(57)【要約】【課題】  変速比幅が大きい多段変速遊星歯車列において、直結に近い減速段における段間比を小さくすること。【解決手段】第１歯車群１４と第２遊星歯車群２２とを有し、第１歯車群１４が入力軸１０と中間出力メンバーとの間において正転で増速を含む複数の変速比を得ることができる構成であり、第２遊星歯車群２２が回転メンバーとして、中間出力メンバーと連結した中間入力メンバーと、ケース８８に固定可能な低速段固定メンバーと、入力軸１０と連結可能な高速段入力メンバーと、出力軸１２と連結した出力メンバーとを備えた。【選択図】図１
2005172123.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸と、
出力軸と、
前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸の回転数を前記出力軸の回転数へ変換する上流側の第１歯車群と下流側の第２歯車群とを有し、
前記第１歯車群が、回転メンバーとして該第１歯車群の出力を前記第２遊星歯車群に入力する中間出力メンバーを有し、前記入力軸と前記中間出力メンバーとの間において正転方向で増速を含む複数の変速比を得る構成であり、
前記第２歯車群が２組の遊星歯車組からなり、回転メンバーとして、前記中間出力メンバーと連結するか連結可能な中間入力メンバーと、ケースに固定可能な低速段固定メンバーと、前記入力軸と連結可能な高速段入力メンバーと、前記出力軸と連結した出力メンバーとを備え、
前記第２遊星歯車群の共通速度線図において、前記中間入力メンバー、前記高速段入力メンバー、前記出力メンバー、前記低速段固定メンバーの各速度軸がこの順に配置されるようにしたことを特徴とする多段変速遊星歯車列。
【請求項２】
前記第１歯車群は、２組または３組の遊星歯車組からなり、前記入力軸と前記中間出力メンバーとの間において正転方向で少なくとも２段の減速が可能であるとともに、逆転方向で少なくとも１段の減速が可能であることを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項３】
前記第１歯車群は、
第１サンギヤと、第１リングギヤと、前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤと噛み合った第１ピニヨンと、該第１ピニヨンを回転自在に支持する第１キャリヤを有する第１遊星歯車組と、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤと噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを回転自在に軸支する第２キャリヤを有する第２遊星歯車組と、
第３サンギヤと、第３リングギヤと、前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤと噛み合った第３ピニヨンと、該第３ピニヨンを回転自在に軸支する第３キャリヤを有する第３遊星歯車組からなり、
前記入力軸は、前記第２サンギヤと連結するかまたは連結可能であるとともに、互いに連結した前記第１キャリヤおよび前記第２リングギヤと前記第１サンギヤとのうちの一方にそれぞれ選択的に連結可能であり、
前記第１キャリヤおよび前記第２リングギヤは前記ケースに固定可能であり、
前記第１リングギヤおよび前記第３キャリヤは連結して前記中間出力メンバーを構成し、
前記第１サンギヤと前記第３サンギヤは、それぞれ前記ケースに固定可能であることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項４】
前記第１サンギヤを、ワンウエイクラッチを介して一方の回転方向において常に前記ケースに固定可能であることを特徴とする請求項３に記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項５】
前記第１歯車群は、
第１サンギヤと、第１リングギヤと、前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤと噛み合った第１ピニヨンと、該第１ピニヨンを回転自在に支持する第１キャリヤを有する第１遊星歯車組と、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤと噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを回転自在に軸支する第２キャリヤを有する第２遊星歯車組からなり、
前記入力軸は、前記第２サンギヤと、前記第１サンギヤと、および互いに連結された第１キャリヤおよび第２リングギヤと、それぞれ選択的に連結可能であり、
第１キャリヤおよび第２リングギヤと、前記第１サンギヤは、それぞれ前記ケースに固定可能であり、
互いに連結された第１リングギヤおよび第２キャリヤは中間出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項６】
前記第２歯車群は、
第４サンギヤと、第４リングギヤと、前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤと噛み合った第４ピニヨンと、該第４ピニヨンを回転自在に支持する第４キャリヤを有する第４遊星歯車組と、
第５サンギヤと、第５リングギヤと、前記第５サンギヤおよび前記第５リングギヤと噛み合った第５ピニヨンと、該第５ピニヨンを回転自在に軸支する第５キャリヤを有する第５遊星歯車組からなり、
前記第５リングギヤが前記中間入力メンバーを構成し、
互いに連結した前記第５キャリヤおよび前記第４リングギヤが前記高速段入力メンバーを構成し、
前記第４サンギヤが前記第５サンギヤと連結するかまたは連結可能であって前記低速段固定メンバーを構成し、
前記第４キャリヤが前記出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用自動変速機に用いる多段変速が可能な遊星歯車列に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
車両用自動変速機に用いる遊星歯車列は、車両の燃費や排気特性および加速性能を向上することを主眼に、前進７段の多段変速が可能なものが実用に供されている。
実用に供されている従来の前進７段の多段変速遊星歯車列は、４列の遊星歯車と６個または７個の摩擦要素により前進７段の変速比を得ている。（特許文献１を参照）
【０００３】
しかし、上記従来の遊星歯車列は、車両総重量の大きい大型トラック等の車両に適用する場合、加速性能や登坂性能を確保し、かつ排気性能や燃費等の要求を満たすには、変速段数および変速比幅（変速比の最大と最小の比）の面で不足するとともに、特に変速比１（直結）に近い変速比間の段間比（隣り合った変速比同士の比）を小さくすることが困難であり、走行条件に応じたきめ細かい変速比を選択して走行するのが難しいという欠点があった。
【０００４】
すなわち、車両総重量の大きい大型トラック等の車両に適用して、加速性能や登坂性能を確保し、かつ排気性能や燃費等の要求を満たすには、変速比は発進加速や登坂能力を考慮した大きい減速比と、高速走行に適した増速などの小さい変速比が必要であり、車両重量が重いほど大きな変速比幅が必要である。
また、変速比幅が大きいほど、また変速段数が多いほど変速比の選択自由度が広がるので、燃費や排気性能を満足させるためにも、変速比幅と変速段数および段間比は重要である。
【０００５】
にもかかわらず、従来の遊星歯車列では、特に使用頻度の高い変速段のうち、増速の変速段における段間比は従来から小さい値をとることができるものの、変速比１に近い減速段における段間比は、一般的に遊星歯車の歯数比の関係から１．３５程度が限界であり、小さくするのが困難であった。
これに対し、いわゆる平行軸式の手動変速機または平行軸式ながら変速操作を自動化した変速機においては前進１６段が実用化され、変速比幅で１０を超える値を確保するとともに、変速比１の直結に近い減速段における段間比を１．２近辺に設定しているが、遊星歯車列を利用する自動変速機においても上記のような大きな変速比幅や変速段数とともに、直結に近い減速段における段間比を小さくすることが望ましい。
【特許文献１】特開２０００−２６６１３８号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
解決しようとする問題点は、変速比幅が小さく変速段数が少ないとともに、直結に近い減速段における段間比を小さくすることが困難なことであり、この結果、車両総重量が大きい大型トラック等の自動変速機に適用した場合、変速比の選択自由度が低くなり、加速性能や登坂性能を確保しつつ、燃費や排気性能の要求を十分に満たすことができず、それらの車両への適用が難しい点である。
本発明の目的は、車両総重量が大きい大型トラック等の自動変速機に適用可能な、変速比幅が大きく、変速段数を多く、かつ直結に近い減速段における段間比を小さくすることが可能な多段変速遊星歯車列を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明は、上流（エンジンに近い側）の第１歯車群において、少なくとも複数段の減速と直結に加えて増速が可能な正転３段乃至５段の変速比が得られることを最も主要な特徴とする。
すなわち、本発明の多段遊星歯車列は、入力軸と出力軸との間に設けられ、入力軸の回転数を出力軸の回転数へ変換する上流側の第１歯車群と下流側の第２歯車群とを有し、第１歯車群が、回転メンバーとして該第１歯車群の出力を第２遊星歯車群に入力する中間出力メンバーを有し、入力軸と中間出力メンバーとの間において正転方向で増速を含む複数の変速比を得る構成であり、第２歯車群が２組の遊星歯車組からなり、回転メンバーとして、中間出力メンバーと連結するか連結可能な中間入力メンバーと、ケースに固定可能な低速段固定メンバーと、入力軸と連結可能な高速段入力メンバーと、出力軸と連結した出力メンバーとを備え、第２遊星歯車群の共通速度線図において、中間入力メンバー、高速段入力メンバー、出力メンバー、低速段固定メンバーの各速度軸がこの順に配置されるようにした。
【発明の効果】
【０００８】
本発明の多段変速遊星歯車列は、上流の２列で構成する第１歯車群において、回転メンバーとして第１歯車群の出力を第２遊星歯車群に入力する中間出力メンバーを有し、入力軸と中間出力メンバーとの間において正転方向で増速を含む複数の変速比を得る構成にしたため、下流の２列で構成する第２遊星歯車群の作用で多段化されるとともに変速比幅が広くなるうえに、特に使用頻度の高い直結に近い減速段の段間比を小さくすることができるので、車両重量の大きな大型トラックなどに適用した場合に、加速性能や登坂性能を満足することができるとともに、排気特性や燃費を向上することができるという利点がある。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００９】
以下、本発明の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列を、各実施例に基づき図とともに説明する。
【実施例１】
【００１０】
図１は、本発明装置の１実施例のスケルトン図であって、同心とした入力軸１０と出力軸１２の軸心より上側半分を描いてある。
図１に示した本発明の多段変速遊星歯車列は、入力軸１０と出力軸１２とが同軸上に配置され、これらの軸上の上流側（図の左側）の３組が第１歯車群１４であり、第１遊星歯車組１６と第２遊星歯車組１８および第３遊星歯車組２０とで構成されている。
また、下流側（図の右側）の２組が第２遊星歯車群２２であり、第４遊星歯車組２４と第５遊星歯車組２６とで構成されている。
【００１１】
第１遊星歯車組乃至第５遊星歯車組１６、１８、２０、２４、２６は、いずれも一般的にシングルピニヨン型と呼ばれるものであり、それぞれが同じ構成になっている。
すなわち、第１遊星歯車組１６は、第１サンギヤ３０と、第１リングギヤ３２と、第１リングギヤ３２および第１サンギヤ３０に噛み合った第１ピニヨン３４と、第１ピニヨン３４を回転自在に軸支する第１キャリヤ３８とで構成されている。
【００１２】
同様に、第２遊星歯車組１８は、第２サンギヤ４０、第２リングギヤ４２、第２ピニヨン４４、第２キャリヤ４８で、第３遊星歯車組２０は、第３サンギヤ５０、第３リングギヤ５２、第３ピニヨン５４、第３キャリヤ５８で、第４遊星歯車組２４は、第４サンギヤ６０、第４リングギヤ６２、第４ピニヨン６４、第４キャリヤ６８で、第５遊星歯車組２６は、第５サンギヤ７０、第５リングギヤ７２、第５ピニヨン７４、第５キャリヤ７８で、それぞれ構成されている。
【００１３】
入力軸１０、出力軸１２と、第１遊星歯車組乃至第５遊星歯車組１６、１８、２０、２４、２６の各回転メンバーは以下のように連結されているか、または連結可能である。
入力軸１０は、第２サンギヤ４０と連結されるとともに、第１クラッチ８０を介して互いに連結された第１キャリヤ３８および第２リングギヤ４２と、第２クラッチ８２を介して互いに連結された第４リングギヤ６２および第５キャリヤ７８と、第３クラッチ８４を介して第１サンギヤ３０と、それぞれ選択的に連結可能である。
【００１４】
また、第１キャリヤ３８および第２リングギヤ４２は、第１ブレーキ８６によりケース（静止部）８８に固定可能であるとともに、ワンウエイクラッチ９０により一方の回転方向は常にケース８８に固定されている。
第１サンギヤ３０は、第２ブレーキ９２によりケース８８に固定可能である。
第１リングギヤ３２は、第３キャリヤ５８と連結されるとともに、第５リングギヤ７２と連結されている。
【００１５】
第２キャリヤ４８と第３リングギヤ５２とは連結している。
第３サンギヤ５０は、第３ブレーキ９４によりケース８８に固定可能である。
第４サンギヤ６０は第５サンギヤ７０と連結されるとともに第４ブレーキ９６によりケース８８に固定可能である。
第４キャリヤ６８は出力軸１２と連結している。
【００１６】
ここで、第１歯車群１４にあって、第２遊星歯車群１４の第５リングギヤ７２と連結している第３キャリヤ５８および第１リングギヤ３２は、本発明の中間出力メンバーを構成する。
また、第２遊星歯車群２２にあって、第１歯車群１４の中間出力メンバーと連結している第５リングギヤ７２は本発明の中間入力メンバーを構成する。
また、第２遊星歯車群２２にあって、入力軸１０と連結可能な第４リングギヤ６２と第５キャリヤ７８とは本発明の高速段入力メンバーを構成する。
そして、第２遊星歯車群２２にあってケース８８に固定可能な第４サンギヤ６０および第５サンギヤ７０は本発明の低速段固定メンバーを構成する。
さらに、第２遊星歯車群２２にあって出力軸１２と連結している第４キャリヤ６８は本発明の出力メンバーを構成する。
【００１７】
次に、図１に示した実施例１の作動を、図２に示した作動表と図３および図４に示した共通速度線図を参考にしながら説明する。
なお、図３は第１歯車群１４の共通速度線図であり、図４は第２遊星歯車群２２の共通速度線図である。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼び、ワンウエイクラッチを含めて軸や静止部および回転メンバー間の連結機能を有するものを総称して締結要素と呼ぶ。
【００１８】
なお、図２の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキおよびワンウエイクラッチなどの締結要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ８０を、Ｂ−１は第１ブレーキ８６を、ＯＣはワンウエイクラッチ９０をといった具合に、それぞれ表す。
なお、これらの記号と各締結要素の符号との関係は、図１に記してある。
【００１９】
縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」および「Ｌレンジ」に分け、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第１４速（１４ｔｈ）の、Ｒレンジは後進（Ｒｅｖ）の各変速段を割り当ててある。
なお、Ｌレンジでは、後述するエンジンブレーキのように出力軸１２側から入力軸１０側を駆動することが可能である。
図２の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は各締結要素の解放を表す。
また、（○）印は締結しているものの動力伝達に関与しないことを表す。
【００２０】
図３および図４に示す共通速度線図は、縦方向に入力軸１０の回転数（回転速度）を１とした場合の各回転メンバーの回転数を表し、横方向に第１遊星歯車組乃至第５遊星歯車組１６、１８、２２、２４、２６の各歯数比に応じた間隔に各回転メンバーを割り振って回転メンバーごとに縦線で速度軸を描いてある。
【００２１】
共通速度線図の各速度軸上方に線で囲んで書いた記号は、サンギヤはＳ、リングギヤはＲ、キャリヤはＣで、またその後の数字１、２はそれぞれが属する第１乃至第５の遊星歯車組を表し、例えばＳ１、Ｒ１、Ｃ１は、それぞれ第１遊星歯車組１６の第１サンギヤ３０、第１リングギヤ３２、第１キャリヤ３８を表すようになっている。
【００２２】
共通速度線図は、各回転メンバーの縦線（速度軸）と太線との交点の高さがそれぞれの回転メンバーの回転数を表しており、水平の細い一点鎖線は中間出力メンバーと中間入力メンバーとが同じ回転数で連結されていることを表している。
〈  〉で囲った数字およびＲｅｖは、後述する第１歯車群１４における変速比に番号をふったものである。
図４では、分かりやすくするため、出力軸１２と連結された第４キャリヤ６８（Ｃ４）の縦線における交点を小さい○印で表示した。
また、中間出力メンバーの第１リングギヤ３２（Ｒ１）および第３キャリヤ５８（Ｃ３）の縦線における交点を同じく△で表示した。
さらに、交点を●で表した部分は各締結要素の配置を示している。
【００２３】
ここで、各遊星歯車組の歯数比は、リングギヤの歯数（Ｚｒ）に対するサンギヤの歯数（Ｚｓ）の比（Ｚｓ／Ｚｒ）であり、第１遊星歯車組１６をα１、第２遊星歯車組１８をα２、第３遊星歯車組２０をα３、第４遊星歯車組２４をα４、第５遊星歯車組２６をα５とする。
なお、共通速度線図を含めて変速比の計算には、α１を０．３５、α２を０．４３、α３を０．３７、α４を０．４７、α５を０．６０とした場合について説明する。
また、正転とは入力軸１０と同じ回転方向を示し、逆転とはその逆の回転方向を示す。
【００２４】
はじめに、第１歯車群１４における変速比（入力軸１０の回転数／第３キャリヤ５８および第１リングギヤ３２の回転数）について説明する。
正転の第１変速比ｉ１は、第３ブレーキ９４の締結により第３サンギヤ５０をケース８８に固定することで得られる。
このとき、車両を駆動（加速）する方向において第２リングギヤ４２はワンウエイクラッチ（ＯＣ）９０の作用で常にケース８８に固定されるので、正転の第１変速比ｉ１が得られる。
【００２５】
これを共通速度線図に表すと図３の（ａ）に示すようになり、変速は第２遊星歯車組１８および第３遊星歯車組２０によって行われる。すなわち、第２サンギヤ（Ｓ２）４０の回転が入力軸１０と同じ１であり、第２リングギヤ（Ｒ２）４２および第３サンギヤ（Ｓ３）５０の回転数が０の斜線になる。
この斜線と第３キャリヤ（Ｃ３）５８の縦線との交点（△印）が〈１〉で示した第３キャリヤ５８の回転数になる。
正転の第１変速比ｉ１は｛（１＋α２）（１＋α３）｝／α２であり、上記した歯数比においては４．５５６になる。
【００２６】
なお、上記のように、車両を駆動する場合は第２リングギヤ４２をワンウエイクラッチ９０の作用で固定するが、その場合はエンジンブレーキのように出力軸１２側から入力軸１０を駆動することはできないので、出力軸１２側から駆動する場合は第１ブレーキ８６の締結により第２リングギヤ４２をケース８８に固定する。
【００２７】
つぎに、正転の第２変速比ｉ２は、第３ブレーキ９４による第３サンギヤ５０のケース８８への固定はそのままに、第２ブレーキ９２の締結により第１サンギヤ３０をケース８８に固定することで得られる。
このとき、第２リングギヤ４２のケース８８への固定は、ワンウエイクラッチ９０の作用で自動的に解除される。
共通速度線図は図３の（ｂ）に示すようになり、第１リングギヤ３２および第３キャリヤ５８の回転数は〈２〉で示したようになる。
正転の第２変速比ｉ２は｛α２（１＋α１）＋α３（１＋α１）（１＋α２）＋α１｝／｛α２（１＋α１）｝であり、上記した歯数比においては２．８３３になる。
【００２８】
つぎに、正転の第３変速比ｉ３は、第３ブレーキ９４による第３サンギヤ５０のケース８８への固定はそのままに、第２ブレーキ９２の締結を解除して第３クラッチ８４を締結することで得られる。
すなわち、図３の（ｃ）に示す共通速度線図のように、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とが入力軸１０と同じ回転数になり、中間出力メンバーの回転数は〈３〉になる。
その結果、正転の第３変速比ｉ３は｛α３（１＋α２）＋α１（１＋α２）（１＋α３）＋α２｝／｛α２＋α１（１＋α２）｝になり、上記した歯数比においては１．７６８である。
【００２９】
つぎに、正転の第４変速比ｉ４は、第３ブレーキ９４による第３サンギヤ５０のケース８８への固定はそのままに、第３クラッチ８４の締結を解除して第１クラッチ８０の締結により第２遊星歯車組１８を入力軸１０と一体化することで得られる。
すなわち、図３の（ｄ）に示す共通速度線図のように、第３リングギヤ５２が入力軸１０と同じ回転数になり、中間出力メンバーの回転数は〈４〉になる。
その結果、正転の第４変速比ｉ４は１＋α３になり、上記した歯数比においては１．３７０である。
【００３０】
つぎに、正転の第５変速比ｉ５は、第１クラッチ８０の締結はそのままに、第３ブレーキ９４による第３サンギヤ５０のケース８８への固定を解除して、再び第３クラッチ８４を締結することで得られる。
これにより、第１遊星歯車群１４全体が一体化して入力軸１０と直結になり、正転の第５変速比ｉ５は歯数比に関係なく１になる。図３の（ｅ）では〈５〉で示した。
【００３１】
つぎに、正転の第６変速比ｉ６は、第１クラッチ８０の締結はそのままに、再び第２ブレーキ９２の締結により第１サンギヤ３０をケース８８に固定することで得られる。
すなわち、図３の（ｅ）に示す共通速度線図のように、第１キャリヤ３８が入力軸１０と同じ回転数になり、第１サンギヤ３０が回転数０になって、中間出力メンバーの回転数は〈６〉になる。
その結果、正転の第６変速比ｉ６は第１遊星歯車組１６のみにより定まり、１／１＋α１になって、上記した歯数比においては０．７４１である。
【００３２】
つぎに、逆転の減速比ｉｒは、第３クラッチ８４の締結で第１サンギヤ３０を入力軸１０と連結し、第１ブレーキ８６の締結により第１キャリヤ３８をケース８８に固定することで得られる。
すなわち、図３の（ｅ）に示す共通速度線図のように、変速は第１遊星歯車組１６のみによって行われ、中間出力メンバーの回転数は〈Ｒｅｖ〉になる。
その結果、逆転の減速比ｉｒは−１／α１になって、上記した歯数比においては−２．８５７である。
【００３３】
つぎに、変速とは言えないが、第１、第２ブレーキ８６、９２を締結して、第１サンギヤ３０および第１キャリヤ３８をケース８８に固定すると第１遊星歯車組１６が一体になって固定され、入力軸１０が回転していても中間出力メンバーの回転を０にすることができる。
図３の（ｅ）では、〈０〉で表した。
【００３４】
つづいて、これらの第１歯車群１４における変速比をもとに、全体の変速比について説明する。
ここで、以下の表示および計算式を簡略化するため、中間値Ａを以下のように定める。
Ａ＝｛α５（１＋α４）＋α４｝／｛α５（１＋α４）｝
これに上記の歯数比を代入すると、Ａは１．５３３になる。
【００３５】
つづいて、図２の作動表と図４に示した第２遊星歯車群２２の共通速度線図を参照しながら、各変速段の作動について説明する。
前進の第１速（１ｓｔ）の駆動は、前述の第１歯車群１４を正転の第１変速比ｉ１を得るようにするとともに、第４ブレーキ９６を締結して第４、第５サンギヤ６０、７０をケース８８に固定することで行われる。
これにより、中間入力メンバーの第５リングギヤ７２が正転の第１変速比ｉ１で駆動されて〈１〉で示した回転になり、第４、第５サンギヤ６０、７０の回転が０になるので、第２遊星歯車群２２の共通速度線図において１で示した斜線なり、第４キャリヤ（Ｃ４）の縦線との交点が出力軸１２の回転数になる。
変速比はｉ１（１＋α４）（１＋α５）になり、上記した歯数比においては１０．７１６である。
【００３６】
つぎに、前進の第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速における第４ブレーキ９６の締結を維持したまま、第１歯車群１４を正転の第２変速比ｉ２にすることで行う。
これにより、共通速度線図において２で示した斜線になり、変速比はｉ２（１＋α４）（１＋α５）になって、上記した歯数比においては６．６６４である。
【００３７】
つぎに、前進の第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速における第４ブレーキ９６の締結を維持したまま、第１歯車群１４を正転の第３変速比ｉ３にすることで行う。
これにより、共通速度線図において３で示した斜線になり、変速比はｉ３（１＋α４）（１＋α５）になって、上記した歯数比においては４．１５７である。
【００３８】
つぎに、前進の第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速における第４ブレーキ９６の締結を維持したまま、第１歯車群１４を正転の第４変速比ｉ４にすることで行う。
これにより、共通速度線図において４で示した斜線になり、変速比はｉ４（１＋α４）（１＋α５）になって、上記した歯数比においては３．２２２である。
【００３９】
つぎに、前進の第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速における第４ブレーキ９６の締結を維持したまま、第１歯車群１４を正転の第５変速比ｉ５（直結）にすることで行う。
これにより、共通速度線図において５で示した斜線になり、変速比は（１＋α４）（１＋α５）になって、上記した歯数比においては２．３５２である。
【００４０】
つぎに、前進の第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における第４ブレーキ９６の締結を維持したまま、第１歯車群１４を正転の第６変速比ｉ６にすることで行う。
これにより、共通速度線図において６で示した斜線になり、変速比はｉ６（１＋α４）（１＋α５）になって、上記した歯数比においては１．７４２である。
【００４１】
つぎに、前進の第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第４ブレーキ９６の締結を維持したまま、第２クラッチ８２を締結することにより、高速段入力メンバーの第４リングギヤ６２および第５キャリヤ７８を入力軸１０と連結することで行う。
これにより、共通速度線図において７で示した斜線になり、変速比は（１＋α４）になって、上記した歯数比においては１．４７０である。
【００４２】
つぎに、前進の第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第２クラッチ８２の締結を維持したまま、第４ブレーキ９６の締結を解除して、第１遊星歯車群１４を再び正転の第６変速比ｉ６にすることで行う。
これにより、共通速度線図において８で示した斜線になり、変速比はｉ６／｛１−Ａ（１−ｉ６）｝になって、上記した歯数比においては１．２２９である。
【００４３】
つぎに、前進の第９速（９ｔｈ）への変速は、第８速における第２クラッチ８２の締結を維持したまま、第１遊星歯車群１４を再び正転の第５変速比ｉ５（直結）にすることで行う。
これにより、第１、第２遊星歯車群１４、１６の全体が一体になり、共通速度線図において９で示した水平線になって、変速比は歯数比に関係なく１（直結）である。
【００４４】
つぎに、前進の第１０速（１０ｔｈ）への変速は、第９速における第２クラッチ８２の締結を維持したまま、第１遊星歯車群１４を再び正転の第４変速比ｉ４にすることで行う。
これにより、共通速度線図において１０で示した斜線になり、変速比はｉ４／｛１＋Ａ（ｉ４−１）｝になって、上記した歯数比においては０．８７４の増速である。
【００４５】
つぎに、前進の第１１速（１１ｔｈ）への変速は、第１０速における第２クラッチ８２の締結を維持したまま、第１遊星歯車群１４を再び正転の第３変速比ｉ３にすることで行う。
これにより、共通速度線図において１１で示した斜線になり、変速比はｉ３／｛１＋Ａ（ｉ３−１）｝になって、上記した歯数比においては０．８１２である。
【００４６】
つぎに、前進の第１２速（１２ｔｈ）への変速は、第１１速における第２クラッチ８２の締結を維持したまま、第１遊星歯車群１４を再び正転の第２変速比ｉ２にすることで行う。
これにより、共通速度線図において１２で示した斜線になり、変速比はｉ２／｛１＋Ａ（ｉ２−１）｝になって、上記した歯数比においては０．７４４である。
【００４７】
つぎに、前進の第１３速（１３ｔｈ）への変速は、第１２速における第２クラッチ８２の締結を維持したまま、第１遊星歯車群１４を再び正転の第１変速比ｉ１にすることで行う。
これにより、共通速度線図において１３で示した斜線になり、変速比はｉ１／｛１＋Ａ（ｉ１−１）｝になって、上記した歯数比においては０．７０６である。
【００４８】
つぎに、前進の第１４速（１４ｔｈ）への変速は、第１３速における第２クラッチ８２の締結を維持したまま、第１、第２ブレーキ８６、９２を締結して、第１遊星歯車組１６を一体にして〈０〉にする、すなわちケース８８に固定することで行う。
これにより、共通速度線図において１４で示した斜線になり、変速比は｛α５（１＋α４）｝／｛α４＋α５（１＋α４）｝になって、上記した歯数比においては０．６５２である。
【００４９】
つぎに、Ｒレンジにおける後進（Ｒｅｖ）の駆動は、第１歯車群１４を逆転の変速比ｉｒを得るようにするとともに、第４ブレーキ９６を締結して第４、第５サンギヤ６０、７０をケース８８に固定することで行われる。
これにより、共通速度線図においてＲｅｖで示した斜線になり、変速比はｉｒ（１＋α４）（１＋α５）になって、上記した歯数比においては−６．７２０である。
すなわち、後進においては、第１歯車群１４で逆転減速されたトルクを第２遊星歯車群２２でさらに減速して駆動することになる。
【００５０】
前述のように、Ｄレンジの第１速においてワンウエイクラッチ９０は車両を加速する方向にのみ自動的に締結されるので、エンジンブレーキのように出力軸１２側から駆動する場合には、図２の作動表のＬレンジにおける１ｓｔに示すように、第３、第４ブレーキ９４、９６の締結に加えて、第１ブレーキ８６を締結する。
これにより、トルクが作用する方向を問わずに前進第１速の変速比を得ることができる。
なお、ワンウエイクラッチ９０があるため、第１速から第２速への変速における、いわゆる変速ショックの発生を抑える制御を容易に行うことができる。
すなわち、第２ブレーキ９２を徐々に締結するだけで変速ショックの発生を抑えることができる。
【００５１】
以上の変速比をまとめると以下になる。なお、隣り合った変速比同士の比が段間比であり（  ）内に示す。すなわち、第１速に示した値は第２速の変速比との比である。
第１速    １０．７１６  （１．６０８）
第２速      ６．６６４  （１．６０３）
第３速      ４．１５７  （１．２９０）
第４速      ３．２２２  （１．３７０）
第５速      ２．３５２  （１．３５０）
第６速      １．７４２  （１．１８５）
第７速      １．４７０  （１．１９６）
第８速      １．２２９  （１．２２９）
第９速      １．０００  （１．１４４）
第１０速    ０．８７４  （１．０７６）
第１１速    ０．８１２  （１．０９１）
第１２速    ０．７４４  （１．０５４）
第１３速    ０．７０６  （１．０８３）
第１４速    ０．６５２
【００５２】
これに見るように、変速比の幅（１０．７１６／０．６５２＝１６．４３６）が広く変速段数が多いのとあいまって、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。
【００５３】
特に使用頻度が高く、従来、小さい段間比にするのが難しかった直結に近い減速段、すなわち、第６速から第９速にかけての段間比が１．２程度になっていることが特徴である。
直結に近い減速段における段間比が小さくできたのは、図４の共通速度線図でわかるように、第１遊星歯車群１４において増速段が存在するからである。
【００５４】
すなわち、第２遊星歯車群２２の中間入力メンバーの回転数が、第１遊星歯車群１４における直結または増速により駆動された場合に、上記の第６速から第９速にかけての変速比が得られる。
このため、車両総重量が大きい大型トラック等の自動変速機に適用した場合に、変速比の選択自由度が大きく、走行条件に応じて最適な変速比を選択して走行することで、加速性能や燃費の向上にメリットがある。
【実施例２】
【００５５】
図５は、本発明の多段変速遊星歯車列における第２の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００５６】
実施例２における実施例１との違いは、第１ワンウエイクラッチ（ＯＣ１）９０が、第１サンギヤ３０をケース８８に固定するように配置されていることと、第３サンギヤ５０を第２ワンウエイクラッチ（ＯＣ２）９８および第５ブレーキ１００によって一方の回転方向のみケース８８に固定可能にしたことである。
これにより、第１遊星歯車群１４において、実施例１における正転の第１変速比を除いた変速が可能になる。
【００５７】
また、第２ワンウエイクラッチ（ＯＣ２）９８および第５ブレーキ１００を追加したため、変速ショックを抑える制御が容易になる。
図６に示した作動表にみるように、Ｄレンジで第１速（１ｓｔ）から第２速（２ｎｄ）への変速においては、第１ワンウエイクラッチ９０の作用があるため、第３クラッチ８４を締結するのみであるため、これの締結を徐々に行うように制御するだけで変速ショックを抑えることができるので、容易に行うことができる。
【００５８】
実施例２においてはさらに、第２速から第３速への変速および第３速から第４速への変速においても容易に制御することが可能である。
すなわち、第２速から第３速への変速においては、第３クラッチ８４の締結を解除して第１クラッチ８０を締結するが、この際、両方のクラッチ８４および８０が同時にトルクを伝達する状態があっても、一時的につぎの第４速になりかかるだけであり、車両を減速させる方向のショックにならないので、いわゆる変速ショックとは言えない。
【００５９】
したがって、第２速から第３速への変速での制御も容易になり、つぎの第４速への変速においては再び第３クラッチ８４の締結を追加するだけであるので、これの締結を徐々に行うように制御するだけで変速ショックを抑えることができるので、容易に行うことができる。
つまり、第２ワンウエイクラッチ（ＯＣ２）９８および第５ブレーキ１００を追加したことにより、第１速から第２速に加えて、第２速から第３速への変速および第３速から第４速への変速においても容易に制御することが可能にすることができる。
【００６０】
なお、第１ワンウエイクラッチ９０および第２ワンウエイクラッチ９８を利かせた場合には出力軸１２側からの駆動ができないが、第１速乃至第３速においてエンジンブレーキ等で出力軸１２側からの駆動を可能にするには、作動表のＬレンジに示したように第２ブレーキ９２および第３ブレーキ９４の締結と組み合わせる。
【００６１】
一方、変速比に関しては前述のように第１遊星歯車群１４における第１変速比ｉ１がないので、これに伴って、全体の変速比は実施例１の例から前進の第１速と第１３速を除いた変速比になる。
詳細の説明は省略するが、歯数比を実施例１で説明した値と同じとした場合、各変速比は以下になる。（  ）内は隣り合った変速比同士の段間比であり、第５速以降の高速段における《  》内は１段飛び越し変速する場合の段間比である。
第１速      ６．６６４  （１．６０３）
第２速      ４．１５７  （１．２９０）
第３速      ３．２２２  （１．３７０）
第４速      ２．３５２  （１．３５０）
第５速      １．７４２  （１．１８５）  《１．４１７》
第６速      １．４７０  （１．１９６）  《１．４７０》
第７速      １．２２９  （１．２２９）  《１．４０６》
第８速      １．０００  （１．１４４）  《１．２３２》
第９速      ０．８７４  （１．０７６）  《１．１７５》
第１０速    ０．８１２  （１．０９２）  《１．２４５》
第１１速    ０．７４４  （１．１４１）
第１２速    ０．６５２
後進      −６．７２０
【００６２】
これで見るように、前進１２段の変速比が得られ、第１速と第１２速の変速比の比が１０．５８１と大きな値であり、段間比も高速段へ行くに従って小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっているとともに、特に使用頻度が高い直結に近い減速段、すなわち、第５速から第８速にかけての段間比が実施例１と同様に、１．２程度になっていることが特徴である。
段間比が小さくできる理由は実施例１で述べた通りである。
【００６３】
このため、車両総重量が大きい大型トラック等の自動変速機に適用した場合に、変速比の選択自由度が大きく、走行条件に応じて最適な変速比を選択して走行することで、加速性能や燃費の向上にメリットがある。
【００６４】
さらに、前進第１速の変速比と後進の変速比がほぼ同じ値（絶対値）になっている。
このため、図示しない内燃機関と入力軸１０との間にトルクコンバーターを用いないで、手動変速機車で一般的に用いられる摩擦クラッチとした場合においても、前進と後進で同程度の駆動力を得ることができるので、摩擦クラッチを適用して製造コストを下げるとともに燃費をいっそう向上することも可能である。
【００６５】
したがって、実施例２も車両重量の大きい大型トラック等に適用しやすくなるとともに、トルクコンバーターを用いない構成にすることが容易であり、製造コストや燃費の向上にメリットがある。
【実施例３】
【００６６】
図７は、本発明の多段変速遊星歯車列における第３の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００６７】
実施例３における実施例１との違いは、第１歯車群１４の構成が異なることである。
すなわち、第１歯車群１４は第１遊星歯車組１６および第２遊星歯車組１８の２組から構成されている。
【００６８】
第１歯車群１４を中心にした各回転メンバーの連結関係は以下のようになっている。
入力軸１０は、第１クラッチ８０を介して第２サンギヤ４０と、第２クラッチ８２を介して互いに連結した第４リングギヤ６２および第５キャリヤ７８と、第３クラッチ８４を介して第１サンギヤ３０と、第４クラッチ１０２を介して互いに連結された第１キャリヤ３８および第２リングギヤ４２と、それぞれ選択的に連結可能である。
第１キャリヤ３８および第２リングギヤ４２は第１ブレーキ８６によりケース８８に固定可能であるとともに、ワンウエイクラッチ（ＯＣ）９０により一方の回転方向において常にケース８８に固定されている。
第１サンギヤ３０は第２ブレーキ９２によりケース８８に固定可能である。
第２遊星歯車群２２における連結関係は、実施例１と同様であるので説明を省略する。
【００６９】
つぎに、実施例３の作動を説明する。
各遊星歯車組１６、１８、２４、２６の歯数比は、α１を０．４２、α２を０．６２、α４を０．４５、α５を０．６０とした場合について例示する。
第１遊星歯車群１４は一般的に前進４段後進１段の自動変速機に用いられている歯車列であり、各変速比は以下のように得ることができる。
正転第１変速比ｉ１は、第１クラッチ８０の締結により入力軸１０と第２サンギヤ４０とを連結することで得られる。このとき、第１キャリヤ３８および第２リングギヤ４２はワンウエイクラッチ９０により車両を駆動する方向においてケース８８に固定される。
【００７０】
図８の左側に示す第１遊星歯車群１４の共通速度線図に見るように、第２サンギヤ４０が入力軸１０と同じ回転数１で、第２リングギヤ４２の回転数が０の１，８と書いた斜線になり、変速比ｉ１は（１＋α２）／α２になって、上記した歯数比においては２．６１３になる。
なお、共通速度線図の斜線に「１，８」と書いてあるのは、後述するように第１速と第８速における回転を示すことを意味し、以下、第２変速比以降も同様である。
【００７１】
また、ワンウエイクラッチ９０により正転の第１変速比を得た場合は、出力軸１２側からの駆動はできないが、第１ブレーキ８６を締結して第２リングギヤ４２をケース８８に固定した場合にはトルクの作用する方向を問わずに変速比を得ることができるのは実施例１と同様である。
【００７２】
つぎに、正転の第２変速比ｉ２は、第１クラッチ８０の締結はそのままに、第２ブレーキ９２の締結により第１サンギヤ３０をケース８８に固定することで得られる。
これにより、共通速度線図に見るように、第１サンギヤ３０の回転数が０の２，７と書いた斜線になり、変速比ｉ２は｛α２（１＋α１）＋α１｝／｛α２（１＋α１）｝になって、上記した歯数比においては１．４７７になる。
【００７３】
つぎに、正転の第３変速比ｉ３は、第１クラッチ８０の締結はそのままに、第２ブレーキ９２の締結を解除して、第４クラッチ１０２の締結で第１キャリヤ３８および第２リングギヤ４２を入力軸１０と連結することで得られる。
これにより、共通速度線図に示した３，６と書いた水平線に見るように第１遊星歯車群１４全体が一体になって入力軸１０と直結される。
第３変速比ｉ３は歯数比に関係なく１になる。
【００７４】
つぎに、正転の第４変速比ｉ４は、第４クラッチ１０２の締結はそのままに、第１クラッチ８０の締結を解除して、再び第２ブレーキ９２の締結で第１サンギヤ３０をケース８８に固定することで得られる。
これにより、共通速度線図に見るように、第１サンギヤ３０の回転数が０の４，５と書いた斜線になり、変速比ｉ４は１／（１＋α１）になって、上記した歯数比においては０．７０４の増速になる。
【００７５】
つぎに、逆転の変速比ｉｒは、第３クラッチ８４の締結により第１サンギヤ３０と入力軸１０とを連結することと、第１ブレーキ８６の締結により第１キャリヤ３８をケース８８に固定することで得られる。
これにより、共通速度線図のＲｅｖと書いた斜線に見るようになり、変速比ｉｒは−１／α１になって、上記した歯数比においては−２．３８１である。
【００７６】
つづいて、これらの第１歯車群１４における変速比をもとに、全体の変速比について説明する。
ここで、以下の表示および計算式を簡略化するための中間値Ａは実施例１と同じ計算であり、上記歯数比とすると１．５１７である。
【００７７】
つぎに、図７の作動表と図８の右側に示した第２遊星歯車群２２の共通速度線図を参照しながら、各変速段の作動について説明する。
第２遊星歯車群２２の作用は実施例１と同様であるので、前進の第１速から第４速までは低速段固定メンバーの第４、第５サンギヤ６０、７０をケース８８に固定することで変速される。
【００７８】
すなわち、第１遊星歯車群１４を第１変速比ｉ１とした場合に前進第１速の変速比が得られ、変速比はｉ１（１＋α４）（１＋α５）であり、上記歯数比とした場合、６．０６２になる。
【００７９】
また、第１遊星歯車群１４を第２変速比ｉ２とした場合に前進第２速の変速比が得られ、変速比はｉ２（１＋α４）（１＋α５）であり、上記歯数比とした場合、３．４２７になる。
【００８０】
つぎに、第１遊星歯車群１４を第３変速比ｉ３とした場合に前進第３速の変速比が得られ、変速比は（１＋α４）（１＋α５）であり、上記歯数比とした場合、２．３２０になる。
【００８１】
つづいて、第１遊星歯車群１４を第４変速比ｉ４とした場合に前進第４速の変速比が得られ、変速比はｉ４（１＋α４）（１＋α５）であり、上記歯数比とした場合、１．６３４になる。
【００８２】
つぎに、第５速以降の高速段においては、高速段入力メンバーの第４リングギヤ６２および第５キャリヤ７８を入力軸１０と連結して各変速比が得られる。
すなわち、第１遊星歯車群１４を第４変速比ｉ４とした場合に前進第５速の変速比が得られ、変速比はｉ４／｛１−Ａ（１−ｉ４）｝であり、上記歯数比とした場合、１．２７８になる。
【００８３】
また、第１遊星歯車群１４を第４変速比ｉ３とした場合に前進第６速の変速比が得られ、変速比は歯数比に関係なく直結の１になる。
つぎに、第１遊星歯車群１４を第２変速比ｉ２とした場合に前進第７速の変速比が得られ、変速比はｉ２／｛１＋Ａ（ｉ２−１）｝であり、上記歯数比とした場合、０．８５７の増速になる。
【００８４】
つづいて、第１遊星歯車群１４を第１変速比ｉ１とした場合に前進第８速の変速比が得られ、変速比はｉ１／｛１＋Ａ（ｉ１−１）｝であり、上記歯数比とした場合、０．７５８になる。
【００８５】
さらに、第１ブレーキ８６および第２ブレーキ９２を締結して、第１遊星歯車組１６を一体にしてケース８８に固定すると、中間出力メンバーの第１リングギヤ３２および中間入力メンバーである第５リングギヤ７２の回転数が０になり、前進第９速の変速比が得られる。
第９速の変速比は｛α５（１＋α４）｝／｛α４＋α５（１＋α４）｝になって、上記した歯数比においては０．６５９である。
【００８６】
つづいて、後進の駆動は低速段固定メンバーの第４、第５サンギヤ６０、７０をケース８８に固定するとともに、第１遊星歯車群１４を逆転の変速比ｉｒにすることで行われる。
後進の変速比はｉｒ（１＋α４）（１＋α５）になり、上記した歯数比においては−５．５２４である。
【００８７】
これらの変速比をまとめると以下になる。（  ）内は隣り合った変速比同士の段間比である。
第１速      ６．０６２  （１．７６９）
第２速      ３．４２７  （１．４７７）
第３速      ２．３２０  （１．４２０）
第４速      １．６３４  （１．２７９）
第５速      １．２７８  （１．２７８）
第６速      １．０００  （１．１６７）
第７速      ０．８５７  （１．１３０）
第８速      ０．７５８  （１．１５０）
第９速      ０．６５９
後進      −５．５２４
【００８８】
このように、実施例３においては前進９段後進１段の変速を行うことができ、第１速と第９速の変速比の比が９．１９７と大きな値であり、段間比も高速段へ行くに従って小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。
【００８９】
特に直結に近い減速段、すなわち、第４速から第６速にかけて段間比が実施例１と同様に、１．３以下と小さな値になっていることが特徴である。
段間比が小さくできる理由は実施例１で述べたのと同様である。
このため、車両総重量が大きいトラック等の自動変速機に適用した場合に、変速比の選択自由度が大きく、走行条件に応じて最適な変速比を選択して走行することで、加速性能や燃費の向上にメリットがある。
【００９０】
また、詳細の図示は省略するが、第１クラッチ８０と並列に第２のワンウエイクラッチと第５のクラッチを追加して、入力軸１０と第２サンギヤ４０とを第２のワンウエイクラッチで連結可能にすることにより、前進走行において第５のクラッチを常に締結しておくことで、実施例２と同様に第１速から第４速までの変速における変速ショックを低減する制御を容易にすることができる。
【００９１】
さらに、後進については他の方法で変速比を得ることもできる。
すなわち、図示は省略するが、第３クラッチ８４を削除して、第４リングギヤ６２および第５キャリヤ７８をケース８８に固定するブレーキを新たに設けることである。
そして、後進時は第４リングギヤ６２および第５キャリヤ７８をケース８８に固定したうえで、第１遊星歯車群１４を正転の第１変速比ｉ１にすることで後進の変速比が得られる。
この場合の変速比は、−｛ｉ１・α５（１＋α４）｝／α４になる。
なお、この場合も前進の変速比に変化はないので、上記した実施例３の特徴は変わらない。
【００９２】
以上、第１乃至第３の実施例について説明したが、これらに共通することは、４列または５列の遊星歯車のうち、上流の２列または３列で構成する第１歯車群１４において、増速を含む少なくとも正転４段の変速比が得られる構成の歯車列を用いることが最も主要な特徴である。
【００９３】
その結果、変速比幅の大きい前進９段以上の変速比を得るとともに、好ましい段間比を得ることができる。
特に、使用頻度が高く、小さい段間比にするのが難しい、直結に近い減速における段間比を小さくすることができるので、車両総重量が大きいトラック等の自動変速機に適用した場合に、変速比の選択自由度が大きく、走行条件に応じて最適な変速比を選択して走行することで、加速性能や燃費の向上が期待できる。
【００９４】
上記した実施例は、上流側の第１遊星歯車群に特定の歯車列を適用する例で示したが、第１遊星歯車群１４は上記に限ることなく正転方向で増速を含む複数の変速比を得る構成であればよい。
したがって、従来から提案され、または実施されている歯車列を第１遊星歯車群に適用して実施できることはいうまでもない。
【００９５】
さらに第２遊星歯車群は上記したように４つの回転メンバーを備え、かつ共通速度線図において各速度軸が並ぶ順番が同一になる連結関係であれば、上記実施例以外の歯車列であっても同様の多段変速が可能になるので、当業者の一般的な知識に基づいて、最適な歯車列を選択し、レイアウトなどの変更や改良を加えた態様で実施することができる。
【産業上の利用可能性】
【００９６】
変速比幅の大きい多段の変速比を得るとともに、特に、使用頻度が高く、小さい段間比にするのが難しい直結に近い減速段における段間比を小さくすることができるので、車両総重量が大きいトラック等の自動変速機に適用することができるとともに、産業車両などの変速機にも幅広く適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【００９７】
【図１】多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例１）
【図２】実施例１の作動表を示す図である。
【図３】実施例１の第１遊星歯車群における共通速度線図（ａ）乃至（ｅ）を示す図である。
【図４】実施例１の第２遊星歯車群における共通速度線図を示す図である。
【図５】多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例２）
【図６】実施例２の作動表を示す図である。
【図７】多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例３）
【図８】実施例３の作動表を示す図である。
【図９】実施例３の共通速度線図を示す図である。
【符号の説明】
【００９８】
１０    入力軸
１２    出力軸
１４    第１歯車群
１６    第１遊星歯車組
１８    第２遊星歯車組
２０    第２遊星歯車群
２２    第３遊星歯車組
２４    第４遊星歯車組
３０    第１サンギヤ
３２    第１リングギヤ
３４    第１ピニヨン
３８    第１キャリヤ
４０    第２サンギヤ
４２    第２リングギヤ
４４    第２ピニヨン
４８    第２キャリヤ
５０    第３サンギヤ
５２    第３リングギヤ
５４    第３ピニヨン
５８    第３キャリヤ
６０    第４サンギヤ
６２    第４リングギヤ
６４    第４ピニヨン
６８    第４キャリヤ
７０    第５サンギヤ
７２    第５リングギヤ
７４    第５ピニヨン
７８    第５キャリヤ
８０    第１クラッチ
８２    第２クラッチ
８４    第３クラッチ
８６    第１ブレーキ
８８    ケース
９０    ワンウエイクラッチ、第１ワンウエイクラッチ
９２    第２ブレーキ
９４    第３ブレーキ
９６    第４ブレーキ
９８    第２ワンウエイクラッチ９０
１００  第５ブレーキ
１０２  第４クラッチ
【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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