JP2005036828A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【課題】３列の遊星歯車組を用いて前進６段または７段の変速比を得て、歯車列の軸方向長さを短縮可能にする。
【解決手段】第１入力部材と第１出力部材および第１反力部材とを備えた第１遊星歯車組と、相互に一部の回転メンバー同士が連結するとともに、第２入力部材と第２出力部材と第２反力部材および第３反力部材とを備えた前記第２遊星歯車組および前記第３遊星歯車組で構成し、入力軸は前記第１入力部材と連結するとともに第３反力部材と連結可能であり、出力軸は第２出力部材と連結しており、第１出力部材は第２入力部材と連結しており、第１反力部材と第２反力部材および第３反力部材はケースに固定可能であり、第１遊星歯車組はクラッチにより一体回転可能であり、第１反力部材と第３反力部材とを連結可能にした。
【選択図】 図１

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両用自動変速機に用いる、前進６段または７段の変速比を有する多段変速遊星歯車列に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の前進６段以上の変速比を有する多段変速遊星歯車列としては、３列または４列の遊星歯車組と６個乃至７個の摩擦要素を組み合わせて、前進６段または７段の変速比を得ている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
【特許文献１】
特開２０００−２６６１３８号公報（第４−８頁、図１−図８）
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の多段変速遊星歯車列は、前進７段の変速比を得るために４列の遊星歯車組（前進６段の場合には３列の遊星歯車）を設ける必要があって、これらを配置すると軸方向の所要スペースが大きくなるとともに、重量がかさみ製造コストが高くなるという問題があった。
【０００５】
本発明は、このような従来の問題点に鑑みてなされたものであって、３列の遊星歯車組を用いて前進６段または７段の変速比を得ながら、歯車列の軸方向長さを短縮可能にして、所要スペースをより小さく、また重量、製造コストをより低減することができる多段変速遊星歯車列を得ることを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項１に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、入力軸と、出力軸と、入力軸と出力軸との間に設けられ、入力軸の回転数を出力軸の回転数へ変換する第１遊星歯車組と第２遊星歯車組および第３遊星歯車組を有し、第１遊星歯車組が、回転メンバーとして第１入力部材と第１出力部材および第１反力部材とを備えており、第２遊星歯車組と第３遊星歯車組が、相互に一部の回転メンバー同士が連結して、第２入力部材と第２出力部材と第２反力部材および第３反力部材とを備えており、入力軸は第１入力部材と連結するかまたは連結可能であるとともに、第３反力部材と連結可能であり、出力軸は第２出力部材と連結しており、第１出力部材は第２入力部材と連結するかまたは連結可能であり、第１反力部材と第２反力部材および第３反力部材は選択的にケースに固定可能であり、第１遊星歯車組はクラッチにより一体回転可能であり、第１反力部材と第３反力部材とが連結可能であることを特徴とする。
【０００７】
上記目的を達成するため、請求項２に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、第３反力部材のケースへの固定が、噛み合い式のロック機構またはドッグクラッチで行われることを特徴とする。
【０００８】
上記目的を達成するため、請求項３に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、第１遊星歯車組が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤに噛み合った第１アウタピニヨンと、該第１アウタピニヨンおよび第１サンギヤに噛み合った第１インナピニヨンと、該第１インナピニヨンおよび第１アウタピニヨンを軸支する第１キャリヤとを備えており、第１キャリヤと第１サンギヤのうちの一方が第１入力部材を構成し、第１キャリヤと第１サンギヤのうちの他方が第１反力部材を構成し、第１リングギヤが第１出力部材を構成したことを特徴とする。
【０００９】
上記目的を達成するため、請求項４に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、第１遊星歯車組が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニヨンと、該第１ピニヨンを軸支する第１キャリヤとを備えており、第１サンギヤが第１入力部材を構成し、第１キャリヤが第１出力部材を構成し、第１リングギヤが第１反力部材を構成したことを特徴とする。
【００１０】
上記目的を達成するため、請求項５に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、第２遊星歯車組が、第２サンギヤと、第２リングギヤと、該第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを軸支する第２キャリヤとを備えており、第３遊星歯車組が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、該第３リングギヤおよび第３サンギヤに噛み合った第３ピニヨンと、該第３ピニヨンを軸支する第３キャリヤとを備えており、第３リングギヤが第２入力部材を構成し、第２サンギヤが、第３サンギヤと連結するかまたは連結可能であって、第２反力部材を構成し、第２リングギヤと第３キャリヤとが連結して、第３反力部材を構成し、第２キャリヤが第２出力部材を構成したことを特徴とする。
【００１１】
上記目的を達成するため、請求項６に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、第２遊星歯車組が、第２サンギヤと、第２リングギヤと、該第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを軸支する第２キャリヤとを備えており、第３遊星歯車組が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、該第３リングギヤに噛み合った第３アウタピニヨンと、該第３アウタピニヨンおよび第３サンギヤに噛み合った第３インナピニヨンと、該第３インナピニヨンおよび第３アウタピニヨンを軸支する第３キャリヤとを備えており、第２リングギヤと第３キャリヤとが連結して第２入力部材を構成し、第３サンギヤが、第２サンギヤと連結するかもしくは連結可能であって、第２反力部材を構成し、第２キャリヤが第３反力部材を構成し、第３リングギヤが第２出力部材を構成したことを特徴とする。
【００１２】
【作用と効果】
請求項１に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、入力軸の回転数を出力軸の回転数へ変換する第１遊星歯車組と第２遊星歯車組および第３遊星歯車組を有し、第１遊星歯車組が、回転メンバーとして第１入力部材と第１出力部材および第１反力部材とを備えており、第２遊星歯車組と第３遊星歯車組が、相互に一部の回転メンバー同士が連結して、第２入力部材と第２出力部材と第２反力部材および第３反力部材とを備えており、入力軸は第１入力部材と連結するかまたは連結可能であるとともに、第３反力部材と連結可能であり、出力軸は第２出力部材と連結しており、第１出力部材は第２入力部材と連結するかまたは連結可能であり、第１反力部材と第２反力部材および第３反力部材は選択的にケースに固定可能であり、第１遊星歯車組はクラッチにより一体回転可能であり、第１反力部材と第３反力部材とを連結可能にしたため、入力軸と第１入力部材と連結して他の連結との組み合わせで低速段および後進の変速を行い、入力軸と第３反力部材とを連結して他の連結との組み合わせで高速段の変速を行う。
このため、３列の遊星歯車組と６乃至７個の摩擦要素とで前進６段または７段、後進２段の変速比を得ることができるので、軸方向の所要スペースが小さくなるとともに、重量を軽くして製造コストを下げることができる。
【００１３】
請求項２に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第３反力部材のケースへの固定が、噛み合い式のロック機構またはドッグクラッチで行うようにしたため、第３反力部材をケースに固定した場合に他の連結との組み合わせで後進２段の変速を行う。
このため、一般的な多板ブレーキの使用に比べて非連結時の引きずり抵抗が低減するので、燃費を向上することができる。
【００１４】
請求項３に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第１遊星歯車組が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤに噛み合った第１アウタピニヨンと、該第１アウタピニヨンおよび第１サンギヤに噛み合った第１インナピニヨンと、該第１インナピニヨンおよび第１アウタピニヨンを軸支する第１キャリヤとを備えており、第１キャリヤと第１サンギヤのうちの一方が第１入力部材を構成し、第１キャリヤと第１サンギヤのうちの他方が第１反力部材を構成し、第１リングギヤが第１出力部材を構成したため、第１遊星歯車組による減速駆動と他の連結との組み合わせで低速段および後進の変速を行う。
これにより、３列の遊星歯車組と６乃至７個の摩擦要素とで前進６段または７段、後進２段の変速比を得ることができるので、軸方向の所要スペースが小さくなって重量を軽くして製造コストを下げることができるとともに、車両用に適した変速比を得ることができる。
【００１５】
請求項４に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第１遊星歯車組が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニヨンと、該第１ピニヨンを軸支する第１キャリヤとを備えており、第１サンギヤが第１入力部材を構成し、第１キャリヤが第１出力部材を構成し、第１リングギヤが第１反力部材を構成したため、第１遊星歯車組による減速駆動と他の連結との組み合わせで低速段および後進の変速を行う。
これにより、３列の遊星歯車組と６乃至７個の摩擦要素とで前進６段または７段、後進２段の変速比を得ることができるので、軸方向の所要スペースが小さくなって重量を軽くして製造コストを下げることができるとともに、特に商用車に適した変速比を得ることができる。
【００１６】
請求項５に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第２遊星歯車組が、第２サンギヤと、第２リングギヤと、該第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを軸支する第２キャリヤとを備えており、第３遊星歯車組が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、該第３リングギヤおよび第３サンギヤに噛み合った第３ピニヨンと、該第３ピニヨンを軸支する第３キャリヤとを備えており、第３リングギヤが第２入力部材を構成し、第２サンギヤが、第３サンギヤと連結するかまたは連結可能であって、第２反力部材を構成し、第２リングギヤと第３キャリヤとが連結して、第３反力部材を構成し、第２キャリヤが第２出力部材を構成したため、これと組み合わせる第１遊星歯車組で減速駆動した場合に低速段および後進の変速を行い、入力軸と第３反力部材とを連結した場合に他の連結との組み合わせで高速段の変速を行う。
これにより、３列の遊星歯車組と６乃至７個の摩擦要素とで前進６段または７段、後進２段の変速比を得ることができるので、軸方向の所要スペースが小さくなって重量を軽くして製造コストを下げることができるとともに、車両用に適した変速比を得ることができる。
【００１７】
請求項６に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第２遊星歯車組が、第２サンギヤと、第２リングギヤと、該第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを軸支する第２キャリヤとを備えており、第３遊星歯車組が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、該第３リングギヤに噛み合った第３アウタピニヨンと、該第３アウタピニヨンおよび第３サンギヤに噛み合った第３インナピニヨンと、該第３インナピニヨンおよび第３アウタピニヨンを軸支する第３キャリヤとを備えており、第２リングギヤと第３キャリヤとが連結して第２入力部材を構成し、第３サンギヤが、第２サンギヤと連結するかもしくは連結可能であって、第２反力部材を構成し、第２キャリヤが第３反力部材を構成し、第３リングギヤが第２出力部材を構成したため、これと組み合わせる第１遊星歯車組で減速駆動した場合に低速段および後進の変速を行い、入力軸と第３反力部材とを連結した場合に他の連結との組み合わせで高速段の変速を行う。
これにより、３列の遊星歯車組と６乃至７個の摩擦要素とで前進６段または７段、後進２段の変速比を得ることができるので、軸方向の所要スペースが小さくなって重量を軽くして製造コストを下げることができるとともに、車両用に適した変速比を得ることができる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の多段変速遊星歯車列における実施の形態を、図に基づき説明する。
図１は、本発明の第１の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列を表すスケルトン図である。
なお、同図は同じ軸心に配置した入力軸１０と出力軸１２の、軸心より上側半分を描いてある。
【００１９】
この多段変速遊星歯車列は、入力軸１０および出力軸１２と同軸上に第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６および第３遊星歯車組１８が配置されている。第１遊星歯車組１４は、一般的にダブルピニヨン型と呼ばれるもので、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、第１リングギヤ２２に噛み合った第１アウタピニヨン２４と、これら第１アウタピニヨン２４および第１サンギヤ２０に噛み合った第１インナピニヨン２６と、第１インナピニヨン２６および第１アウタピニヨン２４を回転自在に軸支する第１キャリヤ２８とで構成されている。
【００２０】
第２遊星歯車組１６および第３遊星歯車組１８は、いわゆるシングルピニヨン型と呼ばれるもので、それぞれが同じ構成になっている。第２遊星歯車組１６は第２サンギヤ３０と、第２リングギヤ３２と、該第２リングギヤ３２および第２サンギヤ３０に噛み合った第２ピニヨン３４と、該第２ピニヨン３４を回転自在に軸支する第２キャリヤ３８とで構成されている。
同様に、第３遊星歯車組１８は、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、第３ピニヨン４４、第３キャリヤ４８で構成されている。
【００２１】
入力軸１０、出力軸１２と、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６および第２遊星歯車組１８の各回転メンバーは以下のように連結されているか、または連結可能である。
第１サンギヤ２０は、第１クラッチ５０により入力軸１０と連結可能である。
第１サンギヤ２０のように、第１遊星歯車組１４において入力軸１０と連結可能なメンバーは、本発明の第１入力部材を構成する。
【００２２】
第１キャリヤ２８は第１ブレーキ５２によりケース５４に固定可能であるとともに、ワンウエイクラッチ５６により一方の回転方向において常に固定されている。このように第１遊星歯車組１４においてケース５４に固定可能なメンバーは、本発明の第１反力部材を構成する。
【００２３】
第１リングギヤ２２は、入力軸１０と第１サンギヤ２０とを連結し、第１キャリヤ２８を固定することにより、入力軸１０から減速駆動される。
第１リングギヤ２２のように第１遊星歯車組１４において減速駆動されるメンバーは、本発明の第１出力部材を構成する。
第１遊星歯車組１４は第２クラッチ５８を締結することで一体回転する。
【００２４】
次に、第２遊星歯車組１６と第３遊星歯車組１８において、第３リングギヤ４２は第１出力部材の第１リングギヤ２２と連結している。このように第１出力部材と連結しているメンバーは、本発明の第２入力部材を構成する。
第２サンギヤ３０は第３サンギヤ４０と連結するとともに、第２ブレーキ６０によりケース５４に固定可能である。
第２サンギヤ３０および第３サンギヤ４０のように、第２遊星歯車組１６および第３遊星歯車組１８において、ケース５４に固定可能であるのみのメンバーは、本発明の第２反力部材を構成する。
【００２５】
第２リングギヤ３２は第３キャリヤ４８と連結されるとともに、第３ブレーキ６４によりケース５４に固定可能であり、第３クラッチ６２により入力軸１０と連結可能であり、さらに第４クラッチ６６により第１反力部材の第１キャリヤ２８とも連結可能である。
第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８のように、第２遊星歯車組１６および第３遊星歯車組１８において、ケース５４に固定可能であるとともに入力軸１２や第１反力部材と選択的に連結可能なメンバーは、本発明の第３反力部材を構成する。
第２キャリヤ３８は出力軸１２と連結している。第２キャリヤ３８のように出力軸１２と連結しているメンバーは、本発明の第２出力部材を構成する。
【００２６】
次に、図１に示した多段変速遊星歯車列の作動を、図２に示した作動表と図３の（ａ）に示した共通速度線図を参考にしながら説明する。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼び、ワンウエイクラッチを含めて回転メンバー同士の連結機能を有するものを総称して締結要素と呼ぶ。
【００２７】
なお、図２の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキおよびワンウエイクラッチなどの締結要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ５０を、Ｂ−１は第１ブレーキ５２を、ＯＣはワンウエイクラッチ５６をといった具合に、それぞれ表す。なお、これらの記号と各締結要素の符号との関係は、図１に記してある。
【００２８】
縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」および「Ｌレンジ」に分け、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第７速（７ｔｈ）を割り当て、Ｒレンジは後進第１速（Ｒ−Ｌ）と第２速（Ｒ−Ｈ）の各変速段を割り当ててある。
なお、Ｌレンジでは、後述するエンジンブレーキ時のように出力軸１２側から入力軸１０側を駆動することが可能である。
図２の作動表中、○印は各締結要素の締結を、また空欄は各締結要素の解放を表す。なお、（○）は締結してはいるものの動力伝達に寄与しないことを表す。
【００２９】
図３の（ａ）に示す、図１の多段変速遊星歯車列の共通速度線図は、縦方向が入力軸１０の回転数を１とした場合の各回転メンバーの回転数を表し、横方向は第１、第２、第３遊星歯車組１４、１６、１８の歯数比に応じた間隔に各回転メンバーを割り振って回転メンバーごとに縦線を描いてある。
【００３０】
共通速度線図の上方に書いた記号は、サンギヤはＳ、リングギヤはＲ、キャリヤはＣで、またその後の数字１、２はそれぞれが属する第１、第２の遊星歯車組を表し、例えばＳ１、Ｒ１、Ｃ１は、それぞれ第１遊星歯車組１４の第１サンギヤ２０、第１リングギヤ２２、第１キャリヤ２８を表すようになっている。
【００３１】
ここで、各遊星歯車組の歯数比は、リングギヤの歯数（Ｚｒ）に対するサンギヤの歯数（Ｚｓ）の比（Ｚｓ／Ｚｒ）であり、第１遊星歯車組１４をα１、第２遊星歯車組１６をα２、第３遊星歯車組１８をα３とする。
なお、共通速度線図を含めて変速比の計算には、α１を０．４５、α２を０．４０、α３を０．５５とした場合について説明する。
【００３２】
さらに、表示および計算式を簡略化するため、共通速度線図における各縦線間の距離を図３の（ａ）に示したように、右端の２本の縦線間の距離を１として、他の縦線間の距離をＸ、Ｙ、Ｚとして、その値を上記歯数比から以下のように算出しておく。
Ｘ＝α２
Ｙ＝α３（１＋α２）
Ｚ＝Ｙ（１−α１）／α１
これに上記の歯数比を代入すると、Ｘは０．４００、Ｙは０．７７０、Ｚは０．９４１になる。
【００３３】
共通速度線図は、各メンバーの回転数を表す線を太線で描いてあり、第１遊星歯車組１４については破線で、第２遊星歯車組１６および第３遊星歯車１８のメンバーについては実線で描いてある。
なお、各縦線と太線との交点の高さがそれぞれの回転メンバーの回転数を表す。
分かりやすくするため、出力軸１２と連結された第２キャリヤ３８（Ｃ２）の縦線における交点を○印で表示した。
図３の（ｂ）にはα１、α２、α３を上記の値とした場合の各変速比およびそれら間の各段間比を示してある。
【００３４】
はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の駆動は、図２に示した作動表に見るように、第１クラッチ４２（Ｃ−１）の締結により第１サンギヤ２０と入力軸１０とを連結し、第２ブレーキ６０により第２サンギヤ３０と第３サンギヤ４０とをケース５４に固定することで行われる。
このとき、第１キャリヤ２８はワンウエイクラッチ５６（ＯＣ）によりケース５４に固定される。
【００３５】
すなわち、ワンウエイクラッチ５６は第１速で、車両を加速する方向において第１キャリヤ２８をケース５４に固定するようになっており、Ｄレンジの第１速では、いわゆるエンジンブレーキ時のように出力軸１２から入力軸１０への駆動はできない。
第１速の変速比（入力軸１０の回転数／出力軸１２の回転数）は、（Ｙ＋Ｚ）（１＋Ｘ＋Ｙ）／Ｙになり、上記の値に設定した歯数比においては４．８２２になる。
【００３６】
第１速を図３の共通速度線図で説明すると、入力軸１０の回転数を１として、第１サンギヤ２０（Ｓ１）が入力軸１０と同じ回転数１で、第１キャリヤ２８（Ｃ１）がケース５４に固定されているので回転数が０であり、両者を結んだ破線と縦線との交点の高さがが第１遊星歯車組１４の各メンバーの回転数を表す。
【００３７】
第１出力部材の第１リングギヤ２２（Ｒ１）が第２入力部材の第３リングギヤ４２（Ｒ３）と連結しているので、Ｒ１、Ｒ３の縦線と破線との交点と第２、第３サンギヤ３０、４０（Ｓ２、Ｓ３）の回転数０とを結んだ実線の斜線（１ｓｔ）が第２、第３遊星歯車組１６、１８側のメンバーの回転数を表す。
この１ｓｔの斜線と、出力部材の第２キャリヤ３８（Ｃ２）の縦線との交点の高さが出力軸１２の回転数になる。
【００３８】
次に、第２速（２ｎｄ）への変速は、前述の第１速での第１クラッチ４２の締結に加えて、第４クラッチ６６（Ｃ−４）を締結することにより、第１反力部材の第１キャリヤと第３反力部材の第３キャリヤ４８および第２リングギヤ３２とを連結することで行われる。
このとき、第１キャリヤ２８のケース５４への固定は、ワンウエイクラッチ５６の作用で自動的に解除される。
【００３９】
第１キャリヤと第３キャリヤ４８および第２リングギヤ３２とが連結されることにより、共通速度線図においては第１サンギヤ２０（Ｓ１）の回転数を１として、第２、第３サンギヤ３０、４０（Ｓ２、Ｓ３）を０とした直線で結ばれた２ｎｄの斜線になる。
【００４０】
すなわち、第１キャリヤと第３キャリヤ４８および第２リングギヤ３２とが連結されたため、共通速度線図においては第１遊星歯車組１４側と第２、第３遊星歯車組１６、１８側の破線と実線が一直線で結ばれることになる。
これにより、第２速の変速比は１＋Ｘ＋Ｙ＋Ｚになり、上記した歯数比においては３．１１１である。
【００４１】
前述のように、前進第１速から第２速への変速は、ワンウエイクラッチ５６の作用があるため、第４クラッチ６６の締結を追加するだけで済む。
したがって、変速時のいわゆる変速ショックは、第４クラッチ６６の締結を緩やかに行うように制御するだけで抑えられるので、円滑な変速制御を容易に行うことができる。
【００４２】
次に、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第４クラッチ６６の締結を解除して第２クラッチ５８を締結することで行われる。
これにより、第１遊星歯車組１４は一体になって回転数１になり、共通速度線図においては第３リングギヤ４２（Ｒ３）の回転数を１とした３ｒｄの斜線が示すようになり、変速比は１＋Ｘ＋Ｙになる。
上記した歯数比においては２．１７０である。
【００４３】
続いて第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速における第２クラッチ５８の締結を解除して、第３クラッチ６２を締結することで行われる。
これにより、入力軸１０は第３反力部材の第２リングギヤ３２と連結されることになり、第２遊星歯車組１６のみで変速が行われる。
以降の高速段において第３クラッチ６２の締結は維持される。
なお、このとき第１クラッチ５０は締結したままであるが動力伝達には寄与しない。
共通速度線図においては第２リングギヤ３２（Ｒ２）の回転数を１とした４ｔｈの斜線が示すようになって、第４速の変速比は、１＋Ｘになる。
上記した歯数比においては１．４００である。
【００４４】
次に、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速までにおける第２ブレーキ６０の締結を解除して再び第２クラッチ５８を締結することで行われる。
これにより、共通速度線図における５ｔｈの水平線が示すように、第１遊星歯車組１４に加えて第２、第３遊星歯車組１６、１８も一体になって回転することになり、変速比は歯数比に関係なく１になる。
【００４５】
次に、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における第２クラッチ５８の締結を解除して、第１ブレーキ５２を締結することで行われる。
これにより、再び第１キャリヤ２８がケース５４に固定され、第１遊星歯車組１４側は第１速と同じ斜線になるが、第２、第３遊星歯車組１６、１８側は第２リングギヤ３２（Ｒ２）、第３キャリヤ４８（Ｃ３）の回転数が１の６ｔｈの斜線になり、変速比はＹ（Ｙ＋Ｚ）／｛Ｘ・Ｚ＋Ｙ（Ｙ＋Ｚ）｝になる。
上記した歯数比では０．６５８の増速（オーバードライブ）になる。
【００４６】
次に、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第１クラッチ５０の締結を解除して、再び第２クラッチ５８を締結することで第１遊星歯車組１４を一体にしてケース５４に固定して行われる。
これにより共通速度線図に示すように、第１遊星歯車組１４側は回転数０になり、第２、第３遊星歯車組１６、１８側は７ｔｈの斜線が示すようになって、変速比はＹ／（Ｘ＋Ｙ）になる。
上記した歯数比では０．６５８の増速になる。
【００４７】
次に、Ｒレンジの後進第１速（Ｒ−Ｌ）の駆動は、第１クラッチ５０と第１ブレーキ５２および第３ブレーキ６４を締結することで行われる。
これにより、第１キャリヤ２８と第３反力部材の第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８がケース５４に固定されるため、第２、第３遊星歯車組１６、１８側において逆転駆動される。
【００４８】
共通速度線図においては、第３リングギヤ４２（Ｒ３）の回転数が前進の第１速と同じで、第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８の回転を０とした斜線になり、変速比は−（Ｙ＋Ｚ）／Ｘになって、上記した歯数比においては−４．２７８になる。
【００４９】
後進第１速の変速比は、第１クラッチ５０と第１ブレーキ５２および第４クラッチ６６を締結するだけでも得ることができる。
しかし、その場合に第３反力部材である第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８に作用するトルクが大きいため、これをケース５４に固定するのに第１ブレーキ５２および第４クラッチ６６の容量を大きくする必要がある。
図１の実施の形態においては後進第２速の駆動を可能にする目的もあって、第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８をケース５４に固定するための第３ブレーキ６４を設けてある。
【００５０】
また、後進第２速（Ｒ−Ｈ）への変速は、後進第１速における第１ブレーキ５２の締結を解除して、第２クラッチ５８を締結することで行われる。
これにより、第１遊星歯車組１４は一体回転して第３リングギヤ４２（Ｒ３）の回転数が１のＲ−Ｌの斜線が示すように変化する。
変速比は−Ｙ／Ｘになって、上記した歯数比においては−１．９２５になる。
【００５１】
前述のように、Ｄレンジの第１速においてワンウエイクラッチ５６は車両を加速する方向にのみ自動的に締結されるので、エンジンブレーキ時のように出力軸１２側から駆動する場合には、図２の作動表のＬレンジにおける１ｓｔに示すように、Ｄレンジの前進第１速と同様に第１クラッチ４２を締結するとともに、ワンウエイクラッチ５６と併設されている第１ブレーキ５２を締結する。
これにより、トルクが作用する方向を問わずに前進第１速の変速比を得ることができる。
【００５２】
以上の変速比を図３の（ｂ）にまとめる。
なお、隣り合った変速比同士の比が段間比である。
これに見るように、全般に高速段側の段間比が小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。
【００５３】
以上が、図１に示した本発明の前進７段後進２段の多段遊星歯車列における作動と変速比である。
前述のように前進７段の変速比を得ながら３列の遊星歯車組で済ませているので、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮するとともに、重量が軽くなり、製造コストを下げることができる。
【００５４】
また、図２の作動表には記してないが、後進第１速において第４クラッチ６６を締結することが可能であり、その場合には第１キャリヤ２８に作用するトルクと、第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８に作用するトルクとが互いに相殺するため、第３ブレーキ６４の容量をその分だけ小さくすることができる。
【００５５】
すなわち、後進駆動においては第３反力部材に作用するトルクの方向と、第１反力部材に作用するトルクの方向が互いに逆であるため、第４クラッチ６６の容量（伝達可能トルク）と第１ブレーキ５２の容量によって一部を相殺できるので、従来例より第３ブレーキ６４の容量を２０％乃至３０％ほど小さくすることができる。
【００５６】
第３ブレーキ６４の容量を小さくできることは、スペースや製造コストの面におけるメリットもさることながら、特に高速走行における第３ブレーキ６４の引きずり抵抗を減らすことにつながり、変速機の発熱を抑えるとともに燃費の向上に貢献する。
【００５７】
また、図１の実施の形態から第１クラッチ５０を削除して、入力軸１０と第１サンギヤ２０とを常時連結すると、摩擦要素が６個で前進６段の変速が可能な歯車列にすることができる。
その場合は、図２の作動表における第１クラッチ（Ｃ−１）の縦の欄と、７ｔｈの横の欄を除外することになる。
【００５８】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第２の実施の形態のスケルトンを図４に示す。
ここでは、図１に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１の実施の形態と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００５９】
図４の実施の形態における図１の実施の形態との第１の違いは、第１遊星歯車組１４の構成が異なることである。
すなわち、図４に示した実施の形態は、いわゆるシングルピニヨン型であり、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、該第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０に噛み合った第１ピニヨン２４と、該第１ピニヨン２４を回転自在に軸支する第１キャリヤ２８とを備えている。
そして、第１サンギヤ２０が本発明の第１入力部材を、第１リングギヤ２２が本発明の第１出力部材を、第１キャリヤ２８が本発明の第１反力部材を、それぞれ構成している。
【００６０】
したがって、第１入力部材の第１サンギヤ２０が第１クラッチ５０を介して入力軸１０と連結可能であり、第１出力部材の第１リングギヤ２２が第３リングギヤ４２と連結され、第１反力部材の第１キャリヤ２８が第１ブレーキ５２およびワンウエイクラッチ５６を介してケース５４に固定可能であるとともに、第４クラッチ６６を介して第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８と連結可能という関係は図１の実施の形態と同様である。
【００６１】
第２の違いは、第３反力部材の第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８のケース５４への固定方法が機械式のロック機構６８になっていることである。
ロック機構６８は、一般的に自動車用自動変速機に用いられる「パーキングロック機構」と同様に、図示しないアクチュエータによって機械的に噛み合わせることで、第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８をケース５４に固定できるようになっている。
【００６２】
その他の連結関係および締結要素は図１の実施の形態と同じであり、上記のロック機構６８が図１の実施の形態における第３ブレーキ６４と置換されることを除いて、作動表も図２に示したものと共用できるので、ロック機構６８以外の作動説明を省略する。
【００６３】
次に、ロック機構６８を用いて後進駆動する場合の作動について説明する。
第１クラッチ５０をはじめとする摩擦要素の全てが解放状態にあって、入力軸１０が回転している状況において、第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８は連れ回りしている可能性がある。
このような状態でロック機構６８を噛み合わせると不快な噛み合い音を発生させるおそれがあるので、最初に第１ブレーキ５２および第４クラッチ６６を締結する。
【００６４】
これにより、第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８が回転を停止されてケース５４に固定される。この状態において、図示しないアクチュエータを作動させてロック機構６８を噛み合わせ始める。そして、噛み合い始めると同時に第４クラッチ６６の締結を解除すると、ロック機構６８はスムーズに噛み合わせることができ、第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８のケース５４への固定が完了する。
続いて、第１クラッチ５０を締結することで後進の駆動を行うことができる。
【００６５】
後進の駆動が終了して、第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８のケース５４への固定を解除する場合は、最初に第１クラッチ５０および第１ブレーキ５２の締結を解除してロック機構６８にトルクが作用しない状態にしたうえで、アクチュエータによりロック機構６８の噛み合いを解除する。
【００６６】
上記のように図４に示した実施の形態は、各メンバー間の連結関係および締結要素が一部異なるが、図１に示した実施の形態と同様に、前進７段後進２段の変速比を得ることができる。
また、図３に示した共通速度線図においては、上記の連結関係を踏まえて一部の回転メンバーを置換すると同じように描くことができる。
【００６７】
すなわち、第１遊星歯車組１４に関して、左端のＳ１の縦線は変わらないが、左から２番目の縦線が第１キャリヤ２８（Ｃ１）に、さらに右隣の縦線が第１リングギヤ２２に、それぞれ置き換わる。
したがって、左から２番目の縦線はＣ１とＲ３に、さらに右隣の縦線はＲ１とＲ２、Ｃ３になる。
【００６８】
また、それに伴って変速比の計算に用いるＸ、Ｙ、Ｚの値は以下により算出する。
Ｘ＝α２
Ｙ＝α３（１＋α２）
Ｚ＝Ｙ／α１
その結果、α１を０．６２、α２を０．４０、α３を０．５５とした場合に、図１の実施の形態で説明した変速比の計算式に当てはめて計算すると、各変速比は以下のようになる。
【００６９】
前進
第１速： ５．６７０
第２速： ３．４１２
第３速： ２．１７０
第４速： １．４００
第５速： １．０００
第６速： ０．７５６
第７速： ０．６５８
後進
第１速：−５．０３０
第２速：−１．９２５
この変速比は、第１速の変速比と第７速の変速比の比が８．６１７もあり、車両重量の大きい商用車に適した変速比と言える。
【００７０】
上記のように第２リングギヤ３２および第３キャリヤ４８のケース５４への固定を機械式のロック機構にしたため、一般的な多板ブレーキを用いる場合に比べて引きずり抵抗が大幅に低下する。
【００７１】
すなわち、後進の際に固定するメンバー（この場合、第３反力部材）に作用するトルクが他のメンバーの固定に比べて大きいため、大容量の多板ブレーキを用いた場合は当該多板ブレーキが非連結の状態における引きずり抵抗が大きくなるので、機械式のロック機構６８にしたことにより、特に高速走行において発熱や動力伝達効率の悪化を抑える効果が大きいことになる。
その結果、後進用ブレーキの引きずり抵抗がなくなる効果で、高速走行における燃費の向上につながる。
【００７２】
図４に示した実施の形態も、図１に示した実施の形態と同様に、前進７段の変速比を得ながら３列の遊星歯車組で済ませているので、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮するとともに、重量が軽くなり、製造コストを下げることができる。
また、ロック機構６８に代えて一般的な多板ブレーキにすることもできるし、第１クラッチ５０を削除して入力軸１０と第１サンギヤ２０とを連結すると前進６段の変速比を得る構成にできることも図１に示した実施の形態と同じである。
【００７３】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第３の実施の形態のスケルトンを図５に示す。
ここでは、図１に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１に示した実施の形態と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００７４】
図５の実施の形態における図１の実施の形態との第１の違いは、第３遊星歯車組１８の構成が異なるとともに、この第３遊星歯車組１８と第２遊星歯車組１６とのメンバー同士の連結関係が異なることである。
すなわち、第３遊星歯車組１８は、いわゆるダブルピニヨン型であり、第３サンギヤ４０と、第３リングギヤ４２と、第３リングギヤ４２に噛み合った第３アウタピニヨン４４と、これら第３アウタピニヨン４４および第３サンギヤ４０に噛み合った第３インナピニヨン４６と、第３インナピニヨン４６および第３アウタピニヨン４４を回転自在に軸支する第４キャリヤ４８とで構成されている。
【００７５】
また、第３キャリヤ４８が第２リングギヤ３２と連結されて本発明の第２入力部材を構成して第１リングギヤ２２と連結され、第３リングギヤ４２が出力軸１２と連結されて本発明の第２出力部材を構成し、第２サンギヤ３０が第３サンギヤ４０と連結されて本発明の第２反力部材を構成し、第２キャリヤ３８が本発明の第３反力部材を構成している。
【００７６】
第２の違いは、第３反力部材の第２キャリヤ３８をケース５４に固定する手段が、図４に示した実施の形態と同様に機械的なロック機構６８になっていることである。
また、該ロック機構６８と、第２反力部材の第２サンギヤ３０および第３サンギヤ４０をケース５４に固定する第２ブレーキ６０が右側に配置され、これらと第３遊星歯車組１８との間に出力軸１２およびこれと一体になった出力歯車１２ａが配置されている。
【００７７】
上記のように、第２、第３遊星歯車組１６、１８の構成と連結関係は異なるが、各部材同士の連結関係および各締結要素の機能は図１に示した実施の形態と同じであり、前述のように第３ブレーキ（Ｂ−３）に代わってロック機構６８が入ることを除いて作動表も図２のものを共用することができる。
ロック機構６８の作動は図４の実施の形態で説明したのと同じであるので、詳細の説明を省略する。
【００７８】
図３に示した共通速度線図については、上記の連結関係を踏まえて一部の回転メンバーを置換すると同じように描くことができる。
すなわち、右端の第２サンギヤ２０および第３サンギヤ３０はそのままで、左隣の縦線がＣ２から第３リングギヤ４２（Ｒ３）に替わり、その左隣の縦線がＣ１、Ｒ２、Ｃ３から第１キャリヤ２８（Ｃ１）、第２キャリヤ３８（Ｃ２）に替わり、さらに左隣の縦線がＲ１、Ｒ３から第１リングギヤ２２（Ｒ１）はそのままに第２リングギヤ３２（Ｒ２）および第３キャリヤ４８（Ｃ３）の組み合わせに変わり、左端の縦線はＳ１のままである。
【００７９】
また、それに伴って変速比の計算に用いるＸ、Ｙ、Ｚの値は以下により算出する。
Ｘ＝｛α３（１＋α２）−α２｝／｛（１＋α２）（１−α３）｝
Ｙ＝α２／｛（１＋α２）（１−α３）｝
Ｚ＝（α２−α１・α２）／｛α１（１＋α２）（１−α３）｝
その結果、α１を０．４５、α２を０．５４、α３を０．５２とした場合に、図１の実施の形態で説明した変速比の計算式に当てはめて計算すると、各変速比は以下のようになる。
【００８０】
前進
第１速： ４．６３０
第２速： ２．９７６
第３速： ２．０８３
第４速： １．３５３
第５速： １．０００
第６速： ０．７９０
第７速： ０．６７４
後進
第１速：−４．６０１
第２速：−２．０７１
【００８１】
この変速比を見てわかるように、第４速と第５速の段間比（４−５比）が小さいことがわかる。図１および図４に示した実施の形態においては４−５比が１＋α２であり、単純にα２を小さくするには限度がある。
しかし、図５に示した実施の形態においてはα２とα３とで決まり、α２の値を小さくせずに４−５比を小さくできるので、変速比の設定自由度が広がり、車両や図示しない内燃機関の特性にマッチした変速比にしやすくなるというメリットがある。
【００８２】
図５に示した実施の形態の多段変速遊星歯車列も、図１に示した実施の形態と同様に、前進７段の変速比を得ながら３列の遊星歯車組で済ませているので、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮するとともに、重量が軽くなり、製造コストを下げることができる。
また、ロック機構６８に代えて一般的な多板ブレーキにすることもできるし、第１クラッチ５０を削除して入力軸１０と第１サンギヤ２０とを連結すると前進６段の変速比を得る構成にできることも図１に示した実施の形態と同じである。
【００８３】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第４の実施の形態のスケルトンを図６に示す。
ここでは、図１および図５に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１、図５に示した実施の形態と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００８４】
図６の実施の形態における図１、図５の実施の形態との第１の違いは、第１遊星歯車組１４の連結関係が異なることである。
すなわち、第１キャリヤ２８が第１クラッチ５０を介さずに入力軸１０と連結してあって本発明の第１入力部材を構成し、第１サンギヤ２０が第１ブレーキ５２およびワンウエイクラッチ５６を介してケース５４に固定可能であって本発明の第１反力部材を構成する。
第１リングギヤ２２が本発明の第１出力部材を構成するのは図１、図５の実施の形態と同じである。
【００８５】
したがって、入力軸１０と第１入力部材の第１キャリヤ２８との連結をしないで、入力軸１０と第３反力部材を構成する第３キャリヤ４８とを連結することができない構造であるので、図１の実施の形態における第１クラッチ５０が不要になるとともに、必然的に前進６段の歯車列になる。
なお、第２遊星歯車組１６および第３遊星歯車組１８の軸方向の並べ方が図５の実施の形態のものと左右逆配置になっているが、連結関係は実質的に同じである。
【００８６】
第２の違いは、第３反力部材の第２キャリヤ３８をケース５４に固定する手段が第１ドッグクラッチ７０およびスリーブ７２になっていることである。
これに伴って、ワンウエイクラッチ５６にも第２ドッグクラッチ７４を設けてあり、第１サンギヤ２０を一回転方向に固定する際には、ワンウエイクラッチ５６と第２ドッグクラッチ７４およびスリーブ７２を介してケース５４に固定するようになっている。
【００８７】
図６においてはスリーブ７２が左側にあって第２ドッグクラッチ７４側と噛み合っており、第２キャリヤ３８のケース５４への固定が解除された状態であり、後進（Ｒレンジ）以外にあってはこのようになっている。
後進する場合には、スリーブ７２を右側に移動して第１ドッグクラッチ７０と噛み合わせると、第２キャリヤ３８をケース５４に固定することができる。
【００８８】
その他の連結関係および締結要素は図１の実施の形態と同じであるので、スリーブ７２と第１ドッグクラッチ７０および第２ドッグクラッチ７４以外の作動説明を省略する。
【００８９】
次に、スリーブ７２を用いて後進駆動する場合の作動について説明する。
最初に全ての摩擦要素が解除された状態においてスリーブ７２を図６にて右側へ移動して第２ドッグクラッチ７４との噛み合いを解除する。続いて、第１ブレーキ５２および第４クラッチ６６を締結する。これにより第２キャリヤ３８は第１サンギヤ２０とともにケース５４に固定され、この段階で後進の駆動状態になる。
【００９０】
しかし、第１ブレーキ５２および第４クラッチ６６のみでは後進の駆動に必要な容量を備えていないので、ここでスリーブ７２をさらに右側へ移動して第１ドッグクラッチ７０と噛み合わせる。この際、スリーブ７２と第１ドッグクラッチ７０とが噛み合い始めたところで第１ブレーキ５２および第４クラッチ６６の締結を解除して、噛み合い完了までスリーブ７２を右側へ移動する。
【００９１】
スリーブ７２と第１ドッグクラッチ７０との噛み合いが完了したところで再び第１ブレーキ５２を締結して第１サンギヤ２０をケース５４に固定すると後進の駆動が可能になる。
したがって、上記の後進（Ｒレンジ）への切り替えは、図示しない内燃機関が低回転で出力が低い状態で行う必要がある。
【００９２】
逆に、後進から前進に切り替えるには、次の順序でスリーブ７２を左側へ移動する。すなわち、最初に第１ブレーキ５２の締結を解除して第１ドッグクラッチ７０にトルクが作用しないようにしてからスリーブ７２を左側へ移動して第１ドッグクラッチ７０との噛み合いを解除する。
【００９３】
次に再び第１ブレーキ５２を軽く締結して第１サンギヤ２０の連れ回りを止めておいて、第２ドッグクラッチ７４と噛み合うようにスリーブ７２を左側へ移動して、噛み合い始めたところで第１ブレーキ５２の締結を解除して噛み合い完了までスリーブ７２を移動する。
以降は、図２に示した作動表に沿って前進の駆動を行うことができる。
なお、ワンウエイクラッチ５６に第２ドッグクラッチ７４を設ける理由は、ワンウエイクラッチ５６を常にケース５４に固定した場合に、スリーブ７２を第１ドッグクラッチ７０と噛み合わせる際の障害になるのを防止するためである。
【００９４】
上記のように、第１、第２、第３遊星歯車組１４、１６、１８の構成と連結関係は異なるが、各部材同士の連結関係および各締結要素の機能は図１に示した実施の形態と同じであり、第１クラッチ（Ｃ−１）と７ｔｈがないことを除いて作動表も図２のものを共用することができる。
図３に示した共通速度線図については、上記の連結関係を踏まえて一部の回転メンバーを置換すると同じように描くことができる。
【００９５】
すなわち、右端の第２サンギヤ３０および第３サンギヤ４０はそのままで、左隣の縦線がＣ２から第３リングギヤ４２（Ｒ３）に替わり、その左隣の縦線がＣ１、Ｒ２、Ｃ３から第１サンギヤ２０（Ｓ１）、第２キャリヤ３８（Ｃ２）に替わり、さらに左隣の縦線がＲ１、Ｒ３から第１リングギヤ２２（Ｒ１）はそのままに第２リングギヤ３２（Ｒ２）および第３キャリヤ４８（Ｃ３）の組み合わせに変化し、左端の縦線はＳ１から第１キャリヤ２８（Ｃ１）に替わる。
【００９６】
また、それに伴って変速比の計算に用いるＸ、Ｙ、Ｚの値は以下により算出する。
Ｘ＝｛α３（１＋α２）−α２｝／｛（１＋α２）（１−α３）｝
Ｙ＝α２／｛（１＋α２）（１−α３）｝
Ｚ＝｛α２−α２（１−α１）｝／｛（１＋α２）（１−α１）（１−α３）｝
その結果、α１を０．５２、α２を０．４３、α３を０．４７とした場合に、図１の実施の形態で説明した変速比の計算式に当てはめて計算すると、各変速比は以下のようになる。
【００９７】
前進
第１速： ３．９３１
第２速： ２．５０１
第３速： １．８８７
第４速： １．３１９
第５速： １．０００
第６速： ０．７７４
後進
第１速：−３．７００
第２速：−１．７７６
【００９８】
図６に示した実施の形態の多段変速遊星歯車列は、図５に示した実施の形態と同様に、第４速と第５速の段間比（４−５比）が小さいことがわかる。
また、前進６段ではあるが乗用車向けの変速機に適した変速比を得ることができる。
さらに、後進において第３反力部材である第２キャリヤ３８をケース５４に固定するのが第１ドッグクラッチ７０とスリーブ７２を用いて機械的に固定する手段であり、前進走行において引きずり抵抗を生じない。
このため、特に高速走行において燃費が向上する効果が期待できるのは、図４、図５に示した実施の形態と同様である。
【００９９】
図５に示した実施の形態の多段変速遊星歯車列も、図１に示した実施の形態と同様に、前進６段の変速比を得ながら３列の遊星歯車組で済ませているので、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮するとともに、重量が軽くなり、製造コストを下げることができる。
また、第１ドッグクラッチ７０およびスリーブ７２に代えて一般的な多板ブレーキにすることもできる。
【０１００】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第５の実施の形態のスケルトンを図７に示す。
ここでは、図１に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１に示した実施の形態と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【０１０１】
図７の実施の形態における図１の実施の形態との違いは、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６および第３遊星歯車組１８の連結関係であり、以下のようになっている。
すなわち、第１遊星歯車組１４は、図６に示した実施の形態と同様に、第１キャリヤ２８が本発明の第１入力部材を構成しているが、第１クラッチ５０により入力軸１０と連結可能である点が図６の実施の形態と異なる。
第１サンギヤ２０が本発明の第１反力部材を構成する点は図６の実施の形態と同じである。
第１リングギヤ２２が本発明の第１出力部材を構成する点は図１および図６に示した実施の形態と同じである。
【０１０２】
また、第２遊星歯車組１６および第３遊星歯車組１８は、第２サンギヤ２０と第３リングギヤ４２とが連結されて本発明の第２入力部材を構成し、第２リングギヤ３２が本発明の第２出力部材を構成し、第３サンギヤ４０が本発明の第２反力部材を構成し、第２キャリヤ３８と第３キャリヤ４８とが連結されて本発明の第３反力部材を構成する。
【０１０３】
上記のように、第１、第２、第３遊星歯車組１４、１６、１８の構成と連結関係は異なるが、各部材同士の連結関係および各締結要素の機能は図１に示した実施の形態と同じであり、作動表も図２のものを共用することができる。
図３に示した共通速度線図については、上記の連結関係を踏まえて一部の回転メンバーを置換すると同じように描くことができる。
【０１０４】
すなわち、右端の第２サンギヤ３０および第３サンギヤ４０の縦線は第３サンギヤ４０（Ｓ３）のみになり、左隣の縦線がＣ２から第２リングギヤ３２（Ｒ２）に替わり、その左隣の縦線がＣ１、Ｒ２、Ｃ３から第１サンギヤ２０（Ｓ１）、第２キャリヤ３８（Ｃ２）および第３キャリヤ４８（Ｃ３）に替わり、さらに左隣の縦線がＲ１、Ｒ３から第１リングギヤ２２（Ｒ１）はそのままに第２サンギヤ３０（Ｓ２）および第３リングギヤ４２（Ｒ３）の組み合わせに変化し、左端の縦線はＳ１から第１キャリヤ２８（Ｃ１）に替わる。
【０１０５】
また、それに伴って変速比の計算に用いるＸ、Ｙ、Ｚの値は以下により算出する。
Ｘ＝α２・α３／（１−α２・α３）
Ｙ＝α３／（１−α２・α３）
Ｚ＝α１・α３／｛（１−α１）（１−α２・α３）｝
その結果、α１を０．５５、α２を０．４８３、α３を０．５４とした場合にＸ、Ｙ、Ｚの値が図５に示した実施の形態と同じ値になり、図１の実施の形態で説明した変速比の計算式に当てはめて計算すると、各変速比は以下になる。
【０１０６】
前進
第１速： ４．６３０
第２速： ２．９７６
第３速： ２．０８３
第４速： １．３５３
第５速： １．０００
第６速： ０．７９０
第７速： ０．６７４
後進
第１速：−４．６０１
第２速：−２．０７１
【０１０７】
図６に示した実施の形態の多段変速遊星歯車列も、図５に示した実施の形態と同様に、α２およびα３を小さくせずに第４速と第５速の段間比（４−５比）を小さくすることができる。
また、乗用車向けの変速機に適した変速比を得ることができる。
【０１０８】
さらに、図１に示した実施の形態と同様に、前進７段の変速比を得ながら３列の遊星歯車組で済ませているので、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮するとともに、重量が軽くなり、製造コストを下げることができる。
【０１０９】
また、第３ブレーキ６４に代えて図４の実施の形態で説明したようなロック機構６８にすることもできるし、第１クラッチ５０を削除して入力軸１０と第１キャリヤ２８とを連結すると前進６段の変速比を得る構成にできることも図１に示した実施の形態と同じである。
さらに、第１遊星歯車組１４を図４の実施の形態で示したようなシングルピニヨン型にすることもできる。
【０１１０】
以上、説明したように、本発明の第１乃至第５の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列は、第１反力部材と第３反力部材とを連結可能にすることによって、３列の遊星歯車組を用いて、車両用の変速機に適した前進６段または７段の変速比を得ることができるのが特徴であり、従来例に比べて変速機の軸方向長さを短くすることができるので、従来に比べて重量が軽くなり、製造コストを下げることができる。
【０１１１】
なお、本発明に係る多段変速遊星歯車列によれば、上記したような効果が得られるほかに、さらに当業者の一般的な知識に基づいて、各締結要素のレイアウトを工夫することなどの改良や変更を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図２】図１に示した多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。
【図３】図１に示した多段変速遊星歯車列の共通速度線図および変速比の例を示す図である。
【図４】本発明の第２の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図５】本発明の第３の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図６】本発明の第４の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図７】本発明の第５の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【符号の説明】
１０：入力軸
１２：出力軸
１４：第１遊星歯車組
１６：第２遊星歯車組
１８：第３遊星歯車組
２０：第１サンギヤ
２２：第１リングギヤ
２４：第１ピニヨン、第１アウタピニヨン
２６：第１インナピニヨン
２８：第１キャリヤ
３０：第２サンギヤ
３２：第２リングギヤ
３４：第２ピニヨン
３８：第２キャリヤ
４０：第３サンギヤ
４２：第３リングギヤ
４４：第３ピニヨン、第３アウタピニヨン
４６：第３インナピニヨン
４８：第３キャリヤ４８
５０：第１クラッチ
５２：第１ブレーキ
５４：ケース
５６：ワンウエイクラッチ
５８：第２クラッチ
６０：第２ブレーキ
６２：第３クラッチ
６６：第４クラッチ
６８：ロック機構
７０：第１ドッグクラッチ
７２：スリーブ
７４：第２ドッグクラッチ

Claims (6)

1. 入力軸と、
   出力軸と、
   前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸の回転数を前記出力軸の回転数へ変換する第１遊星歯車組と第２遊星歯車組および第３遊星歯車組を有し、
   前記第１遊星歯車組が、回転メンバーとして第１入力部材と第１出力部材および第１反力部材とを備えており、
   前記第２遊星歯車組と前記第３遊星歯車組が、相互に一部の回転メンバー同士が連結して、第２入力部材と第２出力部材と第２反力部材および第３反力部材とを備えており、
   前記入力軸は前記第１入力部材と連結するかまたは連結可能であるとともに、前記第３反力部材と連結可能であり、
   前記出力軸は前記第２出力部材と連結しており、
   前記第１出力部材は前記第２入力部材と連結するかまたは連結可能であり、
   前記第１反力部材と前記第２反力部材および前記第３反力部材は選択的にケースに固定可能であり、
   前記第１遊星歯車組はクラッチにより一体回転可能であり、
   前記第１反力部材と前記第３反力部材とが連結可能であることを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記第３反力部材の前記ケースへの固定が、噛み合い式のロック機構またはドッグクラッチで行われることを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
3. 前記第１遊星歯車組が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤに噛み合った第１アウタピニヨンと、該第１アウタピニヨンおよび前記第１サンギヤに噛み合った第１インナピニヨンと、該第１インナピニヨンおよび前記第１アウタピニヨンを軸支する第１キャリヤとを備えており、
   前記第１キャリヤと前記第１サンギヤのうちの一方が前記第１入力部材を構成し、
   前記第１キャリヤと前記第１サンギヤのうちの他方が前記第１反力部材を構成し、
   前記第１リングギヤが前記第１出力部材を構成したことを特徴とする請求項１または２に記載の多段変速遊星歯車列。
4. 前記第１遊星歯車組が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤおよび前記第１サンギヤに噛み合った第１ピニヨンと、該第１ピニヨンを軸支する第１キャリヤとを備えており、
   前記第１サンギヤが前記第１入力部材を構成し、
   前記第１キャリヤが前記第１出力部材を構成し、
   前記第１リングギヤが前記第１反力部材を構成したことを特徴とする請求項１または２に記載の多段変速遊星歯車列。
5. 前記第２遊星歯車組が、第２サンギヤと、第２リングギヤと、該第２リングギヤおよび前記第２サンギヤに噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを軸支する第２キャリヤとを備えており、
   前記第３遊星歯車組が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、該第３リングギヤおよび前記第３サンギヤに噛み合った第３ピニヨンと、該第３ピニヨンを軸支する第３キャリヤとを備えており、
   前記第３リングギヤが前記第２入力部材を構成し、
   前記第２サンギヤが、前記第３サンギヤと連結するかまたは連結可能であって、前記第２反力部材を構成し、
   前記第２リングギヤと前記第３キャリヤとが連結して、前記第３反力部材を構成し、
   前記第２キャリヤが前記第２出力部材を構成したことを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
6. 前記第２遊星歯車組が、第２サンギヤと、第２リングギヤと、該第２リングギヤおよび前記第２サンギヤに噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを軸支する第２キャリヤとを備えており、
   前記第３遊星歯車組が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、該第３リングギヤに噛み合った第３アウタピニヨンと、該第３アウタピニヨンおよび前記第３サンギヤに噛み合った第３インナピニヨンと、該第３インナピニヨンおよび前記第３アウタピニヨンを軸支する第３キャリヤとを備えており、
   前記第２リングギヤと前記第３キャリヤとが連結して前記第２入力部材を構成し、
   前記第３サンギヤが、前記第２サンギヤと連結するかもしくは連結可能であって、前記第２反力部材を構成し、
   前記第２キャリヤが前記第３反力部材を構成し、
   前記第３リングギヤが前記第２出力部材を構成したことを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。

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