(57)【要約】【課題】自動変速機の小型化を達成して車両搭載性を向上させ、ギヤ比選択の自由度が確保でき、且つ運転性や燃費が悪化しない自動変速機用歯車変速装置を提供する。【解決手段】回転駆動力が入力する入力軸Ｉｎｐｕｔと、回転駆動力を駆動輪に伝達する出力軸Ｏｕｔｐｕｔと、入力軸側に配置した入力回転を常時減速する第１遊星ギヤＧ１と、出力軸側に配置した第２遊星ギヤＧ２及び第３遊星ギヤＧ３と、第１〜第３クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３、第１及び第２ブレーキＢ１，Ｂ２とを備えている。第１遊星ギヤはシングルピニオン型の遊星ギヤである。第２遊星ギヤはシングルピニオン型の遊星ギヤである。第３遊星ギヤは、２つの第３リングギヤＲ３，第４リングギヤＲ４間から回転を入力又は出力することが可能な第３キャリアＰＣ３を有するダブルリングギヤ型の遊星ギヤである。【選択図】　　　　図１
2004069050.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動源からの回転を入力する入力部と、入力部と同軸配置されて変速された回転を出力する出力部と、３組の遊星ギヤと、複数の回転要素間を一体的に連結する複数のメンバと、前記入力部、前記出力部、前記メンバ及び前記３組の遊星ギヤの各回転要素間に配置され、選択的に断接可能な３つのクラッチを選択的に固定する２つのブレーキと、前記３つのクラッチと前記２つのブレーキを適宜締結・開放することで、少なくとも前進６速・後退１速を得る変速制御手段とを有する自動変速機用歯車変速装置において、
前記３組の遊星ギヤのうちの１組を、入力回転を常時減速する減速装置とする一方、
他の２組の遊星ギヤのうちの１組を、２つのリングギヤと、当該リングギヤの各々と噛み合う１つのピニオンと、前記２つのリングギヤ間に配置され、回転を入力又は出力するセンターメンバを有するキャリアと、前記ピニオンに噛み合う１つのサンギヤとを有するダブルリングギヤ型遊星ギヤ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２】
前記３組の遊星ギヤのうちの前記減速装置を第１遊星ギヤ、前記ダブルリングギヤ型遊星ギヤを第３遊星ギヤ、残りの遊星ギヤを第２遊星ギヤとしたとき、前記第２遊星ギヤ及び前記第３遊星ギヤは、前記第２遊星ギヤの回転メンバと前記第３遊星ギヤの回転メンバとを一体的に連結する連結メンバを含んで５つの回転メンバで構成される遊星ギヤセットであって、
前記５つの回転メンバは、前記第３遊星ギヤにおける前記２つのリングギヤの一方のリングギヤ及び前記第２遊星ギヤのキャリアを含み、選択的に停止させる第１ブレーキに連結する第１回転メンバと、前記第３遊星ギヤの前記２つのリングギヤの他方のリングギヤを含み、当該リングギヤ及び前記第１遊星ギヤの１つのメンバを選択的に断接可能な第３クラッチに連結する第２回転メンバと、前記第２遊星ギヤのリングギヤと前記第３遊星ギヤのキャリアとを含み、前記出力部に連結する第３回転メンバと、前記第１遊星ギヤの他のメンバとを選択的に断接可能な第２クラッチ及び選択的に停止させる第２ブレーキに連結する第４回転メンバ、前記第１遊星ギヤの他のメンバを選択的に断接可能な第１クラッチに連結する第５回転メンバ、とを有し、
前記変速制御手段は、前記第１クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により１速、前記第１クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により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３速、前記第１クラッチ及び前記第３クラッチの締結により４速、前記第２クラッチ及び前記第３クラッチの締結により５速、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により６速、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により後退速の制御を行うことを特徴とする請求項１記載の自動変速機用歯車変速装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、前進６速・後退１速を得る自動変速機用歯車変速装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の前進６速・後退１速を得る自動変速機用歯車変速装置として、入力軸と、１組のシングルピニオン型遊星ギヤと、２組のシングルピニオン型遊星ギヤを組み合わせた遊星歯車列と、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・開放する装置が知られている（例えば、特許文献１。）。
【０００３】
この特許文献１の装置は、オーバドライブの変速段を得るには、遊星歯車列のキャリア及びリングギヤへの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、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ギヤではキャリア及びリングギヤへの入力経路が不成立となる。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あり、その結果、自動変速機の大型化を招く。
【０００４】
自動変速機の大型化を解消する歯車変速装置として、入力軸と出力軸とを同軸に配置し、２組のシングルピニオン型遊星ギヤを組み合わせた遊星歯車列に代えて、ラビニ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）を備えた装置（以下、以下、ラビニオ型の変速装置と称する）が提案されている（例えば、特許文献２。）。
【０００５】
しかし、このラビニオ型の変速装置は、一方側の遊星ギヤがダブルピニオン構成となっているので、動力伝達を行うに当り噛合い箇所が増大してしまい、ギヤノイズや振動が発生しやすいという問題がある。これを防止しようとすると、ギヤの高精度な加工や組み付けが要求され、製造、組付け性が悪化するという新たな問題が生じてしまう。
【０００６】
そこで、自動変速機の大型化を解消することができるとともに、ギヤノイズや振動が発生しやすいダブルピニオンの遊星ギヤを採用しない前進６速・後退１速の自動変速機用歯車変速装置として、互いに同軸に配置した入力軸及び出力軸と、１組の減速遊星ギヤと、２組のシングルピニオン型遊星ギヤを組み合わせた遊星歯車列と、３つのクラッチと、２つのブレーキとを備えた装置が提案されている（例えば、特許文献３。）。
【０００７】
【特許文献１】
特開平４−２１９５５３号公報（図５）
【特許文献２】
特開平４−２１９５５３号公報（図３）
【特許文献３】
特開２００１−３４９３９０号公報（図９，図１０，図１３，図３４）
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、特許文献３の装置は、１組の減速遊星ギヤと、２組のシングルピニオン型遊星ギヤのそれぞれの遊星歯車比（サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）を好ましい範囲に設定しても、前進１速から前進６速までのレシオカバレージ（前進１速の変速比／前進６速の変速比）の範囲が狭くなったり、後退１速の変速比と前進１速の変速比の比（後退１速の変速比／前進１速の変速比：以下、「１−Ｒレシオ」と称する）を適切な値に設定できない場合がある。
【０００９】
レシオカバレージの範囲が狭くなるということは、変速装置を多段化しているにも関わらず１速から６速までの変速比を比較的狭い範囲の値にしか設定できないということであり、このように１速から６速までの変速比が比較的狭い範囲になると、変速比の選択自由度が狭くなって運転性および燃費が悪化してしまう。また、レシオカバレージの最大値が大きな値に設定できなくても、燃費及び運転性が悪化してしまう。
【００１０】
また、１−Ｒレシオを適切な値に設定できない場合、例えば、１−Ｒレシオが小さな値になると、前進１速と後退１速とでアクセル開度に対する出力トルクが異なるため、運転性が悪化してしまう。さらに言えば、例えば適切な前進１速の変速比を設定した場合には、後退１速の変速比が高速するため、高速段においてアクセル開度を高開度にしないと十分なトルクが得られず、逆に、適切な後退１速の変速比を設定した場合には、前進１速が必要以上に低速化してしまい、燃費及び運転性が悪化してしまう。
【００１１】
そこで、本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、入力軸と出力軸との同軸配置による自動変速機の小型化を達成して車両搭載性を向上させるとともに、ギヤ比選択の自由度が確保でき、且つ運転性や燃費が悪化しない自動変速機用歯車変速装置を提供することを目的としている。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１記載の発明は、駆動源からの回転を入力する入力部と、入力部と同軸配置されて変速された回転を出力する出力部と、３組の遊星ギヤと、複数の回転要素間を一体的に連結する複数のメンバと、前記入力部、前記出力部、前記メンバ及び前記３組の遊星ギヤの各回転要素間に配置され、選択的に断接可能な３つのクラッチを選択的に固定する２つのブレーキと、前記３つのクラッチと前記２つのブレーキを適宜締結・開放することで、少なくとも前進６速・後退１速を得る変速制御手段とを有する自動変速機用歯車変速装置において、前記３組の遊星ギヤのうちの１組を、入力回転を常時減速する減速装置とする一方、他の２組の遊星ギヤのうちの１組を、２つのリングギヤと、当該リングギヤの各々と噛み合う１つのピニオンと、前記２つのリングギヤ間に配置され、回転を入力又は出力するセンターメンバを有するキャリアと、前記ピニオンに噛み合う１つのサンギヤとを有するダブルリングギヤ型遊星ギヤとした装置である。
【００１３】
また、請求項２記載の発明は、請求項１記載の自動変速機用歯車変速装置において、前記３組の遊星ギヤのうちの前記減速装置を第１遊星ギヤ、前記ダブルリングギヤ型遊星ギヤを第３遊星ギヤ、残りの遊星ギヤを第２遊星ギヤとしたとき、前記第２遊星ギヤ及び前記第３遊星ギヤは、前記第２遊星ギヤの回転メンバと前記第３遊星ギヤの回転メンバとを一体的に連結する連結メンバを含んで５つの回転メンバで構成される遊星ギヤセットであって、前記５つの回転メンバは、前記第３遊星ギヤにおける前記２つのリングギヤの一方のリングギヤ及び前記第２遊星ギヤのキャリアを含み、選択的に停止させる第１ブレーキに連結する第１回転メンバと、前記第３遊星ギヤの前記２つのリングギヤの他方のリングギヤを含み、当該リングギヤ及び前記第１遊星ギヤの１つのメンバを選択的に断接可能な第３クラッチに連結する第２回転メンバと、前記第２遊星ギヤのリングギヤと前記第３遊星ギヤのキャリアとを含み、前記出力部に連結する第３回転メンバと、前記第１遊星ギヤの他のメンバとを選択的に断接可能な第２クラッチ及び選択的に停止させる第２ブレーキに連結する第４回転メンバ、前記第１遊星ギヤの他のメンバを選択的に断接可能な第１クラッチに連結する第５回転メンバ、とを有し、前記変速制御手段は、前記第１クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により１速、前記第１クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により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３速、前記第１クラッチ及び前記第３クラッチの締結により４速、前記第２クラッチ及び前記第３クラッチの締結により５速、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により６速、前記第２クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により後退速の制御を行うようにした。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係る実施形態を図面に基づいて説明する。
図１は、１実施形態としての自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
このスケルトン図のＩｎｐｕｔは、駆動源であるエンジン（図示せず）からの回転駆動力がトルクコンバータ（図示せず）等を介して入力する入力軸（入力部）であり、Ｏｕｔｐｕｔは、回転駆動力をファイナルギヤ等を介して駆動輪に伝達する出力軸（出力部）であり、これら入力軸Ｉｎｐｕｔ及び出力軸Ｏｕｔｐｕｔは同軸に配置されている。
【００１５】
入力軸Ｉｎｐｕｔ側には、入力回転を常時減速する減速装置としての第１遊星ギヤＧ１が配置され、出力軸Ｏｕｔｐｕｔには、第２遊星ギヤＧ２及びダブルリングギヤ型の第３遊星ギヤＧ３が配置されている。
また、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ブレーキであり、Ｍ１は第１回転メンバ、Ｍ２は第２回転メンバ、Ｍ３は第３回転メンバ、Ｍ４は第４回転メンバ、Ｍ５は第５回転メンバである。
【００１６】
第１遊星ギヤＧ１は、第１サンギヤＳ１と、第１リングギヤＲ１と、両ギヤＳ１，Ｒ１に噛み合う第１ピニオンＰ１を支持する第１キャリアＰＣ１とを有するシングルピニオン型の遊星ギヤである。
第２遊星ギヤＧ２は、第２サンギヤＳ２と、第２リングギヤＲ２と、両ギヤＳ２，Ｒ２に噛み合う第２ピニオンＰ２を支持する第２キャリアＰＣ２とを有するシングルピニオン型の遊星ギヤである。
【００１７】
第３遊星ギヤＧ３は、第３サンギヤＳ３と、２つの第３リングギヤＲ３及び第４リングギヤＲ４と、これら第３リングギヤＲ３，第４リングギヤＲ４と噛み合うピニオンＰ３と、このピニオンＰ３を支持すると共に、２つの第３リングギヤＲ３，第４リングギヤＲ４間に配置されたセンターメンバＣＭとを有する第３キャリアＰＣ３とを備えたダブルリングギヤ型の遊星ギヤである。なお、センターメンバＣＭは、第３キャリアＰＣ３の円周上に隣接する第３ピニオンＰ３の空間位置において、第３キャリアＰＣ３に結合されている。
【００１８】
また、第１クラッチＣ１は、第１遊星ギヤＧ１の第１キャリアＰＣ１と第３遊星ギヤＧ３の第３サンギヤＳ３とを選択的に断接するクラッチである。第２クラッチＣ２は、第１遊星ギヤＧ１の第１キャリアＰＣ１と第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２とを選択的に断接するクラッチである。第３クラッチＣ３は、第１遊星ギヤＧ１の第１リングギヤＲ１と第３遊星ギヤＧ３の第３リングギヤＲ３とを選択的に断接するクラッチである。
【００１９】
また、第１ブレーキＢ１は、第２遊星ギヤＧ２の第２キャリアＰＣ２を選択的に停止させるブレーキである。第２ブレーキＢ２は、第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２を選択的に停止させるブレーキである。
さらに、第１回転メンバＭ１は、第３遊星ギヤＧ３の第４リングギヤＲ４と第２遊星ギヤＧ２の第２キャリアＰＣ２を含み、第１ブレーキＢ１に連結するメンバである。
【００２０】
第２回転メンバＭ２は、第３遊星ギヤＧ３の第３リングギヤＲ３を含み、この第３リングギヤＲ３と第３クラッチＣ３に連結するメンバである。
第３回転メンバＭ３は、第２遊星ギヤＧ２の第２リングギヤＲ２と第３遊星ギヤＧ３の第３キャリアＰＣ３を含み、出力軸Ｏｕｔｐｕｔに連結するメンバである。第４回転メンバＭ４は、第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２を含み、第２クラッチＣ２と第２ブレーキＢ２とに連結するメンバである。
【００２１】
第５回転メンバＭ５は、第３遊星ギヤＧ３の第３サンギヤＳ３を含み、第１クラッチＣ１に連結するメンバである。
そして、第１〜第３クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３及び第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２には、図示しない変速油圧制御装置（変速制御手段）が接続されており、この変速油圧制御装置が、図２の締結作動表に示すように、各変速段にて締結圧（●印）や解放圧（無印）を作り出す。なお、変速油圧制御装置としては、油圧制御タイプ、電子制御タイプ、油圧＋電子制御タイプ等が考えられる。
【００２２】
次に、本実施形態の自動変速機用歯車変速装置の各変速段の作用について、図３の共線図及び図４から図１０のトルクフローを参照して説明する。なお、図４から図１０においてクラッチ・ブレーキ・のトルク伝達経路はハッチングで示し、トルク伝達メンバの経路は太線で示す。
（前進１速）
前進１速（１ｓｔ）は、図２に示すように、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１の締結により得られる。
【００２３】
第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１を締結した前進１速では、図４に示すように、第１クラッチＣ１の締結により第１遊星ギヤＧ１からの正方向の減速回転が第５回転メンバＭ５を介して第３遊星ギヤＧ３の第３サンギヤＳ３に入力される。
一方、第２遊星ギヤＧ２においては、第１ブレーキＢ１の締結により、第２キャリアＰＣ２がケースに固定される。また、第２キャリアＰＣ２と第１回転メンバＭ１を介して連結している第３遊星ギヤＧ３の第４リングギヤＲ４も固定される。
【００２４】
よって、第３遊星ギヤＧ３は、第３サンギヤＳ３に正方向の減速回転が入力されるが、第４リングギヤＲ４が固定されるので、さらに減速した回転が第３キャリアＰＣ３からセンターメンバＣＭを経由して出力軸Ｏｕｔｐｕｔに伝達される。
したがって、前進１速では、図３の共線図に示すように、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第３遊星ギヤＧ３の第３サンギヤＳ３への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第２遊星ギヤＧ２の第２キャリアＰＣ２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Ｉｎｐｕｔから入力した回転が減速されて出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力する。
【００２５】
（前進２速）
前進２速（２ｎｄ）は、図２に示すように、前進１速時の第１ブレーキＢ１を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する。つまり、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２を締結することで得られる。
この前進２速では、図５に示すように、第１クラッチＣ１の締結により第１遊星ギヤＧ１から正方向の減速回転が第５回転メンバＭ５を介して第３遊星ギヤＧ３の第３サンギヤＳ３に入力され、第３キャリアＰＣ３からセンターメンバＣＭを介して伝達される。
【００２６】
第２遊星ギヤＧ２においては、第２ブレーキＢ２の締結により、第２サンギヤＳ２がケースに固定される。そして、第２ピニオンＰ２には、第３遊星ギヤＧ３の第４リングギヤＲ４から第１回転メンバＭ１を介して正方向の減速回転が入力し、第２サンギヤＳ２がケースに固定されていることから、第２リングギヤＲ２は、増速した正方向の回転となる。そして、この第２リングギヤＲ２の回転は、第３回転メンバＭ３に伝達される。
【００２７】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第３キャリアＰＣ３からセンターメンバＣＭを介して正方向の減速回転が伝達され、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤＲ２から第３回転メンバＭ３を介して増速した正方向の回転が伝達されることで、前進１速より高速の回転が出力軸Ｏｕｔｐｕｔに伝達される。
したがって、前進２速では、図３の共線図に示すように、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第３遊星ギヤＧ３の第３サンギヤＳ３への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２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Ｉｎｐｕｔから入力した減速回転を、前進１速より高速とした減速回転として出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力する。
【００２８】
（前進３速）
前進３速（３ｒｄ）は、図２に示すように、前進２速時の第２ブレーキＢ２を解放し、第２クラッチＣ２を締結する。つまり、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２とを締結することで得られる。
この前進３速では、図６に示すように、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１から正方向の減速回転が第５回転メンバＭ５を介して第３遊星ギヤＧ３の第３サンギヤＳ３に入力され、第３キャリアＰＣ３からセンターメンバＣＭを介して出力軸Ｏｕｔｐｕｔ側に伝達される。同時に、第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの正方向の減速回転が第４回転メンバＭ４を介して第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２に入力され、第２リングギヤＲ２から第３回転メンバＭ３を介して出力軸Ｏｕｔｐｕｔ側に伝達される。
【００２９】
したがって、前進３速では、図３の共線図に示すように、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第３遊星ギヤＧ３の第３サンギヤＳ３への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２遊星ギヤＧ２の第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Ｉｎｐｕｔから入力した減速回転を減速（第１遊星ギヤＧ１の減速比）して出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力する。
【００３０】
（前進４速）
前進４速（４ｔｈ）は、図２に示すように、前進３速での第２クラッチＣ２を解放し、第３クラッチＣ３を締結する。つまり、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３とを締結することにより得られる。
この前進４速では、図７に示すように、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１から正方向の減速回転が第５回転メンバＭ５を介して第３遊星ギヤＧ３の第３サンギヤＳ３に入力される。また、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が第２回転メンバＭ２を介して第３遊星ギヤＧ３の第３リングギヤＲ３に入力される。
【００３１】
このため、第３遊星ギヤＧ３は、第３サンギヤＳ３に減速回転が入力され、第３リングギヤＲ３から増速回転が入力されることになり、第３サンギヤＳ３からの減速回転を増速した回転（入力回転よりも低回転）が、第３キャリアＰＣ３からセンターメンバＣＭを介して出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力される。
したがって、前進４速では、図３の共線図に示すように、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第３遊星ギヤＧ３の第３サンギヤＳ３への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を第３遊星ギヤＧ３の第３リングギヤＲ３への入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Ｉｎｐｕｔから入力した回転を僅かに増速して出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力する。
【００３２】
（前進５速）
前進５速（５ｔｈ）は、図２に示すように、前進４速での第１クラッチＣ１を解放し、第２クラッチＣ２を締結する。つまり、第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３とを締結することにより得られる。
この前進５速では、図８に示すように、第２クラッチＣ２の締結により第２遊星ギヤＧ１からの減速回転が第４回転メンバＭ４を介して第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２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Ｉｎｐｕｔの回転が第２回転メンバＭ２を介して第３遊星ギヤＧ３の第３リングギヤＲ３に入力される。
【００３３】
このため、第２遊星ギヤＧ２は、減速回転が第２サンギヤＳ２に入力され、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が第１回転メンバＭ１を介して第２キャリアＰＣ２に入力されるので、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転より増速した回転が第２リングギヤＲ２から第３回転メンバＭ３を介して出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力される。
したがって、前進５速では、図３の共線図に示すように、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２遊星ギヤＧ２の第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、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を第３遊星ギヤＧ３の第３リングギヤＲ３への入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Ｉｎｐｕｔから入力した回転を増速して出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力する。
【００３４】
（前進６速）
前進６速（６ｔｈ）は、図２に示すように、前進５速での第２クラッチＣ２を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する。つまり、第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２とを締結することにより得られる。
この前進６速では、図９に示すように、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が第２回転メンバＭ２を介して第３遊星ギヤＧ３の第３リングギヤＲ３に入力される。また、第２ブレーキＢ２の締結により第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２がケースに固定される。
【００３５】
このため、第２遊星ギヤＧ２は、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が第３遊星ギヤＧ３の第４リングギヤＲ４から第１回転メンバＭ１を介して第２キャリアＰＣ２に入力されるとともに、第２サンギヤＳ２を固定したことで、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転よりもさらに増速した回転が第２リングギヤＲ２から第３回転メンバＭ３を介して出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力される。
【００３６】
したがって、前進６速では、図３の共線図に示すように、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を第３遊星ギヤＧ３の第３リングギヤＲ３への入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２をケースに固定する第２ブレーキＢ２の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Ｉｎｐｕｔから入力した回転をさらに増速して出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力する。
【００３７】
（後退１速）
後退１速（Ｒｅｖ）は、図２に示すように、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１を締結することで得られる。
この後退１速では、図１０に示すように、第２クラッチＣ１の締結により第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２に入力される。また，第１ブレーキＢ１の締結により、第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２がケースに固定される。
【００３８】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２サンギヤＳ２に正方向の減速回転が入力され、第２キャリヤＰＣ２がケースに固定となり、逆方向の減速回転が第２リングギヤＲ２から第３回転メンバＭ３を介して出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力される。
したがって、後退１速では、図３の共線図に示すように、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２遊星ギヤＧ２の第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、第２遊星ギヤＧ２の第２キャリアＰＣ２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Ｉｎｐｕｔから入力した回転を逆方向に減速して出力軸Ｏｕｔｐｕｔに出力する。
【００３９】
次に、本実施形態の変速装置（シングルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１と、シングルピニオン型の第２遊星ギヤＧ２及びダブルリングギヤ型の第３遊星ギヤＧ３の複合遊星歯車列とを備えた装置）と、特許文献２に記載した１組のシングルピニオン型遊星ギヤ・ラビニオ型遊星歯車列（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）を備えた従来の歯車変速装置（以下、ラビニオ型の変速装置と称する）と、特許文献３に記載した１組の減速遊星ギヤと、２組のシングルピニオン型遊星ギヤを組み合わせた遊星歯車列を備えた従来の歯車変速装置とを対比しながら、本実施形態の歯車変速装置の優位性について述べる。
【００４０】
なお、図１１は、ラビニオ型の変速装置（特許文献２）のスケルトン図を示すものであり、１組のシングルピニオン型遊星ギヤＧ４と、一組のラビニオ型遊星歯車列Ｇ５を備えている（他のクラッチ及びブレーキは本実施形態と同様の符号を付けている）。シングルピニオン型遊星ギヤＧ４は、サンギヤＳ４と、リングギヤＲ４と、両ギヤＳ４，Ｒ４に噛み合うピニオンＰ４を支持するキャリアＰＣ４とを有する。また、ラビニオ型遊星歯車列Ｇ５は、２つのサンギヤＳ５ａ，Ｓ５ｂと、これらサンギヤＳ５ａ，Ｓ５ｂにそれぞれ噛み合うピニオンＰ５ａ，Ｐ５ｂと、リングギヤＲ５及びキャリアＰＣ５とを備えた歯車列である。
【００４１】
（１）変速機の小型化について
オーバードライブの変速段を得るにはキャリヤ及びリングギヤの入力が必要であるが、図１１に示すラビニオ型の変速装置では、キャリヤＰＣ５及びリングギヤＲ５の入力を達成しながら、入力軸Ｉｎｐｕｔ及び出力軸Ｏｕｔｐｕｔが同軸に配置されているので、径方向の寸法が増大せず、自動変速機の小型化を図ることができる。
【００４２】
また、本実施形態の変速装置も、オーバードライブを含む高変速段が成立するキャリヤ及びリングギヤの入力が達成されるとともに、入力軸Ｉｎｐｕｔ及び出力軸Ｏｕｔｐｕｔが同軸に配置されているので、径方向の寸法が増大せず、自動変速機の小型化を図ることができる。すなわち、図１に示すように、シングルピニオン型の第２遊星ギヤＧ２及びダブルリングギヤ型の第３遊星ギヤＧ３からなる複合遊星歯車列は、多くの（５つの）回転メンバ（第３リングギヤＲ４と第２ピニオンＰ２との間の第１回転メンバＭ１、第３リングギヤＲ３に連結する第２回転メンバＭ２、第２リングギヤＲ２に連結する第３回転メンバＭ３、第２サンギヤＳ２に連結する第４回転メンバＭ４、第３サンギヤＳ３に連結する第５回転メンバＭ５）を備えており、特に、二つのリングギヤ（第３リングギヤＲ３、第４リングギヤＲ４）の間に配置したセンターメンバＣＭから径方向に出力がとれることで、オーバードライブを含む高変速段が成立するキャリヤ及びリングギヤの入力が達成される。
【００４３】
（２）ノイズや騒音の発生について
ラビニオ型の変速装置では、ラビニオ型遊星歯車列Ｇ５にダブルピニオン（ピニオンＰ５ａ，Ｐ５ｂ）が存在しているので、動力伝達の際に噛合い箇所が増大してしまい、ギヤノイズや振動が発生しやすい。この問題を防止しようとすると、ギヤの高精度な加工や組み付けが要求され、製造、組付け性が悪化してしまう。
【００４４】
一方、本実施形態のダブルリングギヤ型の第３遊星ギヤＧ３を含む変速装置は、シングルピニオン型の遊星ギヤから構成されているため、動力伝達の際に噛合い箇所が増大する箇所が存在せず、ギヤノイズや振動がほとんど発生しない。したがって、ギヤの高精度加工や組み付け性がさほど要求されず、容易に製造、組付けを行うことができる。
【００４５】
（３）変速比のワイド化の比較
図１２は、本実施形態の変速装置とラビニオ型の変速装置との性能比較を示す表である。本発明１、本発明２は、遊星歯車比を変化させた本実施形態の変速装置であり、ラビニオ型１、ラビニオ型２は、遊星歯車比を変化させたラビニオ型の変速装置である。本発明１、本発明２のα１は、図１で示した第１遊星ギヤＧ１の遊星歯車比であり、α２は第２遊星ギヤＧ２の遊星歯車比であり、α３は第３遊星ギヤＧ３の遊星歯車比である。また、ラビニオ型１、ラビニオ型２のα１は、図１１で示した遊星ギヤＧ４の遊星歯車比であり、α２は遊星ギヤＧ５のサンギヤＳ５ａ側の遊星歯車比であり、α３は遊星ギヤＧ５のサンギヤＳ５ｂ側の遊星歯車比である。
【００４６】
先ず、ラビニオ型の変速装置について考察すると、一般的に適用可能な遊星歯車比（サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）の範囲（α＝０．３５〜０．６５）であり、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ながら、変速比をワイドにしようとすると、遊星ギヤＧ５を配置している側のケースの径方向寸法が増大し、車両の搭載性が悪化するという問題がある。すなわち、ラビニオ型遊星歯車列の場合、遊星歯車比α１を小さな値に設定しながら、上述した条件が成立するような変速比のワイド化を図ることができない。そこで、遊星歯車比α３を小さな値にすると（例えば、図１２の※１欄のα３＝０．３７、※２欄のα３＝０．３５）、変速比のワイド化を図ることができる。しかし、ラビニオ型遊星歯車列の軸心位置に回転伝達軸が配置されているので、サンギヤＳ５ｂの径を小さくするには限界があり、リングギヤＲ５の径を大きくして遊星歯車比α３を小さな値にせざるを得ない。ところが、リングギヤＲ５の径を大きくすると、遊星ギヤＧ５を配置している側のケースの径方向寸法が増大してしまい、特にＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）方式の自動車変速機では、変速機の後端側が大径になると、フロアパネルがあるため車両搭載性が悪化してしまう。したがって、ラビニオ型の変速装置は、車両搭載性の面から変速比のワイド化を図ることが難しい。
【００４７】
一方、本実施形態の変速装置は、一般的に適用可能な遊星歯車比の範囲（α＝０．３５〜０．６５）であり、且つ、好ましい高速段になるほど段間比が小さいという条件で変速比をワイドにしようとすると、遊星歯車比α３を比較的大きな値（例えば、図１２の※３欄のα３＝０．５９）に設定しながら、上述した条件が成立するような変速比のワイド化を図ることができる。したがって、第３遊星ギヤＧ３の軸心位置に回転伝達軸が配置されていても、第３サンギヤＳ３の径を小さくする必要がないため、リングギヤＲ３，Ｒ４の径も大きくする必要がなく、第３遊星ギヤＧ３を配置している側のケースの径方向寸法は増大しない。このため特にＦＲ方式の自動車変速機では、変速機の後端側が大径にならないので、車両搭載性に影響を与えない。したがって、本実施形態の変速装置は、容易に変速比のワイド化を図ることができる。
【００４８】
（４−１）段間比を考慮しない場合のレシオカバレージの比較
一般的に適用可能な遊星歯車比αの範囲はα＝０．３５〜０．６５であるが、好ましい遊星歯車比αの範囲はα＝０．３８〜０．６０である。図１３の上段に、好ましい遊星歯車比（α＝０．３８〜０．６０）とし、且つ、段間比を考慮しない場合のレシオカバレージ（前進１速の変速比／前進６速の変速比）の範囲を、本実施形態の変速装置、ラビニオ型の変速装置（特許文献２）及び特許文献３の装置について示した。この図１３の本発明は、本実施形態の変速装置を示し、ラビニオ型はラビニオ型の変速装置を示し、比較例１は特許文献３の図９の変速装置を示し、比較例２は特許文献３の図１０の変速装置を示し、比較例３は特許文献３の図１３の変速装置を示し、比較例４は特許文献３の図３４の変速装置を示している。
【００４９】
また、図１４は、本実施形態の変速装置、ラビニオ型の変速装置及び特許文献３の装置について、遊星歯車比α１，α２，α３のいずれかが変化したときのレシオカバレージが変化する範囲をグラフ化したものである。ここで、特許文献３の遊星歯車比α１は、入力軸側に配置した減速遊星ギヤの遊星歯車比であり、特許文献３の遊星歯車比α３は、出力軸側に配置したシングルピニオン型遊星ギヤの遊星歯車比であり、特許文献３の遊星歯車比α２は、入力軸側に配置した減速遊星ギヤと出力軸側に配置したシングルピニオン型遊星ギヤとの間に配置したシングルピニオン型遊星ギヤの遊星歯車比である。
【００５０】
図１３の上段及び図１４を参照して各々の変速装置のレシオカバレージを比較して考察する。
ラビニオ型は、レシオカバレージの範囲を、最小値が３．２、最大値が６．７の範囲までの比較的狭い範囲しか設定できず、ギヤ比選択の自由度が低いとともに、最大値も６．７と小さいので、変速比のワイド化を図ることができない。
比較例１〜比較例３は、レシオカバレージの範囲が狭く、変速比設定の自由度が狭い。また、最大値も５．８１と小さく、多段化しても変速比をワイド化するのが困難である。
【００５１】
一方、比較例４は、レシオカバレージの範囲を、最小値が６．１、最大値が１５．３の広い範囲（図１４の太い破線で示す範囲）に設定することができるので、十分な変速比の自由度と変速比のワイド化を図ることができる。
さらに、本発明は、比較例４と比較してレシオカバレージの範囲が狭いものの、最小値が５．１、最大値が９．３の範囲（図１４の太い実線で示す範囲）に設定することができるので、十分な変速比の自由度と変速比のワイド化を図ることができる。
【００５２】
（４−２）段間比を考慮した場合のレシオカバレージの比較
遊星歯車比αの範囲を、一般的に適用可能な範囲α＝０．３５〜０．６５とし、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の、本実施形態の変速装置とラビニオ型の変速装置とのレシオカバレージを図１２を参照して考察する。
【００５３】
ラビニオ型１は、遊星歯車比の設定に際し、リングギヤＲ５の歯数が一定であるという規制があるため、適用できる変速比幅であるレシオカバレージは、図１２の※４の欄、※５の欄で示すように、最小値が４．８１、最大値が７．２０と範囲が狭い。
一方、本発明１は、２組の遊星歯車列である第２遊星ギヤ２、第３遊星ギヤＧ３の遊星歯車比α２、α３を互いに独立して設定できるので、適用できるレシオカバレージは、図１２の※６の欄、※６の欄で示すように、最小値が４．７４、最大値が７．８０と拡大し、変速比の選択自由度を高めることができる。
【００５４】
また、ラビニオ型１に対してラビニオ型２のレシオカバレージの値が大きくなると（図１２の※８の欄＝６．１２と※９の欄＝６．９５で示す）、ラビニオ型１の遊星歯車比α３（図１２の※１の欄＝０．３７）に対してラビニオ型２の遊星歯車比α３（図１２の※２の欄）が０．３５と小さくなる。このように、レシオカバレージの値を大きくしても、遊星歯車比α３の値が小さくなると、前述したように、遊星ギヤＧ５を配置している側のケースの径方向寸法が増大してしまう。
【００５５】
さらに、本発明とラビニオ型１とを比較して明らかなように、変速比が前進１速から前進６速までほぼ同一でありながら、ラビニオ型１の遊星歯車比α３（図１２の※３、※１の欄）が非常に小さくなるので、ラビニオ型の変速装置は、遊星ギヤＧ５を配置している側のケースの径方向寸法が増大してしまうおそれがある。
【００５６】
（５）１−Ｒレシオの比較
１−Ｒレシオ（後退１速の変速比／前進１速の変速比）が小さくなるということは、前進１速と後退１速とでアクセル開度に対する出力トルクが異なるため、運転性が悪化することを意味しており、一般的には０．８〜１．２程度が好ましい。
図１３の下段に、本実施形態の変速装置、ラビニオ型の変速装置（特許文献２）及び特許文献３の装置の１−Ｒレシオの範囲を示した。
【００５７】
また、図１５は、本実施形態の変速装置、ラビニオ型の変速装置及び特許文献３の装置について、遊星歯車比α１，α２，α３のいずれかが変化したときの１−Ｒレシオが変化する範囲をグラフ化したものである。ここで、比較例４の変速装置は、遊星歯車比α２の変化のみで１−Ｒレシオの範囲を設定する構成となっている。
【００５８】
図１３の下段及び図１５を参照して各々の変速装置の１−Ｒレシオを比較して考察する。
ラビニオ型、比較例１及び比較例３は、１−Ｒレシオの範囲を０．７〜１．２に設定することができる。つまり、１−Ｒレシオだけを見ると、前進１速の変速比、後退１速の変速比を適切な値に設定することができる。
比較例２は、１−Ｒレシオを１．２２以下の値に設定することができない。すなわち、後退１速の変速比が前進１速の変速比に対して大きな値となってしまい、運転性が悪化してしまう。
【００５９】
また、比較例４は、１−Ｒレシオを遊星歯車比α２の変化のみで決定することになるため、大きな値を設定することができない。すなわち、図１５にも示すように、比較例４は、前進１速の変速比、後退１速の変速比を適切な値に設定することができないため、運転性や燃費の向上を図ることができない。
一方、本発明は、１−Ｒレシオの範囲を０．４６〜０．９９に設定することができ、ラビニオ型、比較例１及び比較例３と同様に、前進１速の変速比に対して適切な後退１速の変速比を設定することができる。
【００６０】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１記載の自動変速機用歯車変速装置によると、ダブルリングギヤ型遊星ギヤを構成する２つのリングギヤ間に配置され、回転を入力又は出力するセンターメンバによって径方向に出力が取れることが可能になり、オーバードライブを含む高変速段が成立するキャリア及びリングギヤ入力を達成することができる。また、入力部と出力部を同軸配置したことで、自動変速機の小型化を図ることができるとともに、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いる場合と比較してギヤノイズや騒音の低減を図ることができる。
【００６１】
また、請求項２記載の自動変速機用歯車変速装置によると、請求項１の効果を得ることができるとともに、一般的に適用可能な遊星歯車比の範囲で、且つ、好ましい高速段になるほど段間比が小さいという条件で変速比をワイドにしようとする場合には、ダブルリングギヤ型遊星ギヤである第３遊星ギヤの遊星歯車比を比較的大きな値に設定することができるので、第３遊星ギヤのダブルリングギヤの径を大きく設計しなくて済む。したがって、第３遊星ギヤを配置した側の装置ケースの径方向寸法を増大せず、すなわち、車両搭載性に影響を与えずに、容易に変速比のワイド化を図ることができる。
【００６２】
さらに、請求項２記載の発明によると、第２遊星ギヤ、第３遊星ギヤの遊星歯車比を互いに独立して設定可能なので、レシオカバレージ（１速の変速比／６速の変速比）の範囲を拡大して遊星歯車比の選択自由度を高めることができるとともに、１−Ｒレシオ（（後退速の変速比／１速の変速比）の範囲も拡大して１速の変速比に対して適切な後退速の変速比を設定できるので、運転性や燃費の向上を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る１実施形態の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【図２】１実施形態の自動変速機用歯車変速装置の締結表である
【図３】１実施形態の自動変速機用歯車変速装置の共線図である。
【図４】１実施形態の自動変速機用歯車変速装置における前進１速のトルクフローズである。
【図５】１実施形態の自動変速機用歯車変速装置における前進２速のトルクフロー図である。
【図６】１実施形態の自動変速機用歯車変速装置における前進３速のトルクフロー図である。
【図７】１実施形態の自動変速機用歯車変速装置における前進４速のトルクフロー図である。
【図８】１実施形態の自動変速機用歯車変速装置における前進５速のトルクフロー図である。
【図９】１実施形態の自動変速機用歯車変速装置における前進６速のトルクフロー図である。
【図１０】１実施形態の自動変速機用歯車変速装置における後進１速のトルクフロー図である。
【図１１】ラビニオ型遊星歯車列を備えた自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【図１２】本発明に係る１実施形態の自動変速機用歯車変速装置とラビニオ型遊星歯車列を備えた自動変速機用歯車変速装置との性能比較を示す図である。
【図１３】本発明に係る１実施形態の自動変速機用歯車変速装置と、ラビニオ型遊星歯車列を備えた自動変速機用歯車変速装置と、入力軸及び出力軸が互いに同軸に配置され、且つ１組の減速遊星ギヤ及び２組のシングルピニオン型遊星ギヤを備えた自動変速機用歯車変速装置との、レシオカバレージ及び１−Ｒレシオの比較を示す図である。
【図１４】本発明に係る１実施形態の自動変速機用歯車変速装置と、ラビニオ型遊星歯車列を備えた自動変速機用歯車変速装置と、入力軸及び出力軸が互いに同軸に配置され、且つ１組の減速遊星ギヤ及び２組のシングルピニオン型遊星ギヤを備えた自動変速機用歯車変速装置との、遊星歯車比が変化したときにレシオカバレージが変化する範囲を示すグラフである。
【図１５】本発明に係る１実施形態の自動変速機用歯車変速装置と、ラビニオ型遊星歯車列を備えた自動変速機用歯車変速装置と、入力軸及び出力軸が互いに同軸に配置され、且つ１組の減速遊星ギヤ及び２組のシングルピニオン型遊星ギヤを備えた自動変速機用歯車変速装置との、遊星歯車比が変化したときに１−Ｒレシオが変化する範囲を示すグラフである。
【符号の説明】
Ｂ１　第１ブレーキ
Ｂ２　第２ブレーキ
Ｃ１　第１クラッチ、
Ｃ２　第２クラッチ
Ｃ３　第３クラッチ
ＣＭ　センターメンバ
Ｇ１　第１遊星ギヤ
Ｇ２　第２遊星ギヤ
Ｇ３　第３遊星ギヤ
Ｍ１　第１回転メンバ
Ｍ２　第２回転メンバ
Ｍ３　第３回転メンバ
Ｍ４　第４回転メンバ
Ｍ５　第５回転メンバ
Ｉｎｐｕｔ　入力軸
Ｏｕｔｐｕｔ　　出力軸
Ｐ１　第１ピニオン
Ｐ２　第２ピニオン
Ｐ３　第３ピニオン
ＰＣ１　第１キャリア
ＰＣ２　第２キャリア
ＰＣ３　第３キャリヤ
Ｒ１　第１リングギヤ
Ｒ２　第２リングギヤ
Ｒ３　第３リングギヤ
Ｒ４　第４リングギヤ
Ｓ１　第１サンギヤ
Ｓ２　第２サンギヤ
Ｓ３　第３サンギヤ
【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】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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