(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンからの動力が伝達される入力部材と、
車輪へ動力を伝達する出力部材と、
前記入力部材からの回転を、異なる伝達経路を介して前記出力部材に出力するプラネタリギヤユニットと、
を備えてなる自動変速機構において、
前記プラネタリギヤユニットは、第１のリングギヤと、該第１のリングギヤに噛合する第１のピニオンと、該第１のピニオンに噛合する第２のピニオンと、該第２のピニオンに噛合する第１のサンギヤと、前記第２のピニオンと一体回転する第３のピニオンと、該第３のピニオンに噛合する第２のリングギヤ及び第２のサンギヤと、前記第１、第２及び第３のピニオンを支持すると共に前記出力部材に連結するキャリヤと、を有し、
前記第２のピニオンを前記第３のピニオンより小径に構成し、
前記入力部材の回転を前記第２のリングギヤに伝達すると共に前記第１のリングギヤ、前記第１のサンギヤ及び前記第２のサンギヤを適宜係止することにより減速状態にある複数の前進変速段を達成し、
前記入力部材の回転を前記第２のリングギヤに伝達すると共に前記プラネタリギヤユニットを前記入力部材と一体に回転して最高速の変速段を達成する、
ことを特徴とする自動変速機構。
【請求項２】
前記プラネタリギヤユニットは、前記第２及び第３のピニオンと一体回転する第４のピニオンと、該第４のピニオンと噛合する第３のサンギヤと、を更に有し、
前記第４のピニオンを前記第３のピニオンより小径に構成し、
前記入力部材の回転を前記第２のリングギヤに伝達すると共に前記第３のサンギヤに伝達して前記最高速の変速段を達成し、
前記入力部材の回転を前記第３のサンギヤに伝達すると共に前記第１のリングギヤを係止することにより後進段を達成してなる、
請求項１記載の自動変速機構。
【請求項３】
前記第１のサンギヤに連結する第１の中空軸を、前記第２のサンギヤに連結する第２の中空軸の外周に回転自在に被嵌し、
前記第１のサンギヤを係止するブレーキ用油圧サーボを、前記第２のサンギヤに係止するブレーキ用油圧サーボの外周側における変速機ケース壁面に配置してなる、
請求項１又は２記載の自動変速機構。
【請求項４】
前記自動変速機構は、前記直結回転からなる最高速変速段を４速段とする前進４速を達成し、
更に該自動変速機構に、減速段と直結段とからなるアンダードライブ機構を組合せて前進５速・後進１速を達成し、
かつ前記アンダードライブ機構は、前記自動変速機構の低速段において減速段から直結段に切換えられてなる、
請求項１ないし３のいずれか記載の自動変速機構を備えた自動変速機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車に搭載される自動変速機に用いる自動変速機構に係り、特に横置き式自動変速機に用いて好適であり、詳しくは、前進５速等の多段自動変速機に用いられる自動変速機構の構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば特公平７−３０８１８号公報に示すように、シンプルプラネタリギヤとダブルピニオンプラネタリギヤとを組合せたプラネタリギヤユニットを備え、該プラネタリギヤユニットのキャリヤを共通して出力部に連結すると共に、前進時リングギヤに入力する自動変速機構が本出願人により案出されている。
【０００３】
該変速機構は、前進時、サンギヤ等に比して大径からなるリングギヤから入力するため、噛合部での曲げ応力が小さくなり、近時の大馬力傾向に対応して入力許容トルクを大きく設定することができると共に、歯幅を比較的小さく設定でき、共通キャリヤと相俟って、軸方向にコンパクトな構成とすることができ、これにより、実際に３速主変速機構とアンダードライブ機構とを組合せたＦＦ用４速自動変速機として生産されている。
【０００４】
更に、前記特公平７−３０８１８号公報には、入力軸とダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤとの間に第３のクラッチ（Ｃ０）を設けて、前進４速の変速段を達成する実施例が記載されている。即ち、図７に示すように、キャリヤＣＲ及びサンギヤＳを共通としたダブルピニオンプラネタリギヤ１及びシンプルプラネタリギヤ２を有し、入力軸５が、第１のクラッチＣ１を介してシンプルプラネタリギヤ２のリングギヤＲ２に、第２のクラッチＣ２を介してサンギヤＳに、第３のクラッチＣ０を介してダブルピニオンプラネタリギヤ１のリングギヤＲ１にそれぞれ連結している。
【０００５】
そして、図８の作動表に示すように、Ｄレンジにおける１速状態では、第１の（フォワード）クラッチＣ１を接続する。すると、入力軸５の回転は、クラッチＣ１を介してシンプルプラネタリギヤ２のリングギヤＲ２に伝達され、かつこの状態では、ダブルプピニオンプラネタリギヤ１のリングギヤＲ１は第２のワンウェイクラッチＦ２により回転が阻止されているので、サンギヤＳを逆方向に空転させながら共通キャリヤＣＲが正方向に大幅減速回転され、該回転が出力部材（歯車）６から取出される。また、２速状態では、第１のクラッチＣ１の接続に加えて第２の（セカンド）ブレーキＢ２が作動する。すると、サンギヤＳがブレーキＢ２に基づく第１のワンウェイクラッチＦ１の作動により回転が停止され、従つて入力軸５からのリングＲ１の回転は、ダブルプラネタリギヤ１のリングギヤＲ１を正方向に空転させながらキャリヤＣＲを正方向に減速回転し、該回転が出力部材６に２速として取出される。
【０００６】
また３速状態は、第１のクラッチＣ１の接続に加えて第３のクラッチＣ０が接続する。すると、入力軸５の回転はクラッチＣ１を介してシングルプラネタリギヤ２のリングギヤＲ２に伝達されると同時にクラッチＣ０を介してダブルプラネタリギヤ１のリングギヤＲ１に伝達される。従って、プラネタリギヤユニット３の各要素は一体となって回転し、キャリヤＣＲから出力部材６に入力軸５と同速回転が伝達される。なおこの際、第２ブレーキＢ２はクラッチＣ０が係合するまで係止状態を維持して２速から一旦１速状態に戻ることを阻止し、またクラッチＣ０の係合が完了してプラネタリユニット３が一体に回転した状態では、第３のワンウェイクラッチＦ０が同期回転する。そして、４速状態では、第１のクラッチＣ１を解放するとと共に第１のブレーキＢ１を作動する。すると、入力軸５の回転はクラッチＣ０を介してダブルプラネタリギヤのリングギヤＲ１に伝達され、かつこの状態ではサンギヤＳが停止されているので、シンプル側リングギヤＲ２を増速空転しながらキャリヤＣＲは高速回転し、該高速回転がオーバドライブとして出力部材６に取出される。
【０００７】
更に、リバース（Ｒ）レンジでは、第２のクラッチＣ２及び第３の（ｌｓｔ・リバース）ブレーキＢ３が作動する。すると、入力軸５の回転はクラッチＣ２を介してサンギヤＳに伝達され、かつこの状態ではダブルプラネタリギヤ１のリングギヤＲ１が固定されているので、シングルプラネタリギヤ２のリングギヤＲ２を逆転させながらキャリヤＣＲも逆転し、該キャリヤの逆転が出力軸６に取出される。
【０００８】
従来、上記４速自動変速機構と、カウンタ軸に配置したアンダードライブ機構とを組合せて、５速段等の多段変速を可能とする自動変速機が提案されている。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
近時、燃費、動力性能の面から自動変速機は多段化が望まれており、多段化する際には、ワイドなギヤ比と、高速段側でのクロスレシオ（ステップ比が小さいこと）が好ましく、かつ自動車への搭載性能上、多段化に伴う大型化を抑える必要がある。
【００１０】
更に、自動変速機構は、使用頻度の高い最高速段が伝達効率の高い直結状態が好ましいが、上述した４速自動変速機構は、最高速段である４速段が増速回転（オーバードライブ）となっている。
【００１１】
上述したコンパクトな自動変速機構をベースにして、最高速段を直結とする多段変速機構を考える場合、低速段側をローギヤ比化する必要があるが、上記自動変速機構のプラネタリギヤユニットによる１速段は、ｒＲ１，ｒＲ２をダブルピニオンプラネタリギヤ１及びシンプルプラネタリギヤ２のリングギヤＲ１，Ｒ２の径（歯数）とすると、
（ｒＲ１／ｒＲ２）＋１
で定まるので、径ｒＲ１を大きくするか、径ｒＲ２を小さくする必要がある。
【００１２】
ダブルピニオンプラネタリギヤ１のリングギヤ径ｒＲ１を大きくすると、プラネタリギヤユニット３の外径が大きくなってコンパクト性で不利となり、またシンプルピニオンプラネタリギヤ２のリングギヤ径ｒＲ２を小さくすると、２速段のギヤ比（ｒＳ２／ｒＲ２）（ｒＳ２；シンプルプラネタリギヤのサンギヤの径）が大きくなり、高速段側でのクロスレシオが得られなくなる。
【００１３】
そこで、本発明は、最高速段での高い伝達効率及びコンパクト性を維持しながら、ワイドなギヤ比と高速段側でのクロスレシオを得ることができる自動変速機構を提供することを目的とするものである。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る本発明は、エンジンからの動力が伝達される入力部材（５）と、
車輪へ動力を伝達する出力部材（６）と、
前記入力部材からの回転を、異なる伝達経路を介して前記出力部材に出力するプラネタリギヤユニット（３）と、
を備えてなる自動変速機構（１１）において、
前記プラネタリギヤユニットは、第１のリングギヤ（Ｒ１）と、該第１のリングギヤに噛合する第１のピニオン（Ｐ１）と、該第１のピニオンに噛合する第２のピニオン（Ｐ２）と、該第２のピニオンに噛合する第１のサンギヤ（Ｓ１）と、前記第２のピニオンと一体回転する第３のピニオン（Ｐ３）と、該第３のピニオンに噛合する第２のリングギヤ（Ｒ２）及び第２のサンギヤ（Ｓ２）と、前記第１、第２及び第３のピニオンを支持すると共に前記出力部材（６）に連結するキャリヤ（ＣＲ）と、を有し、
前記第２のピニオン（Ｐ２）を前記第３のピニオン（Ｐ３）より小径に構成し、
前記入力部材（５）の回転を前記第２のリングギヤ（Ｒ２）に伝達すると共に前記第１のリングギヤ（Ｒ１）、前記第１のサンギヤ（Ｓ１）及び前記第２のサンギヤ（Ｓ２）を適宜係止することにより減速状態にある複数の前進変速段を達成し、
前記入力部材の回転を前記第２のリングギヤに伝達すると共に前記プラネタリギヤユニット（３）を前記入力部材と一体に回転して最高速の変速段を達成する、
ことを特徴とする自動変速機構にある。
【００１５】
請求項２に係る本発明は、前記プラネタリギヤユニット（３）は、前記第２及び第３のピニオン（Ｐ２，Ｐ３）と一体回転する第４のピニオン（Ｐ４）と、該第４のピニオンと噛合する第３のサンギヤ（Ｓ３）と、を更に有し、
前記第４のピニオン（Ｐ４）を前記第３のピニオン（Ｐ３）より小径に構成し、
前記入力部材（５）の回転を前記第２のリングギヤ（Ｒ２）に伝達すると共に前記第３のサンギヤ（Ｓ３）に伝達して前記最高速の変速段を達成し、
前記入力部材の回転を前記第３のサンギヤ（Ｓ３）に伝達すると共に前記第１のリングギヤ（Ｒ１）を係止することにより後進段を達成してなる、
請求項１記載の自動変速機構にある。
【００１６】
請求項３に係る本発明は、前記第１のサンギヤ（Ｓ１）に連結する第１の中空軸（３０）を、前記第２のサンギヤ（Ｓ２）に連結する第２の中空軸（３１）の外周に回転自在に被嵌し、
前記第１のサンギヤ（Ｓ１）を係止するブレーキ（Ｂ２）用油圧サーボ（３３）を、前記第２のサンギヤ（Ｓ２）に係止するブレーキ（Ｂ１）用油圧サーボ（３２）の外周側における変速機ケース（２０ａ）壁面に配置してなる、
請求項１又は２記載の自動変速機構にある。
【００１７】
請求項４に係る本発明は、前記自動変速機構（１１）は、前記直結回転からなる最高速変速段を４速段とする前進４速を達成し、
更に該自動変速機構に、減速段と直結段とからなるアンダードライブ機構（１３）を組合せて前進５速・後進１速を達成し、
かつ前記アンダードライブ機構は、前記自動変速機構の低速段（例えば２速段）において減速段から直結段に切換えられてなる、
請求項１ないし３のいずれか記載の自動変速機構を備えた自動変速機（Ａ）にある。
【００１８】
［作用］
以上構成に基づき、１速段にあっては、第１のリングギヤ（Ｒ１）を係止して、入力部材（５）から第２のリングギヤ（Ｒ２）に伝達された回転は、減速されてキャリヤ（ＣＲ）から取出されて出力部材（６）から出力する。２速段にあっては、第１のサンギヤ（Ｓ１）を係止して、第２のリングギヤ（Ｒ２）の回転は、減速されてキャリヤ（ＣＲ）から取出される。３速段にあっては、第２のサンギヤ（Ｓ２）を係止して、第２のリングギヤ（Ｒ２）の回転は、減速されてキャリヤ（ＣＲ）から取出される。この際、第１又第２のサンギヤ（Ｓ１，Ｓ２）を係止するので、それらと噛合する第２及び第３のピニオン（Ｐ２，Ｐ３）の径（歯数）差により異なる変速段を得ることができ、更に１速にあっては、第１及び第２のリングギヤ径の比（ｒＲ１／ｒＲ２）に第３及び第２のピニオン径の比（ｒＰ３／ｒＰ２）を乗じかつ第２のピニオン（Ｐ２）が第３のピニオン（Ｐ３）よりも小径なので、大きな減速比を得ることができ、かつ第２のサンギヤ及び第２のリングギヤの径の比（ｒＳ２／ｒＲ２）にて定まる３速段の減速比が大きくなることはない。
【００１９】
そして、最高速段である４速段にあっては、例えば第３のサンギヤ（Ｓ３）を入力部材（５）に連結することにより、第２のリングギヤ（Ｒ２）への入力部材（５）からの入力と相俟って、プラネタリギヤユニット（３）が入力部材（５）と一体回転し、該直結回転がキャリヤ（ＣＲ）を介して出力部材（５）に出力する。
【００２０】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、本発明の構成を何等限定するものではない。
【００２１】
【発明の効果】
請求項１に係る本発明によると、径の異なる第２及び第３のピニオンにそれぞれ噛合する第１及び第２のサンギヤを適宜係止するので、変速段の増加が可能となり、かつこれら第２及び第３のピニオンの径の比を第１及び第２のリングギヤの径の比に乗じて１速段を得るので、第２のリングギヤを小径又は第１のリングギヤを大径にしなくとも大きなギヤ比を得るこができ、更に３速段等のギヤ比が大きくなることはないと共に最高速段が直結回転からなり、これらが相俟って、高い伝達効率及びコンパクト性を維持しながら、ワイドなギヤ比及び高速段側でのクロスレシオを得ることができる。
【００２２】
請求項２に係る本発明によると、第３のサンギヤを入力部材に連結することにより確実な直結回転を得ることができ、かつ第１のリングギヤの係止と該第３のサンギヤからの入力により得られる後進段のギヤ比は、「（ｒＲ１／ｒＳ３）＊（ｒＰ４／ｒＰ２）−１」となるが、この際第４のピニオンの径（ｒＰ４）及び第２のピニオンの系（ｒＰ２）はどちらも第３のピニオンの径（ｒＰ３）より小径であるため、（ｒＰ４／ｒＰ２）はそれほど大きくならず、また小径の第４のピニオン（Ｐ４）に噛合する第３のサンギヤの径（ｒＳ３）は比較的大径となることにより（ｒＲ１／ｒＳ３）も小さくなり、従って第２のサンギヤ（Ｓ２）に入力すると共に第１のリングギヤを係止することより得られる後進段のギヤ比「（ｒＲ１／ｒＳ２）＊（ｒＰ３／ｒＰ２）−１」のように大きなギヤ比となることはなく、全体として最適な後進段のギヤ比を設定することが可能となる。
【００２３】
請求項３に係る本発明によると、自動変速機構を、例えば前進４速から３速のように変速段を減らす場合、それぞれ第１及び第２のサンギヤに連結する２個の中空軸を１本に共通化すれば足り、容易に変速段の変更が可能であると共に、従来の技術のように（第１の）ワンウェイクラッチ（Ｆ１）及びエンジンブレーキ用ブレーキ（Ｂ１）を追加する場合、上述共通化に伴い不要となる油圧サーボを上記エンジンブレーキ用油圧サーボとして転用でき、自動変速機構のケース等の大幅な変更を伴うことなく変速段の異なる自動変速機構を容易に提供することができる。
【００２４】
請求項４に係る本発明によると、アンダードライブ機構と組合せることにより、現行生産の自動変速機と同じケースを用いることが可能となり、略々現行生産機と同じ搭載スペースにて前進５速・後進１速を得ることができ、かつアンダードライブ機構の減速段から直結段への比較的大きなギヤ比ステップからなる変速段を自動変速機構の低速段にて行い、高速段がクロスレシオとなる最適なギヤ比ステップからなる前進５速の自動変速機を得ることができる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
図１及び図２は、本発明の実施例に係る自動変速機Ａを示す図で、図１はスケルトン図、図２は断面図である。該自動変速機Ａは、エンジン出力軸１０に整列するトルクコンバータ４及び主自動変速機構１１とカウンタ軸１２に配置されるアンダードライブ（Ｕ／Ｄ）機構１３と、左右車軸１５l ，１５ｒに整列するディファレンシャル装置１６を備えており、これらが、一体に結合されるハウジング１９、ミッションケース２０及びリヤカバー２１に収納されている。また、バルブボディ２２がケース２０に一体に固定して配置されている。
【００２６】
トルクコンバータ４は、エンジン出力軸１０に連結されているポンプインペラ２３、主変速機構１１の入力軸５に連結されているタービンランナ２４及びステータ２５、並びにロックアップクラッチ２６を備えており、エンジン出力軸１０の回転を、油流を介して又はロックアップクラッチ２６による機械的結合により入力軸５に伝達する。
【００２７】
主自動変速機構１１は、前記トルクコンバータに隣接するオイルポンプ２７から軸方向後端に向かって、ブレーキ部２９、出力部２８、プラネタリギヤユニット３そしてクラッチ部６０が順に配置されている。プラネタリギヤユニット部３はシンプルプラネタリギヤ２とダブルピニオンプラネタリギヤ１を有しており、ダブルピニオンプラネタリギヤ１は第１のサンギヤＳ１、第２のリングギヤＲ１、並びにサンギヤＳ１に噛合する第２のピニオンＰ２及びリングギヤＲ１に噛合する第１のピニオンＰ１を互に噛合するように支持するキャリヤＣＲからなり、またシンプルプラネタリギヤ２は第２のサンギヤＳ２、第２のリングギヤＲ２及びこれらギヤに噛合する第３のピニオンＰ３を支持するキャリヤＣＲからなり、更に第３のサンギヤＳ３及び該サンギヤに噛合するピニオンＰ４を有している。そして、前記各ピニオンＰ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４を支持するキャリヤＣＲは共通のものからなり、また第３のピニオンＰ３より第２のピニオンＰ２が小径からなり（ｒＰ３＞ｒＰ２）、かつ第３のピニオンより第４のピニオンが小径からなり（ｒＰ３＞ｒＰ４）、更に第２のピニオンは第４のピニオンより僅かに小径からなる（ｒＰ４＞ｒＰ２）。また、第２のサンギヤＳ２に連結している第２の中空軸３１が入力軸５の外周に回転自在に被嵌されており、第１のサンギヤＳ１に連結している第１の中空軸３０が上記第２の中空軸３１の外周に回転自在に被嵌されている。
【００２８】
また、ブレーキ部２９は、内径側から外径方向に向って第１のブレーキＢ１そして第２のブレーキＢ２が配設されており、更に各ブレーキに隣接する位置にはオイルポンプ２７に一体に連結されたポンプケース（変速機ケース）２０ａの壁面に形成された油圧サーボ３２，３３が径方向に並設されている。即ち、ケース２０ａの壁面の内径側に第１のブレーキＢ１用油圧サーボ３２が配置され、その外周側におけるケース壁面に第２のブレーキＢ２用油圧サーボ３３が配置されている。また、第１のブレーキＢ１は第２の中空軸３１先端のフランジ部とポンプケース２０ａから延びている鍔部との間に介在されおり、また第２のブレーキＢ２は第１の中空軸３０先端のフランジ部とポンプケース２０ａからの鍔部との間に介在されている。
【００２９】
一方、出力部２８はミッションケース２０に形成された隔壁２０ｂにベアリング３４にて支持されているカウンタドライブギヤ６を有しており、該ギヤ６はスプラインを介してキャリヤＣＲに連結している。更に、ベアリング３４のアウターレース部分は隔壁２０ｂに回転不能に固定されていると共に軸方向に延びており、該延長部分とダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ１と一体に連結されている連結部との間に第２のワンウェイクラッチＦ２が介在している。また、該リングギヤＲ１外周とミッションケース２０との間には第３のブレーキＢ３が介在しており、かつ隔壁の一側壁面部に油圧サーボ３５が配設され、該油圧サーボ３５のピストンはくし歯状に軸方向に延びて、第３のブレーキＢ３を制御すると共にそのくし歯部分に戻りスプリングが配設される。
【００３０】
そして、クラッチ部６０は第１の（フォワード）クラッチＣ１及び第２の（ダイレクト）クラッチＣ２を備えており、かつ主自動変速機構１１先端に位置して一体ケースを構成するトランスアクスルリヤカバー２１部分に収納されている。また、入力軸５の先端部にはカバー２１に形成されたボス部２１ａに被嵌してフランジ部５ａが一体に連結されており、該フランジ部には可動部材３６が嵌合されており、更に該可動部材にはピストン部材３７が嵌合している。また、可動部材３６は、その内径部分にてフランジ部との間で油室を構成すると共に、その外径部がフランジ部と相対回転のみを阻止するように連結されかつフォワードクラッチＣ１と僅少間隔をあけて対接しており、フォワードクラッチ用の油圧サーボを構成している。一方、ピストン部３７は、可動部材３６との間にて油室を構成すると共に反対面にてダイレクトクラッチＣ２と対接しており、ダイレクトクラッチ用の油圧サーボを構成している。更に、該ピストン部材３７と入力軸５に固着されたリングとの間にはスプリング３９が縮設されており、該スプリング３９は両油圧サーボのピストン部材３６，３７に共通する戻しスプリングを構成している。また、フォワードクラッチＣ１はフランジ部外側内周とシンプルプラネタリギヤの（第２の）リングギヤＲ２に連結されたフランジ部の外周との間に介在しており、またダイレクトクラッチＣ２は可動部材３６の内周と前記第３のサンギヤＳ３に連結されたフランジ部との間に介在している。
【００３１】
アンダードライブ（Ｕ／Ｄ）機構１３は、１個のシンプルプラネタリギヤ４０を有しており、該ギヤのピニオンＰ５を支持するキャリヤＣＲ４がカウンタ軸１２に一体に形成されている。該カウンタ軸１２はケース２０，１９にベアリングを介して両持ち支持されており、かつ該カウンタ軸１２にはカウンタドリブンギヤ４１がベアリング４２を介して回転自在に支持されていると共に、出力ギヤ４３が一体に連結されている。そして、前記シンプルプラネタリギヤ４０のリングギヤＲ４は前記カウンタドリブンギヤ４１に一体に連結されており、またサンギヤＳ４はカウンタ軸１２に回転自在に支持されていると共にカップ状のドラム部材４５に連結されている。
【００３２】
該ドラム部材４５にはその外周に（第４の）バンドブレーキＢ４が配置されており、またその内周と前記キャリヤＣＲ４から延びているクラッチハブ４６との間に第３のクラッチＣ３が配置されている。更に、該クラッチに隣接して、前記ドラム部材をシリンダとして嵌合しているピストンにより構成される油圧サーボ４７が配置されている。また、前記ドラム部材４５のカラー部分にはケースとの間に第３のワンウェイクラッチＦ３が介在・配置されている。
【００３３】
ディファレンシャル装置１６は、ケース２０，１９にベアリングを介して回転自在に支持されているデフケース（キャリヤ）５０を有しており、該ケース５０には前記出力ギヤ４３と噛合するギヤ５１が固定されている。更に、該デフケースにはシャフト５２が車軸に直交する方向に設けられており、該シャフトにベベルギヤ５３が回転自在に支持されている。また、前記デフケースには前記ベベルギヤに噛合するベベルギヤからなる左右サイドギヤ５５，５６が回転自在に支持されており、これらサイドギヤにそれぞれ左右前車軸１５l ，１５ｒが連結されている。
【００３４】
ついで、上記自動変速機Ａの作動について、図３の作動表及び図４の速度線図に沿って説明する。
【００３５】
なお、図２に示す自動変速機は、前述した現在生産中の４速自動変速機と主変速機構のギヤトレインを一部変更するが、ブレーキ部、出力部、プラネタリギヤユニット部及びクラッチ部の配置は同じであり、かつアクスルケース１９、ミッションケース２０及びリヤカバー２１は上記現行のものと同じものを適用することが可能であって、同じ寸法内に納めることが可能である。
【００３６】
１速（１ｓｔ）状態では、主自動変速機構１１にあってはフォワードクラッチＣ１が接続し、かつ第２ワンウェイクラッチＦ２が作動してダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ１が停止状態に保持される。この状態では、入力軸５の回転は、フォワードクラッチＣ１を介してシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ２に伝達され、かつダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ１は停止状態にあるので、各サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３を逆方向に空転させながらキャリヤＣＲが正方向に大幅減速回転され、該減速回転が、カウンタドライブギヤ６から取出される。
【００３７】
また、アンダードライブ（Ｕ／Ｄ）機構にあっては、第４のブレーキＢ４及び第３のワンウェイクラッチＦ３が作動してサンギヤＳ４が停止状態に保持される。従って、前述カウンタドライブギヤ６に噛合するカウンタドリブンギヤ４１からリングギヤＲ４に伝達された回転は、シンプルプラネタリギヤ４０にて減速され、キャリヤＣＲ４に取出され、そして出力ギヤ４３、ギヤ５１を介してディファレンシャル装置１６に伝達されて左右車軸１５l ，１５ｒに伝達される。
【００３８】
即ち、速度線図（図４）に示すように、主変速機構において、リングギヤＲ２の回転（１）は、リングギヤＲ１の停止（０）によりキャリヤＣＲから各ギヤ比により減速されて取出され、更にアンダードライブ機構において、リングギヤＲ４の上記減速回転がサンギヤＳ４の停止（０）により減速されてキャリヤＣＲ４から１速（１ｓｔ）回転として取出される。
【００３９】
この際、図５に示すように、各ギヤの符号の前にｒを付してそのギヤの径（歯数）とすると、主変速機構のギヤ比Ａは、（ｒＲ１／ｒＲ２）＊（ｒＰ３／ｒＰ２）＋１となり、かつアンダードライブ機構のギヤ比Ｂは、（ｒＳ４／ｒＲ４）＋１となり、具体的には図６に示すように、ギヤ比は、主変速機構（ＭＡＩＮ）で２．８０６、アンダードライブ機構（Ｕ／Ｄ）で、１．５０８、変速機全体（ＴＯＴＡＬ）で４．３２１となる。従って、主変速機構にあって、１速は、リングギヤのギヤ比（ｒＲ１／ｒＲ２）に第３及び第２のピニオンのギヤ比（ｒＰ３／ｒＰ２）が乗ぜられるので、かつ第２のピニオンＰ２は第３のピニオンＰ３より小径からなるので、第１及び第２のリングギヤのギヤ比を大きくしなくとも、５速に対応するワイドなギヤ比を達成する大きな減速比を得ることができる。
【００４０】
２速（２ｎｄ）状態では、フォワードクラッチＣ１に加えて、第２のブレーキＢ２が作動し、かつ第２のワンウェイクラッチＦ２がフリーとなる。この状態では、ダブルピニオンプラネタリギヤのサンギヤＳ１が第２のブレーキＢ２により停止され、従って入力軸５からフォワードクラッチＣ１を介して伝達されたシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ２の回転は、ダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ１及び第２及び第３サンギヤＳ２，Ｓ３を空転させながらキャリヤＣＲを正方向に減速回転し、該減速回転が、カウンタギヤ６から取出される。
【００４１】
また、アンダードライブ機構１３は上述した減速状態のままであって、リングギヤＲ４の回転を減速してキャリヤＣＲ４に伝達する。
【００４２】
即ち、速度線図（図４）において、リングギヤＲ２の回転（１）は、サンギヤＳ１の停止（０）により所定ギヤ比により減速されてキャリヤＣＲに出力し、更に該出力回転がリングギヤＲ４に伝達され、サンギヤＳ４の停止（０）によりキャリヤＣＲ４から２速（２ｎｄ）回転が取出される（２ｎｄ）。
【００４３】
この際、主変速機構のギヤ比Ａは、
（ｒＳ１／ｒＲ２）＊（ｒＰ３／ｒＰ２）＋１となり、
アンダードライブ機構のギヤ比Ｂは、
（ｒＳ４／ｒＲ４）＋１となり（図５）、具体的には、ギヤ比は、主変速機構で１．７３１、アンダードライブ機構で１．５０８、変速機全体で２．６１１となる（図６）。
【００４４】
３速（３ｒｄ）状態では、主変速機構は上述した２速状態のままであり、アンダードライブ機構１３が、第４のブレーキＢ４及び第３のワンウェイクラッチＦ３が解放されると共に第３のクラッチＣ３が係合する。この状態では、シンプルプラネタリギヤ４０が一体となって主変速機構からギヤ６，４１を介して伝達されるリングギヤＲ４の回転は、直結回転としてキャリヤＣＲ４に出力する。なおこの際、第３のクラッチＣ３の接続に先立ち第４のブレーキＢ４を解放することにより第３のワンウェイクラッチＦ３を機能し、クラッチ掴み換えタイミングを正確に保つ。
【００４５】
即ち、速度線図（図４）において、主変速機構がサンギヤＳ１の停止（０）に伴う減速回転がキャリヤＣＲから出力し、アンダードライブ機構において該出力回転が伝達されるリングギヤＲ４の回転がそのままキャリヤＣＲ４から取出される（３ｒｄ）。
【００４６】
この際、主変速機構のギヤ比Ａは、前述した２速と同様であって、（ｒＳ１／ｒＲ２）＊（ｒＰ３／ｒＰ２）＋１であり、アンダードライブ機構のギヤ比Ｂは１となり（図５）、具体的には、ギヤ比は、主変速機構で１．７３１、アンダードライブ機構で１．０００、変速機全体で１．７３１となる（図６）。上記アンダードライブ機構は、減速段から直結段へ変速される時のギヤ比ステップは比較的大くなるが、主変速機構が２速段の時に上記変速が行なわれるので、５速自動変速機としてのワイドなギヤ比を得ると共に、高速段側でのクロスレシオが可能となる。
【００４７】
４速（４ｔｈ）状態では、主変速機構１１において、フォワードクラッチＣ１が係合し、かつ第２のブレーキＢ２を解放すると共に第１のブレーキＢ１を係合する。この状態では、入力軸５からシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ２に伝達された回転は、第１のブレーキＢ１により停止されているサンギヤＳ２により、第１のリングギヤＲ１、第１及び第３のサンギヤＳ１、Ｓ３を空転しながらキャリヤＣＲを減速回転し、該回転がカウンタドライブギヤ６から取出される。また、アンダードライブ機構１３は前述した直結状態に維持される。
【００４８】
即ち、速度線図（図４）において、リングギヤＲ２の回転（１）は、サンギヤＳ２の停止により所定ギヤ比にて減速されてキャリヤＣＲに出力し、更に該回転がリングギヤＲ４に伝達されてそのままキャリヤＣＲ４から出力して、４速（４ｔｈ）回転となる。
【００４９】
この際、主変速機構のギヤ比Ａは、
（ｒＳ２／ｒＲ２）＋１となり、アンダードライブ機構のギヤ比Ｂは１であり（図５）、具体的にはギヤ比は、主変速機構で１．３１３、アンダードライブ機構で１、変速機全体で１．３１３となる（図６）。主変速機構の２速及び３速は、第１及び第３のサンギヤＳ２、Ｓ３の係止を切換えることにより行なわれ、これらサンギヤにそれぞれ噛合する第２のピニオンＰ２及び第３のピニオンＰ３の径の差により異なる変速段となり、主変速機構１１は、コンパクトな構成で４速を達成し得る。
【００５０】
５速（５ｔｈ）状態では、主変速機構１１においてフォワードクラッチＣ１の外、ダイレクトクラッチＣ２も係合する。この状態では、入力軸５の回転が第２のリングギヤＲ２と共に第３のサンギヤＳ３に伝達され、シングル及びダブルピニオンプラネタリギヤ１，２からなるギヤユニット３が一体に回転して、直結回転がカウンタドライブギヤ６に伝達される。また、アンダードライブ機構１３は前述した直結状態のままであり、カウンタドリブンギヤ４１の回転がそのまま出力ギヤ４３に出力する。
【００５１】
即ち、速度線図（図４）において、リングギヤＲ２の回転（１）は、サンギヤＳ３の回転（１）と相俟ってプラネタリギヤユニット３が一体回転し、かつ該回転がリングギヤＲ４に伝達されて、プラネタリギヤ４０が一体回転してキャリヤＣＲ４から出力する。
【００５２】
従って、主変速機構のギヤ比Ａは１であり、かつアンダードライブ機構のギヤ比Ｂも１であり、変速機全体としてのギヤ比も１となる（図５、図６）。該５速状態は、最高速段であって定常走行にあっては通常この変速段になり、使用時間が他の変速段に比して極めて長いが、この状態で、アンダードライブ機構１３は勿論、主自動変速機構１１も直結状態となって、高い伝達効率によりエンジン回転を車輪に伝達することができる。
【００５３】
後進（Ｒｅｖ）状態では、ダイレクトクラッチＣ２及び第３のブレーキＢ３が係合する。この状態では、入力軸５の回転はダイレクトクラッチＣ２を介して第３のサンギヤＳ３に伝達され、かつ第３のブレーキＢ３により第１のリングギヤＲ１が停止状態にあるので、第２のリングギヤＲ２を逆転方向に空転させながらキャリヤＣＲも逆転し、該逆転が、カウンタギヤ６から取出される。また、アンダードライブ機構は、第４のブレーキＢ４が係止状態にあって、サンギヤＳ４が停止し、リングギヤＲ４の回転を減速してキャリヤＣＲ４から出力する。
【００５４】
即ち、速度線図（図４）において、サンギヤＳ３の回転（１）は、リングギヤＲ１の停止（０）により所定ギヤ比にて逆転されてキャリヤＣＲに出力し、更に該回転がリングギヤＲ４に伝達され、サンギヤＳ４の停止により減速されてキャリヤＣＲ４から出力する。
【００５５】
この際、主変速機構のギヤ比Ａは、（ｒＲ１／ｒＳ３）＊（ｒＰ４／ｒＰ２）−１となり、かつアンダードライブ機構のギヤ比Ｂは、（ｒＳ４／ｒＲ４）＋１となり（図５）、具体的には、ギヤ比は、主変速機構で２．０４９、アンダードライブ機構で１．５０８、変速機全体で３．０９０となる（図６）。なお、第２のサンギヤＳ２に入力軸５の回転を入力すると共に第１のリングギヤＲ１を係止することによっても後進段を得ることができるが、この場合、ギヤ比は、（ｒＲ１／ｒＳ２）＊（ｒＰ３／ｒＰ２）−１となり、ｒＰ３／ｒＰ２で減速される分、該後進ギヤ比が大きくなり過ぎるが、上述したように第３のサンギヤＳ３に入力することにより、上記（ｒＲ１／ｒＳ３）＊（ｒＰ４／ｒＰ２）−１において、第４及び第２のピニオン径ｒＰ４及びｒＰ２はどちらも第３のピニオン径ｒＰ３よりも小径であるので、（ｒＰ４／ｒＰ２）はそれほど大きくならず、また小径の第４のピニオンＰ４に噛合する第３のサンギヤＳ３の径は比較的大きくなるので、（ｒＲ１／ｒＳ３）も小さくなり、全体として小さなギヤ比の後進段を達成できる。
【００５６】
なお、エンジンブレーキを作動するには、図３において三角印が作動状態となる。即ち、１速にあって、第３のブレーキＢ３が係合して、第２のワンウェイクラッチＦ２では空転してしまうダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ１を停止状態に保持する。
【００５７】
車輌停止（Ｎ／Ｃ）状態では、主変速機構１１において第２のブレーキを係止状態、好ましくは坂道での車輌の後退を阻止し得る低いトルク容量にて係止すると共に、フォワードクラッチＣ１が引きずりトルクを発生する直前のトルク状態にて係合される。これにより、車輌は、坂道での後退を阻止され、かつフォワードクラッチＣ１の係合に伴うクリープ現象の発生を防止すると共に、発進信号に基づき、フォワードクラッチＣ１のトルク容量を直ちに増大して速やかに発進する。
【００５８】
なお、プラネタリギヤユニットは、前述した後進時の適切なギヤ比を考慮しなければ、第３のサンギヤＳ３を設けなくてもよい。この場合、入力軸５と第２のサンギヤＳ２との間にダイレクトクラッチＣ２を介在し、後進時、該サンギヤＳ２に回転が入力される。
【００５９】
また、副変速機構は、上述したアンダードライブ機構に限らず、他の変速ギヤ機構を採用してもよく、この場合例えばシンプソンタイプからなる３速自動変速機構に組合せて６速自動変速機としてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る自動変速機構を用いた自動変速機を示すスケルトン図。
【図２】その断面図。
【図３】その作動を示す図。
【図４】その速度線図。
【図５】そのギヤ比の計算を示す図。
【図６】本実施例の各変速段のギヤ比を示す図。
【図７】従来の技術による自動変速機構を示す概略図。
【図８】その作動を示す図。
【符号の説明】
１      ダブルプラネタリギヤ
２      シンプルプラネタリギヤ
３      プラネタリギヤユニット
５      入力部材（入力軸）
６      出力部材（カウンタドライブギヤ）
１１    自動（主）変速機構
１３    アンダードライブ変速機構
２０ａ  変速機ケース
３０    第１の中空軸
３１    第２の中空軸
３２    油圧サーボ
３３    油圧サーボ
Ｂ１    第１の係止手段（第１のブレーキ）
Ｂ２    第１の係止手段（第２のブレーキ）
Ｂ３    第２の係止手段（第３のブレーキ）
Ｃ１    第１の（フォワード）クラッチ
Ｃ２    第２の（ダイレクト）クラッチ
Ｆ２    第２の係止手段（第２のワンウェイクラッチ）
Ｓ１    第１のサンギヤ
Ｓ２    第２のサンギヤ
Ｒ１    第１のリングギヤ
Ｒ２    第２のリングギヤ
ＣＲ    キャリヤ
Ｐ１    第１のピニオン
Ｐ２    第２のピニオン
Ｐ３    第３のピニオン
Ｐ４    第４のピニオン
【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】
0003794102.tif 000006
【図６】
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【図７】
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【図８】
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