(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸の周りに、４つの変速要素を有するプラネタリギヤセットと、減速プラネタリギヤと、２つのブレーキと、３つのクラッチとが配置された車両用自動変速機であって、
プラネタリギヤセットの第１の変速要素が第１のクラッチにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結され、第２の変速要素が第３のクラッチにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結されるとともに第１のブレーキによりケースに係止可能とされ、第３の変速要素が第２のクラッチにより入力軸に連結されるとともに第２のブレーキによりケースに係止可能とされ、第４の変速要素が出力要素とされるものにおいて、
自動変速機ケース後端部から前方に延在し、内周部で入力軸を支持するボス部が設けられ、
該ボス部先端部に減速プラネタリギヤの固定変速要素が連結され、
減速プラネタリギヤとケース後端部との間のボス部の外周に、該ボス部からの油圧供給が可能に第１のクラッチの油圧サーボと第３のクラッチの油圧サーボが軸方向に並べて配置され、
減速プラネタリギヤに隣接してプラネタリギヤセットが配置され、
第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材は、減速プラネタリギヤの外周側を含むそれより前方のプラネタリギヤセットの外周側に配置されたことを特徴とする車両用自動変速機。
【請求項２】
前記第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材は、軸方向に並べて配置された、請求項１記載の車両用自動変速機。
【請求項３】
前記第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材の外周側に、バンドブレーキで構成される第１のブレーキが配置された、請求項２記載の車両用自動変速機。
【請求項４】
前記第１のクラッチの油圧サーボと第３のクラッチの油圧サーボは、減速プラネタリギヤの出力要素に連結されたトルク伝達部材の一方の面と他方の面をそれぞれの油圧サーボシリンダとして構成され、
トルク伝達部材は、第１のクラッチと第３のクラッチの係合力支持手段とされた、請求項１記載の車両用自動変速機。
【請求項５】
前記トルク伝達部材は、ボス部に支持された筒状部と、筒状部の軸方向ほぼ中央部から第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材に向けて延びるドラム部とからなり、ドラム部の一方の面と筒状部の外周面、及びドラム部の他方の面と筒状部の外周面により、それぞれ、第１のクラッチと第３のクラッチの油圧サーボシリンダが構成され、
減速プラネタリギヤは、そのサンギヤがボス部に固定され、リングギヤが減速プラネタリギヤの一方側でフランジを介して入力軸に連結され、キャリアがトルク伝達部材の筒状部に連結された、請求項４記載の車両用自動変速機。
【請求項６】
前記入力軸は、自動変速機の前端部から後端部まで延在し、後端部側で、減速プラネタリギヤの入力要素に連結され、プラネタリギヤセットの前方で、該プラネタリギヤセットの前方に配置された第２のクラッチに連結された、請求項１記載の車両用自動変速機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両に搭載される自動変速機に関し、特に、そのギヤトレインにおける各変速機構成要素の配置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両用自動変速機の一形態として、フロントエンジン・フロントドライブ（ＦＦ）車又はリヤエンジン・リヤドライブ（ＲＲ）車用の横置式の自動変速機がある。こうした形式の自動変速機では、車両の左右ホイールの間にエンジンと自動変速機を直列に並べて搭載する配置となるため、自動変速機の軸長が著しく制限される。そこで、こうした自動変速機のギヤトレインは、主として軸長を延ばす要素となる多数の変速要素をもつプラネタリギヤセットや変速要素を操作するクラッチやブレーキの数を可能な限り少なくした構成のものとしなければならない。
【０００３】
他方、ドライバビリティの確保のみならず、省エネルギに不可欠な燃費の向上のために、自動変速機の多段化の要求があり、こうした要求に応えるには、ギヤトレインの変速段数当たりの変速要素数とクラッチやブレーキ数の一層の削減が必要となる。そこで、最小限の変速要素からなるプラネタリギヤセットを用い、それを操作する３つのクラッチと２つのブレーキとで、前進６速・後進１速を達成するギヤトレインが特開平４−２１９５５３号公報において提案されている。この提案に係るギヤトレインは、エンジン出力回転と、それを減速した回転とを３つのクラッチを用いて適宜変速機の４つの変速要素からなるプラネタリギヤセットへ２つの速度の異なる入力として入力させ、２つのブレーキで２つの変速要素を係止制御することで多段の６速を達成するものである。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記のように、この提案に係るギヤトレイン構成は、変速段数当たりの変速要素数、必要とするクラッチ及びブレーキの数において非常に合理的なものであるが、実用面での問題がないわけではない。横置式の自動変速機の場合、車両の幅方向の中心に対して外側、すなわち主軸上で後端（本明細書を通じて、動力が入力される側を前として軸上の位置関係を規定する）側に配置される変速機構成部材と車両側のメンバーとの干渉を避けるために、変速機全長の短縮と併せて、特に変速機後端部の小径化必要である。この点に関して上記構成では、プラネタリギヤセットの軸方向前側にまとめてクラッチ及びブレーキを配置し、後端部に主軸からの変速出力をカウンタ軸に伝達するカウンタギヤ列を配したレイアウトを採っているが、こうした配置では、変速機後端部の小径化は困難である。
【０００５】
そこで、多段化により変速機構の大型化が避けられない車両用自動変速機において、上記のような問題点を解決して、車両への搭載性を向上させるには、特に、主軸の後端部の車両メンバとの干渉を避け、全長短縮と、後端部の小径化を図る必要がある。この点について、上記従来技術は、格別の考慮がなされておらず、車両搭載性向上のためには、更にレイアウトを工夫する必要がある。
【０００６】
本発明は、こうした事情に鑑みなされたものであり、軸長の短縮と併せて、特に自動変速機後端部の小径化により車両搭載性を向上させることのできる自動変速機のレイアウトを提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するため、本発明は、入力軸の周りに、４つの変速要素を有するプラネタリギヤセットと、減速プラネタリギヤと、２つのブレーキと、３つのクラッチとが配置された車両用自動変速機であって、プラネタリギヤセットの第１の変速要素が第１のクラッチにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結され、第２の変速要素が第３のクラッチにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結されるとともに第１のブレーキによりケースに係止可能とされ、第３の変速要素が第２のクラッチにより入力軸に連結されるとともに第２のブレーキによりケースに係止可能とされ、第４の変速要素が出力要素とされるものにおいて、自動変速機ケース後端部から前方に延在し、内周部で入力軸を支持するボス部が設けられ、該ボス部先端部に減速プラネタリギヤの固定変速要素が連結され、減速プラネタリギヤとケース後端部との間のボス部の外周に、該ボス部からの油圧供給が可能に第１のクラッチの油圧サーボと第３のクラッチの油圧サーボが軸方向に並べて配置され、減速プラネタリギヤに隣接してプラネタリギヤセットが配置され、第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材は、減速プラネタリギヤの外周側を含むそれより前方のプラネタリギヤセットの外周側に配置されたことを構成上の主たる特徴とする。
【０００８】
そして、クラッチの制御性を向上させる意味で、前記第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材は、軸方向に並べて配置された構成とするのが有効である。
【０００９】
また、更なる軸長の短縮の意味で、前記第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材の外周側に、バンドブレーキで構成される第１のブレーキが配置された構成を採るのが有効である。
【００１０】
更に、クラッチ自体のコンパクト化を図る意味で、前記第１のクラッチの油圧サーボと第３のクラッチの油圧サーボは、減速プラネタリギヤの出力要素に連結されたトルク伝達部材の一方の面と他方の面をそれぞれの油圧サーボシリンダとして構成され、トルク伝達部材は、第１のクラッチと第３のクラッチの係合力支持手段とされた構成とするのが有効である。
【００１１】
より具体的には、前記トルク伝達部材は、ボス部に支持された筒状部と、筒状部の軸方向ほぼ中央部から第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材に向けて延びるドラム部とからなり、ドラム部の一方の面と筒状部の外周面、及びドラム部の他方の面と筒状部の外周面により、それぞれ、第１のクラッチと第３のクラッチの油圧サーボシリンダが構成され、減速プラネタリギヤは、そのサンギヤがボス部に固定され、リングギヤが減速プラネタリギヤの一方側でフランジを介して入力軸に連結され、キャリアがトルク伝達部材の筒状部に連結された構成を採るのが有効である。
【００１２】
そして、プラネタリギヤセットのギヤ比の設定自由度を得るうえでは、前記入力軸は、自動変速機の前端部から後端部まで延在し、後端部側で、減速プラネタリギヤの入力要素に連結され、プラネタリギヤセットの前方で、該プラネタリギヤセットの前方に配置された第２のクラッチに連結された構成とするのが有効である。
【００１３】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１記載の構成では、干渉が少ない減速プラネタリギヤ及びプラネタリギヤセットの外周部又はプラネタリギヤセットの外周側に第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材を配置してクラッチの径を大きくすることで容量を確保したので、第１のクラッチと第３のクラッチの油圧サーボの受圧面積を小さくしても、すなわち、油圧サーボの方は小径化しても十分なクラッチ装置のトルク伝達容量を確保できるようになる。そこで、その小径化した油圧サーボを、車両メンバとの干渉が問題となる後端部に配置することにより、干渉を避けた空間に適応させた配置が可能となり、スペースを有効に活用することができる。また、入力軸を支持する自動変速機ケースのボス部の先端部に減速プラネタリギヤの固定変速要素を連結し、その後方で油圧サーボへの油圧供給を可能としたので、油圧サーボへの油圧供給を確保しつつ、別途の固定部材を設けることのない減速プラネタリギヤの固定変速要素の固定により、全長短縮を図ることができる。更に、減速プラネタリギヤ、第１のクラッチ及び第３のクラッチの油圧サーボ及びクラッチを隣接して配置したので、高トルク伝達部材を短く構成でき、変速機構をコンパクトに構成することができる。
【００１４】
そして、請求項２記載の構成では、２つのクラッチの摩擦部材を軸方向に並べて配置することにより、両クラッチをほぼ同じ容量とすることが可能となる。また、これらのクラッチの油圧サーボも軸方向に並んだ配置とされていることで、受圧面積をほぼ同じに設定できるため、減速されて増幅されたほぼ同様の大きなトルクを伝達する必要のある第１のクラッチと第３のクラッチを、それらの油圧サーボ、摩擦部材も含めて同じ容量で構成することが可能となる。その結果、両クラッチの制御性が向上する。
【００１５】
更に、請求項３記載の構成では、並んで配置され、同等の外径を有する第１及び第３のクラッチの摩擦部材の外周に、軸方向に長く、径方向にコンパクトなバンドブレーキを配置することにより、自動変速機において径方向寸法の制約が比較的ゆるやかな変速機中間部分のスペースを無駄なく利用した軸方向寸法の短縮が可能となる。しかもクラッチとブレーキを径方向に重ね合わせた配置を採りながら径方向寸法の増加も最小限に抑えることができる。
【００１６】
また、請求項４記載の構成では、２つのクラッチの油圧サーボのシリンダを共通にしてコンパクト化しながら両クラッチが掴み替え可能な構成となる。更に、減速されて増幅されたトルクを第１及び第３のクラッチまで伝達する部材が、第１及び第２のクラッチに対して１つの共通の部材とされるので、高トルク伝達部材を径方向に重ねて配置する構成を避けることができ、変速機の後端部を径方向にコンパクトな構成とすることができる。
【００１７】
そして、請求項５記載の構成では、減速プラネタリギヤのキャリアからの高トルク出力を、最短距離でドラムに伝えることができ、コンパクトな構成にできる。
【００１８】
また、請求項６記載の構成では、増幅されていない入力トルクを伝達することで足りる小径の入力軸を変速機の前端部から後端部まで全通させることで、各クラッチからの入力をプラネタリギヤセットの前後から変速要素に伝達することができ、それによりプラネタリギヤセットの内周側が多軸構造にならないため、プラネタリギヤセットのサンギヤの小径化が可能となり、ギヤ比の設定の自由度を確保することができる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。図１は本発明を具体化した車両用自動変速機の第１実施形態のギヤトレインを、軸間を共通平面内に展開してスケルトンで示す。また、図２は上記自動変速機を端面からみて実際の軸位置関係を示す。この自動変速機は、互いに並行する主軸Ｘ、カウンタ軸Ｙ、デフ軸Ｚの各軸上に各要素が配設された３軸構成とされている。そして、主軸Ｘ上の入力軸１１の周りには、変速機構として、４つの変速要素Ｓ２，Ｓ３，Ｃ２（Ｃ３），Ｒ２（Ｒ３）を有するプラネタリギヤセットＧと、減速プラネタリギヤＧ１と、２つのブレーキＢ−１，Ｂ−２と、３つのクラッチＣ−１，Ｃ−２，Ｃ−３とが配置されている。
【００２０】
この自動変速機では、プラネタリギヤセットＧの第１の変速要素Ｓ３が第１のクラッチＣ−１により減速プラネタリギヤＧ１を介して入力軸１１に連結され、第２の変速要素Ｓ２が第３のクラッチＣ−３により減速プラネタリギヤＧ１を介して入力軸１１に連結されるとともに第１のブレーキＢ−１によりケース１０に係止可能とされ、第３の変速要素Ｃ２（Ｃ３）が第２のクラッチＣ−２により入力軸１１に連結されるとともに第２のブレーキＢ−２によりケースに係止可能とされ、第４の変速要素Ｒ２（Ｒ３）が出力要素としてカウンタドライブギヤ１９に連結されている。なお、図に示すギヤトレインでは、ブレーキＢ−２に並列させてワンウェイクラッチＦ−１を配しているが、これは、後に詳記する１→２変速時のブレーキＢ−２とブレーキＢ−１の掴み替えのための複雑な油圧制御を避け、ブレーキＢ−２の解放制御を単純化すべく、ブレーキＢ−１の係合に伴って自ずと係合力を解放するワンウェイクラッチＦ−１を用いたものであり、ブレーキＢ−２と同等のものである。
【００２１】
以下、この実施形態のギヤトレインを更に詳細に説明する。主軸Ｘ上には、図示しないエンジンの回転を入力軸１１に伝達するロックアップクラッチ付のトルクコンバータ４が配置されている。カウンタ軸Ｙ上には、主軸Ｘ側からの出力を反転させてディファレンシャル装置３に伝達すべくカウンタドライブギヤ１９に噛合するアイドラギヤ２が配置されている。デフ軸Ｚ上には、アイドラギヤ２に噛合するデフリングギヤ３１がデフケース３２に固定して設けられ、デフケース３２中に配置された差動歯車の差動回転が左右軸３０に出力され、最終的なホイール駆動力とされる構成が採られている。
【００２２】
プラネタリギヤセットＧは、大小径の異なる一対のサンギヤＳ２，Ｓ３と、互いに噛合して一方が大径のサンギヤＳ２に噛合するとともにリングギヤＲ２（Ｒ３）に噛合し、他方が小径のサンギヤＳ３に噛合する一対のピニオンギヤＰ２，Ｐ３を支持するキャリアＣ２（Ｃ３）からなるラビニヨ式のギヤセットで構成されている。そして、この形態では、小径のサンギヤＳ３が第１の変速要素、大径のサンギヤＳ２が第２の変速要素、キャリアＣ２（Ｃ３）が第３の変速要素とされ、リングギヤＲ２（Ｒ３）が第４の変速要素とされている。
【００２３】
減速プラネタリギヤＧ１は、そのサンギヤＳ１を変速機ケース１０に固定され、リングギヤＲ１を入力要素として入力軸１１に連結され、キャリアＣ１を出力要素として第１のクラッチＣ−１及び第３のクラッチＣ−３を介してプラネタリギヤセットＧに連結されている。プラネタリギヤセットＧの第１の変速要素すなわち小径のサンギヤＳ３は、第１のクラッチＣ−１に連結され、第２の変速要素すなわち大径のサンギヤＳ２は、第３のクラッチＣ−３に連結されるとともに、バンドブレーキで構成される第１のブレーキＢ−１により自動変速機ケース１０に係止可能とされている。また、第３の変速要素であるキャリアＣ２（Ｃ３）は、第２のクラッチＣ−２を介して入力軸１１に連結され、かつ、第２のブレーキＢ−２により変速機ケース１０に係止可能とされるとともに、ワンウェイクラッチＦ−１により変速機ケース１０に一方向回転係止可能とされている。そして、第４の変速要素すなわちリングギヤＲ２（Ｒ３）がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。
【００２４】
こうした構成からなる自動変速機は、図示しない電子制御装置と油圧制御装置とによる制御で、運転者により選択されたレンジに応じた変速段の範囲で車両負荷と車速に基づき、変速を行う。図３は各クラッチ及びブレーキの係合及び解放（○印で係合、無印で解放を表す）で達成される変速段を図表化して示す。また、図４は各クラッチ及びブレーキの係合（●印でそれらの係合を表す）により達成される変速段と、そのときの各変速要素の回転数比との関係を速度線図で示す。
【００２５】
両図を併せ参照してわかるように、第１速（１ＳＴ）は、クラッチＣ−1 とブレーキＢ−２の係合（本形態において、作動表を参照してわかるように、このブレーキＢ−２の係合に代えてワンウェイクラッチＦ−１の自動係合が用いられているが、この係合を用いている理由及びこの係合がブレーキＢ−２の係合に相当する理由については後に詳述する。）により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由で小径サンギヤＳ３に入力され、ワンウェイクラッチＦ−１の係合により係止されたキャリアＣ３に反力を取って、リングギヤＲ３の最大減速比の減速回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００２６】
次に、第２速（２ＮＤ）は、クラッチＣ−1 とブレーキＢ−１の係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由で小径サンギヤＳ３に入力され、ブレーキＢ−１の係合により係止された大径サンギヤＳ２に反力を取って、リングギヤＲ２（Ｒ３）の減速回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。このときの減速比は、図４にみるように、第１速（１ＳＴ）より小さくなる。
【００２７】
また、第３速（３ＲＤ）は、クラッチＣ−１とクラッチＣ−３の同時係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１とクラッチＣ−３経由で同時に大径サンギヤＳ２と小径サンギヤＳ３に入力され、プラネタリギヤセットＧが直結状態となるため、両サンギヤへの入力回転と同じリングギヤＲ２（Ｒ３）の回転が、入力軸１１の回転に対しては減速された回転として、カウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００２８】
更に、第４速（４ＴＨ）は、クラッチＣ−１とクラッチＣ−２の同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由でサンギヤＳ３に入力され、他方で入力軸１１からクラッチクラッチＣ−２経由で入力された非減速回転がキャリアＣ３に入力され、２つの入力回転の中間の回転が、入力軸１１の回転に対しては僅かに減速されたリングギヤＲ３の回転としてカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００２９】
次に、第５速（５ＴＨ）は、クラッチＣ−２とクラッチＣ−３の同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−３経由でサンギヤＳ２に入力され、他方で入力軸１１からクラッチクラッチＣ−２経由で入力された非減速回転がキャリアＣ２に入力され、リングギヤＲ２の入力軸１１の回転より僅かに増速された回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００３０】
そして、第６速（６ＴＨ）は、クラッチＣ−２とブレーキＢ−１の係合により達成される。この場合、入力軸１１からクラッチクラッチＣ−２経由で非減速回転がキャリアＣ２にのみ入力され、ブレーキＢ−１の係合により係止されたサンギヤＳ２に反力を取るリングギヤＲ２の更に増速された回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００３１】
なお、後進（ＲＥＶ）は、クラッチＣ−３とブレーキＢ−２の係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−３経由でサンギヤＳ２に入力され、ブレーキＢ−２の係合により係止されたキャリアＣ２に反力を取るリングギヤＲ２の逆転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００３２】
ここで、先に触れたワンウェイクラッチＦ−１とブレーキＢ−２との関係について説明する。上記の第１速と第２速時の両ブレーキＢ−１，Ｂ−２の係合・解放関係にみるように、これら両ブレーキは、両変速段間でのアップダウンシフト時に、一方の解放と同時に他方の係合が行われる、いわゆる掴み替えされる摩擦要素となる。こうした摩擦要素の掴み替えは、それらを操作する油圧サーボの係合圧と解放圧の精密な同時制御を必要とし、こうした制御を行うには、そのためのコントロールバルブの付加や油圧回路の複雑化等を招くこととなる。そこで、本形態では、第１速と第２速とで、キャリアＣ２（Ｃ３）にかかる反力トルクが逆転するのを利用して、ワンウェイクラッチＦ−１の係合方向を第１速時の反力トルク支持方向に合わせた設定とすることで、ワンウェイクラッチＦ−１に実質上ブレーキＢ−２の係合と同等の機能を発揮させて、第１速時のブレーキＢ−２の係合に代えて（ただし、ホイール駆動の車両コースト状態ではキャリアＣ２（Ｃ３）にかかる反力トルクの方向がエンジン駆動の状態に対して逆転するので、エンジンブレーキ効果を得るためには、図３に括弧付きの○印で示すようにブレーキＢ−２の係合を必要とする）、キャリアＣ２（Ｃ３）の係止を行っているわけである。したがって、変速段を達成する上では、ワンウェイクラッチを設けることなく、ブレーキＢ−２の係合により第１速を達成する構成を採ることもできる。
【００３３】
このようにして達成される各変速段は、図４の速度線図上で、リングギヤＲ２，Ｒ３の速度比を示す○印の上下方向の間隔を参照して定性的にわかるように、各変速段に対して比較的等間隔の良好な速度ステップとなる。この関係を具体的に数値を設定して、定量的に表すと、図３に示すギヤ比となる。この場合のギヤ比は、減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１とリングギヤＲ１の歯数比λ１＝４４／７８、プラネタリギヤセットＧの大径サンギヤ側のサンギヤＳ２とリングギヤＲ２（Ｒ３）の歯数比λ２＝３６／７８、小径サンギヤ側のサンギヤＳ３とリングギヤＲ３の歯数比λ３＝３０／７８に設定すると、入出力ギヤ比は、
第１速（１ＳＴ）：（１＋λ１）／λ３＝４．０６７
第２速（２ＮＤ）：（１＋λ１）（λ２＋λ３）／λ３（１＋λ２）＝２．３５４
第３速（３ＲＤ）：１＋λ１＝１．５６４
第４速（４ＴＨ）：（１＋λ１）／（１＋λ１−λ１・λ３）＝１．１６１
第５速（５ＴＨ）：（１＋λ１）／（１＋λ１＋λ１・λ２）＝０．８５７
第６速（６ＴＨ）：１／（１＋λ２）＝０．６８４
後進（ＲＥＶ）：−（１＋λ１）／λ２＝３．３８９
となる。そして、これらギヤ比間のステップは、
第１・２速間：１．７３
第２・３速間：１．５１
第３・４速間：１．３５
第４・５速間：１．３５
第５・６速間：１．２５
となる。
【００３４】
次に、図５は自動変速機の構成を更に具体化した模式的断面で示す。また、図６は自動変速機の後部の構成を実断面で詳細に示す。先にスケルトンを参照して説明した各構成要素については、同じ参照符号を付して説明に代えるが、スケルトンから参照し得ない細部について、ここで説明する。なお、本明細書を通じて、各クラッチ及びブレーキという用語は、摩擦部材と油圧サーボを総称するものとする。したがって、第１のクラッチＣ−１は摩擦部材６３と油圧サーボ６で、同様に第２のクラッチＣ−２は摩擦部材５５と油圧サーボ５で、第３のクラッチＣ−３は摩擦部材７３と油圧サーボ７で構成されている。また、ブレーキＢ−１，Ｂ−２については、それがバンドブレーキ構成の場合は、それぞれバンドと図示しない油圧サーボで構成され、多板ブレーキの場合は、摩擦部材と油圧サーボで構成されている。
【００３５】
本発明の特徴に従い、自動変速機ケース１０の後端部から前方に延在し、内周部で入力軸１１を支持するボス部１０ａが、ケース１０と一体又は別体の部材として設けられている。そして、ボス部１０ａ先端部に減速プラネタリギヤＧ１の固定変速要素を構成するサンギヤＳ３が連結されている。更に、減速プラネタリギヤＧ１とケース１０後端部との間のボス部１０ａの外周に、ボス部からの油圧供給が可能に第１のクラッチＣ−１の油圧サーボ６と第３のクラッチの油圧サーボ７が軸方向に並べて配置されている。また、減速プラネタリギヤＧ１に隣接してプラネタリギヤセットＧが配置され、減速プラネタリギヤＧ１とプラネタリギヤセットＧの外周側に第１のクラッチＣ−１の摩擦部材と第３のクラッチＣ−３の摩擦部材が配置されている。
【００３６】
これら第１のクラッチＣ−１の摩擦部材と第３のクラッチＣ−３の摩擦部材は、軸方向に並べて配置され、それらの外周側に、バンドブレーキで構成される第１のブレーキＢ−１が配置されている。このように２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３の摩擦部材を軸方向に並べて配置することにより、両クラッチをほぼ同じ容量としている。また、並んで配置され、同等の外径を有するこれらクラッチの外周に、軸方向に長く、径方向にコンパクトなバンドブレーキを配置することにより、自動変速機においてディファレンシャル装置３や車両側メンバーＢとの干渉がないため径方向寸法の制約が比較的ゆるやかな変速機中間部分のスペースを無駄なく利用した軸方向寸法の短縮が図られている。
【００３７】
更に、第１のクラッチＣ−１の油圧サーボ６と第３のクラッチＣ−３の油圧サーボ７は、減速プラネタリギヤＧ１の出力要素とされるキャリアＣ１に連結されたトルク伝達部材６０の一方の面と他方の面をそれぞれの油圧サーボシリンダとして構成されている。具体的には、トルク伝達部材６０は、ボス部１０ａに支持された筒状部６０ａと、筒状部６０ａの軸方向ほぼ中央部から第１のクラッチＣ−１の摩擦部材と第３のクラッチＣ−３の摩擦部材に向けて延びるドラム部６２とからなり、ドラム部６２の一方の面と筒状部６０ａの外周面、及びドラム部６２の他方の面と筒状部６０ａの外周面により、それぞれ、第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３の油圧サーボシリンダが構成されている。
【００３８】
このトルク伝達部材６０の内側と外側には、両油圧サーボ６，７のピストン６１，７１が嵌挿されている。詳しくは、トルク伝達部材６０から延長されてクラッチＣ−１の摩擦部材（ディスクとセパレータプレートからなる。他のクラッチについて同じ）６３の外周を支持するドラム部６２の内側がピストン６１のシリンダとされ、このドラム部６２の外側に被さるクラッチＣ−３のピストン７１が、クラッチＣ−１のドラム部６２とのスプライン係合により共回りするクラッチＣ−３のドラム部７２とされ、このドラム部７２に摩擦部材７３の外周が支持されている。この配置により、トルク伝達部材６０に入る減速回転は、常時クラッチＣ−１のドラム部６２とクラッチＣ−３のドラム部７２に伝達される。したがって、油圧サーボ６の作動でピストン６１がシリンダから押し出されたときに、軸方向に不動のドラム部６２とピストン６１との間で摩擦部材６３が挟持されて、減速回転がハブ６４を経てサンギヤＳ３へ伝達される。一方、油圧サーボ７の作動でピストン７１がドラム部６２に対して押し戻されたときに、ドラム部７２と軸方向に不動のドラム部６２との間で摩擦部材７３が挟持されて、減速回転がハブ７４を経てサンギヤＳ２へ伝達される。かくして、トルク伝達部材６０は、第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３の係合力支持手段を構成している。なお、図５において、符号６５は油圧サーボ６の遠心油圧を相殺するキャンセルプレート、同じく符号７５は油圧サーボ７の遠心油圧を相殺するキャンセルプレートを示す。
【００３９】
そして、図６の詳細な断面からわかるように、両油圧サーボ６，７のシリンダ６０とピストン６１，７１によりそれぞれ画定される油室は、シリンダ６０の筒状部６０ａに穿設された油孔及びケース１０のボス部１０ａに形成された周溝並びに径方向油路を経てケース１０に形成された供給油路に接続され、それにより油圧の供給が、ボス部１０ａを介して可能とされている。
【００４０】
また、減速プラネタリギヤＧ１は、そのサンギヤＳ１がボス部１０ａにスプライン係合で固定され、リングギヤＲ１が減速プラネタリギヤＧ１の一方側でフランジ１１ａを介して入力軸１１に連結され、キャリアＣ１がトルク伝達部材６０の筒状部６０ａに連結されている。
【００４１】
入力軸１１は、自動変速機の前端部から後端部まで延在し、後端部側で、減速プラネタリギヤＧ１の入力要素としてのリングギヤＲ１に、上記のようにフランジ１１ａを介して連結され、プラネタリギヤセットＧの前方で、プラネタリギヤセットＧの前方に配置された第２のクラッチＣ−２に連結されている。
【００４２】
この第２のクラッチＣ−２を操作する油圧サーボ５は、クラッチドラム５０の内側に形成されたシリンダにピストン５１を嵌挿させた通常の構成とされ、ドラム５０とキャリアＣ２に連結されたハブ５４に外周と内周を支持されたクラッチ摩擦部材５５を挟持して、入力軸１１に連結されたドラム５０からの入力回転をハブ５４を介してキャリアＣ２，Ｃ３に入力することになる。
【００４３】
そして、カウンタドライブギヤ１９の支持に関しては、カウンタドライブギヤ１９は、自動変速機ケース１０に設けられたサポート１０ｂの軸方向延長部１０ｃの内周にベアリング１２を介して支持されており、詳しくは、ギヤのハブ部の外周をアイドラギヤとの噛合部を挟む形でバランス良く支持されている。
【００４４】
かくして、この実施形態では、細径の入力軸１１の周りにプラネタリギヤセットＧを配置することで、そのサンギヤＳ２，Ｓ３の小径化によりギヤ比設定の自由度を向上させ、プラネタリギヤセットＧと、それに軸方向に隣接配置した減速プラネタリギヤＧ１の外周に第１のクラッチＣ−１の摩擦部材と第３のクラッチＣ−３の摩擦部材を軸方向に並べて配置することで両クラッチの大径化により、それらの容量を大きくし、更に両クラッチの外周側に径方向寸法を取らないバンドブレーキＢ−２を配置することで、結果的に径方向寸法の制約の比較的ゆるやかな変速機中央部に変速機構を重合させて軸方向寸法の短縮を実現している。そして、径方向寸法の制約が厳しい後端部と前端部については、小径の油圧サーボ６，７と、同じく小径のカウンタドライブギヤ１９を配置して、全体的に車両搭載条件に合った形態で自動変速機を構成している。
【００４５】
ところで、前記第１実施形態では、プラネタリギヤセットＧをラビニヨ式としたが、比較的良好なギヤ比とステップを取りうるギヤセットＧは、これに限るものではない。そこで、プラネタリギヤセットＧを他の形式のものに変更した実施形態について、次に説明する。
【００４６】
図７は第１実施形態に対してプラネタリギヤセットＧの部分だけを一部変更した第２実施形態を示す。この形態では、プラネタリギヤセットＧは、シンプルプラネタリギヤＧ２と、互いに噛合する一対のピニオンギヤＰ３，Ｐ３’の一方がサンギヤＳ３に噛合し、他方がリングギヤＲ３に噛合するダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ３とを組み合わせた構成とされている。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１が２つのサンギヤＳ２，Ｓ３に連結され、第３のクラッチＣ−３がシンプルプラネタリギヤＧ２のリングギヤＲ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がキャリアＣ２とキャリアＣ３に連結され、リングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はシンプルプラネタリギヤＧ２のリングギヤＲ２を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は双方のキャリアＣ２とキャリアＣ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば下記の表１に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表１】
0003817919.tif 000002
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、シンプルプラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．６３６、ダブルプラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３３３であり、ギヤ比幅は７．１１１となる。
【００４７】
次に、図８は第２実施形態に対してプラネタリギヤセットＧのシンプルプラネタリギヤとダブルプラネタリギヤの位置関係を逆転させた第３実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１がダブルプラネタリギヤＧ２のサンギヤＳ２に連結され、第３のクラッチＣ−３がダブルプラネタリギヤＧ２のキャリアＣ２とシンプルプラネタリギヤＧ３のサンギヤＳ３に連結され、第２のクラッチＣ−２がシンプルプラネタリギヤＧ３のキャリアＣ３とダブルプラネタリギヤＧ２のリングギヤＲ２に連結され、シンプルプラネタリギヤＧ３のリングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はキャリアＣ２とサンギヤＳ３を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ２とキャリアＣ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば下記の表２に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表２】
0003817919.tif 000003
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、ダブルプラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．４４７、シンプルプラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．４４４であり、ギヤ比幅は６．２４５となる。
【００４８】
次に、図９はプラネタリギヤセットＧを２つのダブルプラネタリギヤＧ２，Ｇ３で構成した第４実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１がサンギヤＳ３とキャリアＣ２に連結され、第３のクラッチＣ−３がサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がキャリアＣ３とリングギヤＲ２に連結され、リングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ２とキャリアＣ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば下記の表３に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表３】
0003817919.tif 000004
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．５５６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３６１であり、ギヤ比幅は６．２５２となる。
【００４９】
次に、図１０は第４実施形態に対して連結関係のみを変更した第５実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１が両サンギヤＳ２，Ｓ３に連結され、第３のクラッチＣ−３がキャリアＣ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がキャリアＣ３とリングギヤＲ２に連結され、リングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はキャリアＣ２を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ２とキャリアＣ３を係止するものとされる。こうした場合は、減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比を変更してλ２＝０．４４４、そしてプラネタリギヤＧ３の歯数比を同様にλ３＝０．５５６とすることでギヤ比、そのステップ、ギヤ比幅とも第４実施形態と同様となる。
【００５０】
以上の各実施形態（以下の説明において、これらを総称して第１群の実施形態という）は、変速機構の最前部にカウンタドライブギヤを配したギヤトレイン構成のものであるが、本発明は、カンタドライブギヤを中間部に配した形式のギヤトレインにも適用可能である。そこで、以下にその実施形態を挙げて説明する。
【００５１】
図１１及び図１２は上記形式を採る第６実施形態の構成をスケルトンと模式化した断面で示す。この形態では、カウンタドライブギヤ１９の内周側が二重軸構造となり、ギヤ径を第１群の実施形態のように小径化することが困難なところから、主軸Ｘからの変速出力をカンタギヤ部で減速する動力伝達が必要とされる。これに伴って、カウンタ軸Ｙ上には、カウンタドライブギヤ１９に噛合する大径のカウンタドリブンギヤ２１と、デフリングギヤ３１に噛合する小径のデフドライブピニオンギヤ２２がカウンタ軸２０に固定して配置されている。
【００５２】
そして、この形態ではプラネタリギヤセットＧと、その変速要素の各係合要素を介する入出力の連結関係については、第１実施形態と同様なので、同様の参照符号を付して説明に代え、以下相違点のみ説明する。カンタドライブギヤ１９の支持構造に関して、この形態では、カウンタドライブギヤ１９のハブの軸方向延長部外周がベアリング１２を介して、第２のブレーキＢ−２の油圧サーボシリンダを兼ねるケース１０のサポート１０ｄの内周に支持されている。
【００５３】
また、第２のクラッチＣ−２の油圧サーボ構造に関して、この形態では、クラッチＣ−２を操作する油圧サーボ５を、変速機ケース１０にシリンダとピストンとを内蔵させた静止シリンダ型の油圧サーボとされている。詳しくは、シリンダ５０は、変速機ケース１０のトルクコンバータハウジング側の隔壁（オイルポンプボディを兼ねる）１０ｅに環状溝として形成されており、その内部に、同じく環板状のピストン５１が軸方向摺動自在に嵌合された構成とされている。そして、このピストン５１は、スラストベアリング５２を介してプレッシャプレート５３を押圧する構成とされ、入力軸１１に一体化されたフランジ５４との間でクラッチ摩擦部材５５を挟持して、フランジ５４側のハブからの入力回転をドラム５６を介してキャリアＣ２，Ｃ３に入力することになる。
【００５４】
このようにカンタドライブギヤ１９を中間部に配した形式のギヤトレインにおいても、そのプラネタリギヤセットＧについて、種々の形態を採ることができる。そこで、以下にその実施形態を挙げて説明する。
【００５５】
図１３は第６実施形態に対してプラネタリギヤセットＧの部分だけを一部変更した第７実施形態を示す。この形態では、プラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係は、前記第２実施形態と同様であり、それにより得られるギヤ比とステップについても、同様の歯数比の設定により同様となるので、これらの点については、第２実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【００５６】
次に、図１４は前記第３実施形態と同様のプラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第８実施形態を示す。したがって、この場合についても、得られるギヤ比とステップは、第３実施形態の場合と同様の歯数比の設定により同様となるので、これらの点については、第３実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【００５７】
更に、図１５は前記第４実施形態と同様のプラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第９実施形態を示す。この場合についても、得られるギヤ比とステップは、第４実施形態の場合と同様の歯数比の設定により同様となるので、これらの点については、第４実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【００５８】
また、図１６は前記第５実施形態と同様のプラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第１０実施形態を示す。この場合についても、上記と同様となるので、第５実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【００５９】
以上の第６〜第１０実施形態（以下の説明において、これらを総称して第２群の実施形態という）は、カンタドライブギヤ１９を中間部に配した形式のギヤトレイン構成のものであるが、同様の配置を採りながら、第２のブレーキＢ−２をバンドブレーキとした形式のものについて、以下にその実施形態を挙げて説明する。
【００６０】
図１７及び図１８は上記形式を採る第１１実施形態の構成をスケルトンと模式化した断面で示す。この形態では、第２のブレーキのバンドブレーキ化に伴い、第２群の実施形態に対して、カンタドライブギヤ１９の支持構造と、第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３並びにワンウェイクラッチＦ−１の配設位置が変更されているので、この関連の部分のみ説明する。
【００６１】
先ず、第２のブレーキＢ−２は、デフリングギヤ３１と同様の軸方向位置にある第２のクラッチＣ−２の外周にバンドブレーキとして配置されている。こうした第２のクラッチＣ−２とバンドブレーキＢ−２の径方向への重合配置は、デフリングギヤ３１との干渉を生じる径方向寸法の増大を避けながらクラッチとブレーキを同じ軸方向位置に配置するのに有効な方法である。
【００６２】
そして、第２群の実施形態において多板構成の摩擦部材が占めていた空きスペースを利用して、第１及び第２のクラッチＣ−１，Ｃ−３並びにワンウェイクラッチＦ−１を全体に前方に寄せて、実質上プラネタリギヤセットＧの外周側に配置している。こうした配置は、減速プラネタリギヤＧ１の外周部を小径化することに役立つため、車両側メンバーとの干渉を避ける点では、第１群及び第２群の実施形態より有利な配置となる。
【００６３】
この実施形態では、カンタドライブギヤ１９の支持構造に関して、ケース１０のサポート１０ｄの内周側を軸方向後方に延長したボス部を形成し、その外周にベアリング１２を介してカウンタドライブギヤ１９の内周を支持する構成が採られている。この構成の利点は、カウンタドライブギヤ１９の同ドリブンギヤ２１との噛合部の内周側を軸方向のオフセットなく支持することで、ベアリング１２にかかるモーメント力による負荷を軽減することができるため、負荷容量の小さなベアリングとすることができる点にある。
【００６４】
そして、このギヤトレイン構成のものについても、第１及び第２群の実施形態で挙げたような、プラネタリギヤの構成の変更と、その変速要素とクラッチ及びブレーキとの連結関係の変更は可能である。ちなみに、図１９に示す第１２実施形態は、第３実施形態と同様に構成した場合の例であり、図２０に示す第１３実施形態は、第５実施形態と同様に構成した場合の例である。これらの形態におけるギヤ比等についても、上記対応する実施形態のものと同様となる。
【００６５】
以上の第１１〜第１３実施形態（以下の説明において、これらを総称して第３群の実施形態という）は、第２のブレーキをバンドブレーキとした形式のものであるが、同様の配置を採りながら、ワンウェイクラッチの配設を前提とする場合、その配設位置の工夫によっても軸方向寸法の短縮が可能である。最後に、そのような実施形態を例示する。
【００６６】
図２１及び図２２は上記構造を採る第１４実施形態の構成をスケルトンと模式化した断面で示す。この場合も相違点のみの説明に止めるが、この形態では、第２のブレーキＢ−２により係止される変速要素の一方向の回転を阻止するワンウェイクラッチＦ−１が設けられることを前提とし、カウンタドライブギヤ１９は、その内周部に、軸方向前方に延びる筒状部１９ａを有するものとされる。そして、筒状部１９ａは、自動変速機ケース１０に設けられたサポート１０ｄの軸方向延長部１０ｅの内周側に支持され、ワンウェイクラッチＦ−１は、サポート１０ｄの軸方向延長部１０ｅの外周側に配置されている。
【００６７】
そして、プラネタリギヤセットＧは、第１実施形態に対してギヤ配置を前後逆にした構成とされている。詳しくは、小径のサンギヤＳ２とそれに噛合するピニオンギヤＰ２が後方に配置され、大径のサンギヤＳ３とリングギヤＲ３が前方に配置されている。そして、大径のサンギヤＳ３は第１のクラッチＣ−１に連結され、小径のサンギヤＳ２が第３のクラッチＣ−３に連結され、リングギヤＲ３が第２のクラッチＣ−２に連結され、キャリアＣ２（Ｃ３）がカンタドライブギヤ１９に連結されている。また、第１のブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を係止するものとされ、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ３を係止するものとされている。こうした形態を採った場合、例えば下記の表４に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表４】
0003817919.tif 000005
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧの小径サンギヤＳ２側の歯数比λ２＝０．３０６、大径サンギヤＳ３側の歯数比λ３＝０．５７９であり、ギヤ比幅は６．１０９となる。
【００６８】
こうしたワンウェイクラッチ配置を採るものについても、比較的良好なギヤ比とステップを取りうるギヤセットＧは、これに限るものではない。そこで、プラネタリギヤセットＧを他の形式のものに変更した実施形態について、次に説明する。
【００６９】
図２３はプラネタリギヤセットＧの部分だけを一部変更した第１５実施形態を示す。この形態では、プラネタリギヤセットＧは、ダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２と、シンプルプラネタリギヤＧ３を組み合わせた構成とされている。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１が２つのサンギヤＳ２，Ｓ３に連結され、第３のクラッチＣ−３がダブルピニオンのキャリアＣ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がリングギヤＲ３に連結され、リングギヤＲ２とキャリアＣ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はダブルピニオンのキャリアＣ２を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば下記の表５に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表５】
0003817919.tif 000006
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、ダブルプラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．６３６、シンプルプラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．５６８であり、ギヤ比幅は６．３５７となる。
【００７０】
次に、図２４はプラネタリギヤセットＧを２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わせで構成した第１６実施形態を示す。こうしたプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１はサンギヤＳ２とキャリアＣ３に連結され、第３のクラッチＣ−３はキャリアＣ２に連結され、第２のクラッチＣ−２はサンギヤＳ３に連結され、双方のリングギヤＲ２，Ｒ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はキャリアＣ２を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はサンギヤＳ３を係止するものとされる。この連結関係の場合、例えば下記の表６に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表６】
0003817919.tif 000007
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．６３６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．６３６であり、ギヤ比幅は６．３５２となる。
【００７１】
次に、図２５はプラネタリギヤセットＧを２つのダブルピニオンプラネタリギヤを１つのピニオンギヤを共通として相互に組み合わせた構成とした第１７実施形態を示す。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１はサンギヤＳ２とサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ−３は共通のキャリアＣ２（Ｃ３）に連結され、第２のクラッチＣ−２は小径のリングギヤＲ３に連結され、大径のリングギヤＲ２がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はキャリアＣ２（Ｃ３）を、また第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は小径のリングギヤＲ３を係止するものとされる。この連結関係の場合、例えば下記の表７に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表７】
0003817919.tif 000008
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、大径サンギヤ側の歯数比λ２＝０．６３６、小径サンギヤ側の歯数比λ３＝０．４３２であり、ギヤ比幅は６．３６８となる。
【００７２】
次に、図２６はプラネタリギヤセットＧを２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わせで構成した第１８実施形態を示す。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１はサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ−３はサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチＣ−２はキャリアＣ３とリングギヤＲ２に連結され、キャリアＣ２とリングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はキャリアＣ３とリングギヤＲ２を係止するものとされる。この連結関係では、例えば下記の表８に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表８】
0003817919.tif 000009
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．３０６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３６１であり、ギヤ比幅は６．２０３となる。
【００７３】
次に、図２７は同様にプラネタリギヤセットＧを２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わせで構成し、連結関係を変更した第１９実施形態を示す。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１は双方のサンギヤＳ２，Ｓ３に連結され、第３のクラッチＣ−３はキャリアＣ２に連結され、第２のクラッチＣ−２はキャリアＣ３に連結され、双方のリングギヤＲ２，Ｒ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はキャリアＣ２を、また第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はキャリアＣ３を係止するものとされる。この連結関係の場合、例えば下記の表９に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表９】
0003817919.tif 000010
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．６３６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３６１であり、ギヤ比幅は６．３６３となる。
【００７４】
次に、図２８は同様にプラネタリギヤセットＧを２つのシンプルプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わせで構成した第２０実施形態を示す。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１はリングギヤＲ２とサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ−３はサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチＣ−２はリングギヤＲ３に連結され、双方のキャリアＣ２，Ｃ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ３を係止するものとされる。この連結関係では、例えば下記の表１０に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表１０】
0003817919.tif 000011
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．６３６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．５２３、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．５３８であり、ギヤ比幅は６．５０７となる。
【００７５】
次に、図２９は同様にプラネタリギヤセットＧをサンギヤ側を共通とし、リングギヤ径を異ならせたラビニヨ式ギヤセットの変形形式とした第２１実施形態を示す。こうしたプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１は小径のリングギヤＲ３に連結され、第３のクラッチＣ−３は共通のサンギヤＳ２（Ｓ３）に連結され、第２のクラッチＣ−２は大径のリングギヤＲ２に連結され、キャリアＣ２（Ｃ３）がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はサンギヤＳ２（Ｓ３）を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は大径のリングギヤＲ２を係止するものとされる。この場合、ギヤ比とステップは例えば下記の表１１に示すようになる。
【表１１】
0003817919.tif 000012
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５６６、大径リングギヤ側の歯数比λ２＝０．５２８、小径リングギヤ側の歯数比λ３＝０．３０６であり、ギヤ比幅は６．１０９となる。
【００７６】
図３０は再びプラネタリギヤセットＧをダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２とシンプルプラネタリギヤＧ３の組み合わせで構成した第２２実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１がキャリアＣ２とサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ−３がサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がリングギヤＲ３に連結され、リングギヤＲ２とキャリアＣ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば下記の表１２に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表１２】
0003817919.tif 000013
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、ダブルプラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．４１７、シンプルプラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．５７９であり、ギヤ比幅は５．９７４となる。
【００７７】
図３１は再びプラネタリギヤセットＧを２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わせで構成した第２３実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１がキャリアＣ２とサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ−３がサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がリングギヤＲ２とキャリアＣ３に連結され、リングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ２とキャリアＣ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば下記の表１３に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表１３】
0003817919.tif 000014
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．５５６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３６１であり、ギヤ比幅は６．２５２となる。
【００７８】
最後に、図３２は上記第２３実施形態において、連結関係のみを変更した第２４実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１がキャリアＣ３に連結され、第３のクラッチＣ−３が両サンギヤＳ２，Ｓ３に連結され、第２のクラッチＣ−２が両リングギヤＲ２，Ｒ３に連結され、キャリアＣ２がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１は両サンギヤＳ２，Ｓ３を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は両リングギヤＲ２，Ｒ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば次表１４に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表１４】
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ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．３０６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．５５６であり、ギヤ比幅は６．３６４となる。
【００７９】
以上、本発明を構成要素の形式及び配置並びに連結関係を変更した実施形態を挙げて詳説したが、これらは、比較的良好なギヤ比ステップが得られるものに絞って例示したものであって、本発明は、これら実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲の個々の請求項に記載の事項の範囲内で種々に具体的な構成を変更して実施することができるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用した車両用自動変速機の第１実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図２】上記ギヤトレインの実際の３軸位置関係を示す軸方向端面図である。
【図３】上記ギヤトレインの作動及び達成されるギヤ比並びにギヤ比ステップを示す図表である。
【図４】上記ギヤトレインの速度線図である。
【図５】上記ギヤトレインの主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図６】上記自動変速機の実際の断面を示す軸方向部分断面図である。
【図７】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセットを変更した第２実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図８】同様にプラネタリギヤセットを他の形態に変更した第３実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図９】同様にプラネタリギヤセットを更に他の形態に変更した第４実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１０】同様にプラネタリギヤセットを更に他の形態に変更した第５実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１１】上記ギヤトレインのカウンタドライブギヤの配置を変更した第６実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図１２】上記第６実施形態のギヤトレインの主軸部分の模式化断面図である。
【図１３】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセットを変更した第７実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１４】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第８実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１５】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第９実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１６】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第１０実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１７】上記ギヤトレインの第２のブレーキの形式と配置を変更した第１１実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図１８】上記第１１実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１９】同様にプラネタリギヤセットを変更した第１２実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図２０】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第１３実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図２１】上記ギヤトレインのワンウェイクラッチの配置を変更した第１４実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図２２】上記第１４実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図２３】同様にプラネタリギヤセットを変更した第１５実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図２４】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第１６実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図２５】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第１７実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図２６】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第１８実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図２７】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第１９実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図２８】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第２０実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図２９】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第２１実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図３０】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第２２実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図３１】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第２３実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図３２】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第２４実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【符号の説明】
Ｇ  プラネタリギヤセット
Ｇ１  減速プラネタリギヤ
Ｓ１  サンギヤ（固定変速要素）
Ｓ２，Ｓ３  サンギヤ（変速要素）
Ｃ１  キャリア（出力要素）
Ｃ２，Ｃ３  キャリア（変速要素）
Ｒ１  リングギヤ（入力要素）
Ｒ２，Ｒ３  リングギヤ（変速要素）
Ｂ−１  第１のブレーキ
Ｂ−２  第２のブレーキ
Ｃ−１  第１のクラッチ
Ｃ−２  第２のクラッチ
Ｃ−３  第３のクラッチ
６  油圧サーボ
７  油圧サーボ
１０  ケース
１０ａ  ボス部
１１  入力軸
１１ａ  フランジ
１９  カウンタドライブギヤ（出力要素）
６０  トルク伝達部材
６０ａ  筒状部
６２  ドラム部
６３，７３  摩擦部材
【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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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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【図２７】
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【図２８】
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【図２９】
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【図３０】
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【図３１】
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【図３２】
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