示の自動変速機の各遊星歯車組における各歯車のはす歯のねじり方向は、図の斜線で示している。ここで、第１遊星歯車組Ｇ１のリングギヤＲ１、第２遊星歯車組Ｇ２のリングギヤ、第３遊星歯車組Ｇ３のリングギヤＲ３で生じるスラスト力をそれぞれＦ１，Ｆ２，Ｆ３、第１遊星歯車組Ｇ１のサンギヤＳ１、第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２、第３遊星歯車組Ｇ３のサンギヤＳ３，Ｓ４で生じるスラスト力をそれぞれＦＳ１，ＦＳ２，ＦＳ３，ＦＳ４としている。
【００３７】
図示の自動変速機においては、前述した各リングギヤに生じるスラスト力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３の内、Ｆ１およびＦ３が同方向、Ｆ２が逆方向になるように設定しており、Ｆ１およびＦ３の方向は入力側（図では左向き）、すなわち図示しないエンジンに向かう方向としている。また、連結メンバＭ１で連結している第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２と、第３遊星歯車組Ｇ３の一方のサンギヤＳ３のはす歯のねじり方向を同方向としている。かかる構成としたことによる作用効果については以下で詳細に説明する。
【００３８】
図５〜図１１は、上述した自動変速機の各変速段におけるトルク伝達経路および各遊星歯車組の歯車に生じるスラスト力とその方向を示すものである。以下、図面を参照して各変速段毎に説明する。なお、図では、トルク伝達経路を太線で、また歯車に生じるスラスト力の方向を矢印でそれぞれ示している。
【００３９】
（第１速）
前進第１速は、図２にも示すように第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、図５に示すように、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キャリヤ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キャリヤＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力ギヤ２へ出力される。この第１速でのトルク伝達経路は、図５に太線で示す第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１および各メンバと、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、後段の変速機構を構成する第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３の全てがトルク伝達に関与する。
【００４１】
その結果、第１速においては、各遊星歯車組のリングギヤＲ１，Ｒ２，Ｒ３にはスラスト力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３が、サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３にはスラスト力ＦＳ１，ＦＳ２，ＦＳ３がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３の内Ｆ１およびＦ３が同方向（図の左向き）に作用し、Ｆ２はこれらと反対方向（図の右向き）に作用する。一方スラスト力ＦＳ１，ＦＳ２，ＦＳ３の内ＦＳ１およびＦＳ３は左向きに作用し、ＦＳ２は右向きに作用する。その結果、スラスト力Ｆ１とＦＳ１、Ｆ２とＦＳ２およびＦ３とＦＳ３がそれぞれ互いに相殺されることとなる。その結果、変速機ケースの中間壁８にはスラスト力が作用しないこととなる。したがって、これらスラスト力がエンジン側、特にオイルポンプへ作用することが効果的に避けられることとなる。
【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２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、図６に示すように第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（但し、第１速よりも高速）が、第２キャリヤ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。この第２速でのトルク伝達経路は、図６に太線で示す第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２および各メンバと、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。
【００４４】
その結果、第２速においては、リングギヤＲ１，Ｒ２にはスラスト力Ｆ１，Ｆ２が、サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３，Ｓ４にはスラスト力ＦＳ１，ＦＳ２，ＦＳ３，ＦＳ４がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ１はＦＳ１と、Ｆ２はＦＳ２と、またＦＳ３はＦＳ４とそれぞれ相殺される。その結果、第１速の場合と同様、変速機ケースの中間壁８にはスラスト力が作用しないこととなる。
【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Ｃ１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、図７に示すように第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キャリヤ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。この第３速でのトルク伝達経路は、図７に太線で示す第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２および各メンバと、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。
【００４６】
その結果、第３速においては、リングギヤＲ１，Ｒ２にはスラスト力Ｆ１，Ｆ２が、サンギヤＳ１，Ｓ２にはスラスト力ＦＳ１，ＦＳ２がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ１はＦＳ１と相殺される。また、スラスト力Ｆ２とＦＳ２は相殺されないが、これらのスラスト力は第１速および第２速の場合のスラスト力と比較して十分小さいため、影響はない。
【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、図８に示すように第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キャリヤ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キャリヤＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力ギヤ２へ出力される。この第４速でのトルク伝達経路は、図８に太線で示す第１クラッチＣ１、第３クラッチＣ３および各メンバと、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。
【００４９】
その結果、第４速においては、リングギヤＲ１，Ｒ２，Ｒ３にはスラスト力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３が、サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３にはスラスト力ＦＳ１，ＦＳ２，ＦＳ３がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ１はＦＳ１と、Ｆ２はＦＳ２と、またＦ３はＦＳ３とそれぞれ相殺される。その結果、この第４速においても変速機ケースの中間壁８にはスラスト力が作用しないことになる。
【００５０】
（第５速）
第５速は図２に示すように、第４速で締結されていた第１クラッチＣ１を解放し、第２クラッチＣ２を締結する掛け替えにより、従って第２クラッチＣ２および第３クラッチＣ３の締結により得られる。この第５速では、図９に示すように第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キャリヤＰＣ３に入力される。
【００５１】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリヤ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を経由して出力ギヤ２へ出力される。この第５速でのトルク伝達経路は、図９に太線で示す第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３および各メンバと、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。
【００５２】
その結果、第５速においては、リングギヤＲ１，Ｒ３にはスラスト力Ｆ１，Ｆ３が、サンギヤＳ１，Ｓ３にはスラスト力ＦＳ１，ＦＳ３がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ３はＦＳ３と相殺される。また、スラスト力Ｆ１とＦＳ１は相殺されないが、変速機ケースの中間壁８への力の伝達経路は形成されないため、スラスト力は中間壁８には作用しない。
【００５３】
（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、図１０に示すように第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キャリヤ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。
【００５４】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリヤ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を経由して出力ギヤ２へ出力される。この第６速でのトルク伝達経路は、図１０に太線で示す第３クラッチＣ３、第２ブレーキＢ２および各メンバと、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。
【００５５】
その結果、第６速においては、リングギヤＲ３にスラスト力Ｆ３が、サンギヤＳ４にスラスト力ＦＳ４がそれぞれ発生する。この場合、スラスト力Ｆ３とＦＳ３は相殺されないが、これらのスラスト力は第１速および第２速の場合のスラスト力と比較して十分に小さいため、影響はない。
【００５６】
（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キャリヤ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キャリヤ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。
【００５７】
この後退変速段でのトルク伝達経路は図１１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、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。
【００５８】
その結果、後退変速段においては、リングギヤＲ１，Ｒ３にスラスト力Ｆ１，Ｆ３が、サンギヤＳ１，Ｓ３にスラスト力ＦＳ１，ＦＳ３がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ１はＦＳ１と互いに相殺される。また、スラスト力Ｆ３が中間壁８に作用するが、出力ギヤ２のスラスト力と互いに相殺されるため、スラスト力の作用は十分に小さく、影響はない。
【００５９】
さて、図示の自動変速機においては、第３遊星歯車組Ｇ３のリングギヤＲ３に生じるスラスト力Ｆ３が、第２遊星歯車組Ｇ２のリングギヤＲ２に生じるスラスト力Ｆ２よりも大きくなるように、各遊星歯車組のギヤ諸元を設定することとしても良い。具体的には、例えば第３遊星歯車組Ｇ３のサンギヤＳ３の直径を第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２の直径よりも小さくしたり、また第３遊星歯車組Ｇ３のサンギヤＳ３の歯の捩れ角を第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２の歯の捩れ角よりも大きくしたりする。それによって、少なくとも第１速時において変速用遊星歯車組、すなわち第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３の各ギヤに生じるスラスト力をより効果的に相殺し、変速機ケースの中間壁８にスラスト力が作用するのを防いでいる。
【００６０】
また、前述したように第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２の延長部２９とリングギヤＲ２の延長部３０との間にはスラスト軸受３１を介在させ、このスラスト軸受３１が、少なくとも第１速時において変速用遊星歯車組で生じるスラスト力を受けるものとしている。それによって、変速機ケースの中間壁８にスラスト力が作用するのを防いでいる。
【００６１】
以上説明したように、本発明による自動変速機は、各遊星歯車組に生じるスラスト力を効果的に相殺できるような構成としていることから、変速機の軸方向寸法を増大させることなくオイルポンプ等へスラスト力が加わることを効果的に防ぐことが可能となる。特に、中間壁にスラスト力が加わることによる出力ギヤの歯当たり悪化に伴うギヤノイズの発生を効果的に防止することができるようになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１は、本発明の一実施形態に係る自動変速機用歯車変速装置の構成を模式的に示すスケルトン図である。
【図２】図１の自動変速機における締結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】図１の自動変速機の実態構成の一例を示す展開断面図である。
【図４】図３の自動変速機の構成を模式化して示すものであり、特に各遊星歯車組における各歯車のはす歯のねじり方向と、これらの歯車に生じるスラスト力の方向を示すものである。
【図５】図３の自動変速機の第１速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図６】図３の自動変速機の第２速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図７】図３の自動変速機の第３速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図８】図３の自動変速機の第４速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図９】図３の自動変速機の第５速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図１０】図３の自動変速機の第６速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図１１】図３の自動変速機の後退変速段におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【符号の説明】
Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３  遊星歯車組
Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３，Ｓ４  サンギヤ
Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３  ピニオンギヤ
ＰＣ１，ＰＣ２，ＰＣ３  キャリア
Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３  リングギヤ
Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３  クラッチ
Ｂ１，Ｂ２  ブレーキ
Ｍ１，Ｍ２  連結メンバ
ＣＭ  センターメンバ
ＯＭ  アウターメンバ
ＯＷＣ  ワンウェイクラッチ
Ｔ／Ｃ  トルクコンバータ
ＥＮＧ  エンジン
１  入力軸
２  出力歯車
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
９  中空軸
１０  フランジ
１１，１５  クラッチドラム
１２，１６，１８  クラッチパック
１３，１９，２０  クラッチピストン
１４，２１  油路
１７  クラッチハブ
２１  油路
２２  筒状連結メンバ
２３，２６  ブレーキハブ
２４，２７  ブレーキパック
２５，２８  ブレーキピストン
２９  サンギヤＰ２の延長部
３０  リングギヤＲ２の延長部
３１  スラスト軸受
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
2004183835.tif 000010
【図９】
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【図１０】
2004183835.tif 000012
【図１１】
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