(57)【要約】【課題】前進８段以上の多段変速遊星歯車列において、動力伝達効率を上げて燃費をよくする。【解決手段】入力軸１０と出力軸１２と４組のシングルピニオン型の遊星歯車組１４、１６、１８ａ、１８ｂを有し、入力軸１０は第２キャリア３８と連結されるとともに第４サンギヤ５０と連結可能であり、出力軸１２は第３リングギヤ４２と連結され、第１サンギヤ２０は第２サンギヤ３０と連結されるとともに静止部６４に固定可能であり、第１リングギヤ２２は静止部６４に固定可能であり、第１キャリア２８は第３キャリアおよび４８第４キャリア５８と連結され、第２リングギヤ３２は第３サンギヤ４０および第４リングギヤ５２と連結可能であるとともに第４サンギヤと連結可能であり、第３サンギヤ４０は第２リングギヤ３２と入力軸１０とのうちのいずれか一方と連結可能とした。【選択図】図１
2009210087.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸と、
出力軸と、
前記入力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第１リングギヤおよび前記第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを備えた第１遊星歯車組と、
第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第２リングギヤおよび前記第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを備えた第２遊星歯車組と、
前記出力軸と同軸に配置され、入力メンバーと、出力メンバーと、前記入力メンバーから前記出力メンバーへトルクを伝達する際に反力トルクを受ける第１反力メンバーと、前記入力メンバーから前記出力メンバーへトルクを伝達する際に前記第１反力メンバーが受ける反力トルクより小さい反力トルクを受ける第２反力メンバーとを備えた遊星歯車群とを有し、
前記入力軸は、前記第２キャリアと連結されるとともに前記入力メンバーと連結可能であり、
前記出力軸は前記出力メンバーと連結され、
前記第１サンギヤは、前記第２サンギヤと連結されるとともに静止部に固定可能であり、
前記第１リングギヤは、静止部に固定可能であり、
前記第１キャリアは、前記第１反力メンバーと連結され、
前記第２リングギヤは、前記入力メンバーと連結可能であり、
前記第２反力メンバーは、前記第２リングギヤと前記入力軸とのうちのいずれか一方と連結可能であることを特徴とする多段変速遊星歯車列。
【請求項２】
前記遊星歯車群は、第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび前記第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを備えた第３遊星歯車組と、
第４サンギヤ、第４リングギヤ、該第４リングギヤおよび前記第４サンギヤに噛み合った第４ピニオン、該第４ピニオンを回転自在に軸支する第４キャリアを備えた第４遊星歯車組からなり、
前記第４サンギヤが前記入力メンバーを構成し、前記第３リングギヤが前記出力メンバーを構成し、前記第３キャリアと前記第４キャリアとが互いに連結されて前記第１反力メンバーを構成し、前記第３サンギヤと前記第４リングギヤとが互いに連結されて前記第２反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３】
前記遊星歯車群は、第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび前記第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを備えた第３遊星歯車組と、
第４サンギヤ、第４リングギヤ、該第４リングギヤおよび前記第４サンギヤに噛み合った第４ピニオン、該第４ピニオンを回転自在に軸支する第４キャリアを備えた第４遊星歯車組からなり、
前記第４リングギヤが前記入力メンバーを構成し、前記第３リングギヤと前記第４キャリアとが互いに連結されて前記出力メンバーを構成し、前記第３キャリアが前記第１反力メンバーを構成し、前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとが互いに連結されて前記第２反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４】
前記遊星歯車群は、第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび前記第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを備えた第３遊星歯車組と、
第４サンギヤ、第４リングギヤ、該第４リングギヤおよび前記第４サンギヤに噛み合った第４ピニオン、該第４ピニオンを回転自在に軸支する第４キャリアを備えた第４遊星歯車組からなり、
前記第４サンギヤが前記入力メンバーを構成し、前記第３リングギヤと前記第４キャリアとが互いに連結されて前記出力メンバーを構成し、前記第４リングギヤと前記第３キャリアとが互いに連結されて前記第１反力メンバーを構成し、前記第３サンギヤが前記第２反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５】
前記第２リングギヤと前記第１反力メンバーとを連結するクラッチを備えたことを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項６】
前記第１サンギヤを静止部に固定する第１ブレーキを設け、これと並列にワンウエイクラッチを設けたことを特徴とする請求項１乃至請求項５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としては、車両の燃費、排気特性、加速性能等を向上することを主眼に、前進８段の多段変速が可能なものが提案されている。
このような多段変速が可能な従来の遊星歯車列としては、１組のダブルピニオン型遊星歯車とラビニヨウ型と呼ばれる遊星歯車群と、６個の摩擦要素からなる多段変速遊星歯車列があり、この歯車列は、６個の摩擦要素のうち常に２個の摩擦要素を締結するように切り替えることにより前進８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、前進８段において自動車用として好ましい変速比を得るために、入力軸と連結するダブルピニオン型遊星歯車を必要とするため、いわゆるシングルピニオン型の遊星歯車と比べて製造コストが高くなるとともに、歯車の噛み合いが多いため動力伝達効率が悪いという問題がある一方、６個の摩擦要素のうち常に４個が遊転しているため、遊転している摩擦要素のドラッグトルクが大きくなり、前述の動力伝達効率が悪いという問題と相まって、自動車の燃費が悪いとともに発熱が多いという問題があった。
【特許文献１】特許第３７７７９２９号
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
解決しようとする問題点は、動力伝達効率が悪いダブルピニオン型遊星歯車を必要とするとともに常に４個の摩擦要素が遊転しているため、燃費が悪いとともに発熱が多い点である。
本発明の目的は、シングルピニオン型遊星歯車を用いて、自動車等の車両にとって好ましい変速比を確保しながら、常に遊転している摩擦要素の数を減らして、燃費と発熱を改善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】
【０００５】
本発明の多段遊星歯車列は、入力軸と、該入力軸と同軸に設けた出力軸と、入力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを備えた第１遊星歯車組と、第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを備えた第２遊星歯車組と、出力軸と同軸に配置され、入力メンバーと、出力メンバーと、入力メンバーから出力メンバーへトルクを伝達する際に反力トルクを受ける第１反力メンバーと、入力メンバーから出力メンバーへトルクを伝達する際に第１反力メンバーが受ける反力トルクより小さい反力トルクを受ける第２反力メンバーとを備えた遊星歯車群とを有し、入力軸は第２キャリアと連結されるとともに入力メンバーと連結可能であり、出力軸は出力メンバーと連結され、第１サンギヤは第２サンギヤと連結されるとともに静止部に固定可能であり、第１リングギヤは静止部に固定可能であり、第１キャリアは第１反力メンバーと連結され、第２リングギヤは入力メンバーと連結可能であり、第２反力メンバーは第２リングギヤと入力軸とのうちのいずれか一方と連結可能に構成した。
【発明の効果】
【０００６】
本発明の多段変速遊星歯車列は、上記のように構成したため、自動車等用の変速機にとって好ましい変速比を得ながら、動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数を２個と従来例より２個少なくできるので、燃費と発熱の改善が期待できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下、本発明の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列を、実施例に基づき図とともに説明する。
【実施例１】
【０００８】
図１は、本発明の実施例１の遊星歯車列を表すスケルトン図である。
図１に示した実施例の多段変速遊星歯車列では、エンジン１からトルクコンバータ２を介して駆動される入力軸１０および出力軸１２が、エンジン１の出力軸１ａと同じ軸上にあり、出力軸１２は図示しない駆動輪を駆動する。
【０００９】
上流側から下流側に向けて順に配置した第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６と第３遊星歯車組１８ａおよび第４遊星歯車組１８ｂとは、いずれも一般的にシングルピニオ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１４は、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０に噛み合った複数の第１ピニオン２４と、第１ピニオン２４を回転自在に軸支する第１キャリア２８といった回転メンバーで構成されている。
【００１０】
同様に、第２遊星歯車組１６は、第２サンギヤ３０、第２リングギヤ３２、複数の第２ピニオン３４、第２キャリア３８といった回転メンバーで構成されており、第３遊星歯車組１８ａは、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、複数の第３ピニオン４４、第３キャリア４８といった回転メンバーで構成されており、第４遊星歯車組１８ｂは、第４サンギヤ５０、第４リングギヤ５２、複数の第４ピニオン５４、第４キャリア５８といった回転メンバーで構成されている。
【００１１】
ここで、第３遊星歯車組１８ａと第４遊星歯車組１８ｂとは相互に回転メンバー同士が連結され、本発明の遊星歯車群１８を構成するとともに、以下のように本発明の各回転メンバーを構成している。
すなわち、第４サンギヤ５０は本発明の入力メンバーを、第３リングギヤ４２は本発明の出力メンバーを、第３キャリア４８と第４キャリア５８とが連結して本発明の第１反力メンバーを、第３サンギヤ４０と第４リングギヤ５２とが連結して本発明の第２反力メンバーを、それぞれ構成する。
【００１２】
続いて、第１遊星歯車組１４と、第２遊星歯車組１６と、第３遊星歯車組１８ａおよび第４遊星歯車組１８ｂからなる遊星歯車群１８と、の連結関係につき、以下に説明する。
入力軸１０は第２キャリア３８と連結されるとともに、第１クラッチ６０により本発明の入力メンバーである第４サンギヤ５０と連結可能である。
第１サンギヤ２０は、第２サンギヤ３０と連結されるとともに第１ブレーキ６２によって変速機のケース（静止部）６４に固定可能である。
【００１３】
第１リングギヤ２２は、第２ブレーキ６６によってケース６４に固定可能である。
第１キャリア２８は、本発明の第１反力メンバーである第３キャリア４８および第４キャリア５８と連結されている。
第２リングギヤ３２は、第２クラッチ６８により本発明の入力メンバーである第４サンギヤ５０と連結可能であるとともに、第３クラッチ７０により本発明の第２反力メンバーである第３サンギヤ４０および第４リングギヤ５２と連結可能である。
本発明の出力メンバーである第３リングギヤ４２は出力軸１２と連結されている。
【００１４】
つぎに、図１に示した実施例の遊星歯車列の作動を、図２に示した作動表を参考にしながら説明する。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼ぶ。
【００１５】
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といった摩擦要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ６０を、Ｂ−１は第１ブレーキ６２をといった具合に、それぞれ表す。なお、これらの記号と各摩擦要素の符号との関係は、図１に記してある。
【００１６】
作動表の縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｐ」「Ｒ」「Ｎ」「Ｄ」「Ｌ」などのレンジのうち「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」を取り上げて、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第８速（８ｔｈ）の、Ｒレンジは後進の、各変速段を割り当ててある。
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、それぞれ表す。
【００１７】
ここで、変速比に関係する各遊星歯車組の歯数比を、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）をαで表現し、第１遊星歯車組１４ではα１、第２遊星歯車組１６ではα２、第３遊星歯車組１８ａではα３、第４遊星歯車組１８ｂにあってはα４として説明する。
【００１８】
ここでは、各変速比の計算には、それぞれの歯数比を、α１を０．４８、α２を０．５４、α３を０．３１、α４を０．６２とした場合について例示する。
なお、変速比は入力軸１０の回転速度と出力軸１２の回転速度の比（入力軸１０の回転速度／出力軸１２の回転速度）で表す。
また、計算式を簡素化するため、（１＋１／α４）／α２をＡとして説明する。
上記した歯数比においては、Ａが４．８３９になる。
【００１９】
はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の駆動は、図２に示した作動表に見るように、第１クラッチ６０（Ｃ−１）、第１ブレーキ６２（Ｂ−１）、第２ブレーキ６６（Ｂ−２）の締結で行われる。以降の変速で第２ブレーキ６６の締結は第５速まで維持される。
第１速の変速比は、１／α３・α４になり、上記の値に設定した歯数比においては５．２０３である。
【００２０】
つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速での第１クラッチ６０の締結を解除して、第２クラッチ６８（Ｃ−２）を締結することで行われる。
第２速の変速比は、１／｛α３・α４（１＋α２）｝になり、上記した歯数比においては３．３７９である。
【００２１】
つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第１ブレーキ６２の締結を解除して再び第１クラッチ６０を締結することで行われる。
変速比は（１＋α１）／（α１＋α３・α４）になる。
上記した歯数比においては２．２０２である。
【００２２】
つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速での第１クラッチ６０の締結を解除して、第３クラッチ７０（Ｃ−３）を締結することで行われる。
第４速の変速比は、｛α１（１＋α２）＋α２｝／｛α１（１＋α２）｝になる。上記した歯数比においては１．７３１である。
【００２３】
つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速での第２クラッチ６８の締結を解除して第１クラッチ６０を締結することで行われる。
第５速の変速比は、｛１＋α１（１＋α４・Ａ）｝／｛α３・α４＋α１（１＋α４・Ａ）｝になる。上記した歯数比においては１．３８２である。
【００２４】
つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速までにおける第２ブレーキ６６の締結を解除して、再び第１クラッチ６０を締結することで行われる。
これにより、遊星歯車列全体が一体になり、入力軸１０と出力軸１２とは直結されるので、第６速の変速比は歯数比に関係なく１になる。
【００２５】
つぎに、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第２クラッチ６８の締結を解除して、第１ブレーキ６２を締結することで行われる。
これにより、変速比はＡ／（Ａ＋１／α４−α３）になり、上記した歯数比においては０．７８８の増速になる。
【００２６】
つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第１クラッチ６０の締結を解除して、再び第２クラッチ６８を締結することで行われる。
これにより、変速比は１／（１＋α２）になり、上記した歯数比においては０．６４９の増速になる。
【００２７】
つぎに、Ｒレンジの後進の変速は、第３クラッチ７０と第１ブレーキ６２と第２ブレーキ６６を締結することで行われる。
これにより、変速比は−１／α３（１＋α２）になって、上記した歯数比においては−２．０９５になる。
【００２８】
以上で説明した前進の変速比を並べてみると以下になる。なお、左側の値が変速比であり、右側括弧内の値は当該変速比と１段上位の変速比との間の比（段間比）である。
第１速  ５．２０３    （１．５４０）
第２速  ３．３７９    （１．５３４）
第３速  ２．２０２    （１．２７２）
第４速  １．７３１    （１．２５２）
第５速  １．３８２    （１．３８２）
第６速  １．０００    （１．２６９）
第７速  ０．７８８    （１．２１３）
第８速  ０．６４９
【００２９】
これを見ると、自動車用の変速比として好ましい段間比の８段の変速比が得られるのが分かる。
また、遊星歯車群１８を上記の構成としたため、変速比幅（第１速の変速比／第８速の変速比）が８．０１２と大きくとることができるのが特徴であり、ディーゼルエンジン搭載車のように変速比幅を大きくする必要がある変速機に適している。
【００３０】
このように、本発明の実施例１に係る多段遊星歯車列は、前進８段、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、４組の遊星歯車組１４、１６、１８ａ、１８ｂは、構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数が２個であり、従来例より２個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗（ドラッグトルク）を減らすことができる。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進８段の自動変速機を得ることができる。
【実施例２】
【００３１】
図３は、本発明における第２の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表している。
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。
【００３２】
実施例２における実施例１との違いは、遊星歯車群１８を構成する第３遊星歯車組１８ａと第４遊星歯車組１８ｂの連結関係が異なることである。
すなわち、第４リングギヤ５２が本発明の入力メンバーを、第３リングギヤ４２と第４キャリア５８とが連結して本発明の出力メンバーを、第３キャリア４８が本発明の第１反力メンバーを、第３サンギヤ４０と第４サンギヤ５０とが連結して本発明の第２反力メンバーを、それぞれ構成している。
なお、これらの各メンバーと、第１遊星歯車組１４および第２遊星歯車組１６の各回転メンバーとの連結関係は実施例１と同じであるので説明を省略する。
【００３３】
つぎに、実施例２の作動を説明する。
実施例２の作動表は図２に示した実施例１のものと同じであり、各変速における摩擦要素の作動に関しても実施例１と同じであるので詳細な説明を省略する。
各変速比の計算については説明を省略するが、実施例２においても実施例１と同様に前進８段と後進の変速を行うことができる。
とりうる変速比幅は実施例１より縮小するものの、本発明の入力メンバーが第４リングギヤ５２であるため、入力メンバーへの入力トルクが作用する半径が大きく、前進の低速段における遊星歯車群１８の歯元応力が小さくなるメリットがある。
【００３４】
本発明の実施例２に係る多段遊星歯車列も実施例１と同様に、前進８段、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、４組の遊星歯車組１４、１６、１８ａ、１８ｂは、構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数が２個であり、従来例より２個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗を減らすことができる。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進８段の自動変速機を得ることができる。
【実施例３】
【００３５】
図４は、本発明における第３の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表している。
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。
【００３６】
実施例３における実施例１との違いは、遊星歯車群１８を構成する第３遊星歯車組１８ａと第４遊星歯車組１８ｂの連結関係が異なることである。
すなわち、第４サンギヤ５０が本発明の入力メンバーを構成する点は実施例１と同じであるが、第３リングギヤ４２と第４キャリア５８とが連結して本発明の出力メンバーを、第３キャリア４８と第４リングギヤ５２とが連結して本発明の第１反力メンバーを、第３サンギヤ４０が本発明の第２反力メンバーを、それぞれ構成している。
なお、これらの各メンバーと、第１遊星歯車組１４および第２遊星歯車組１６の各回転メンバーとの連結関係は実施例１と同じであるので説明を省略する。
【００３７】
つぎに、実施例３の作動を説明する。
実施例３の作動表は図２に示した実施例１のものと同じであり、各変速における摩擦要素の作動に関しても実施例１と同じであるので詳細な説明を省略する。
各変速比の計算については説明を省略するが、実施例３においても実施例１と同様に前進８段と後進の変速を行うことができる。
とりうる変速比幅は実施例１よりやや縮小するものの、乗用車に広く使われる変速比の範囲をカバーできる。
【００３８】
本発明の実施例３に係る多段遊星歯車列も実施例１と同様に、前進８段、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、４組の遊星歯車組１４、１６、１８ａ、１８ｂは、構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数が２個であり、従来例より２個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗を減らすことができる。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進８段の自動変速機を得ることができる。
【実施例４】
【００３９】
図５は、本発明における第４の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表している。
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。
【００４０】
実施例４における実施例１との違いは、第１に遊星歯車群１８を構成する第３遊星歯車組１８ａと第４遊星歯車組１８ｂの配置が入れ替わっていること、第２に第１反力メンバーを構成する第３サンギヤ４０と第４リングギヤ５２とが、第３クラッチ７０により入力軸１０と連結可能になっていること、第３に第２反力メンバーを構成する第３キャリア４８と第４キャリア５８とが第４クラッチ７２により第２リングギヤ３２と連結可能になっていること、第４に第１ブレーキ６２と並列にワンウエイクラッチ（ＯＷＣ）７４が設けてあること、である。
【００４１】
すなわち、第１の違いである第３遊星歯車組１８ａと第４遊星歯車組１８ｂの配置が入れ替わっている点に関しては単に配置の問題であり、これに関連して第１クラッチ６０、第２クラッチ６８、第３クラッチ７０の配置が実施例１と違っているが後述の作動には影響しない。
【００４２】
第２の違いである第１反力メンバーを構成する第３サンギヤ４０と第４リングギヤ５２とが、第３クラッチ７０により入力軸１０と連結可能になったため、特に後進の変速比を始めとして変速比の計算式および作動表に若干の違いが生じて、後述のようになる。
【００４３】
第３の違いである第２反力メンバーを構成する第３キャリア４８と第４キャリア５８とが第４クラッチ７２により第２リングギヤ３２と連結可能になったため、後述のように変速段数が増える。
【００４４】
第４の違いである第１ブレーキ６２と並列に設けられたワンウエイクラッチ（ＯＷＣ）７４は、車両を加速する方向のトルクが作用した際にのみ第１サンギヤ２０および第２サンギヤ３０をケース６４に固定する作用を有し、第２ブレーキ６６とともに第１キャリア２８をケース６４に固定する機能も持つ。これにより、後述のように変速制御を容易にする。
【００４５】
つぎに、図５に示した実施例４の遊星歯車列の作動を、図６に示した作動表を参考にしながら説明する。
図６の作動表は図２に示した実施例１と同じように書いているが、変速段数が増えたのに加えてワンウエイクラッチ（ＯＷＣ）７４が設けられたため、前進で「Ｌレンジ」の作動も追加してある。
【００４６】
また、以下の説明における各変速比の計算には、各遊星歯車組１４、１６、１８ａ、１８ｂの歯数比をそれぞれ、α１を０．６２、α２を０．５６、α３を０．４３、α４を０．４９とした場合について例示する。
また、計算式を簡素化するため、α１｛１／α３＋１／（α２・α３）｝をＢとして説明する。
上記した歯数比においては、Ｂが３．５２５になる。
【００４７】
変速は実施例１で説明したように、図６に示した作動表に従って各摩擦要素およびワンウエイクラッチ７４を作動させて行われる。
各摩擦要素の作動についての詳細な説明は省略するが、ワンウエイクラッチ７４は第２ブレーキ６６とともに作用して、第１速および第２速で車両を加速する場合に第１サンギヤ２０および第２サンギヤ３０をケース６４に固定し、第３速に変速する際に自動的に固定が解除される。
【００４８】
このため、Ｄレンジにおける第１速および第２速では、いわゆる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。
Ｌレンジで示したように、第１ブレーキ６２を締結した場合の第１速および第２速では出力軸１２側から入力軸１０を駆動可能になり、エンジンブレーキを作用させることができる。
【００４９】
また、第８速は遊星歯車列全体が一体になるので歯数比に関係なく変速比は１であるが、第８速の摩擦要素の締結は作動表に示したように第１乃至第４クラッチ６０、６８、７０、７２のうち３個を締結してもいいし、全てを締結してもよく、第１クラッチ６０および第２クラッチ６８の２個のみの締結でも一体にすることができる。
【００５０】
各変速段の変速比の計算式は以下のようになる。
第１速：１／（α３・α４）
第２速：１／｛α３・α４（１＋α２）｝
第３速：｛α２＋α１（１＋α２）｝／｛α１（１＋α２）−α２・α３｝
第４速：（１＋α１）／（α１＋α３・α４）
第５速：｛α１（１＋α２）＋α２｝／｛α１（１＋α２）｝
第６速：（Ｂ＋１／α４）／（Ｂ＋α３）
第７速：｛α２・α４＋α１（１＋α２・α４＋α４）｝／｛α１（１＋α２・α４＋α４）−α２・α３・α４｝
第８速：１
第９速：（１＋α４）／｛１＋α４（１＋α２）＋α２・α３・α４｝
第１０速：１／（１＋α２−α２・α３・α４）
第１１速：１／（１＋α２）
第１２速：１／（１＋α２＋α２・α３）
後進：−１／α３
【００５１】
これらの計算式に基づいて、上記の歯数比とした場合の前進の変速比を並べると、以下になる。右側の括弧内の数値は１段上位の変速比との比（段間比）である。
第１速  ４．７４６    （１．５６０）
第２速  ３．０４２    （１．４４７）
第３速  ２．１０２    （１．０７８）
第４速  １．９５０    （１．２３５）
第５速  １．５７９    （１．１２２）
第６速  １．４０７    （１．００４）
第７速  １．４０２    （１．４０２）
第８速  １．０００    （１．２６３）
第９速  ０．７９２    （１．１４１）
第１０速  ０．６９３    （１．０８１）
第１１速  ０．６４１    （１．１５５）
第１２速  ０．５５５
【００５２】
これらの変速比を見ると、段間比が小さい変速段がある。例えば、第６速と第７速は歯数比によっては変速比の大小関係が逆転するが、通常はいずれか一方を用いればよい。
また、他の段間比が小さい変速段は、１段または２段飛び越し変速を行うことが考えられる。
一例として、通常の加速においては第３速、第５速、第７速を飛び越して変速するものとして変速比と段間比を並べると以下になる。
第１速  ４．７４６    （１．５６０）
第２速  ３．０４２    （１．５６０）
第４速  １．９５０    （１．３９１）
第６速  １．４０７    （１．４０７）
第８速  １．０００    （１．２６３）
第９速  ０．７９２    （１．１４１）
第１０速  ０．６９３    （１．０８１）
第１１速  ０．６４１    （１．１５５）
第１２速  ０．５５５
【００５３】
このようにすると車両用の変速機に好適な前進９段の変速比になる。しかし、加速状態から定常走行に移行する際に、１２段の変速比の中から走行条件に最適な変速比を選択して変速することができるので、飛び越した変速比を必ずしも使わない訳ではなく、使用する条件によっては使用するようにして例えば１０段の変速機として使用してもよく、この場合にも各変速比、段間比をうまく利用できる。
このように、本実施例は前進９段から１０段の変速機として用いるのに適している。
【００５４】
また、第１反力メンバーを構成する第３サンギヤ４０と第４リングギヤ５２とが、第３クラッチ７０により入力軸１０と連結可能としたことにより、特に遊星歯車群１８の歯数比を小さくすることなく後進の変速比を大きくとることができるとともに、変速比幅（第１速の変速比／最高段の変速比）が容易に８．５を超えるように大きくとることができる。
【００５５】
本発明の実施例４に係る多段遊星歯車列も、前進９段以上、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、４組の遊星歯車組１４、１６、１８ａ、１８ｂは、構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数が３個であり、前進８段の従来例より１個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗を減らすことができる。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない多段の自動変速機を得ることができる。
【００５６】
以上説明したように、本発明の各実施例に係る多段遊星歯車列は、自動車にとって好ましい前進８段や前進９段以上の変速比が得られるとともに、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になる。
なお、遊星歯車群１８については、第１乃至第４の実施例で説明した組み合わせ以外であっても、一般的に前進３段の遊星歯車列として用いられるものであれば適用することが可能である。
【００５７】
上記の各実施例では、エンジン１と入力軸１０との間にトルクコンバータ２を設けているが、これに代えてフルードカップリングまたは摩擦クラッチを用いてもよいことは言うまでもない。
また、第１乃至第４の各遊星歯車組１４、１６、１８ａ、１８ｂや、各摩擦要素６０、６２、６６、６８、７０、７２の配列は、変速機のレイアウトに応じて変更することができる。
【産業上の利用可能性】
【００５８】
前進８段以上の変速比を得るとともに、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になるので、燃費が重視される小型乗用車から中型商用車などに幅広く適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【００５９】
【図１】本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例１）
【図２】実施例１の多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。
【図３】本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例２）
【図４】本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例３）
【図５】本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例４）
【図６】実施例４の多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。
【符号の説明】
【００６０】
１      エンジン
２      トルクコンバータ
１０    入力軸
１２    出力軸
１４    第１遊星歯車組
１６    第２遊星歯車組
１８    遊星歯車群
１８ａ  第３遊星歯車組
１８ｂ  第４遊星歯車組
２０    第１サンギヤ
２２    第１リングギヤ
２４    第１ピニオン
２８    第１キャリア
３０    第２サンギヤ
３２    第２リングギヤ
３４    第２ピニオン
３８    第２キャリア
４０    第３サンギヤ
４２    第３リングギヤ
４４    第３ピニオン
４８    第３キャリア
５０    第４サンギヤ
５２    第４リングギヤ
５４    第４ピニオン
５８    第４キャリア
６０    第１クラッチ
６２    第１ブレーキ
６４    ケース
６６    第２ブレーキ
６８    第２クラッチ
７０    第３クラッチ
７２    第４クラッチ
７４    ワンウエイクラッチ
【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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