(57)【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、
この入力部に同軸に配置された出力部と、
これら入出力部間に多数の伝動経路を提供可能な３個の遊星歯車組と、
これら３個の遊星歯車組が該伝動経路のうちの１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３つのクラッチおよび２つのブレーキとを具え、
これら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用歯車変速装置において、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い遊星歯車組は、前記入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とし、前記入力部から最も遠い遊星歯車組はダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、これら減速用遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組間における遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組とし、
前記減速用遊星歯車組を、常時固定された第1サンギヤと、第１リングギヤと、これら第１サンギヤおよび第１リングギヤに噛み合うピニオンと、該ピニオンを回転自在に支持する第1キャリアとで構成し、
前記シングルピニオン型遊星歯車組を第２サンギヤと、このサンギヤに噛み合う第２ピニオンと、該ピニオンに噛み合う第２リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持する第２キャリアとで構成し、
前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を２個の第3および第４サンギヤと、これらサンギヤに噛み合う共通な第3ピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個の第3リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記第３および第４サンギヤの間から回転を入出力可能な第３キャリアとで構成し、
前記入力部を第1リングギヤに結合すると共に第3クラッチにより前記センターメンバに結合可能とし、
第2サンギヤおよび第3サンギヤを第1連結メンバにより相互に結合すると共に第2クラッチにより第1キャリアに結合可能とし、
第2キャリアおよび第3リングギヤを第2連結メンバにより相互に結合すると共に前記出力部に結合し、
第1キャリアおよび第2リングギヤ間を第1クラッチにより結合可能とし、
第3キャリアを第1ブレーキにより、また第４サンギヤを第2ブレーキにより固定可能とし、
第1クラッチおよび第2クラッチを前記シングルピニオン型遊星歯車組の近傍に配置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】
動力源からの回転を入力される入力部と、
この入力部に同軸に配置された出力部と、
これら入出力部間に多数の伝動経路を提供可能な３個の遊星歯車組と、
これら３個の遊星歯車組が該伝動経路のうちの１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３つのクラッチおよび２つのブレーキとを具え、
これら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用歯車変速装置において、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い遊星歯車組は、前記入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とし、前記入力部から最も遠い遊星歯車組はダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、これら減速用遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組間における遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組とし、
前記減速用遊星歯車組を常時固定の第1サンギヤと、第１リングギヤと、第１サンギヤに噛み合うピニオンと、第1リングギヤに噛み合うピニオンと、これら第１サンギヤに噛み合うピニオンおよび第1リングギヤに噛み合うピニオンを相互に噛合した状態で回転自在に支持する第1キャリアとより成るダブルピニオン型遊星歯車組で構成し、
前記シングルピニオン型遊星歯車組を第２サンギヤと、このサンギヤに噛み合う第２ピニオンと、該ピニオンに噛み合う第２リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持する第２キャリアとで構成し、
前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を２個の第3および第４サンギヤと、これらサンギヤに噛み合う共通な第3ピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個の第3リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記第３および第４サンギヤの間から回転を入出力可能な第３キャリアとで構成し、
前記入力部を第1キャリアに結合すると共に第3クラッチにより前記センターメンバに結合可能とし、
第2サンギヤおよび第3サンギヤを第1連結メンバにより相互に結合すると共に第2クラッチにより第1リングギヤに結合可能とし、
第2キャリアおよび第3リングギヤを第2連結メンバにより相互に結合すると共に前記出力部に結合し、
第1リングギヤおよび第2リングギヤ間を第1クラッチにより結合可能とし、
第3キャリアを第1ブレーキにより、また第４サンギヤを第2ブレーキにより固定可能とし、
第1クラッチおよび第2クラッチを前記シングルピニオン型遊星歯車組の近傍に配置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３】
動力源からの回転を入力される入力部と、
この入力部に同軸に配置された出力部と、
これら入出力部間に多数の伝動経路を提供可能な３個の遊星歯車組と、
これら３個の遊星歯車組が該伝動経路のうちの１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３つのクラッチおよび２つのブレーキとを具え、
これら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用歯車変速装置において、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い遊星歯車組は、前記入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とし、前記入力部から最も遠い遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組とし、これら減速用遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組間における遊星歯車組はダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、
前記減速用遊星歯車組を常時固定の第1サンギヤと、第１リングギヤと、第１サンギヤに噛み合うピニオンと、第１リングギヤに噛み合うピニオンと、これら第１サンギヤに噛み合うピニオンおよび第１リングギヤに噛み合うピニオンを相互に噛合した状態で回転自在に支持する第1キャリアとより成るダブルピニオン型遊星歯車組で構成し、
前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を２個の第２および第４サンギヤと、これらサンギヤに噛み合う共通な第２ピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個の第２リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記第２および第４サンギヤの間から回転を入出力可能な第３キャリアとにより構成し、
前記シングルピニオン型遊星歯車組を第３サンギヤと、このサンギヤに噛み合う第３ピニオンと、該ピニオンに噛み合う第３リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持する第３キャリアとで構成し、
前記入力部を第1キャリアに結合すると共に第3クラッチにより第3キャリアに結合可能とし、
第3キャリアを第1ブレーキにより固定可能とし、
第2サンギヤおよび第3サンギヤを第1連結メンバにより相互に結合すると共に第2ブレーキにより固定可能とし、
第2キャリアおよび第3リングギヤを第2連結メンバにより相互に結合すると共に、第2キャリアから第2および第４サンギヤ間を経て径方向内方へ延在する前記センターメンバを前記出力部に結合し、
第1リングギヤを第1クラッチにより第2リングギヤに、また第2クラッチにより第４サンギヤに結合可能とし、
第1クラッチおよび第2クラッチを前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の近傍に配置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４】
請求項１乃至３のいずれか1項記載の自動変速機用歯車変速装置において、
第1クラッチおよび第1ブレーキの締結により第1速、
第1クラッチおよび第２ブレーキの締結により第２速、
第1クラッチおよび第２クラッチの締結により第３速、
第1クラッチおよび第３クラッチの締結により第４速、
第２クラッチおよび第３クラッチの締結により第５速、
第３クラッチおよび第２ブレーキの締結により第６速、
第２クラッチおよび第1ブレーキの締結により後退の変速段
を得ることができるよう構成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５】
請求項１乃至４のいずれか1項記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第1または第2クラッチを、前記シングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組のうち、減速用遊星歯車組に近い側の遊星歯車組の外周に配置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６】
請求項５記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第3クラッチを、減速用遊星歯車組の外周に配置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７】
請求項１，４乃至６のいずれか1項記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第1ブレーキおよび第2ブレーキと、これらブレーキにより固定すべき遊星歯車組構成要素との間を、減速用遊星歯車組から最も遠い遊星歯車組の後ろ側より取り出した連結部材により結合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８】
請求項７記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第1ブレーキおよび第2ブレーキを第1および第2クラッチの外周に配置したことを特徴とする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、入力部と、３個の遊星歯車組と、３つのクラッチと、２つのブレーキと、出力部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・解放することで、少なくとも前進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ものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、入力軸と、１個のシングルピニオン型遊星歯車組と、２個のシングルピニオン型遊星歯車組の組み合わせに成るシンプソン型遊星歯車列と、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・解放することで前進６速・後退１速を得る自動変速機用歯車変速装置が、例えば特開平４−２１９５５３号公報の図７に示すごとくに提案されている。
【０００３】
このように１個のシングルピニオン型遊星歯車組とシンプソン型遊星歯車列とにより構成された自動変速機用歯車変速装置は、下記に列挙する特徴を有する。
（１）シンプソン型遊星歯車列の最大トルクとなる１速でのトルク伝達の流れが、全メンバを介して分担するので、強度的に有利である。
（２）シンプソン型遊星歯車列がリングギヤ入力であるため、サンギヤ入力に比較して、接線力が半分程度になり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で有利である。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のごとく１個のシングルピニオン型遊星歯車組とシンプソン型遊星歯車列とより成る従来の歯車変速装置は、上記利点を有する反面、
（３）オーバードライブの変速段を得るには、シンプソン型遊星歯車列へのキャリア入力が必要であり、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歯車組でキャリアへの入力経路が不成立となり、
（４）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発生し、その結果として自動変速機の径方向への大型化を招く、
という問題があった。
【０００５】
上記（３），（４）の問題を解消するため上記した特開平４−２１９５５３号公報には更に、その図１３，図１４，図１５において、シンプソン型遊星歯車列に代えラビニョ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）を用いた歯車変速装置も提案されている。
【０００６】
しかし、このラビニョオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置は、全ての構成要素を同軸上に配置し得て上記並行軸配置を回避し得るものの、下記に列挙する問題点を有する。
（５）歯車列の（１速での）最大トルクを、ラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組で受け持つので、強度的に不利である。
（６）減速装置としての一個のシングルピニオン型遊星歯車組で増大したトルクを、ラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤに入力するため、リングギヤ入力に比較して、接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利である。
（７）１速におけるラビニョオ型複合遊星歯車列の強度（歯車強度や歯車寿命）の確保やキャリア剛性等の向上とが共に要求されることで、ラビニョオ型複合遊星歯車列を大型化する必要があり、この結果自動変速機の大型化を招いて、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた同軸配置による小径化の利点が相殺され、上記問題の解決策にならない。
（８）変速段によってはラビニオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する変速段では、伝達効率の低下により、燃費が悪化する。
【０００７】
換言すれば、上記したごとく１個のシングルピニオン型遊星歯車組およびラビニョオ型複合遊星歯車列の組み合わせに成る歯車変速装置は、１個のシングルピニオン型遊星歯車組とシンプソン型遊星歯車列との組み合わせに成る歯車変速装置の長所である上記（１），（２）の利点が何れも損なわれるし、上記（３），（４）の大型化についてもラビニョオ型複合遊星歯車列が大型化するという別の理由により、結果的に自動変速機の大型化を避けることができないことから、当該大型化の問題を解消し得ない。
なお上記文献にはその図12に、シングルピニオン型遊星歯車組で減速した大トルクの回転をラビニョオ型複合遊星歯車列のリングギヤに入力させる技術も提案されているが、入出力部を同軸ではなく並行軸配置にする必要のある技術で自動変速機の大径化を招き、これも問題解決にはならない。
【０００８】
本発明は上記の実情に鑑み、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いないで入力部と出力部の同軸配置を実現することにより、シンプソン型遊星歯車列を用いた場合における前記（１），（２）の利点はそのまま維持しつつ、つまり歯車列の強度的有利性（車強度や歯車寿命等）を保ちつつ、上記（３），（４）の大型化に関する問題を解消し得るようにすると共に、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合におけるトルク循環に関した（８）の問題をも解消して燃費の悪化を回避することができるようにし、又、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に比べてギヤ比の選択自由度を高めることができる自動変速機用歯車変速装置を提供することを主たる目的とする。
【０００９】
本発明は更に、第1段の遊星歯車組で減速した大トルクの回転を後段の遊星歯車組に伝達する必要のあるクラッチを含む動力伝達経路を短縮可能にして、当該動力伝達に係わる部品の小型化および取り回しを容易にし、もって、前記の利点を具えるほかに自動変速機の小型化にも寄与する自動変速機用歯車変速装置を提供することをも目的とする。
【００１０】
【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用歯車変速装置は、請求項１に記載のごとく、
動力源からの回転を入力される入力部と、
この入力部に同軸に配置された出力部と、
これら入出力部間に多数の伝動経路を提供可能な３個の遊星歯車組と、
これら３個の遊星歯車組が該伝動経路のうちの１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３つのクラッチおよび２つのブレーキとを具え、
これら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用歯車変速装置を前提とし、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い遊星歯車組は、前記入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とし、前記入力部から最も遠い遊星歯車組はダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、これら減速用遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組間における遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組とし、
前記減速用遊星歯車組を、常時固定された第1サンギヤと、第１リングギヤと、これら第１サンギヤおよび第１リングギヤに噛み合うピニオンと、該ピニオンを回転自在に支持する第1キャリアとで構成し、
前記シングルピニオン型遊星歯車組を第２サンギヤと、このサンギヤに噛み合う第２ピニオンと、該ピニオンに噛み合う第２リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持する第２キャリアとで構成し、
前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を２個の第3および第４サンギヤと、これらサンギヤに噛み合う共通な第3ピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個の第3リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記第３および第４サンギヤの間から回転を入出力可能な第３キャリアとで構成し、
前記入力部を第1リングギヤに結合すると共に第3クラッチにより前記センターメンバに結合可能とし、
第2サンギヤおよび第3サンギヤを第1連結メンバにより相互に結合すると共に第2クラッチにより第1キャリアに結合可能とし、
第2キャリアおよび第3リングギヤを第2連結メンバにより相互に結合すると共に前記出力部に結合し、
第1キャリアおよび第2リングギヤ間を第1クラッチにより結合可能とし、
第3キャリアを第1ブレーキにより、また第４サンギヤを第2ブレーキにより固定可能とし、
第1クラッチおよび第2クラッチを前記シングルピニオン型遊星歯車組の近傍に配置したものである。
【００１１】
同じ目的のため本発明による自動変速機用歯車変速装置は、請求項2に記載のごとく、
請求項1におけると同様な自動変速機用歯車変速装置を前提とし、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い遊星歯車組は、前記入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とし、前記入力部から最も遠い遊星歯車組はダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、これら減速用遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組間における遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組とし、
前記減速用遊星歯車組を常時固定の第1サンギヤと、第１リングギヤと、第１サンギヤに噛み合うピニオンと、第1リングギヤに噛み合うピニオンと、これら第１サンギヤに噛み合うピニオンおよび第1リングギヤに噛み合うピニオンを相互に噛合した状態で回転自在に支持する第1キャリアとより成るダブルピニオン型遊星歯車組で構成し、
前記シングルピニオン型遊星歯車組を第２サンギヤと、このサンギヤに噛み合う第２ピニオンと、該ピニオンに噛み合う第２リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持する第２キャリアとで構成し、
前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を２個の第3および第４サンギヤと、これらサンギヤに噛み合う共通な第3ピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個の第3リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記第３および第４サンギヤの間から回転を入出力可能な第３キャリアとで構成し、
前記入力部を第1キャリアに結合すると共に第3クラッチにより前記センターメンバに結合可能とし、
第2サンギヤおよび第3サンギヤを第1連結メンバにより相互に結合すると共に第2クラッチにより第1リングギヤに結合可能とし、
第2キャリアおよび第3リングギヤを第2連結メンバにより相互に結合すると共に前記出力部に結合し、
第1リングギヤおよび第2リングギヤ間を第1クラッチにより結合可能とし、
第3キャリアを第1ブレーキにより、また第４サンギヤを第2ブレーキにより固定可能とし、
第1クラッチおよび第2クラッチを前記シングルピニオン型遊星歯車組の近傍に配置したものである。
【００１２】
同じ目的のため本発明による自動変速機用歯車変速装置は、請求項3に記載のごとく、
請求項1におけると同様な自動変速機用歯車変速装置を前提とし、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い遊星歯車組は、前記入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とし、前記入力部から最も遠い遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組とし、これら減速用遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組間における遊星歯車組はダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、
前記減速用遊星歯車組を常時固定の第1サンギヤと、第１リングギヤと、第１サンギヤに噛み合うピニオンと、第１リングギヤに噛み合うピニオンと、これら第１サンギヤに噛み合うピニオンおよび第１リングギヤに噛み合うピニオンを相互に噛合した状態で回転自在に支持する第1キャリアとより成るダブルピニオン型遊星歯車組で構成し、
前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を２個の第２および第４サンギヤと、これらサンギヤに噛み合う共通な第２ピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個の第２リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記第２および第４サンギヤの間から回転を入出力可能な第３キャリアとにより構成し、
前記シングルピニオン型遊星歯車組を第３サンギヤと、このサンギヤに噛み合う第３ピニオンと、該ピニオンに噛み合う第３リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持する第３キャリアとで構成し、
前記入力部を第1キャリアに結合すると共に第3クラッチにより第3キャリアに結合可能とし、
第3キャリアを第1ブレーキにより固定可能とし、
第2サンギヤおよび第3サンギヤを第1連結メンバにより相互に結合すると共に第2ブレーキにより固定可能とし、
第2キャリアおよび第3リングギヤを第2連結メンバにより相互に結合すると共に、第2キャリアから第2および第４サンギヤ間を経て径方向内方へ延在する前記センターメンバを前記出力部に結合し、
第1リングギヤを第1クラッチにより第2リングギヤに、また第2クラッチにより第４サンギヤに結合可能とし、
第1クラッチおよび第2クラッチを前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組の近傍に配置したものである。
【００１３】
【発明の効果】
請求項1乃至3に記載した本発明の歯車変速装置によれば、これを上記した減速用遊星歯車組と、シングルピニオン型遊星歯車組と、ダブルサンギヤ型遊星歯車組とで構成し、これら遊星歯車組の構成メンバ間を前記のごとくに相関させたから、
最大トルクとなる第1速で減速用遊星歯車組からのトルク伝達の流れがシングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組の全メンバを介したものとなって強度的に有利であるほか、
減速用遊星歯車組からトルクを入力される回転メンバがシングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組のサンギヤになることがなく、リングギヤ入力やキャリア入力となって接線力が半減し、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性の点で有利である。
つまり、シンプソン型遊星歯車組を用いた場合の前記（１），（２）の利点を維持することができる。
【００１４】
更に請求項1乃至3に記載した本発明の歯車変速装置によれば、減速用遊星歯車組からのトルクを入力されて変速する変速用遊星歯車組を成す２個の遊星歯車組のうち、一方の遊星歯車組を２個のサンギヤが存在する前記型式のダブルサンギヤ型遊星歯車組としたため、ダブルサンギヤ型遊星歯車組のキャリアに対し回転を入出力するためのメンバを、上記２個のサンギヤ間を経てキャリアから径方向内方へ延在させることができる。
従って、オーバードライブ変速段を実現するために変速用遊星歯車組内のキャリアに入力回転を伝達する必要が生じた場合においても、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の両サンギヤ間における上記メンバを経て当該入力回転のキャリアへの伝達が可能であり、入出力部を平行軸配置にしなくても、つまり入出力部を同軸配置にしてオーバードライブ変速段を実現することができ、シンプソン型遊星歯車組を用いた場合に不可避だった径方向の大型化に関する前記（３），（４）の問題を解消することができる。
【００１５】
しかも請求項1乃至3に記載した本発明によれば、当該問題解決をラビニョオ型複合遊星歯車列に頼らず上記した特異なダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いて実現したから、
ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に生ずる強度上の問題、つまりこの場合、歯車列の（第１速での）最大トルクをラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組のみにより受け持つことで強度上の不利益を被るところながら、
上記したところからも明らかなようにこのような弊害を伴うことなく前記（３），（４）の問題を解消することができる。
【００１６】
また、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、減速用遊星歯車組で増大したトルクをラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤに入力するため、リングギヤ入力やキャリア入力に比較して接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利であるが、
ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた請求項1乃至3に記載の本発明の解決策によれば、上記したところから明らかなように当該不利益を伴うことなく前記（３），（４）の問題を解消することができる。
【００１７】
更に、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、変速段によってはラビニオ型複合遊星歯車列でトルク循環が発生し、トルク循環が発生する変速段で伝達効率の低下により燃費が悪化するが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた請求項1乃至3に記載の本発明の歯車変速装置によればトルク循環の発生がなくて燃費の悪化を回避することができる。
ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた請求項1乃至3に記載の本発明の歯車変速装置によれば更に加えて、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に比べギヤ比の選択自由度を高めることができる。
【００１８】
また請求項1乃至3に記載した本発明においては上記3個の遊星歯車組の配置に関し、ダブルサンギヤ型遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組は、減速用遊星歯車組からの減速回転を第1および第2クラッチを経て入力される一方の遊星歯車組を他方の遊星歯車組よりも減速用遊星歯車組に近い側に配置したから、
減速用遊星歯車組で減速した大トルクの回転を上記一方の遊星歯車組に伝達するクラッチを含んだ動力伝達経路を短縮することができ、当該動力伝達に係わる部品の小型化および取り回しが容易になって、本発明の歯車変速装置は前記の利点を具えるほかに自動変速機の小型化にも寄与する。
【００１９】
ところで請求項1に記載した本発明の歯車変速装置は特に、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い遊星歯車組は、前記入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とし、前記入力部から最も遠い遊星歯車組はダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、これら減速用遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組間における遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組とし、
前記減速用遊星歯車組を常時固定の第1サンギヤと、第１リングギヤと、これら第１サンギヤおよび第１リングギヤに噛み合うピニオンと、該ピニオンを回転自在に支持する第1キャリアとで構成し、
前記シングルピニオン型遊星歯車組を第２サンギヤと、このサンギヤに噛み合う第２ピニオンと、該ピニオンに噛み合う第２リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持する第２キャリアとで構成し、
前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を２個の第3および第4サンギヤと、これらサンギヤに噛み合う共通な第3ピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個の第3リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記第３および第４サンギヤの間から回転を入出力可能な第３キャリアとで構成し、
前記入力部を第1リングギヤに結合すると共に第3クラッチにより前記センターメンバに結合可能とし、
第2サンギヤおよび第3サンギヤを第1連結メンバにより相互に結合すると共に第2クラッチにより第1キャリアに結合可能とし、
第2キャリアおよび第3リングギヤを第2連結メンバにより相互に結合すると共に前記出力部に結合し、
第1キャリアおよび第2リングギヤ間を第1クラッチにより結合可能とし、
第3キャリアを第1ブレーキにより、また第４サンギヤを第2ブレーキにより固定可能とし、
第1クラッチおよび第2クラッチをシングルピニオン型遊星歯車組の近傍に配置したから以下の作用効果を奏し得る。
【００２０】
この場合、入力回転が減速用遊星歯車組の大径の第１リングギヤへ入力されることから、接線力が小さくなって減速用遊星歯車組の小型化が可能であり、ひいては自動変速機用歯車変速装置の小型化を実現することができる。
また、最大トルクとなる第1速で減速用遊星歯車組からのトルク伝達の流れがシングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組の全メンバを介したものとなって強度的に有利であるほか、第1速で減速用遊星歯車組から第1クラッチを経てトルクを入力される回転メンバがシングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組のサンギヤになることがなく、第２リングギヤへの入力となって接線力が半減し、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性の点で有利である。
【００２１】
更に、減速用遊星歯車組からのトルクを入力されて変速する変速用遊星歯車組を成す２個の遊星歯車組のうち、一方の遊星歯車組を第３サンギヤおよび第４サンギヤが存在するダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、第３キャリアのサイドメンバに結合されて第3および第４サンギヤ間より径方向内方に延在するセンターメンバを設けたため、
ダブルサンギヤ型遊星歯車組の第３キャリアとこれに対し回転を入出力するための第３クラッチとの間を、上記のように第３サンギヤおよび第４サンギヤ間を経て第３キャリアから径方向内方へ延在するよう設けたセンターメンバにより結合することができる。
従って、オーバードライブ変速段を実現するために第3クラッチを経て第3キャリアに入力回転を伝達する必要が生じた場合においても、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の第３および第４サンギヤ間における上記センターメンバを経て当該入力回転の第3キャリアへの伝達が可能であり、入出力部を平行軸配置にしなくても、つまり入出力部を同軸配置にしてオーバードライブ変速段を実現することができ、歯車変速装置が径方向に大型化するのを回避することができる。
【００２２】
しかも、当該径方向大型化の回避をラビニョオ型複合遊星歯車列に頼らずダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いて実現したから、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に生ずる強度上の問題、つまりこの場合、歯車列の（第１速での）最大トルクをラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組のみにより受け持つことで強度上の不利益を被るところながら、上記したところからも明らかなようにこのような弊害を伴うことない。
【００２３】
また、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、減速用遊星歯車組で増大したトルクをラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤに入力するため、リングギヤ入力やキャリア入力に比較して接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利であるが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた当該解決策によれば、上記したところから明らかなようにかかる不利益を伴うことなく入出力部の平行軸配置を回避して同軸配置を実現することができる。
【００２４】
更に、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、変速段によってはラビニオ型複合遊星歯車列でトルク循環が発生し、トルク循環が発生する変速段で伝達効率の低下により燃費が悪化するが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた当該歯車変速装置によればトルク循環の発生がなくて燃費の悪化を回避することができる。
ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた歯車変速装置によれば更に加えて、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に比べギヤ比の選択自由度を高めることができる。
【００２５】
また当該歯車変速装置においては、減速用遊星歯車組からの減速回転をシングルピニオン型遊星歯車組の第2リングギヤおよび第2サンギヤに伝達する第1クラッチおよび第2クラッチをシングルピニオン型遊星歯車組の近傍に配置したから、
これによっても、減速用遊星歯車組で減速した大トルクの回転をシングルピニオン型遊星歯車組の第2リングギヤおよび第2サンギヤに伝達する第１および第2クラッチを含んだ動力伝達経路を短縮することができ、当該動力伝達に係わる部品の小型化および取り回しが容易になって歯車変速装置の小型化に寄与する。
かかる第1クラッチおよび第2クラッチを配置によれば更に、これらクラッチの作動ピストンをダブルピストン化してその設置スペースの低下により歯車変速装置を一層小型化することができる。
【００２６】
ところで上記請求項1に記載した本発明歯車変速装置の変速制御は、請求項4に記載のごとく、
第1クラッチおよび第1ブレーキの締結により第1速、
第1クラッチおよび第２ブレーキの締結により第２速、
第1クラッチおよび第２クラッチの締結により第３速、
第1クラッチおよび第３クラッチの締結により第４速、
第２クラッチおよび第３クラッチの締結により第５速、
第３クラッチおよび第２ブレーキの締結により第６速、
第２クラッチおよび第1ブレーキの締結により後退の変速段
を得るようなものとするのが実際的である。
【００２７】
また請求項2に記載した本発明の歯車変速装置は特に、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い遊星歯車組は、前記入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とし、前記入力部から最も遠い遊星歯車組はダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、これら減速用遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組間における遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組とし、
前記減速用遊星歯車組を常時固定の第1サンギヤと、第１リングギヤと、第１サンギヤに噛み合うピニオンと、第1リングギヤに噛み合うピニオンと、これら第１サンギヤに噛み合うピニオンおよび第1リングギヤに噛み合うピニオンを相互に噛合下状態で回転自在に支持する第1キャリアとより成るダブルピニオン型遊星歯車組で構成し、
前記シングルピニオン型遊星歯車組を第２サンギヤと、このサンギヤに噛み合う第２ピニオンと、該ピニオンに噛み合う第２リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持する第２キャリアとで構成し、
前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を２個の第3および第４サンギヤと、これらサンギヤに噛み合う共通な第3ピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個の第3リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記第３および第４サンギヤの間から回転を入出力可能な第３キャリアとより構成し、
前記入力部を第1キャリアに結合すると共に第3クラッチにより前記センターメンバに結合可能とし、
第2サンギヤおよび第3サンギヤを第1連結メンバにより相互に結合すると共に第2クラッチにより第1リングギヤに結合可能とし、
第2キャリアおよび第3リングギヤを第2連結メンバにより相互に結合すると共に前記出力部に結合し、
第1リングギヤおよび第2リングギヤ間を第1クラッチにより結合可能とし、
第3キャリアを第1ブレーキにより、また第４サンギヤを第2ブレーキにより固定可能とし、
第1クラッチおよび第2クラッチをシングルピニオン型遊星歯車組の近傍に配置したから以下の作用効果を奏し得る。
【００２８】
この場合、入力回転が減速用遊星歯車組の大径の第１キャリアへ入力されることから、接線力が小さくなって減速用遊星歯車組の小型化が可能であり、ひいては自動変速機用歯車変速装置の小型化を実現することができる。
また、最大トルクとなる第1速で減速用遊星歯車組からのトルク伝達の流れがシングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組の全メンバを介したものとなって強度的に有利であるほか、第1速で減速用遊星歯車組から第1クラッチを経てトルクを入力される回転メンバがシングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組のサンギヤになることがなく、第２リングギヤへの入力となって接線力が半減し、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性の点で有利である。
【００２９】
更に、減速用遊星歯車組からのトルクを入力されて変速する変速用遊星歯車組を成す２個の遊星歯車組のうち、一方の遊星歯車組を第３サンギヤおよび第４サンギヤが存在するダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、第３キャリアに結合されて第3および第４サンギヤ間より径方向内方に延在するセンターメンバを設けたため、
ダブルサンギヤ型遊星歯車組の第３キャリアとこれに対し回転を入出力するための第３クラッチとの間を、上記のように第３サンギヤおよび第４サンギヤ間を経て第３キャリアから径方向内方へ延在するよう設けたセンターメンバにより結合することができる。
従って、オーバードライブ変速段を実現するために第3クラッチを経て第3キャリアに入力回転を伝達する必要が生じた場合においても、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の第３および第４サンギヤ間における上記センターメンバを経て当該入力回転の第3キャリアへの伝達が可能であり、入出力部を平行軸配置にしなくても、つまり入出力部を同軸配置にしてオーバードライブ変速段を実現することができ、歯車変速装置が径方向に大型化するのを回避することができる。
【００３０】
しかも、当該径方向大型化の回避をラビニョオ型複合遊星歯車列に頼らずダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いて実現したから、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に生ずる強度上の問題、つまりこの場合、歯車列の（第１速での）最大トルクをラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組のみにより受け持つことで強度上の不利益を被るところながら、上記したところからも明らかなようにこのような弊害を伴うことない。
【００３１】
また、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、減速用遊星歯車組で増大したトルクをラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤに入力するため、リングギヤ入力やキャリア入力に比較して接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利であるが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた当該解決策によれば、上記したところから明らかなようにかかる不利益を伴うことなく入出力部の平行軸配置を回避して同軸配置を実現することができる。
【００３２】
更に、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、変速段によってはラビニオ型複合遊星歯車列でトルク循環が発生し、トルク循環が発生する変速段で伝達効率の低下により燃費が悪化するが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた当該歯車変速装置によればトルク循環の発生がなくて燃費の悪化を回避することができる。
ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた歯車変速装置によれば更に加えて、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に比べギヤ比の選択自由度を高めることができる。
【００３３】
また当該歯車変速装置においては、減速用遊星歯車組からの減速回転をシングルピニオン型遊星歯車組の第2リングギヤおよび第2サンギヤに伝達する第1クラッチおよび第2クラッチをシングルピニオン型遊星歯車組の近傍に配置したから、
これによっても、減速用遊星歯車組で減速した大トルクの回転をシングルピニオン型遊星歯車組の第2リングギヤおよび第2サンギヤに伝達する第１および第2クラッチを含んだ動力伝達経路を短縮することができ、当該動力伝達に係わる部品の小型化および取り回しが容易になって歯車変速装置の小型化に寄与する。
かかる第1クラッチおよび第2クラッチを配置によれば更に、これらクラッチの作動ピストンをダブルピストン化してその設置スペースの低下により歯車変速装置を一層小型化することができる。
【００３４】
ところで上記請求項2に記載した本発明歯車変速装置の変速制御は、請求項4に記載のごとく、
第1クラッチおよび第1ブレーキの締結により第1速、
第1クラッチおよび第２ブレーキの締結により第２速、
第1クラッチおよび第２クラッチの締結により第３速、
第1クラッチおよび第３クラッチの締結により第４速、
第２クラッチおよび第３クラッチの締結により第５速、
第３クラッチおよび第２ブレーキの締結により第６速、
第２クラッチおよび第1ブレーキの締結により後退の変速段
を得るようなものとするのが実際的である。
【００３５】
また請求項3に記載した本発明の歯車変速装置は特に、
前記３個の遊星歯車組のうち、前記入力部に最も近い遊星歯車組は、前記入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とし、前記入力部から最も遠い遊星歯車組はシングルピニオン型遊星歯車組とし、これら減速用遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組間における遊星歯車組はダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、
前記減速用遊星歯車組を常時固定の第1サンギヤと、第１リングギヤと、第１サンギヤに噛み合うピニオンと、第１リングギヤに噛み合うピニオンと、これら第１サンギヤに噛み合うピニオンおよび第１リングギヤに噛み合うピニオンを相互に噛合状態で回転自在に支持する第1キャリアとより成るダブルピニオン型遊星歯車組で構成し、
前記ダブルサンギヤ型遊星歯車組を２個の第２および第４サンギヤと、これらサンギヤに噛み合う共通な第２ピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個の第２リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するサイドメンバに結合されたセンターメンバを経て前記第２および第４サンギヤの間から回転を入出力可能な第３キャリアとにより構成し、
前記シングルピニオン型遊星歯車組を第３サンギヤと、このサンギヤに噛み合う第３ピニオンと、該ピニオンに噛み合う第３リングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持する第３キャリアとで構成し、
前記入力部を第1キャリアに結合すると共に第3クラッチにより第3キャリアに結合可能とし、
第3キャリアを第1ブレーキにより固定可能とし、
第2サンギヤおよび第3サンギヤを第1連結メンバにより相互に結合すると共に第2ブレーキにより固定可能とし、
第2キャリアおよび第3リングギヤを第2連結メンバにより相互に結合すると共に、第2キャリアから第2および第４サンギヤ間を経て径方向内方へ延在する前記センターメンバを前記出力部に結合し、
第1リングギヤを第1クラッチにより第2リングギヤに、また第2クラッチにより第４サンギヤに結合可能とし、
第1クラッチおよび第2クラッチをダブルサンギヤ型遊星歯車組の近傍に配置したから、以下の作用効果を奏し得る。
【００３６】
この場合、入力回転が減速用遊星歯車組の大径の第１キャリアへ入力されることから、接線力が小さくなって減速用遊星歯車組の小型化が可能であり、ひいては自動変速機用歯車変速装置の小型化を実現することができる。
また、最大トルクとなる第1速で減速用遊星歯車組からのトルク伝達の流れがシングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組の全メンバを介したものとなって強度的に有利であるほか、第1速で減速用遊星歯車組から第1クラッチを経てトルクを入力される回転メンバがシングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組のサンギヤになることがなく、ダブルサンギヤ型遊星歯車組における第２リングギヤへの入力となって接線力が半減し、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性の点で有利である。
【００３７】
更に、減速用遊星歯車組からのトルクを入力されて変速する変速用遊星歯車組を成す２個の遊星歯車組のうち、一方の遊星歯車組を第２サンギヤおよび第４サンギヤが存在するダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、第２キャリアに結合されて第２および第４サンギヤ間より径方向内方に延在するセンターメンバを設けたため、
ダブルサンギヤ型遊星歯車組の第２キャリアとこれからの回転を出力するための出力部との間を、上記のように第２サンギヤおよび第４サンギヤ間を経て第２キャリアから径方向内方へ延在するよう設けたセンターメンバにより結合することができる。
従って、減速用遊星歯車組およびシングルピニオン型遊星歯車組間に位置するダブルサンギヤ型遊星歯車組の第２キャリアから出力部へ変速回転を軸線方向後方へ取り出す必要が生じた場合（フロントエンジン・リヤドライブ車に用いる場合）においても、ダブルサンギヤ型遊星歯車組の第２および第４サンギヤ間における上記センターメンバを経て第２キャリアから軸線方向後方に同軸に存在する出力部への出力が可能であり、入出力部を平行軸配置にしなくても、従って大径化を伴うことなくかかる動力の後方取り出しを実現することができる。
【００３８】
しかも、当該径方向大型化の回避をラビニョオ型複合遊星歯車列に頼らずダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いて実現したから、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に生ずる強度上の問題、つまりこの場合、歯車列の（第１速での）最大トルクをラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組のみにより受け持つことで強度上の不利益を被るところながら、上記したところからも明らかなようにこのような弊害を伴うことない。
【００３９】
また、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、減速用遊星歯車組で増大したトルクをラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤに入力するため、リングギヤ入力やキャリア入力に比較して接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利であるが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた当該解決策によれば、上記したところから明らかなようにかかる不利益を伴うことなく入出力部の平行軸配置を回避して同軸配置を実現することができる。
【００４０】
更に、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、変速段によってはラビニオ型複合遊星歯車列でトルク循環が発生し、トルク循環が発生する変速段で伝達効率の低下により燃費が悪化するが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた当該歯車変速装置によればトルク循環の発生がなくて燃費の悪化を回避することができる。
ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた歯車変速装置によれば更に加えて、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に比べギヤ比の選択自由度を高めることができる。
【００４１】
また当該歯車変速装置においては、減速用遊星歯車組からの減速回転をダブルサンギヤ型遊星歯車組の第2リングギヤおよび第４サンギヤに伝達する第1クラッチおよび第2クラッチをダブルサンギヤ型遊星歯車組の近傍に配置したから、
これによっても、減速用遊星歯車組で減速した大トルクの回転をダブルサンギヤ型遊星歯車組の第2リングギヤおよび第４サンギヤに伝達する第１および第2クラッチを含んだ動力伝達経路を短縮することができ、当該動力伝達に係わる部品の小型化および取り回しが容易になって歯車変速装置の小型化に寄与する。
かかる第1クラッチおよび第2クラッチを配置によれば更に、これらクラッチの作動ピストンをダブルピストン化してその設置スペースの低下により歯車変速装置を一層小型化することができる。
【００４２】
ところで上記請求項3に記載した本発明歯車変速装置の変速制御は、請求項4に記載のごとく、
第1クラッチおよび第1ブレーキの締結により第1速、
第1クラッチおよび第２ブレーキの締結により第２速、
第1クラッチおよび第２クラッチの締結により第３速、
第1クラッチおよび第３クラッチの締結により第４速、
第２クラッチおよび第３クラッチの締結により第５速、
第３クラッチおよび第２ブレーキの締結により第６速、
第２クラッチおよび第1ブレーキの締結により後退の変速段
を得るようなものとするのが実際的である。
【００４３】
なお、いずれにしても第1または第2クラッチを請求項5に記載のごとく、前記シングルピニオン型遊星歯車組およびダブルサンギヤ型遊星歯車組のうち、減速用遊星歯車組に近い側の遊星歯車組の外周に配置するのが、
第１および第2クラッチを含んだ動力伝達経路を短縮して当該動力伝達に係わる部品の小型化および取り回しを容易にし、歯車変速装置の小型化を実現するという前記の作用効果を一層確実なものにするという点において好ましい。
【００４４】
一方で第3クラッチは請求項6に記載のごとく、減速用遊星歯車組の外周に配置するのがよく、
この場合、３つのクラッチの作動ピストンをまとめて配置することができるから、クラッチ作動油路の取り回しが容易になると共に、クラッチ間の油路抵抗の差が少なくなってこれらクラッチに係わる変速のレスポンス差が少なくなり、クラッチの制御性が向上すると共に変速品質の均一を実現することができる。
【００４５】
なお第１ブレーキおよび第2ブレーキについては、請求項7に記載のごとく、これら第1ブレーキおよび第2ブレーキと、これらにより固定すべき遊星歯車組構成要素との間を、減速用遊星歯車組から最も遠い遊星歯車組の後ろ側より取り出した連結部材により結合するのが、
前記したクラッチ配置との関連においてブレーキ力伝達経路をシンプルで短いものにし、ブレーキ効率を高めると共に歯車変速装置を小型にする上において好ましい。
【００４６】
また前記第1ブレーキおよび第2ブレーキは、請求項8に記載のごとく、第1および第2クラッチの外周に配置するのがよい。
この場合、これらブレーキにより固定すべき回転メンバと、当該ブレーキとの間を連結する連結部材を、減速用遊星歯車組から最も遠い遊星歯車組の後ろ側に配置することができ、該連結部材の設置スペースの確保が容易であるほかに以下の作用効果が得られる。
つまり、ブレーキは変速ケースの内周に沿うよう設ける必要があって大径になるものの、第1ブレーキおよび第2ブレーキの上記配置によれば、第1および第2クラッチが前記したごとく変速機ケースの比較的前方に位置しているため、第1ブレーキおよび第2ブレーキも変速機ケースの比較的前方に位置することとなり、変速機ケースの後端部を小径にして歯車変速装置をエンジンルーム内に横置きする時の車載性を向上させることができる。
【００４７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
（第１の実施形態）
図１は、本発明の一実施の形態にな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。
【００４８】
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により変速用遊星歯車組（これを以下では、イシマル型遊星歯車列とも言う）を構成する。
【００４９】
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キャリア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キャリアPC2とを有したシングルピニオン型遊星歯車組とする。
【００５０】
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キャリア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、アウターメンバOMを実際には後で詳述する特異な配置とする。
なおセンターメンバCMは、第３キャリアPC3と一体であり、且つ、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、またサンギヤS3， S4の間から径方向内方へ延在するよう配置する。
【００５１】
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せざるエンジンに同じく図示しなかった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なす。
出力部Outputは出力歯車２で構成し、これを、第２キャリア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、図示せざる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なす。
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。
【００５２】
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キャリア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に結合可能にして第４サンギヤS4を適宜固定可能とする。
【００５３】
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。
【００５４】
以下に、上記歯車変速装置の変速作用を図２〜図６に基づいて説明する。
図２は、上記した歯車変速装置における変速要素の締結論理を示し、図３は、該歯車変速装置における回転メンバの変速段ごとの回転状態を示す共線図、図４〜図６は該歯車変速装置の各変速段でのトルク伝達経路を示す説明図である。
図３において、最も太い線は第１遊星歯車組Ｇ１の共線図、次に太い線は第２遊星歯車組G2および第３遊星歯車組G3よりなる変速用遊星歯車組（イシマル型遊星歯車列）の共線図である。
図４〜図６においては、クラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路を太線で示し、トルク伝達を行うギヤにハッチングを付して示した。
【００５５】
（第１速）
前進第１速は図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。
この第１速では、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キャリア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。
【００５６】
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キャリア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。
すなわち第１速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリアPC3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１から入力された回転を減速して出力歯車２から出力する。
【００５７】
この第１速でのトルク伝達経路は、図４（ａ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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、イシマル型遊星歯車列を構成する第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３とがトルク伝達に関与する。
【００５８】
（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１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、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。
【００５９】
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が、第２キャリア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。
すなわち第２速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第４サンギヤS4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１から入力された回転を減速（但し、第１速よりも高速）として出力歯車２から出力する。
【００６０】
この第２速でのトルク伝達経路は図４（ｂ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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。
【００６１】
（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Ｃ２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キャリア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。
【００６２】
すなわち第３速は図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第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１から入力された回転を減速（＝第１遊星歯車組Ｇ１の減速比）して出力歯車２から出力する。
この第３速でのトルク伝達経路は図４（ｃ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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。
【００６３】
（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、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キャリア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。
【００６４】
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キャリア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。
すなわち第４速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリアPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を僅かに減速して出力歯車２から出力する。
この第４速でのトルク伝達経路は図５（ａ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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）とにトルクが作用することになる。
【００６５】
（第５速）
第５速は図２に示すように、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キャリアPC3に入力される。
【００６６】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリア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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第５速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第３サンギヤS3への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第３キャリアPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を僅かに増速して出力歯車２から出力する。
この第５速でのトルク伝達経路は図５（ｂ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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。
【００６７】
（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キャリア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。
【００６８】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリア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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第６速は、図３の共線図に示すように、第３キャリアPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、第４サンギヤS4をケースに固定とする第２ブレーキＢ２の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を増速して出力歯車２から出力する。
この第６速でのトルク伝達経路は図５（ｃ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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。
【００６９】
（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キャリア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キャリア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。
すなわち後退変速段は図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第３サンギヤS3への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第３キャリアPC3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１から入力された回転を逆方向に減速して出力歯車２から出力する。
【００７０】
この後退変速段でのトルク伝達経路は図６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、ハッチングで示す第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。
【００７１】
［従来技術からの優位点］
本実施の形態になる歯車変速装置の基本的な考え方は、３つのクラッチと２つのブレーキにより前進６速を成立させると共に、減速用遊星歯車組およびシンプソン型遊星歯車列の組み合わせを基本としながらも、シンプソン型遊星歯車列の前記問題点（３），（４）を解消し、更に、減速用遊星歯車組およびラビニョオ型複合遊星歯車列の組み合わせになる歯車変速装置を用いた場合に不可避な新たな問題を生ずることなく当該問題解決を実現した歯車変速装置を提供しようとするものである。
【００７２】
以下、シンプソン型遊星歯車列やラビニョオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置と対比しながら、本実施の形態になる歯車変速装置の優位性を詳述する。
＊シンプソン型遊星歯車列の特徴
（イ）シンプソン型遊星歯車列では、最大トルクが作用する第１速でのトルク伝達の流れが図８（ａ）に示すように、全メンバを介して分担するので、強度的に有利である。
（ロ）シンプソン型遊星歯車列はリングギヤ入力であるため、サンギヤ入力に比較して、接線力が半分程度になり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で有利である。すなわち図９に示すように、遊星歯車組に同じトルクが入力した場合、リングギヤ入力ｆはサンギヤ入力Ｆに比較して接線力が1/2〜1/2.5に減少する。
（ハ）オーバードライブ（O/D）の変速段を得るには、シンプソン型遊星歯車列へのキャリア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、シングルピニオン型の遊星歯車組では、図１０（ａ）に示すように回転メンバが３メンバに限られるため、図１０（ｂ）に破線で示すようなキャリアへの入力経路が不成立となる。
よって、オーバードライブ（O/D）変速段の実現用にキャリアへの入力経路を成立させるためには、入力軸と出力軸とを異なる軸線上に配置するいわゆる平行軸配置が必要となり、その結果、自動変速機の径方向における大型化を招くという問題点を有する。
【００７３】
＊ラビニョオ型複合遊星歯車列の問題点
上記（ハ）の問題を解消するため、シンプソン型遊星歯車列に代えてラビニョオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置にすると、入力軸と出力軸との同軸配置が可能になるものの、下記に列挙する問題点を有する。
（ホ）歯車列の最大トルク（第１速でのトルク）を図８（ｂ）に示すように、ラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組で受け持つので、強度的に不利である。
（ヘ）減速用遊星歯車組としての一組のシングルピニオン型遊星歯車組で増大したトルクを図７に示すように、ラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤへ入力するため、上記（ロ）の理由により、リングギヤ入力に比較して接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利である。
（ト）第１速選択時におけるラビニョオ型複合遊星歯車列の強度（歯車強度や歯車寿命）の確保やキャリア剛性等の向上が要求されることで、ラビニョオ型複合遊星歯車列を大型化する必要があり、この結果自動変速機の大型化を招く。
（チ）第２速で図７に示すように、ラビニョオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する第２速では伝達効率の低下により燃費が悪化する。
ここでトルク循環とは、図７に示すように第３リングギヤR3から出力トルク(2,362)と循環トルク(1.77)とが分岐して発生し、このうち循環トルクは、第２速の選択中に第３リングギヤR3と第２ピニオンP2とを内部循環する。
【００７４】
＊本実施の形態になる遊星歯車列の特徴
本実施の形態において採用したシングルピニオン型遊星歯車組G2とダブルサンギヤ型遊星歯車組G3との組み合わせになるイシマル型遊星歯車列の特徴は以下の通りである。
(a)オーバードライブ（O/D）変速段を得るにはキャリア入力が必要であるが、イシマル型遊星歯車列ではキャリア入力を達成しながら、ラビニョオ型複合遊星歯車列と同様に入力部と出力部とを同軸に配置することができる。
すなわち図１０（ｃ）に示すように、イシマル型遊星歯車列を構成するダブルサンギヤ型遊星歯車組は、（サンギヤから２つのメンバ）＋（リングギヤから１つのメンバ）＋（キャリアから軸方向と径方向に２つのメンバ）＝５つのメンバというように、メンバ数が多くなり、特に、センターメンバにより２つのサンギヤの間から径方向に入力が取れることで、オーバードライブを含む高変速段（上記実施形態では第４速〜第６速）を実現するキャリア入力が可能となる。
(b)歯車列の最大トルク（第１速での伝達トルク）を図４（ａ）に示すように、イシマル型遊星歯車列を成す第２遊星歯車組Ｇ２およびと第３遊星歯車組Ｇ３の両方で受け持ち、第１速でのトルクが全メンバを介して分担され得るため強度的に有利である。
(c)減速用遊星歯車組としての一組の第１遊星歯車組Ｇ１で増大したトルクを、例えば、伝達トルクが大きい第１速と第２速において、図４（ａ）と図４（ｂ）に示すように、イシマル型遊星歯車列の第２リングギヤR2から入力するため、サンギヤ入力であるラビニョオ型複合遊星歯車列に比較して接線力が小さくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で有利（小型化可能）である。
(d)ラビニョオ型複合遊星歯車列に比べ、イシマル型遊星歯車列は、強度的に有利で、かつ、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で有利であると共に、ラビニョオ型複合遊星歯車列と同様に、入力部と出力部とを同軸配置にすることができるため、歯車変速装置がコンパクトとなり、自動変速機の小型化を達成することができる。
(e)イシマル型遊星歯車列の第２速では、図４（ｂ）に示すように、トルク循環の発生が無く、トルク循環が発生するラビニョオ型複合遊星歯車列の２速に比べて伝達効率が向上し、燃費が向上する。
すなわち図１１に、一般的に適用可能なギヤ比α（＝サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）の範囲(α＝0.35〜0.65)で、且つ、好ましいといわれている条件、つまり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ラビニョオ型複合遊星歯車列とイシマル型遊星歯車列の対比を示すが、第２速での伝達効率をみると、ラビニョオ型複合遊星歯車列の伝達効率が0.950または0.952であるのに対し、イシマル型遊星歯車列の伝達効率は、第１遊星歯車組Ｇ１がシングルピニオン型の場合は0.972、ダブルピニオン型の場合0.968である。
(f)ラビニョオ型複合遊星歯車列は、ギヤ比αの設定に際しリングギヤ歯数が一定であるという規制があるため、一般的に適用可能なギヤ比範囲(α＝0.35〜0.65)で、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た場合、適用できる変速比幅であるレシオカバレージ（＝１速ギヤ比／６速ギヤ比）は、図１１に示すように、最小4.81〜最大7.20である。
これに対し、二組の遊星歯車組Ｇ２，Ｇ３のギヤ比α2,α3を互いに独立に設定できるイシマル型遊星歯車列は、ラビニョオ型複合遊星歯車列に比べ、適用できるレシオカバレージが、図１１に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１がシングルピニオン型の場合は最小4.81〜最大7.80、ダブルピニオン型の場合は最小5.08〜最大9.02へと拡大し、例えば、図２の数値（なお、最上段の数値5.5〜7.0はレシオカバレージ）に示すように、ギヤ比の選択自由度を高めることができる。
【００７５】
以上説明ところから明らかなように本実施の形態になる歯車変速装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
（Ａ）動力源（エンジン）からの回転を入力される入力部Input（入力軸１）と、この入力部に同軸に配置された出力部Output（出力歯車２）と、これら入出力部間に多数の伝動経路を提供可能な３個の遊星歯車組G1,G2,G3と、これら３個の遊星歯車組が該伝動経路のうちの１つを選択して対応変速比で入力部からの回転を変速し、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３つのクラッチC1,C2,C3および２つのブレーキB1,B2とを具え、
これら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用歯車変速装置において、
上記３個の遊星歯車組G1,G2,G3のうち１個の遊星歯車組G1は、入力回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組とするため、常時固定の第1サンギヤS1と、このサンギヤに噛み合う第1ピニオンP1と、該ピニオンに噛み合う第1リングギヤR1と、該ピニオンを回転自在に支持する第1キャリアPC1とで構成し、
残りの２個の遊星歯車組のうち一方の遊星歯車組G2は、第２サンギヤと、このサンギヤに噛み合う第２ピニオンP2と、該ピニオンに噛み合う第２リングギヤR2と、該ピニオンを回転自在に支持する第２キャリアPC2とより成るシングルピニオン型遊星歯車組とし、
他方の遊星歯車組G3は、２個の第3および第４サンギヤS3,S4と、これらサンギヤに噛み合う共通な第3ピニオンP3と、該ピニオンに噛み合う１個の第3リングギヤR3と、該ピニオンを回転自在に支持する第3キャリアPC3とで構成すると共に、このキャリアに結合されて第3および第４サンギヤS3,S4間より径方向内方に延在するセンターメンバCMを有したダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、
これら3個の遊星歯車組を、入力部Input（入力軸１）の側から減速用遊星歯車組G1、シングルピニオン型遊星歯車組G2、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の順に配置し、
入力部Input（入力軸１）を第1リングギヤR1に結合すると共に第3クラッチC3により上記センターメンバCMに結合可能とし、
第2サンギヤS2および第3サンギヤS3を第1連結メンバM1により相互に結合すると共に第2クラッチC2により第1キャリアPC1に結合可能とし、
第2キャリアPC2および第3リングギヤR3を第2連結メンバM2により相互に結合すると共に前記出力部Output（出力歯車２）に結合し、
第1キャリアPC1および第2リングギヤR1間を第1クラッチC1により結合可能とし、
第3キャリアC3を第1ブレーキB1により、また第４サンギヤS4を第2ブレーキB2により固定可能としたため、下記に列挙する効果を有する。
（i）上記２個の遊星歯車組Ｇ２，Ｇ３により変速用遊星歯車組をイシマル型歯車列として構成したため、前記した理由により変速用遊星歯車組の歯車強度や歯車寿命等の強度的有利性が得られる。
(ii)第２速でのトルク循環を無くすことで燃費の向上が図られる。
(iii)入力軸１と出力歯車２とを同軸配置にして変速機の径方向寸法を減ずることができる。
(iv) 変速用遊星歯車組をイシマル型歯車列として構成したため、前記した理由により強度要求を低下させて変速用遊星歯車組の小型化が可能となり、上記した入力軸１および出力歯車２の同軸配置と相まって自動変速機のコンパクト化が可能となる。
(v)ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に比べて、前記した理由によりギヤ比の選択自由度を高めることができる。
(vi)１個の遊星歯車組Ｇ１を、サンギヤS1の固定により入力回転を常時減速する減速用遊星歯車組とし、大径のリングギヤR1を入力要素としたため、減速用遊星歯車組の小型化を達成でき、これによっても自動変速機のコンパクト化が可能である。
【００７６】
（B）個々の作用効果について更に付言するに、本実施の形態になる歯車変速装置は、減速用遊星歯車組G1と、シングルピニオン型遊星歯車組G2と、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3との組み合わせに成るから、最大トルクとなる第1速で減速用遊星歯車組G1からのトルク伝達の流れがシングルピニオン型遊星歯車組G2およびダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の全メンバを介したものとなって強度的に有利であるほか、減速用遊星歯車組G1からトルクを入力される回転メンバがシングルピニオン型遊星歯車組G2およびダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤになることがなく、リングギヤ入力となって接線力が半減し、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性の点で有利である。
つまり、シンプソン型遊星歯車組を用いた場合の前記（１），（２）の利点を維持することができる。
【００７７】
（C）更に本実施の形態になる歯車変速装置によれば、減速用遊星歯車組G1からのトルクを入力されて変速する変速用遊星歯車組を成す２個の遊星歯車組G2,G3のうち、一方の遊星歯車組G3を２個のサンギヤS3,S4が存在するダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、第３キャリアPC3に結合されて第3および第４サンギヤS3,S4間より径方向内方に延在するセンターメンバCMを設けたため、
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の第３キャリアPC3とこれに対し回転を入出力するための第３クラッチC3との間を、上記のように第３サンギヤS3および第４サンギヤS4間を経て第３キャリアPC3から径方向内方へ延在するよう設けたセンターメンバCMにより結合することができる。
従って、オーバードライブ変速段を実現するために第3クラッチC3を経て第3キャリアPC3に入力回転を伝達する必要が生じた場合においても、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の第３および第４サンギヤS3,S4間における上記センターメンバCMを経て当該入力回転の第3キャリアPC3への伝達が可能であり、入出力部１，２を平行軸配置にしなくても、つまり入出力部を同軸配置にしてオーバードライブ（O/D）変速段を実現することができ、シンプソン型遊星歯車組を用いた場合に不可避だった径方向の大型化に関する前記（３），（４）の問題を解消することができる。
【００７８】
（D）しかも上記の問題解決をラビニョオ型複合遊星歯車列に頼らずダブルサンギヤ型遊星歯車組G3を用いて実現したから、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に生ずる強度上の問題、つまりこの場合、歯車列の（第１速での）最大トルクをラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組のみにより受け持つことで強度上の不利益を被るところながら、このような弊害を伴うことなく前記（３），（４）の問題を解消することができる。
【００７９】
（E）また、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、減速用遊星歯車組で増大したトルクをラビニョオ型複合遊星歯車列の小径のサンギヤに入力するため、リングギヤ入力やキャリア入力に比較して接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利であるが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた本実施の形態の解決策によれば、当該不利益を伴うことなく前記（３），（４）の問題を解消することができる。
【００８０】
（F）更に、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、第２速においてラビニオ型複合遊星歯車列でトルク循環が発生し、トルク循環が発生する第２速で伝達効率の低下により燃費が悪化するが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3を用いた本実施の形態になる歯車変速装置によればトルク循環の発生がなくて燃費の悪化を回避することができる。
（G） また本実施の形態によれば、減速用遊星歯車組である第１遊星歯車組G1をシングルピニオン型遊星歯車組としたため、ギヤノイズや部分点数を低減できると共に伝達効率が向上し、燃費の向上につながる。
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3を用いた本実施の形態になる歯車変速装置によれば更に加えて、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に較べて前記したとおりギヤ比の選択自由度を高めることができる。
【００８１】
図１２は、上記した歯車変速装置の実態構成図で、以下、これを基に上記した歯車変速装置の実態構成を詳述するに、図１２では歯車変速装置を、図１，４〜６のスケルトン図と入出力部が左右逆位置となった状態で示す。
変速機ケース３内に、入力軸１および中間軸４を同軸相対回転可能な突合せ状態にして横架し、これら入力軸１および中間軸４を変速機ケース３に対し個々に回転自在に支持する。
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（図示せず）を介して動力源であるエンジン（図示せず）を駆動結合する。
【００８２】
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。
【００８３】
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を包囲するよう設けて第3クラッチC3を配置する。
第１遊星歯車組G1は、サンギヤS1をポンプカバー６に固設して常時回転不能とし、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１０に結合する。
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、これらで第３クラッチC3を構成する。
なお第３クラッチC3のクラッチピストン１３は、第１遊星歯車組G1と対面するクラッチドラム１１の端壁に嵌合し、ポンプカバー６および入力軸１並びに中間軸４に穿った油路１４からの作動油圧を受けてストロークすることで第３クラッチC3を締結し得るものとする。
中空軸９の前端から径方向外方へ延在し、その後第3クラッチC3を包囲するようなドラム状となした連結部材９ａを設け、該連結部材９ａの前端をキャリアPC1に結合する。
【００８４】
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とを以下のように配置する。
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。
【００８５】
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、これらで第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、これがためクラッチピストン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。
【００８６】
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なす。
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を包囲するよう配置した筒状連結メンバ２２の一端を結着し、該筒状連結メンバ２２の他端を出力歯車２に結着する。
【００８７】
そして第3遊星歯車組G3のキャリアPC3に、ピニオンP3の支持を司るサイドメンバSMに結合され、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。
【００８８】
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に結合し、これらで第１回転メンバを構成する。
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。
【００８９】
なお、図1、図４〜６のスケルトン図では省略したが、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ようになす。
変速機ケース３内には別に、入力軸１および中間軸４と平行なカウンターシャフト２９を回転自在に支持して設け、これにカウンターギヤ３０およびファイナルドライブピニオン３１を一体成形し、カウンターギヤ３０を出力歯車２に噛合させ、ファイナルドライブピニオン３１に図示せざる車両駆動輪間のディファレンシャルギヤ装置を噛合させる。
【００９０】
なお、前記した第１回転メンバの他には、第2および第3サンギヤS2,S3と、第１連結メンバM1と、クラッチハブ１７とで構成される第2回転メンバ、第2連結メンバM2により相互に結合された第2キャリアPC2および第3リングギヤR3と、筒状連結部材２２とで構成される第3回転メンバ、第3キャリアPC3と、センターメンバCMと、中間軸４と、クラッチドラム１１と、アウターメンバOMと、ブレーキハブ２３とで構成される第４回転メンバ、第2リングギヤR2により構成される第５回転メンバが存在する。
【００９１】
以上の実態構成になる図12のごとき歯車変速装置においては先ず、３個の遊星歯車組G1,G2,G3と、上記第１〜第５回転メンバとの組み合わせになるから、前記した（A）〜（G）と同様な作用効果が得られる他に、
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2に関し、第２および第５回転メンバの双方に係わる方の遊星歯車組、つまり減速用遊星歯車組G1からの減速回転を第1および第2クラッチC1,C2を経て入力される方のシングルピニオン型遊星歯車組G2を他方のダブルサンギヤ型遊星歯車組G3よりも減速用遊星歯車組G1に近い側に配置したから、
減速用遊星歯車組G1で減速した大トルクの回転をシングルピニオン型遊星歯車組G2に伝達するクラッチC1,C2を含んだ動力伝達経路を短縮することができ、当該動力伝達に係わる部品の小型化および取り回しが容易になって、自動変速機の小型化に寄与することができる。
なおこの作用効果は、第1および第2クラッチC1,C2をシングルピニオン型遊星歯車組G2の近傍、とりわけ図１２に示すごとくその外周に配置する場合、更に顕著になると共に、これら両クラッチの作動ピストン１９，２０を同図に示すごとくダブルピストン化することができ、その設置スペースを節約して歯車変速装置の一層の小型化が可能になる。
【００９２】
また、３個の遊星歯車組G1,G2,G3を入力軸１の側から、減速用遊星歯車組G1、シングルピニオン型遊星歯車組G2、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の順に並置したため、以下の作用効果も得られる。
つまり、入力軸１から最も遠い後端に位置することになったダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周におけるリングギヤR3の軸線方向位置のレイアウト自由度が高くて当該リングギヤを図12に示すごとく入力軸１寄りに位置させてピニオンP3に噛合させることができるため、
また、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、このキャリアを固定するための第1ブレーキB1（ブレーキハブ２３）との間を結合するためのメンバを、ピニオン（P3）軸線方向中程位置において、更に詳しくは、シングルピニオン型遊星歯車組G2の方向へ（前方へ）移動させてピニオンP3に噛合させたリングギヤR3の端面に沿うよう、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としたため、
これらリングギヤR3およびアウターメンバOMに邪魔されることなくダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図12に示すごとく径方向に絞ることができる。
これがため図12に示す歯車変速装置は、車両のエンジンルームに横置きにして搭載する時、入力軸１から遠い側における端部外周（端蓋７）を、エンジンルーム内に張り出した車体メンバと干渉しないよう小径にし得て、図1および図４〜図６につき前記した各種の利点を具えるほかに車載性にも優れたものとなる。
更に、リングギヤR3およびアウターメンバOMの上記配置により第3遊星歯車組G3の後端外周部近傍に生じた大きな空間は、第4サンギヤS4とこれを固定する第2ブレーキB2との間を繋ぐブレーキハブ２６の端壁２６ａを当該空間内へ入り込むよう折曲させることができ、その分、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図12に示すごとく径方向に絞ることが確実に可能になる。
【００９３】
また、３つのクラッチC1,C2,C3の図示した配置によれば、これらクラッチC1,C2が入力軸１に近づくような配置となり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞ることができる範囲を広くすることができ、図１２の歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性に関する作用効果を更に顕著なものにすることができる。
また第１および第２クラッチC1,C2の上記配置によれば、これらが減速用遊星歯車組G1に接近することとなって、これら第１および第２クラッチC1,C2と減速用遊星歯車組G1との間を連結するメンバ（中空軸９およびクラッチドラム１５）の長さを短縮することができ、当該連結メンバの短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することもできる。
更に、第１および第２クラッチC1,C2の横並び配置によれば、これらの作動ピストン１９，２０を前記したごとくダブルピストン化し得るだけでなく、ピストン１９，２０のリターンスプリングおよび遠心圧キャンセル室を共用化することにより、部品点数の減少および変速機の小型化、更にはコスト低減を実現することも可能である。
【００９４】
なお第１および第２クラッチC1,C2を上記配置にしたのに加えて、これらクラッチのクラッチピストン１９，２０を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3から遠いシングルピニオン型遊星歯車組G2の側に配置したことで、
第１および第２クラッチC1,C2のピストン１９，２０がダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周に存在しないこととなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って、歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性を向上させるという作用効果を顕著なものにすることができる。
【００９５】
更に、入力軸１の回転をダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3に直接入力するための第３クラッチC3を減速用遊星歯車組G1の外周に配置したことで、第３クラッチC3が第１および第２クラッチC1,C2よりも更に入力軸１に近い位置に配置されることとなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を確実なものにすることができるほか、３つのクラッチC1,C2,C3の作動油路２１，１４に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【００９６】
また上記第３クラッチC3のクラッチピストン１３をシングルピニオン型遊星歯車組G2に近い減速用遊星歯車組G1の側に配置したことで、
第３クラッチC3のクラッチピストン１３が、上記の配置とした第１および第２クラッチC1,C2のクラッチピストン１９，２０と背中合わせの近接配置となり、これら３つのクラッチの作動油路１４，２１に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるという上記の作用効果を更に確実なものにすることができる。
【００９７】
なお第１、第２クラッチC1,C2の作動油路２１を、減速用遊星歯車組G1およびシングルピニオン型遊星歯車組G2間において変速機ケース３に設けた出力歯車支持壁としての中間壁８に形成したため、
変速機ケース３の周方向の任意個所に設置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）と第１、第２クラッチC1,C2との間に延在させるべき作動油路２１を短くすることができると共にこれら作動油路をほぼ同じ長さにしてこれらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるほか、
伝達トルクが大きくて比較的高圧を導く必要のある第１、第２クラッチC1,C2の作動油路２１であっても、これを、出力歯車支持壁のため比較的厚肉の中間壁８に形成するから、補強用の別スリーブ等を要することなく、作動油路２１を中間壁８に直接形成することができて部品点数の増大やコスト高を招く虞がない。
【００９８】
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3およびサンギヤS4を固定するための第１および第２ブレーキB1,B2と、これらにより固定すべきキャリアPC3およびサンギヤS4との間を、減速用遊星歯車組G1からダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の側より取り出した連結部材ＯＭ，２６ａにより結合するのが、前記したクラッチC1,C2の配置との関連においてブレーキ力伝達経路をシンプルで短いものにし、ブレーキ効率を高めると共に歯車変速装置を小型にする上において好ましい。
【００９９】
また第1ブレーキB1および第2ブレーキB2は図示のごとく、第1および第2クラッチの外周に配置するのがよく、この場合、上記連結部材ＯＭ，２６ａを減速用遊星歯車組G1から最も遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後ろ側に配置することができ、該連結部材ＯＭ，２６ａの設置スペースの確保が容易であるほかに以下の作用効果が得られる。
つまり、ブレーキは変速ケース３の内周に沿うよう設ける必要があって大径になるものの、第1ブレーキおよび第2ブレーキB1,B2の上記配置によれば、第1および第2クラッチC1,C2が前記したごとく変速機ケース３の比較的前方に位置しているため、第1ブレーキB1および第2ブレーキB2も変速機ケース３の比較的前方に位置することとなり、変速機ケース３の後端部を小径にして歯車変速装置をエンジンルーム内に横置きする時の車載性を向上させることができるほか、これらブレーキB1,B2の作動油路長をほぼ同等なものにすることができてこれらブレーキに係わる変速の変速応答を均一にし得る。
【０１００】
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3を固定する第１ブレーキB1を、シングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4を固定する第２ブレーキＢ２よりも減速用遊星歯車組G1に近い側に配置したから、
第１ブレーキB1により固定すべきダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、第１ブレーキB1との間を連結する連結部材OM、および第２ブレーキB2により固定すべきシングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4と、第２ブレーキB2との間を連結する連結部材２６ａを、入力軸１から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の側に延在させるに際しこれら連結部材ＯＭ，２６ａの取り回しが、これらキャリアPC3およびサンギヤS4の位置との関連において容易であると共に、これら連結部材ＯＭ，２６ａの短縮化によりコスト上および剛性上、並びにスペース効率の点で大いに有利である。
【０１０１】
第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の作動油路２１を出力歯車支持用の中間壁８に形成し、第３クラッチＣ３の作動油路１４をポンプカバー６に形成したから、これら作動油路の全てが、コントロールバルブボディーからの作動油圧を通しやすい変速機ケース３の前部に集中して変速制御回路の無駄を省くことができる。
【０１０２】
（第2の実施形態）
図13は、本発明の他の実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置を示し、図1におけると同様の部分を同一符号にて示す。
本実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置（減速ダブルピニオンタイプという）も、図13の入力部Input（入力軸１）に近い左端部より順次、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を同軸に配置する。
第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３は、図1につき前述した同様なものでこれらにより前記したイシマル型遊星歯車列（変速用遊星歯車組）を構成する。
しかし、減速用遊星歯車組である第１遊星歯車組G1は、図1につき前述したシングルピニオン型のものに代えて、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、これらギヤS1，R1にそれぞれが噛合すると共に相互に噛み合う2個の第１ピニオンP1a，P1bを回転自在に支持した第１キャリアPC1とを有したダブルピニオン型遊星歯車組とする。
【０１０３】
これがため本実施の形態においては、入力軸１を第１キャリアPC1に結合してこれにエンジン回転を入力するようになし、第１サンギヤS1を変速機ケース３に結合して常時固定とし、第１リングギヤR1を第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。
それ以外は、図1につき前述した同様なものであるから、同一符号を付して図示するにとどめ、重複説明を避けた。
【０１０４】
上記の構成とした本実施の形態になる歯車変速装置も、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。
以下に、上記歯車変速装置の変速作用を図2および図１４〜図１７に基づいて説明する。
図１４は、該歯車変速装置における回転メンバの変速段ごとの回転状態を示す共線図、図１５〜図１７は該歯車変速装置の各変速段でのトルク伝達経路を示す説明図である。
図１４において、最も太い線は第１遊星歯車組Ｇ１の共線図、次に太い線は第２遊星歯車組G2および第３遊星歯車組G3よりなる変速用遊星歯車組（イシマル型遊星歯車列）の共線図である。
図１５〜図１７においては、クラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路を太線で示し、トルク伝達を行うギヤにハッチングを付して示した。
【０１０５】
（第１速）
前進第１速は図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。
この第１速では、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キャリア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。
【０１０６】
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キャリア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。
すなわち第１速は、図１４の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリアPC3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１から入力された回転を減速して出力歯車２から出力する。
【０１０７】
この第１速でのトルク伝達経路は、図１５（ａ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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、イシマル型遊星歯車列を構成する第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３とがトルク伝達に関与する。
【０１０８】
（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１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、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。
【０１０９】
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が、第２キャリア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。
すなわち第２速は、図１４の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第４サンギヤS4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１から入力された回転を減速（但し、第１速よりも高速）として出力歯車２から出力する。
【０１１０】
この第２速でのトルク伝達経路は図１５（ｂ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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。
【０１１１】
（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Ｃ２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キャリア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。
【０１１２】
すなわち第３速は図１４の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第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１から入力された回転を減速（＝第１遊星歯車組Ｇ１の減速比）して出力歯車２から出力する。
この第３速でのトルク伝達経路は図１５（ｃ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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。
【０１１３】
（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、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キャリア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。
【０１１４】
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キャリア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。
すなわち第４速は、図１４の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリアPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を僅かに減速して出力歯車２から出力する。
この第４速でのトルク伝達経路は図１６（ａ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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）とにトルクが作用することになる。
【０１１５】
（第５速）
第５速は図２に示すように、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キャリアPC3に入力される。
【０１１６】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリア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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第５速は、図１４の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第３サンギヤS3への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第３キャリアPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を僅かに増速して出力歯車２から出力する。
この第５速でのトルク伝達経路は図１６（ｂ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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。
【０１１７】
（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キャリア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。
【０１１８】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリア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を経由して出力歯車２へ出力される。
すなわち第６速は、図１４の共線図に示すように、第３キャリアPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、第４サンギヤS4をケースに固定とする第２ブレーキＢ２の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を増速して出力歯車２から出力する。
この第６速でのトルク伝達経路は図１６（ｃ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第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。
【０１１９】
（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キャリア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キャリア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。
すなわち後退変速段は図１４の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第３サンギヤS3への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第３キャリアPC3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１から入力された回転を逆方向に減速して出力歯車２から出力する。
この後退変速段でのトルク伝達経路は図１７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、ハッチングで示す第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。
【０１２０】
本実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置は、図1〜図6に示す実施の形態におけると同様に前記した作用効果を奏し得るほか、以下の作用効果をも得ることができる。
（Ｈ）減速用遊星歯車組である第１遊星歯車組Ｇ１を、ダブルピニオン型遊星歯車組としたため、レイアウトの自由度を高めることができる。
すなわち、出力部Outputを上記したごとくダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2間に配置した出力歯車２とする以外に、入力軸１とは反対側に同軸配置した出力軸とすることが可能であり、フロントエンジン・フロントドライブ車（ＦＦ車）の自動変速機に適しているレイアウト以外に、フロントエンジン・リヤドライブ車（ＦＲ車）の自動変速機に適しているレイアウトをも採用することができる。
（Ｉ）減速用遊星歯車組を常時固定の第1サンギヤS1と、このサンギヤに噛み合う第1ピニオンP1と、該ピニオンに噛み合う第1リングギヤR1と、該ピニオンを回転自在に支持する第1キャリアPC1とで構成し、
シングルピニオン型遊星歯車組G2を第２サンギヤS2と、このサンギヤに噛み合う第２ピニオンP2と、該ピニオンに噛み合う第２リングギヤR2と、該ピニオンを回転自在に支持する第２キャリアPC2とで構成し、
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3を２個の第3および第４サンギヤS3,S4と、これらサンギヤに噛み合う共通な第3ピニオンP3と、該ピニオンに噛み合う１個の第3リングギヤR3と、該ピニオンを回転自在に支持する第3キャリアPC3とで構成すると共に、このキャリアに結合されて第3および第４サンギヤS3,S4間より径方向内方に延在するセンターメンバCMを有した構成となし、
これら3個の遊星歯車組を、入力部Input（入力軸１）の側から減速用遊星歯車組G1、シングルピニオン型遊星歯車組G2、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の順に配置し、
入力部Input（入力軸１）を第1キャリアPC1に結合すると共に第3クラッチC3により上記センターメンバCMに結合可能とし、
第2サンギヤS2および第3サンギヤS3を第1連結メンバM1により相互に結合すると共に第2クラッチC2により第1リングギヤR1に結合可能とし、
第2キャリアC2および第3リングギヤR3を第2連結メンバM2により相互に結合すると共に出力部Output（出力歯車２）に結合し、
第1リングギヤR1および第2リングギヤR2間を第1クラッチC1により結合可能とし、
第3キャリアR3を第1ブレーキB1により、また第４サンギヤS4を第2ブレーキB2により固定可能としたため、
第１速および第２速において、第２遊星歯車組Ｇ２と第３遊星歯車組Ｇ３とから成る、イシマル型遊星歯車列に対しリングギヤ入力を達成でき、自動変速機を一層コンパクトにすることができる。
加えて、第２速においてトルク循環が無くなるため、第２速の伝達効率が向上して燃費の向上を図ることができる。
【０１２１】
図１８は、上記した実施の形態になる歯車変速装置の実態構成図で、以下、この実態構成を詳述するに、図１８では歯車変速装置を、図１３，図１５〜１７のスケルトン図と入出力部が左右逆位置となった状態で示す。
変速機ケース３内に、入力軸１および中間軸４を同軸相対回転可能な突合せ状態にして横架し、これら入力軸１および中間軸４を変速機ケース３に対し個々に回転自在に支持する。
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。
【０１２２】
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を介して中間軸４の前端を回転自在に支持する。
【０１２３】
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を包囲するよう設けて第3クラッチC3を配置する。
第１遊星歯車組G1は、サンギヤS1をポンプカバー６に固設して常時回転不能とし、キャリアPC1を入力軸１から径方向外方へ延在するフランジ１０に結合し、キャリアPC1の外周にクラッチハブ３２を設ける。
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およびクラッチハブ３２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の内周およびクラッチハブ３２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、これらで第３クラッチC3を構成する。
なお第３クラッチC3のクラッチピストン１３は、第１遊星歯車組G1と対面するクラッチドラム１１の端壁に嵌合し、ポンプカバー６および入力軸１並びに中間軸４に穿った油路１４からの作動油圧を受けてストロークすることで第３クラッチC3を締結し得るものとする。
中空軸９の前端から径方向外方へ延在し、その後第3クラッチC3を包囲するようなドラム状となした連結部材９ａを設け、該連結部材９ａの前端をリングギヤR1に結合する。
【０１２４】
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とを以下のように配置する。
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。
【０１２５】
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、これらで第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、これがためクラッチピストン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。
【０１２６】
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なす。
上記第2連結メンバM2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を包囲するよう配置した筒状連結メンバ２２の一端を結着し、該筒状連結メンバ２２の他端を出力歯車２に結着する。
【０１２７】
そして第3遊星歯車組G3のキャリアPC3に、前記した実施の形態におけると同様、ピニオンP3の支持を司るサイドメンバSMに結合され、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の前方における中間壁８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。
【０１２８】
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に結合し、これらで第１回転メンバを構成する。
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は第1クラッチC1および第2クラッチC2の外周に、また第2ブレーキＢ２は第3遊星歯車組G3の外周に配置され、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こととなる。
【０１２９】
なお、図1３、図１５〜１７のスケルトン図では省略したが、第1ブレーキＢ１を構成するブレーキハブ２３の軸線方向中ほどと変速機ケース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ようになす。
変速機ケース３内には別に、図１２におけるカウンターギヤ３０およびファイナルドライブピニオン３１を一体成形したカウンターシャフト２９と同様なカウンターシャフトを回転自在に支持して設け、これを経て歯車変速装置の出力回転を車両駆動輪間のディファレンシャルギヤ装置に向かわせること勿論である。
【０１３０】
なお、前記した第１回転メンバの他には、第2および第3サンギヤS2,S3と、第１連結メンバM1と、クラッチハブ１７とで構成される第2回転メンバ、第2連結メンバM2により相互に結合された第2キャリアPC2および第3リングギヤR3と、筒状連結部材２２とで構成される第3回転メンバ、第3キャリアPC3と、センターメンバCMと、中間軸４と、クラッチドラム１１と、アウターメンバOMと、ブレーキハブ２３とで構成される第４回転メンバ、第2リングギヤR2により構成される第５回転メンバが存在する。
【０１３１】
以上の実態構成になる図１８のごとき歯車変速装置においても前述した実施の形態におけると同様、３個の遊星歯車組G1,G2,G3と、上記第１〜第５回転メンバとの組み合わせになるから、前記した（A）〜（G）と同様な作用効果が得られる他に、
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3およびシングルピニオン型遊星歯車組G2に関し、第２および第５回転メンバの双方に係わる方の遊星歯車組、つまり減速用遊星歯車組G1からの減速回転を第1および第2クラッチC1,C2を経て入力される方のシングルピニオン型遊星歯車組G2を他方のダブルサンギヤ型遊星歯車組G3よりも減速用遊星歯車組G1に近い側に配置したから、
減速用遊星歯車組G1で減速した大トルクの回転をシングルピニオン型遊星歯車組G2に伝達するクラッチC1,C2を含んだ動力伝達経路を短縮することができ、当該動力伝達に係わる部品の小型化および取り回しが容易になって、自動変速機の小型化に寄与することができる。
なおこの作用効果は、第1および第2クラッチC1,C2をシングルピニオン型遊星歯車組G2の近傍、とりわけ図１８に示すごとくその外周に配置する場合、更に顕著になると共に、これら両クラッチの作動ピストン１９，２０を同図に示すごとくダブルピストン化することができ、その設置スペースを節約して歯車変速装置の一層の小型化が可能になる。
【０１３２】
また、３個の遊星歯車組G1,G2,G3を入力軸１の側から、減速用遊星歯車組G1、シングルピニオン型遊星歯車組G2、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の順に並置したため、以下の作用効果も得られる。
つまり、入力軸１から最も遠い後端に位置することになったダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周におけるリングギヤR3の軸線方向位置のレイアウト自由度が高くて当該リングギヤを図１８に示すごとく入力軸１寄りに位置させてピニオンP3に噛合させることができるため、
また、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、このキャリアを固定するための第1ブレーキB1（ブレーキハブ２３）との間を結合するためのメンバを、ピニオン（P3）軸線方向中程位置において、更に詳しくは、シングルピニオン型遊星歯車組G2の方向へ（前方へ）移動させてピニオンP3に噛合させたリングギヤR3の端面に沿うよう、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としたため、
これらリングギヤR3およびアウターメンバOMに邪魔されることなくダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図１８に示すごとく径方向に絞ることができる。
これがため図１８に示す歯車変速装置は、車両のエンジンルームに横置きにして搭載する時、入力軸１から遠い側における端部外周（端蓋７）を、エンジンルーム内に張り出した車体メンバと干渉しないよう小径にし得て、図1および図４〜図６につき前記したと同様な各種の利点のほかに車載性にも優れたものとなる。
更に、リングギヤR3およびアウターメンバOMの上記配置により第3遊星歯車組G3の後端外周部近傍に生じた大きな空間は、第4サンギヤS4とこれを固定する第2ブレーキB2との間を繋ぐブレーキハブ２６の端壁２６ａを当該空間内へ入り込むよう折曲させることができ、その分、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図１８に示すごとく径方向に絞ることが確実に可能になる。
この作用効果は、アウターメンバＯＭを図１８に示すごとくリングギヤＲ３の外周に被さるように折曲し、その後第２連結メンバＭ２に沿うよう折曲することで更に顕著となり、第２ブレーキＢ２をダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の外周に配置しても尚、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を図１８に示すごとく径方向に絞ることが可能となる。
【０１３３】
また、３つのクラッチC1,C2,C3の図示した配置によれば、これらクラッチC1,C2が入力軸１に近づくような配置となり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞ることができる範囲を広くすることができ、図１８の歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性に関する作用効果を更に顕著なものにすることができる。
また第１および第２クラッチC1,C2の上記配置によれば、これらが減速用遊星歯車組G1に接近することとなって、これら第１および第２クラッチC1,C2と減速用遊星歯車組G1との間を連結するメンバ（中空軸９およびクラッチドラム１５）の長さを短縮することができ、当該連結メンバの短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することもできる。
更に、第１および第２クラッチC1,C2の横並び配置によれば、これらの作動ピストン１９，２０を前記したごとくダブルピストン化し得るだけでなく、ピストン１９，２０のリターンスプリングおよび遠心圧キャンセル室を共用化することにより、部品点数の減少および変速機の小型化、更にはコスト低減を実現することも可能である。
【０１３４】
なお第１および第２クラッチC1,C2を上記配置にしたのに加えて、これらクラッチのクラッチピストン１９，２０を、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3から遠いシングルピニオン型遊星歯車組G2の側に配置したことで、
第１および第２クラッチC1,C2のピストン１９，２０がダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の外周に存在しないこととなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って、歯車変速装置をエンジンルームに横置きする時の車載性を向上させるという作用効果を顕著なものにすることができる。
【０１３５】
更に、入力軸１の回転をダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3に直接入力するための第３クラッチC3を減速用遊星歯車組G1の外周に配置したことで、第３クラッチC3が第１および第２クラッチC1,C2よりも更に入力軸１に近い位置に配置されることとなり、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の後端外周部近傍における変速機ケース（端蓋７）を径方向に絞って歯車変速装置の横置車載性を向上させるという前記の作用効果を確実なものにすることができるほか、３つのクラッチC1,C2,C3の作動油路２１，１４に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
【０１３６】
また上記第３クラッチC3のクラッチピストン１３をシングルピニオン型遊星歯車組G2に近い減速用遊星歯車組G1の側に配置したことで、
第３クラッチC3のクラッチピストン１３が、上記の配置とした第１および第２クラッチC1,C2のクラッチピストン１９，２０と背中合わせの近接配置となり、これら３つのクラッチの作動油路１４，２１に関する取り回しが容易になると共に油路長の差が小さくなってこれらクラッチの制御性が向上し、且つ、これらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるという上記の作用効果を更に確実なものにすることができる。
【０１３７】
なお第１、第２クラッチC1,C2の作動油路２１を、減速用遊星歯車組G1およびシングルピニオン型遊星歯車組G2間において変速機ケース３に設けた出力歯車支持壁としての中間壁８に形成したため、
変速機ケース３の周方向の任意個所に設置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）と第１、第２クラッチC1,C2との間に延在させるべき作動油路２１を短くすることができると共にこれら作動油路をほぼ同じ長さにしてこれらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるほか、
伝達トルクが大きくて比較的高圧を導く必要のある第１、第２クラッチC1,C2の作動油路２１であっても、これを、出力歯車支持壁のため比較的厚肉の中間壁８に形成するから、補強用の別スリーブ等を要することなく、作動油路２１を中間壁８に直接形成することができて部品点数の増大やコスト高を招く虞がない。
【０１３８】
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3およびサンギヤS4を固定するための第１および第２ブレーキB1,B2と、これらにより固定すべきキャリアPC3およびサンギヤS4との間を、減速用遊星歯車組G1からダブルサンギヤ型遊星歯車組G3の側より取り出した連結部材ＯＭ，２６ａにより結合するのが、前記したクラッチC1,C2の配置との関連においてブレーキ力伝達経路をシンプルで短いものにし、ブレーキ効率を高めると共に歯車変速装置を小型にする上において好ましい。
【０１３９】
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3を固定する第１ブレーキB1を、シングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4を固定する第２ブレーキＢ２よりも減速用遊星歯車組G1に近い側に配置したため、
第１ブレーキB1により固定すべきダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のキャリアPC3と、第１ブレーキB1との間を連結する連結部材OM、および第２ブレーキB2により固定すべきシングルピニオン型遊星歯車組G2から遠い側におけるダブルサンギヤ型遊星歯車組G3のサンギヤS4と、第２ブレーキB2との間を連結する連結部材２６ａを、入力軸１から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３の側に延在させるに際しこれら連結部材ＯＭ，２６ａの取り回しが、これらキャリアPC3およびサンギヤS4の位置との関連において容易であると共に、これら連結部材ＯＭ，２６ａの短縮化によりコスト上および剛性上、並びにスペース効率の点で大いに有利である。
【０１４０】
第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の作動油路２１を出力歯車支持用の中間壁８に形成し、第３クラッチＣ３の作動油路１４をポンプカバー６に形成したから、これら作動油路の全てが、コントロールバルブボディーからの作動油圧を通しやすい変速機ケース３の前部に集中して変速制御回路の無駄を省くことができる。
【０１４１】
（第3の実施形態）
図１９は、本発明の更に他の実施の形態を示し、図１におけると同様の部分を同一符号にて示す。
本実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置（減速ダブルピニオンタイプという）は、図１９の入力部Input（入力軸１）に近い左端部より順次、減速装置としての第１遊星歯車組G1、ダブルサンギヤ型の第２遊星歯車組Ｇ２、シングルピニオン型の第３遊星歯車組Ｇ３を同軸に配置する。
減速用遊星歯車組である第１遊星歯車組G1は、図1３につき前述したダブルピニオン型遊星歯車組G1と同様なもので、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、これらギヤS1，R1にそれぞれが噛合すると共に相互に噛み合う2個の第１ピニオンP1a，P1bを回転自在に支持した第１キャリアPC1とにより構成する。
【０１４２】
一方で第２遊星歯車組G2は、入力部Input（入力軸１）から遠い側における第２サンギヤS2および入力部Input（入力軸１）に近い側における第４サンギヤS4と、これらサンギヤS2,S4の各々に噛み合う共通な第２ピニオンP2と、この第２ピニオンP2を回転自在に支持した第２キャリアPC2と、第２ピニオンP2に噛み合う１個の第２リングギヤR2とを有したダブルサンギヤ型遊星歯車組とする。
また第３遊星歯車組G3は、第３サンギヤS3と、第３リングギヤR3と、これらギヤS3，R3に噛み合う第３ピニオンP3を回転自在に支持した第３キャリアPC3とを有したシングルピニオン型遊星歯車組とする。
なお第２キャリアPC2には、図１および図13における第3キャリアPC3と同様に、第2キャリアPC2に結合されてサンギヤS2， S4の間から径方向内方へ延在するセンターメンバCMを設ける。
ここでセンターメンバCMは、第２ピニオンP2の配列ピッチ円上にあって隣り合う第２ピニオンP2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。
【０１４３】
入力部Input（入力軸１）１を第１キャリアPC1に結合すると共に、動力源としての図示せざるエンジンに同じく図示しなかった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キャリアPC1に入力されるようになす。
出力部Outputは出力軸５１で構成し、これを入力軸１に同軸に配して、センターメンバCM（第2キャリアPC2）に結合し、出力軸５１からの変速機出力回転を、図示せざる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なす。
第１リングギヤR1は第１クラッチC1により第2リングギヤR2に結合可能にすると共に第２クラッチC2により第４サンギヤS4にも結合可能とする。
第２サンギヤS2は第１連結メンバM1により第3サンギヤS3に結合し、これらサンギヤの結合体を第2ブレーキB2により固定可能とし、第２キャリアPC2および第3リングギヤR3間を第２連結メンバM2により相互に結合する。
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キャリアPC1は第３クラッチC3により第３キャリアPC3に結合可能とし、第3キャリアPC3を第１ブレーキB1により固定可能とする。
以上により、ダブルサンギヤ型遊星歯車組とした第2遊星歯車組G2およびシングルピニオン型遊星歯車組とした第３遊星歯車組G3とで前記したイシマル型遊星歯車列（変速用遊星歯車組）を構成する。
【０１４４】
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。
なお、各変速段ごとの変速状態を示す共線図も図14に示すと同じものであるため、その図示を省略した。
【０１４５】
以下に上記歯車変速装置の変速作用を、変速段ごとのトルク伝達経路が太線およびハッチングで強調された図２０〜図２２に基づいて説明する。
（第１速）
第１速は、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、この第１速でのトルク伝達経路は図２０（ａ）に示す通りである。
この図に太線で示す第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１、および各メンバと、ハッチングで示す第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（但し、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、イシマル型遊星歯車列を構成する第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３とがトルク伝達に関与する。
（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１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、つまり、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２との締結により得られる。
この第２速でのトルク伝達経路は、図２０（ｂ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第２遊星歯車組Ｇ２（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。
【０１４６】
（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Ｃ２を締結する掛け替え、つまり、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２との締結により得られる。
この第３速でのトルク伝達経路は、図２１（ａ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第２遊星歯車組Ｇ２（但し、第２サンギヤS2を除く）とにトルクが作用することになり、第３遊星歯車組Ｇ３はトルク伝達に何ら関与しない。
（第４速）
第４速は、図２に示すように、第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、つまり、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３の締結により得られる。
この第４速でのトルク伝達経路は、図２１（ｂ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１、第２遊星歯車組Ｇ２（但し、第４サンギヤS4を除く）、および第３遊星歯車組Ｇ３とにトルクが作用することになる。
【０１４７】
（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を締結する掛け掛け、つまり、第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３の締結により得られる。
この第５速でのトルク伝達経路は、図２１（ｃ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第３遊星歯車組Ｇ３とにトルクが作用することになり、第２遊星歯車組Ｇ２はトルク伝達に何ら関与しない。
（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、つまり、第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２の締結により得られる。
この第６速でのトルク伝達経路は、図２２（ａ）に示す通りであり、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、ハッチングで示す第３遊星歯車組Ｇ３とにトルクが作用することになる。
（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の締結により得られる。
この後退変速段でのトルク伝達経路は、図２２（ｂ）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、ハッチングで示す第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とにトルクが作用することになる。
【０１４８】
以上の構成になる本実施の形態による歯車変速装置にあっては、前記した両実施の形態になる歯車変速装置と同様な作用効果を奏し得ると共に以下の作用効果を得ることができる。
つまり、入力回転が減速用遊星歯車組G1の大径の第１キャリアPC1へ入力されることから、接線力が小さくなって減速用遊星歯車組G1の小型化が可能であり、ひいては自動変速機用歯車変速装置の小型化を実現することができる。
また、最大トルクとなる第1速で減速用遊星歯車組G1からのトルク伝達の流れがダブルサンギヤ型遊星歯車組G2およびシングルピニオン型遊星歯車組G3の全メンバを介したものとなって強度的に有利であるほか、第1速で減速用遊星歯車組G1から第1クラッチC1を経てトルクを入力される回転メンバがダブルサンギヤ型遊星歯車組G2およびシングルピニオン型遊星歯車組G3のサンギヤになることがなく、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G2における第２リングギヤR1への入力となって接線力が半減し、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性の点で有利である。
【０１４９】
更に、減速用遊星歯車組G1からのトルクを入力されて変速する変速用遊星歯車組を成す２個の遊星歯車組のうち、一方の遊星歯車組G2を第２サンギヤS2および第４サンギヤS4が存在するダブルサンギヤ型遊星歯車組とし、第２キャリアPC2に結合されて第２および第４サンギヤS2,S4間より径方向内方に延在するセンターメンバCMを設けたため、
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G2の第２キャリアPC2とこれからの回転を出力するための出力部Output（出力軸５１）との間を、上記のように第２サンギヤS2および第４サンギヤS4間を経て第２キャリアPC2から径方向内方へ延在するよう設けたセンターメンバCMにより結合することができる。
従って、減速用遊星歯車組G1およびシングルピニオン型遊星歯車組G3間に位置するダブルサンギヤ型遊星歯車組G2の第２キャリアPC2から出力部Output（出力軸５１）へ変速回転を軸線方向後方へ取り出す必要が生じた場合（フロントエンジン・リヤドライブ車に用いる場合）においても、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G2の第２および第４サンギヤS2,S4間における上記センターメンバCNを経て第２キャリアPC2から軸線方向後方に同軸に存在する出力部Output（出力軸５１）への出力が可能であり、入出力軸１，５１を平行軸配置にしなくても、従って大径化を伴うことなくかかる動力の後方取り出しを実現することができる。
【０１５０】
しかも、当該径方向大型化の回避をラビニョオ型複合遊星歯車列に頼らずダブルサンギヤ型遊星歯車組G2を用いて実現したから、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に生ずる強度上の問題、つまりこの場合、歯車列の（第１速での）最大トルクをラビニョオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星歯車組のみにより受け持つことで強度上の不利益を被るところながら、上記したところからも明らかなようにこのような弊害を伴うことない。
【０１５１】
また、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、減速用遊星歯車組で増大したトルクをラビニョオ型複合遊星歯車列のサンギヤに入力するため、リングギヤ入力やキャリア入力に比較して接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリア剛性等の点で不利であるが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組G2を用いた当該解決策によれば、上記したところから明らかなようにかかる不利益を伴うことなく入出力部の平行軸配置を回避して同軸配置を実現することができる。
【０１５２】
更に、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いる場合、変速段によってはラビニオ型複合遊星歯車列でトルク循環が発生し、トルク循環が発生する変速段で伝達効率の低下により燃費が悪化するが、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた当該歯車変速装置によればトルク循環の発生がなくて燃費の悪化を回避することができる。
ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた歯車変速装置によれば更に加えて、ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた場合に比べギヤ比の選択自由度を高めることができる。
更に、第６速においてシングルピニオン型の第３遊星歯車組Ｇ３でトルクを伝達するため、ギヤ噛み合い効率が向上して振動や、騒音上有利となる。
【０１５３】
図２３は、本実施の形態になる歯車変速装置の実態構成図で、以下、この実態構成を詳述する。
変速機ケース３内に、入力軸１、中間軸５２、および出力軸５１を同軸相対回転可能な突合せ状態にして横架し、これら入力軸１、中間軸５２、および出力軸５１を変速機ケース３に対し個々に回転自在に支持する。
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（図示せず）を介して動力源であるエンジン（図示せず）を駆動結合する。
【０１５４】
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内の軸線を横切る方向に中間壁５３を設け、該中間壁５３の中心孔に中空軸５４を介して中間軸５２を回転自在に支持する。
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と、中間壁５３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を包囲するよう設けて第3クラッチC3を配置する。
第１遊星歯車組G1は、サンギヤS1をポンプカバー６の中空固定軸５５に固設して常時回転不能とし、キャリアPC1を入力軸１の内端にセレーション嵌合してこれに結合し、キャリアPC1には更にクラッチドラム５６を結合する。
【０１５５】
このクラッチドラム５６は、端壁５２ａがポンプカバー６の近くに位置する向きに配置して第１遊星歯車組G1を包囲するよう延在させ、該クラッチドラム５６の内周側に配置してクラッチハブ５７を設ける。
クラッチハブ５７は中空軸５４に結合し、該クラッチハブ５７の外周およびクラッチドラム５６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５８を設け、これらで第３クラッチC3を構成すると共にこの第3クラッチを第１遊星歯車組G1の外周に配置する。
なお第３クラッチC3のクラッチピストン５９は、第１遊星歯車組G1と対面するクラッチドラム５６の端壁５６ａに嵌合し、ポンプカバー６に設けた油路６０からの作動油圧を受けてストロークすることで第３クラッチC3を締結し得るものとする。
中間軸５２の前端から径方向外方へ延在する連結部材６１を設け、該連結部材６１の外周をリングギヤR1に結合する。
【０１５６】
中間壁５３および変速機ケース３の後端壁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とを以下のように配置する。
第２遊星歯車組G2および第3遊星歯車組G3を出力軸５１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出力軸５１上に回転自在に支持する。
第４サンギヤS4も出力軸５１上に回転自在に支持し、このサンギヤS4に結合してクラッチハブ６２を設け、このクラッチハブ６２および第2リングギヤR2を包囲するよう配してクラッチドラム６３を設ける。
【０１５７】
クラッチドラム６３は、入力軸１に近い端壁６３ａを中間軸５２に駆動結合し、該クラッチドラム６３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６４を設け、これらで第１クラッチC1を構成する。
またクラッチドラム６３の内周およびクラッチハブ６２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６５を設け、これらで第２クラッチC2を構成する。
かくして第１クラッチC1および第2クラッチC2はそれぞれ第2遊星歯車組G2の外周に並置され、第2クラッチC2を第１クラッチC1よりも入力軸１に近い前方に位置する。
なお第１クラッチC1および第2クラッチC2のクラッチピストン６６，６７は、第1クラッチピストン６６内に第2クラッチピストン６７を嵌合したダブルピストン構造とし、外側の第1クラッチピストン６６を、第２遊星歯車組G2と対面するクラッチドラム６３の端壁６３ａに嵌合させる。
これら第１クラッチC1および第2クラッチC2のクラッチピストン６６，６７は、中間壁５３、中空軸５４、中間軸５２に設けた個々の油路６８（図面では便宜上、1個の油路として示した）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。
【０１５８】
ドラム６３を包囲するよう配して筒状連結メンバ６９を設け、この筒状連結メンバ６９は、入力軸１に近い端壁６９ａを中空軸５４（従って、第3クラッチハブ５７）に駆動結合し、筒状連結メンバ６９の端壁６９ａには更に、入力軸１の軸線方向へ延在するブレーキハブ７０を設ける。
そして、ブレーキハブ７０の外周と変速機ケース３の内周にそれぞれ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７１を設け、これらで第1ブレーキB1を構成する。
第1ブレーキB1の作動ピストン７２は中間壁５３に摺動自在に嵌合し、このピストン７２は、中間壁５３に設けた油路７３からの作動油圧を受けてストロークすることで第１ブレーキB1を締結し得るものとする。
【０１５９】
入力軸１から遠い筒状連結メンバ６９の後端は第3キャリアPC3に結合し、第3リングギヤR3を第2連結メンバM2により第2キャリアPC2に結合する。
第2サンギヤS2および第４サンギヤS4間を経て第2キャリアPC2のサイドメンバSMから径方向内方へ延在するセンターメンバCMを出力軸５1に結合し、これにより第2キャリアPC2を出力軸５1に結合する。
第1連結メンバM1を介した第2サンギヤS2および第3サンギヤS3の結合体を出力軸５1上に回転自在に支持して入力軸１から遠ざかる後方へ延在させ、これにブレーキハブ７４を結合してこれらで第1回転メンバを構成する。
このブレーキハブ７４の外周と変速機ケース3の内周にそれぞれスプライン嵌合したプレートの交互配置になるブレーキパック７５を設け、これらで第2ブレーキB2を構成する。
【０１６０】
なお、上記した第１回転メンバの他には、第４サンギヤS4と、クラッチハブ６２とで構成される第2回転メンバ、第2キャリアPC2と、第3リングギヤR3と、第2連結メンバM2とで構成される第3回転メンバ、第3キャリアPC3と、筒状連結メンバ６９と、クラッチハブ７０とで構成される第４回転メンバ、第2リングギヤR2により構成される第５回転メンバが存在する。
【０１６１】
以上の実態構成になる図２３のごとき歯車変速装置においても前述した実施の形態におけると同様、３個の遊星歯車組G1,G2,G3と、上記第１〜第５回転メンバとの組み合わせになるから、前記した（A）〜（G）と同様な作用効果が得られる他に、
ダブルサンギヤ型遊星歯車組G2およびシングルピニオン型遊星歯車組G3に関し、第２および第５回転メンバの双方に係わる方の遊星歯車組、つまり減速用遊星歯車組G1からの減速回転を第1および第2クラッチC1,C2を経て入力される方のダブルサンギヤ型遊星歯車組G2をシングルピニオン型遊星歯車組G3よりも減速用遊星歯車組G1に近い側に配置したから、
減速用遊星歯車組G1で減速した大トルクの回転をダブルサンギヤ型遊星歯車組G3に伝達するクラッチC1,C2を含んだ動力伝達経路を短縮することができ、当該動力伝達に係わる部品の小型化および取り回しが容易になって、自動変速機の小型化に寄与することができる。
なおこの作用効果は、第1および第2クラッチC1,C2をダブルサンギヤ型遊星歯車組G2の近傍、とりわけ図２３に示すごとくその外周に配置する場合、更に顕著になると共に、これら両クラッチの作動ピストン６６，６７を同図に示すごとくダブルピストン化することができ、その設置スペースを節約して歯車変速装置の一層の小型化が可能になる。
【０１６２】
また第１および第２クラッチC1,C2の上記配置によれば、これらが減速用遊星歯車組G1に接近することとなって、これら第１および第２クラッチC1,C2と減速用遊星歯車組G1との間を連結するメンバ（中間軸５２、中空軸５４およびクラッチハブ５７）の長さを短縮することができ、当該連結メンバの短縮化、小型化、軽量化、単純化を実現することもできる。
更に、第１および第２クラッチC1,C2の横並び配置によれば、これらの作動ピストン６６，６７を前記したごとくダブルピストン化し得るだけでなく、ピストン６６，６７のリターンスプリングおよび遠心圧キャンセル室を共用化することにより、部品点数の減少および変速機の小型化、更にはコスト低減を実現することも可能である。
【０１６３】
なお第１および第２クラッチC1,C2を上記配置にしたのに加えて、これらクラッチのクラッチピストン６６，６７を、シングルピニオン型遊星歯車組G3から遠いダブルサンギヤ型遊星歯車組G2の側に配置し、これら第１、第２クラッチC1,C2の作動油路６８を、減速用遊星歯車組G1およびダブルサンギヤ型遊星歯車組G2間における変速機ケース３の中間壁５３に形成したため、
変速機ケース３の周方向の任意個所に設置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）と第１、第２クラッチC1,C2との間に延在させるべき作動油路６８を短くすることができると共にこれら作動油路をほぼ同じ長さにしてこれらクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができるほか、
伝達トルクが大きくて比較的高圧を導く必要のある第１、第２クラッチC1,C2の作動油路６８であっても、これを比較的厚肉の中間壁６８に形成するから、補強用の別スリーブ等を要することなく、作動油路６８を中間壁５３に直接形成することができて部品点数の増大やコスト高を招く虞がない。
【０１６４】
更に、入力軸１の回転をシングルピニオン型遊星歯車組G3のキャリアPC3に直接入力するための第３クラッチC3を減速用遊星歯車組G1の外周に配置したため、変速機ケース３の周方向の任意個所に設置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）と第３クラッチC3との間に延在させるべき作動油路６０を短くすることができると共に、この作動油路を第１、第２クラッチC1,C2の作動油路６８とほぼ同じ長さにしてこれら3つのクラッチに係わる変速の変速応答を均一にすることができる。
また第３クラッチC3の作動油路６０を比較的厚肉のポンプカバー６に形成するから、補強用の別スリーブ等を要することなく、作動油路６０をポンプカバー６に直接形成することができて部品点数の増大やコスト高を招く虞がない。
【０１６５】
なお、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の作動油路６８を中間壁５３に形成し、第３クラッチＣ３の作動油路６０をポンプカバー６に形成したから、これら作動油路の全てが、コントロールバルブボディーからの作動油圧を通しやすい変速機ケース３の前部に集中させて変速制御回路の無駄を省くことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  本発明の一実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置を模式的に示すスケルトン図である。
【図２】  同歯車変速装置における変速用摩擦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】  同歯車変速装置の選択変速段ごとの変速状態を示す共線図である。
【図４】  同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、
（ａ）は、前進第１速時のトルク伝達経路を示す図1と同様なスケルトン図、
（ｂ）は、前進第２速時のトルク伝達経路を示す図1と同様なスケルトン図、
（ｃ）は、前進第３速時のトルク伝達経路を示す図1と同様なスケルトン図である。
【図５】  同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、
（ａ）は、前進第４速時のトルク伝達経路を示す図1と同様なスケルトン図、
（ｂ）は、前進第５速時のトルク伝達経路を示す図1と同様なスケルトン図、
（ｃ）は、前進第６速時のトルク伝達経路を示す図1と同様なスケルトン図である。
【図６】  同歯車変速装置の後退変速段選択時におけるトルク伝達経路を示す図1と同様なスケルトン図である。
【図７】  ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた自動変速機用歯車変速装置において２速で発生するトルク循環を説明するのに用いた説明図である。
【図８】  シンプソン型遊星歯車列およびラビニョオ型複合遊星歯車列の第１速時におけるトルク伝達経路を示し、
（ａ）は、シンプソン型遊星歯車列の第１速時におけるトルク伝達経路を示す模式図、
（ｂ）は、ラビニョオ型複合遊星歯車列の第１速時におけるトルク伝達経路を示す模式図である。
【図９】  遊星歯車組のキャリア入力時と、リングギヤ入力時とで、接線力の違いを示す説明図である。
【図１０】  シンプソン型遊星歯車列を用いて歯車変速装置を構成した場合にオーバードライブ変速段を得ようとした時に必要なキャリア入力が実現できないことと、これを実現する本発明の工夫とを説明するための図面で、
（ａ）は、上記のキャリア入力が不能な原因であるシンプソン型遊星歯車列の回転メンバ不足を示すための模式図、
（ｂ）は、上記のキャリア入力が不能な状態を示すシンプソン型遊星歯車列の模式図、
（ｃ）は、上記のキャリア入力を可能にした本発明の工夫を示すダブルサンギヤ型遊星歯車組を示す模式図である。
【図１１】  ラビニョオ型複合遊星歯車列を用いた歯車変速装置とイシマル型遊星歯車列を用いた歯車変速装置との性能比較を示す図である。
【図１２】  図１〜図６に示す歯車変速装置の実態構成を示す展開断面図である。
【図１３】  本発明の他の実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置を模式的に示すスケルトン図である。
【図１４】  同歯車変速装置の選択変速段ごとの変速状態を示す共線図である。
【図１５】  同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、
（ａ）は、前進第１速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図、
（ｂ）は、前進第２速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図、
（ｃ）は、前進第３速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図である。
【図１６】  同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、
（ａ）は、前進第４速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図、
（ｂ）は、前進第５速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図、
（ｃ）は、前進第６速時のトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図である。
【図１７】  同歯車変速装置の後退変速段選択時におけるトルク伝達経路を示す図1３と同様なスケルトン図である。
【図１８】  図１３〜図１７に示す歯車変速装置の実態構成を示す展開断面図である。
【図１９】  本発明の更に他の実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置を模式的に示すスケルトン図である。
【図２０】  同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、
（ａ）は、前進第１速時のトルク伝達経路を示す図1９と同様なスケルトン図、
（ｂ）は、前進第２速時のトルク伝達経路を示す図1９と同様なスケルトン図である。
【図２１】  同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、
（ａ）は、前進第３速時のトルク伝達経路を示す図1９と同様なスケルトン図
（ｂ）は、前進第４速時のトルク伝達経路を示す図1９と同様なスケルトン図、
（ｃ）は、前進第５速時のトルク伝達経路を示す図1９と同様なスケルトン図である。
【図２２】  同歯車変速装置の変速ごとのトルク伝達経路を示し、
（ａ）は、前進第６速時のトルク伝達経路を示す図1９と同様なスケルトン図、
（ｂ）は、後退変速段選択時におけるトルク伝達経路を示す図1９と同様なスケルトン図である。
【図２３】  図１９〜図２２に示す歯車変速装置の実態構成を示す展開断面図である。
【符号の説明】
G1  第１遊星歯車組（減速用遊星歯車組）
G2  第２遊星歯車組（シングルピニオン型遊星歯車組またはダブルサンギヤ型遊星歯車組）
G3  第３遊星歯車組（ダブルサンギヤ型遊星歯車組またはシングルピニオン型遊星歯車組）
M1  第１連結メンバ
M2  第２連結メンバ
C1  第１クラッチ
C2  第２クラッチ
C3  第３クラッチ
B1  第１ブレーキ
B2  第２ブレーキ
Input  入力部
１  入力軸
Output  出力部
２  出力歯車
S1  第１サンギヤ
R1  第１リングギヤ
P1  第１ピニオン
P1a  第1ピニオン
P1b  第1ピニオン
PC1  第１キャリアPC1
S2  第２サンギヤ
R2  第２リングギヤ
P2  第２ピニオン
PC2  第２キャリア
S3  第３サンギヤ
S4  第４サンギヤ
P3  第３ピニオン
PC3  第３キャリア
R3  第３リングギヤ
CM  センターメンバ
OM  アウターメンバ
SM  サイドメンバ
ENG  エンジン（動力源）
T/C  トルクコンバータ
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（出力歯車支持壁）
９  中空軸
9a  ドラム状連結部材
10  フランジ
11  クラッチドラム
12  クラッチパック
13  クラッチピストン
14  第3クラッチ作動油路
15  クラッチドラム
16  クラッチパック
17  クラッチハブ
18  クラッチパック
19  クラッチピストン
20  クラッチピストン
21  第1クラッチまたは第2クラッチ作動油路
22  筒状連結メンバ
23  ブレーキハブ
24  ブレーキパック
25  ブレーキピストン
26  ブレーキハブ
26a  ブレーキハブ後端壁
27  ブレーキパック
28  ブレーキピストン
29  カウンターシャフト
30  カウンターギヤ
31  ファイナルドライブピニオン
32  クラッチハブ
51  出力軸
52  中間軸
53  中間壁
54  中空軸
55  中空固定軸
56  クラッチドラム
57  クラッチハブ
58  クラッチパック
59  クラッチピストン
60  第3クラッチ作動油路
61  連結部材
62  クラッチハブ
63  クラッチドラム
64  クラッチパック
65  クラッチパック
66  第１クラッチ
67  第2クラッチクラッチピストン
68  クラッチ作動油路
69  筒状連結メンバ
70  ブレーキハブ
71  ブレーキパック
72  第1ブレーキ作動ピストン
73  第1ブレーキ作動油路
74  ブレーキハブ
75  ブレーキパック
【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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