JP2004052813A - 自動変速機用歯車変速装置 - Google Patents

Abstract

【課題】オイルポンプに並置する減速用遊星歯車組のサンギヤを固設するためのオイルポンプ中心ボス部を短縮して剛性を高め、その大径化に頼らずかじり等を回避する。
【解決手段】入力軸１上に減速用遊星歯車組Ｇ１を配置し、これを包囲するよう直結クラッチＣ３を配置し、Ｇ１により入力回転を減速して後段の変速機構に伝達し、Ｃ３により入力回転をそのまま後段の変速機構に伝達する。サンギヤＳ１をポンプカバー６の後方へ突出する中心ボス部６ａに嵌着し、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の外周に結合し、キャリアＰＣ１をメンバ５３により中空軸９に結合する。中間軸４の前端に、リングギヤＲ１を包囲するクラッチドラム１１を設け、その内周およびリングギヤＲ１の外周にスプライン嵌合したクラッチパック１２を設ける。
【選択図】　　　　図７

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジン等の動力源と、これにより駆動されるオイルポンプと、動力源からの回転を減速する減速用遊星歯車組と、この減速回転を入力される変速機構とをこれらの順に軸線方向に配列され、動力源からの回転をそのまま後段の変速機構に伝達する直結クラッチを減速用遊星歯車組の外周に配設した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】
自動変速機は今日、燃費性能の向上や運転性の向上を狙って多段化される傾向にあり、かかる多段化のために歯車変速装置を、例えば特開２０００−５５１５２号公報に記載のごとく、主として、動力源からの回転を減速する減速用遊星歯車組と、その後段における変速機構との組み合わせにより構成し、更に、動力源からの回転をそのまま後段の変速機構に伝達する直結クラッチを設けて、当該直結クラッチの締結、解放と、後段の変速機構におけるクラッチやブレーキの締結、解放との組み合わせにより多数の変速段を選択し得るようにすることが提案されている。
【０００３】
ここで減速用遊星歯車組は上記減速の要求に鑑み、サンギヤを反力受けとして機能するよう固定し、リングギヤおよびキャリアの一方を回転入力メンバとし、他方を回転出力メンバとする。
回転入力メンバは変速機の入力軸に結合し、回転出力メンバは後段の変速機構内の対応する回転メンバに結合する。
ところでサンギヤの固定に際しては、減速用遊星歯車組と動力源との間に通常、動力源により駆動されるオイルポンプが存在することから、そのポンプケースに中心ボス部を設けてこの中心ボス部上にサンギヤを嵌着するのが常套である。
【０００４】
一方直結クラッチは、動力源から変速機入力軸への回転をそのまま後段の変速機構に伝達するものであることから、入力軸に近い減速用遊星歯車組の外周に配置するのが常識的であり、上記の文献にもそのような構成、配置が示唆されている。
また変速を司るクラッチやブレーキの締結、解放制御は、変速機ケースに取り付けたコントロールバルブボディーが上記オイルポンプからの作動油を媒体として作動油圧を作り出し、ポンプケースに形成した油路を経てこの作動油圧をクラッチやブレーキに適宜向かわせることで当該クラッチやブレーキの締結、解放制御を行うことから、
上記直結クラッチの作動ピストンは油路の取り回しの関係上、上記文献に記載されている通り、オイルポンプに近い減速用遊星歯車組の側に配置し、該作動ピストンの内周をポンプケースの上記サンギヤ嵌着用中心ボス部上にシール封止して摺動自在に嵌合するのが普通であった。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかし従来のように、直結クラッチの作動ピストンをオイルポンプに近い減速用遊星歯車組の側に配置するのでは、当該作動ピストンの軸線方向設置スペースにより、ポンプケースのサンギヤ嵌着用中心ボス部が長くなり、この傾向は、作動ピストンの内周とサンギヤ嵌着用中心ボス部との間の摺接部に不可欠なシールリングによって一層顕著になる。
【０００６】
減速用遊星歯車組のサンギヤを嵌着、固定したポンプケースの中心ボス部が従来のように長くなると該中心ボス部の曲げ剛性や捩り剛性が低下し、減速用遊星歯車組が動力伝達を行う時サンギヤに作用する反力でこの中心ボス部が曲げ変形や捩り変形を生ずる虞がある。
この場合、ポンプケースの変形によりオイルポンプのポンプ要素とポンプケースとの間における厳密な管理を要するクリアランスが正規のものでなくなって、ポンプ効率の低下や、ポンプ要素間およびポンプ要素とポンプケースとの間のかじり、および摩耗の増大によるオイルポンプの寿命低下などを招くし、
その他に、ポンプケースの中心ボス部に嵌着されているサンギヤの傾きにより歯車間での剥離や偏摩耗を生じて減速用遊星歯車組の寿命低下にもつながる。
かかる問題が生じないようにするために従来は、ポンプケースの中心ボス部を要求強度が得られるよう大径にする必要が生じて、歯車変速装置（自動変速機）が径方向における大きくなり、車載性の低下を生ずるという問題があった。
【０００７】
本発明は、直結クラッチ作動ピストンの配置を工夫することにより上記の問題を解消した自動変速機用歯車変速装置を提供することを目的とする。
【０００８】
【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減速して後段の変速機構に伝達する減速用遊星歯車組と、該減速用遊星歯車組の外周に配置されて動力源からの回転をそのまま後段の変速機構に伝達する直結クラッチと、
動力源および減速用遊星歯車組の間に配置され、動力源により駆動されるオイルポンプとを具え、
直結クラッチの締結、解放と、前記後段の変速機構におけるクラッチやブレーキの締結、解放との組み合わせにより対応する変速段を選択可能な自動変速機用歯車変速装置を前提とし、
減速用遊星歯車組のサンギヤをオイルポンプのケースに固設し、
前記直結クラッチの作動ピストンは前記減速用遊星歯車組を挟んで該オイルポンプと反対側に配置したことを特徴とするものである。
【０００９】
【発明の効果】
かかる本発明の歯車変速装置によれば、減速用遊星歯車組のサンギヤをオイルポンプのケースに固設し、前記直結クラッチの作動ピストンは前記減速用遊星歯車組を挟んで該オイルポンプと反対側に配置したため、
オイルポンプに近い減速用遊星歯車組の側に直結クラッチ作動ピストンの軸線方向設置スペースが必要でなくなり、ポンプケースのサンギヤ固設ボス部をその分短くすることができる。
また直結クラッチ作動ピストンの上記配置によれば、ポンプケースのサンギヤ固設ボス部に当該作動ピストンのシールリングが不要となり、これによってもサンギヤ固設ボス部の軸長短縮を顕著なものにし得る。
【００１０】
本発明の歯車変速装置によれば、かようにポンプケースのサンギヤ固設ボス部を短くし得ることで、該サンギヤ固設ボス部の曲げ剛性や捩り剛性が高くなり、減速用遊星歯車組が動力伝達を行う時サンギヤに作用する反力によってもこのサンギヤ固設ボス部が曲げ変形や捩り変形を生ずる虞がない。
従ってポンプケースの変形を生ずることがなく、オイルポンプのポンプ要素とポンプケースとの間におけるクリアランスを正規のものに維持し得て、ポンプ効率の低下や、かじりおよび摩耗の増大によるオイルポンプの寿命低下を回避することができる。
【００１１】
また、上記のようにポンプケースのサンギヤ固設ボス部が曲げ変形や捩り変形を生ずる虞がないことから、当該ボス部に固設されているサンギヤの傾きを生ずることもなく、歯車間での剥離や偏摩耗をも回避し得て減速用遊星歯車組の寿命低下も防止することができる。
しかも本発明によれば、かかる作用効果を直結クラッチ作動ピストンの配置により達成するから、ポンプケースのサンギヤ固設ボス部を大径にする必要がなくて、歯車変速装置（自動変速機）の径方向大型化を伴うことなしに、従って車載性の低下を生ずることなしに上記の作用効果を得ることができる。
【００１２】
なお上記の自動変速機用歯車変速装置における直結クラッチの構成に当たっては、請求項２に記載のごとく、
動力源に結合された入力軸をオイルポンプケースに回転自在に支持して設けると共に減速用遊星歯車組の回転入力メンバおよびクラッチハブにそれぞれ結合し、
この入力軸に相対回転可能に嵌め合わせて設けた中間軸から径方向外方へ延在するクラッチドラムと、このクラッチドラムに摺動自在に嵌合する作動ピストンとで直結クラッチを構成するのが良い。
この場合、入力軸に対する直結クラッチの結合レイアウト、および後段の変速機構に対する直結クラッチの結合レイアウトが容易であると共に、コンパクトに直結クラッチを歯車変速装置に組み込むことができる。
【００１３】
また直結クラッチ作動ピストンの作動油は、請求項３に記載のごとく、オイルポンプケースに形成した油路から、入力軸に形成した油路、および中間軸に形成した油路を順次経て供給する構成となすのが良い。
この場合、直結クラッチ作動ピストンの上記特異な配置によっても、従来と同じく、オイルポンプケースに形成した油路から作動油圧を供給することができ、作動油圧の取り回しに関する前記の勝手良さをそのまま維持することができる。
【００１４】
更に請求項４に記載のごとく、クラッチドラムの外周にドラム状連結メンバを設け、該ドラム状連結メンバの入力軸側における前端を減速用遊星歯車組の出力回転メンバに、また後端を、中間軸上に回転自在に支持した中空軸にそれぞれ結合して、減速用遊星歯車組からの減速回転を後段の変速機構に伝達するよう構成するのが良い。
この場合、減速用遊星歯車組の出力回転メンバから後段の変速機構に伝達するための構造物が歯車変速装置の径方向寸法を大きくするのを最小限にすることができる。
【００１５】
上記各請求項に記載の自動変速機用歯車変速装置は、請求項５に記載のごとく、減速用遊星歯車組を回転入力メンバがリングギヤであり、回転出力メンバがキャリアであるシングルピニオン型遊星歯車組とした場合も、
また請求項６に記載のごとく、減速用遊星歯車組を回転入力メンバがキャリアであり、回転出力メンバがリングギヤであるダブルピニオン型遊星歯車組とした場合も実現可能である。
【００１６】
しかして、減速用遊星歯車組がシングルピニオン型遊星歯車組である場合、回転出力メンバであるキャリアからの回転を後段の変速機構に伝える連結メンバがオイルポンプおよび減速用遊星歯車組間に延在することになるため、減速用遊星歯車組の外周における直結クラッチの作動ピストンを実際上オイルポンプおよび減速用遊星歯車組間に、つまりオイルポンプに近い減速用遊星歯車組の側に配置することができないことから、直結クラッチの作動ピストンをオイルポンプから遠い減速用遊星歯車組の側に配置するという本発明の構成は、減速用遊星歯車組をシングルピニオン型遊星歯車組で構成する場合において特に有用である。
【００１７】
【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。
【００１８】
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により後段の変速機構を構成する。
【００１９】
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キャリヤ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キャリヤＰＣ２とを有したシングルピニオン型遊星歯車組とする。
【００２０】
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キャリヤ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径方向内方へ延在させる。
【００２１】
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キャリヤ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。
【００２２】
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キャリヤ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し、従って第３クラッチＣ３は、入力回転をそのまま遊星歯車組Ｇ２，Ｇ３よりなる変速機構に伝達する直結クラッチを構成する。
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に結合可能にして固定可能とする。
【００２３】
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。
【００２４】
以下に、上記歯車変速装置の変速作用を図２〜図５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〜図５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〜図５において、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。
【００２５】
（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キャリヤ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。
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キャリヤ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。
【００２６】
この第１速でのトルク伝達経路は、図３（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、その後段における変速機構を構成する第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３の全ての遊星歯車組がトルク伝達に関与する。
【００２７】
（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。
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（但し、第１速よりも高速）が、第２キャリヤ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。
【００２８】
この第２速でのトルク伝達経路は図３（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。
【００２９】
（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キャリヤ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。
この第３速でのトルク伝達経路は図３（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。
【００３０】
（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キャリヤ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。
【００３１】
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キャリヤ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。
この第４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。
【００３２】
（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キャリヤＰＣ３に入力される。
【００３３】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリヤ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。
この第５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。
【００３４】
（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キャリヤ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。
【００３５】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリヤ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。
この第６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。
【００３６】
（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キャリヤ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キャリヤ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。
【００３７】
この後退変速段でのトルク伝達経路は図５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。
【００３８】
図６は、上記した歯車変速装置の実態構成図、図７は、当該実態構成のうち本発明に係わる部分を拡大して示す図である。
以下、これらの図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６では歯車変速装置を、図１，３〜５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。
【００３９】
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。
なお上記のポンプケース内には、詳細な図示を明瞭のため省略したギヤポンプ等のポンプ要素を内蔵してオイルポンプを構成し、これにポンプ駆動軸５１を介しエンジンに結合してオイルポンプを常にエンジン駆動するようになす。
【００４０】
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。
【００４１】
ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるオイルポンプケースと、中間壁８との間に画成された前部空所内に図６および図７に示すごとく、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、反力受けとして機能するようサンギヤＳ１をポンプカバー６の後方へ突出する中心ボス部６ａにセレーション嵌着して常時回転不能とし、回転入力メンバであるリングギヤＲ１を入力軸１から径方向外方へ延在するフランジ１０の外周に結合する。
【００４２】
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、これらで直結クラッチとしての第３クラッチＣ３を構成し、このクラッチＣ３を減速用遊星歯車組Ｇ１の外周に配置する。
ここでリングギヤＲ１は、第３クラッチＣ３のクラッチハブに兼用する。
なお第３クラッチＣ３の作動ピストンであるクラッチピストン１３は、ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるオイルポンプケースから遠い第１遊星歯車組Ｇ１の側に配置し、これがためクラッチピストン１３は遊星歯車組Ｇ１と対面するクラッチドラム１１の端壁１１ａおよび中間軸４の前端に嵌合する。
【００４３】
第３クラッチピストン１３およびクラッチドラム１１の端壁１１ａ間に画成された室５２は、ポンプカバー６に穿った油路１４ａ、入力軸１に穿った油路１４ｂ、および中間軸４に穿った油路１４ｃからなる第３クラッチ作動油路を経て前記したコントロールバルブボディー（図示せず）に接続し、
油路１４ａ，１４ｂ間の接続部を、入力軸１およびポンプカバー６間の嵌合部に介在させたシールリング５４により封止し、油路１４ｂ，１４ｃ間の接続部を、入力軸１および中間軸４間の嵌合部に介在させたシールリング５４により封止する。
かくて第３クラッチピストン１３は、コントロールバルブボディーから油路１４ａ，１４ｂ，１４ｃを経て供給される作動油圧を受けて図の右方へ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５３を設け、該連結部材５３の前端をキャリアＰＣ１に結合する。
ここでキャリアＰＣ１は前記したところから明らかなように、第１遊星歯車組（減速用遊星歯車組）Ｇ１の回転出力メンバを構成する。
【００４４】
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、図６に示すごとくに配置する。
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
そして第３遊星歯車組Ｇ３のキャリアＰＣ３に、これから、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。
【００４８】
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。
【００４９】
なお、図１、図３〜５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。
【００５０】
以上の実態構成になる図６および図７のごとき歯車変速装置においては、減速用遊星歯車組Ｇ１のサンギヤＳ１をオイルポンプケース（ポンプカバー６の中心ボス部６ａ）に嵌着して固設し、該オイルポンプケースから遠い減速用遊星歯車組Ｇ１の側に第３クラッチ（直結クラッチ）Ｃ３の作動ピストン１３を配置したため、
オイルポンプケースに近い減速用遊星歯車組Ｇ１の側に直結クラッチ作動ピストン１３の軸線方向設置スペースが必要でなくなり、ポンプケースのサンギヤ固設ボス部６ａをその分短くすることができる。
また直結クラッチ作動ピストン１３の上記配置によれば、ポンプケースのサンギヤ固設ボス部６ａ上に直結クラッチ作動ピストンのシールリングが不要となり、これによってによってもサンギヤ固設ボス部６ａの軸長短縮を顕著なものにし得る。
【００５１】
本実施の形態になる歯車変速装置の実態構成によれば、上記のようにポンプケースのサンギヤ固設ボス部６ａを短くし得ることで、その曲げ剛性や捩り剛性が高くなり、減速用遊星歯車組Ｇ１が動力伝達を行う時サンギヤＳ１に作用する反力によってもこのサンギヤ固設ボス部６ａが曲げ変形や捩り変形を生ずる虞がない。従ってポンプケース５，６の変形を生ずることがなく、オイルポンプのポンプ要素とポンプケースとの間におけるクリアランスを正規のものに維持し得て、ポンプ効率の低下や、かじりおよび摩耗の増大によるオイルポンプの寿命低下を回避することができる。
【００５２】
また、上記のようにポンプケースのサンギヤ固設ボス部６ａが曲げ変形や捩り変形を生ずる虞がないことから、当該ボス部６ａに固設されているサンギヤＳ１の傾きを生ずることもなく、遊星歯車組Ｇ１における歯車間での剥離や偏摩耗をも回避し得て減速用遊星歯車組Ｇ１の寿命低下も防止することができる。
しかも本実態構成によれば、上記の作用効果を直結クラッチ作動ピストン１３の配置により達成するから、ポンプケースのサンギヤ固設ボス部６ａを大径にする必要がなくて、歯車変速装置（自動変速機）の径方向大型化を伴うことなしに、従って車載性の低下を生ずることなしに上記の作用効果を得ることができる。
【００５３】
なお本実態構成においては更に、エンジン（動力源）に結合された入力軸１をオイルポンプケース５，６に回転自在に支持して設けると共に減速用遊星歯車組Ｇ１の回転入力メンバ（リングギヤＲ１）および直結クラッチハブ（ここでは、リングギヤＲ１がクラッチハブを兼ねる）にそれぞれ結合し、
この入力軸１に相対回転可能に嵌め合わせて設けた中間軸４から径方向外方へ延在するクラッチドラム１１と、このクラッチドラム１１に摺動自在に嵌合する作動ピストン１３とで直結クラッチＣ３を構成したから、
入力軸１に対する直結クラッチＣ３の結合レイアウト、および後段の遊星歯車組Ｇ２，Ｇ３からなる変速機構に対する直結クラッチＣ３の結合レイアウトが容易であると共に、コンパクトに直結クラッチＣ３を歯車変速装置に組み込むことができる。
【００５４】
また直結クラッチ作動ピストン１３の作動油を、オイルポンプケース（ポンプカバー６）に形成した油路１４ａから、入力軸１に形成した油路１４ｂ、および中間軸４に形成した油路１４ｃを順次経て供給する構成のため、
直結クラッチ作動ピストン１３の上記配置によっても、従来と同じく、オイルポンプケース（通常はポンプカバー６）に形成した油路１４ａから作動油圧を供給することができ、作動油圧の取り回しに関する従来の勝手良さをそのまま維持することができる。
【００５５】
更に、減速用遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を後段の変速機構に伝達するよう構成するに際し、クラッチドラム１１の外周にドラム状連結メンバ５３を設け、該ドラム状連結メンバ５３の入力軸側における前端を減速用遊星歯車組Ｇ１の出力回転メンバであるキャリアＰＣ１に、また後端を、中間軸４上に回転自在に支持した中空軸９にそれぞれ結合して上記減速回転の伝達を行う構成としたから、
減速用遊星歯車組Ｇ１の出力回転メンバ（キャリアＰＣ１）から後段の変速機構に減速回転を伝達するための構造物が歯車変速装置の径方向寸法を大きくするのを最小限にすることができる。
【００５６】
以下、シールリング５４，５５の摩擦について説明する。
従来は前記したごとく、減速用遊星歯車組のサンギヤを固定するオイルポンプケースの中心ボス部に直結クラッチの作動ピストンが嵌合されていたため、この嵌合部におけるシールリングのみが直結クラッチ作動ピストンの回転に伴う摩擦抵抗を生ずるだけである。
これに対し本実施の形態では、２個のシールリング５４，５５で相対回転に伴う摩擦抵抗を発生するが、これら２個のシールリング５４，５５はともに、従来のごとくオイルポンプケースのサンギヤ固定用中心ボス部に位置したシールリングよりも小径であるため、トータルとしての摩擦抵抗が問題となるほどに増大することはない。
しかも、直結クラッチ作動ピストン１３により直結クラッチＣ３を締結させた第４速〜第６速では入力軸１および中間軸４の相対回転がなくなるため、シールリング５５が摩擦抵抗を発生させることがなくなり、シールリング５４が摩擦抵抗となるのみであり、しかもこの第４速〜第６速は他の変速段（低速段）に比べて選択時間が大幅に長いこととも相まって、本実施の形態ではシールリングの摩擦抵抗をトータルとして減ずることさえ可能である。
【００５７】
（第２の実施形態）
図８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８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、これらにより後段の変速機構を構成する。
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キャリヤＰＣ１とを有したダブルピニオン型遊星歯車組とする。
【００５８】
これがため本実施の形態においては、入力軸１を第１キャリヤＰＣ１に結合してこれを、エンジン回転が入力される回転入力メンバとなし、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を回転出力メンバとして第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。
【００５９】
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９〜図１１に基づいて説明する。
図９〜図１１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。
【００６０】
（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キャリヤ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。
【００６１】
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キャリヤ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。
この第１速でのトルク伝達経路は、図９（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、後段の変速機構を構成する第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３の全てがトルク伝達に関与する。
【００６２】
（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。
【００６３】
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（但し、第１速よりも高速）が、第２キャリヤ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。
この第２速でのトルク伝達経路は図９（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。
【００６４】
（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キャリヤ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。
この第３速でのトルク伝達経路は図９（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。
【００６５】
（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キャリヤ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。
【００６６】
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キャリヤ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。
この第４速でのトルク伝達経路は図１０（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。
【００６７】
（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キャリヤＰＣ３に入力される。
【００６８】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリヤ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。
この第５速でのトルク伝達経路は図１０（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。
【００６９】
（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キャリヤ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。
【００７０】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリヤ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。
この第６速でのトルク伝達経路は図１０（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。
【００７１】
（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キャリヤ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キャリヤ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。
この後退変速段でのトルク伝達経路は図１１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。
【００７２】
図１２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、図１３は、当該実態構成のうち本発明に係わる部分を拡大して示す図である。
以下、これらの図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８〜１１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の突出端に図１２のごとくトルクコンバータＴ／Ｃを介して動力源であるエンジンＥＮＧを駆動結合する。
なお上記のポンプケース内には、詳細な図示を明瞭のため省略したギヤポンプ等のポンプ要素を内蔵してオイルポンプを構成し、これにポンプ駆動軸５１を介しエンジンに結合してオイルポンプを常にエンジン駆動するようになす。
【００７３】
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。
【００７４】
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図１３に明示するごとく、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の中心から後方へ突出する中心ボス部６ａの外周に一体的に成形してポンプカバー６に固設し、反力要素として機能するよう常時回転不能とする。
同じく第１遊星歯車組Ｇ１の回転入力メンバであるキャリアＰＣ１は、入力軸１から径方向外方へ延在するフランジ１０に一体成形または一体結合し、キャリアＰＣ１の外周にクラッチハブ３２を設ける。
【００７５】
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、これらで直結クラッチとしての第３クラッチＣ３を構成する。
なお第３クラッチＣ３の作動ピストンであるクラッチピストン１３は、ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるオイルポンプケースから遠い第１遊星歯車組Ｇ１の側に配置し、これがためクラッチピストン１３は遊星歯車組Ｇ１と対面するクラッチドラム１１の端壁１１ａおよび中間軸４の前端に嵌合する。
【００７６】
第３クラッチピストン１３およびクラッチドラム１１の端壁１１ａ間に画成された室５２は、ポンプカバー６に穿った油路１４ａ、入力軸１に穿った油路１４ｂ、および中間軸４に穿った油路１４ｃからなる第３クラッチ作動油路を経て前記したコントロールバルブボディー（図示せず）に接続し、
油路１４ａ，１４ｂ間の接続部を、入力軸１およびポンプカバー６間の嵌合部に介在させたシールリング５４により封止し、油路１４ｂ，１４ｃ間の接続部を、入力軸１および中間軸４間の嵌合部に介在させたシールリング５４により封止する。
かくて第３クラッチピストン１３は、コントロールバルブボディーから油路１４ａ，１４ｂ，１４ｃを経て供給される作動油圧を受けて図の右方へ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。
【００７７】
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５３を設け、該連結部材５３の前端をリングギヤＲ１に結合する。
ここでキャリアＰＣ１は前記したところから明らかなように、第１遊星歯車組（減速用遊星歯車組）Ｇ１の回転出力メンバを構成する。
【００７８】
中間壁８および端蓋７間に画成された後部空所内には図１２に示すごとく、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。
【００７９】
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。
【００８０】
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。
【００８１】
そして第３遊星歯車組Ｇ３のキャリアＰＣ３に、これから、前記した実施の形態におけると同様サンギヤ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。
【００８２】
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。
【００８３】
なお、図８〜１１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６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。
【００８４】
以上の実態構成になる図１２および図１３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に、減速用遊星歯車組Ｇ１のサンギヤＳ１をオイルポンプケース（ポンプカバー６の中心ボス部６ａ）に固設し、該オイルポンプケースから遠い減速用遊星歯車組Ｇ１の側に第３クラッチ（直結クラッチ）Ｃ３の作動ピストン１３を配置したため、
オイルポンプケースに近い減速用遊星歯車組Ｇ１の側に直結クラッチ作動ピストン１３の軸線方向設置スペースが必要でなくなり、ポンプケースのサンギヤ固設ボス部６ａをその分短くすることができる。
また直結クラッチ作動ピストン１３の上記配置によれば、ポンプケースのサンギヤ固設ボス部６ａ上に直結クラッチ作動ピストンのシールリングが不要となり、これによってによってもサンギヤ固設ボス部６ａの軸長短縮を顕著なものにし得る。
【００８５】
更に、上記の通りポンプケースのサンギヤ固設ボス部６ａを短くし得ることで、その曲げ剛性や捩り剛性が高くなり、減速用遊星歯車組Ｇ１が動力伝達を行う時サンギヤＳ１に作用する反力によってもこのサンギヤ固設ボス部６ａが曲げ変形や捩り変形を生ずる虞がない。
従ってポンプケース５，６の変形を生ずることがなく、オイルポンプのポンプ要素とポンプケースとの間におけるクリアランスを正規のものに維持し得て、ポンプ効率の低下や、かじりおよび摩耗の増大によるオイルポンプの寿命低下を回避することができる。
【００８６】
また、上記のようにポンプケースのサンギヤ固設ボス部６ａが曲げ変形や捩り変形を生ずる虞がないことから、当該ボス部６ａに固設されているサンギヤＳ１の傾きを生ずることもなく、遊星歯車組Ｇ１における歯車間での剥離や偏摩耗をも回避し得て減速用遊星歯車組Ｇ１の寿命低下も防止することができる。
しかも本実態構成によれば、上記の作用効果を直結クラッチ作動ピストン１３の配置により達成するから、ポンプケースのサンギヤ固設ボス部６ａを大径にする必要がなくて、歯車変速装置（自動変速機）の径方向大型化を伴うことなしに、従って車載性の低下を生ずることなしに上記の作用効果を得ることができる。
【００８７】
なお本実態構成においては更に、エンジン（動力源）に結合された入力軸１をオイルポンプケース５，６に回転自在に支持して設けると共に減速用遊星歯車組Ｇ１の回転入力メンバ（キャリアＰＣ１）および直結クラッチハブ３２にそれぞれ結合し、
この入力軸１に相対回転可能に嵌め合わせて設けた中間軸４から径方向外方へ延在するクラッチドラム１１と、このクラッチドラム１１に摺動自在に嵌合する作動ピストン１３とで直結クラッチＣ３を構成したから、
入力軸１に対する直結クラッチＣ３の結合レイアウト、および後段の遊星歯車組Ｇ２，Ｇ３からなる変速機構に対する直結クラッチＣ３の結合レイアウトが容易であると共に、コンパクトに直結クラッチＣ３を歯車変速装置に組み込むことができる。
【００８８】
また直結クラッチ作動ピストン１３の作動油を、オイルポンプケース（ポンプカバー６）に形成した油路１４ａから、入力軸１に形成した油路１４ｂ、および中間軸４に形成した油路１４ｃを順次経て供給する構成のため、
直結クラッチ作動ピストン１３の上記配置によっても、従来と同じく、オイルポンプケース（通常はポンプカバー６）に形成した油路１４ａから作動油圧を供給することができ、作動油圧の取り回しに関する従来の勝手良さをそのまま維持することができる。
【００８９】
更に、減速用遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を後段の変速機構に伝達するよう構成するに際し、クラッチドラム１１の外周にドラム状連結メンバ５３を設け、該ドラム状連結メンバ５３の入力軸側における前端を減速用遊星歯車組Ｇ１の出力回転メンバであるリングギヤＲ１に、また後端を、中間軸４上に回転自在に支持した中空軸９にそれぞれ結合して上記減速回転の伝達を行う構成としたから、
減速用遊星歯車組Ｇ１の出力回転メンバ（リングギヤＲ１）から後段の変速機構に減速回転を伝達するための構造物が歯車変速装置の径方向寸法を大きくするのを最小限にすることができる。
【００９０】
シールリング５４，５５の摩擦についても、従来は摩擦抵抗を発生するシールリングが前記したように１個のみであったのに、２個のシールリング５４，５５が摩擦抵抗となるものの、これらが小径であること、また選択時間の長い第４速〜第６速で直結クラッチＣ３が締結している間は後者シールリング５５が摩擦抵抗とならないことから、前記した実施の形態におけると同様に、トータルとしての摩擦抵抗を減ずることさえ可能である。
【００９１】
なお上記した本発明による直結クラッチ作動ピストン１３の配置に関する着想は、図１〜図７につき前述したごとく、減速用遊星歯車組Ｇ１を回転入力メンバがリングギヤＲ１であり、回転出力メンバがキャリアＰＣ１であるシングルピニオン型遊星歯車組とした場合も、
また図８〜図１３につき前述したごとく、減速用遊星歯車組Ｇ１を回転入力メンバがキャリアＰＣ１であり、回転出力メンバがリングギヤＲ１であるダブルピニオン型遊星歯車組とした場合も適用可能である。
【００９２】
しかして、減速用遊星歯車組Ｇ１がシングルピニオン型遊星歯車組である場合、図７の構成を模式的に示した図１４により説明すると、回転出力メンバであるキャリアＰＣ１からの回転を後段の変速機構に伝える連結メンバがポンプカバー６および減速用遊星歯車組Ｇ１間に延在することになるため、減速用遊星歯車組Ｇ１の外周における直結クラッチＣ３のクラッチパック１２を矢αで示す方向に押すようなクラッチ作動ピストンの配置が不可能であり、従って当該クラッチ作動ピストンを実際上ポンプカバー６および減速用遊星歯車組Ｇ１間に配置することができない。
このため、直結クラッチの作動ピストン１３をβ方向にストロークするようポンプカバー６から遠い減速用遊星歯車組Ｇ１の側に配置する本発明の着想は、減速用遊星歯車組Ｇ１を図１〜図７に示すごとくシングルピニオン型遊星歯車組で構成した場合において特に有用である。
【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５】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６】図１〜図５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７】同歯車変速装置の実態構成における、本発明に関した部分を拡大して示す詳細拡大断面図である。
【図８】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９】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８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８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８と同様なスケルトン図である。
【図１０】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８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８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８と同様なスケルトン図である。
【図１１】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８と同様なスケルトン図である。
【図１２】図８〜図１１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】同歯車変速装置の実態構成における、本発明に関した部分を拡大して示す詳細拡大断面図である。
【図１４】減速用遊星歯車組をシングルピニオン型遊星歯車組で構成した場合に直結クラッチ作動ピストンの配置が制限される理由を説明するための説明図である。
【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（後段の変速機構）
Ｇ３　第３遊星歯車組（後段の変速機構）
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（直結クラッチ）
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（回転入力メンバ：回転出力メンバ）
Ｐ１　第１ピニオン
Ｐ１ａ　第１ピニオン
Ｐ１ｂ　第１ピニオン
ＰＣ１　第１キャリヤＰＣ１（回転出力メンバ：回転入力メンバ）
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キャリヤ
Ｓ３　第３サンギヤ
Ｓ４　第４サンギヤ
Ｐ３　第３ピニオン
ＰＣ３　第３キャリヤ
Ｒ３　第３リングギヤ
ＣＭ　センターメンバ
ＯＭ　アウターメンバ
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（オイルポンプケース）
６　ポンプカバー（オイルポンプケース）
６ａ　サンギヤ固設中心ボス部
７　端蓋
８　中間壁（出力歯車支持壁）
９　中空軸
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
１４ａ　第３クラッチ作動油路
１４ｂ　第３クラッチ作動油路
１４ｃ　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
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　オイルポンプ駆動軸
５２　直結クラッチ作動ピストン室
５３　ドラム状連結部材
５４　シールリング
５５　シールリング

Claims (6)

1. 動力源からの回転を減速して後段の変速機構に伝達する減速用遊星歯車組と、
   該減速用遊星歯車組の外周に配置されて前記動力源からの回転をそのまま前記後段の変速機構に伝達する直結クラッチと、
   前記動力源および減速用遊星歯車組の間に配置され、前記動力源により駆動されるオイルポンプとを具え、
   前記直結クラッチの締結、解放と、前記後段の変速機構におけるクラッチやブレーキの締結、解放との組み合わせにより対応する変速段を選択可能な自動変速機用歯車変速装置において、
   前記減速用遊星歯車組のサンギヤを前記オイルポンプのケースに固設し、
   前記直結クラッチの作動ピストンは前記減速用遊星歯車組を挟んで該オイルポンプと反対側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。
2. 請求項１記載の自動変速機用歯車変速装置において、前記動力源に結合された入力軸を前記オイルポンプケースに回転自在に支持して設けると共に前記減速用遊星歯車組の回転入力メンバおよびクラッチハブにそれぞれ結合し、
   この入力軸に相対回転可能に嵌め合わせて設けた中間軸から径方向外方へ延在するクラッチドラムと、このクラッチドラムに摺動自在に嵌合する前記作動ピストンとで前記直結クラッチを構成したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
3. 請求項２記載の自動変速機用歯車変速装置において、前記直結クラッチ作動ピストンの作動油を、前記オイルポンプケースに形成した油路から、入力軸に形成した油路、および中間軸に形成した油路を順次経て供給す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。
4. 請求項２または３記載の自動変速機用歯車変速装置において、前記クラッチドラムの外周にドラム状連結メンバを設け、
   該ドラム状連結メンバの入力軸側における前端を前記減速用遊星歯車組の出力回転メンバに、また後端を、前記中間軸上に回転自在に支持した中空軸にそれぞれ結合して、減速用遊星歯車組からの減速回転を前記後段の変速機構に伝達す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。
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、前記減速用遊星歯車組を回転入力メンバがリングギヤであり、回転出力メンバがキャリアであるシングルピニオン型遊星歯車組としたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
6. 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、前記減速用遊星歯車組を回転入力メンバがキャリアであり、回転出力メンバがリングギヤであるダブルピニオン型遊星歯車組としたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。

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