JP2006307954A - 自動変速機用歯車変速装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ダブルピニオン型遊星歯車を用いずに前進９速後退１速以上の変速段を達成するとともに、ＦＲ車にも容易に適用可能であり、制御性が良く、かつギヤ比のワイド化を達成した自動変速機用歯車変速装置を提供する。
【解決手段】 シングルピニオン型の第１〜第４遊星歯車と、第１〜第３連結メンバと、第１クラッチ〜第３クラッチと、第１〜第５ブレーキとを備え、オーバードライブ段を２段または３段とし、変速機回転軸に対し入出力軸を互いに反対方向に設け、多層の回転軸上に配置されるクラッチの数を最小限とし、各クラッチ、ブレーキの締結により前進９速後退１速を得る変速制御手段を設けた。
【選択図】 図１

Description

本発明は、少なくとも前進９速・後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置に関する。

前進９速・後退１速以上の変速段を達成する自動変速機用歯車変速装置としては、特許文献１〜１４に記載の技術が開示されている。特許文献１〜８の技術はいずれもシングルピニオン型とダブルピニオン型の遊星歯車を組み合わせて前進９速・後退１速以上の変速段を達成している。
特開２００５−０３６８９４号公報 特開２００５−０３６９５５号公報 特開２００５−０４２８２６号公報 特開２００５−００９６５９号公報 特開２００３−５１０５３９号公報 特開２００２−１８８６９４号公報 特開２００２−２２７９４０号公報 特開２００４−５２４４８５号公報

また、特許文献９〜１４の技術にあっては、シングルピニオン型遊星歯車を組み合わせて前進９速・後退１速以上の変速段を達成している。なお、各特許文献における変速比１以上のオーバードライブ（ＯＤ）段数を括弧書きで示す。
特開２００１−０８２５５５号公報（図９ ＯＤ２段） 特開２００４−５２２０９６号公報（図１０ ＯＤ４段） 特開２００４−０８４７７４号公報（ＯＤ１段） 特開２００３−５１４１９５号公報（図７ ＯＤ２段） 特開平０３−１７２６７０号公報（ＯＤ１段） 特開平０３−２２９０５５号公報（ＯＤ１段）

しかしながら特許文献１〜８の技術にあっては、ダブルピニオン型遊星歯車を用いるため組み付けが煩雑となるとともに、音振の面からも好ましくない。また、変速機外径寸法を一定と仮定した場合、ダブルピニオン型遊星歯車ではピニオンが２つ設けられる分サンギヤ径が小さくなるため、９速以上の多段自動変速機を必要とする大排気量車には適さない。

また、特許文献９〜１４記載の技術のうち、特許文献１１，１３，１４はオーバードライブ段が１段しかなく、ほとんどのギヤ段が変速比１以下に設けられている。したがって、多段化されているにもかかわらずギヤ比がワイド化されておらず、多段化のメリットを十分生かすことができない。

さらに、特許文献９、１０の技術にあっては、変速機出力軸はブレーキと接続する遊星歯車に挟まれており、変速機の回転軸に対し入出力軸を互いに同軸上で反対方向に配置することはレイアウト上困難である。したがって、特許文献９，１０の技術をＦＲ車に適用することは現実的でない。加えて特許文献９の技術は前進１０速を達成するものの、前進１０段の変速比に対しオーバードライブ段が２段しかなく、ギヤ比のワイド化が不十分である。

一方、特許文献１２の技術では前進９速中オーバードライブ段は２速であり、また変速機の入出力軸は変速機回転軸に対し互いに反対方向に配置されているため、変速比ワイド化の観点では比較的良好であり、ＦＲ車にも適する。しかし、特許文献１２の技術では５つのクラッチが遊星歯車に挟まれており、クラッチへ作動油を供給する油路は何層もの回転軸を経由することとなる。そのためクラッチ油路における遠心力が作動油に影響を与え、クラッチの制御性が悪化するという問題がある。

とくに、特許文献１２の構成では摩擦要素はクラッチのみであり、さらにクラッチ総数６個に対し５個のクラッチが遊星歯車に挟まれ、回転軸の外周に配置されている。したがって大部分のクラッチの作動油がそれぞれの回転軸の遠心力の影響を受けてしまい、制御性の悪化がより顕著となる、という問題があった。

本発明は上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、ダブルピニオン型遊星歯車を用いずに前進９速後退１速以上の変速段を達成するとともに、ＦＲ車にも容易に適用可能であり、制御性が良く、かつギヤ比のワイド化を達成した自動変速機用歯車変速装置を提供することにある。

上記目的を達成するため、本発明では、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星ギヤと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤと、第４サンギヤと、第４リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第４キャリヤを有するシングルピニオン型の第４遊星ギヤと、前記第１リングギヤと前記第２キャリヤと前記第４リングギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、前記第３リングギヤと前記第４キャリヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを一体的に連結する第３連結メンバと、前記第２リングギヤと前記第２連結メンバとを選択的に断接する第１クラッチと、前記第４キャリヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第３クラッチと、前記第１キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、前記第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、前記第３連結メンバの回転を選択的に停止させる第３ブレーキと、前記第２連結メンバの回転を選択的に停止させる第４ブレーキと、前記第１連結メンバの回転を選択的に停止させる第５ブレーキと、前記第２リングギヤに連結される入力部材と、前記第３キャリヤに連結される出力部材と、を備え、前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第２ブレーキの締結により１速、前記第３クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により２速、前記第２クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により３速、前記第２クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により４速、前記第１クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により５速、前記第１クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第３クラッチの締結により６速、前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により７速、前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により第８速、前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第５ブレーキの締結により第９速、前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第４ブレーキの締結により後退速、を得る前進９速後退１速の変速制御手段を設けた。

よって、本願発明の自動変速機用歯車変速装置にあっては、ダブルピニオン型遊星歯車を用いずに前進９速後退１速以上の変速段を達成するとともに、ＦＲ車にも容易に適用可能であり、制御性が良く、かつギヤ比のワイド化を達成した自動変速機用歯車変速装置を提供できる。

以下、本発明の自動変速機用歯車変速装置を実現する最良の形態を、図面に示す実施例に基づいて説明する。

［基本構成］
図１は実施例１における前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置のスケルトン図である。入力軸ＩＮ側から軸方向出力軸ＯＵＴ側に向けて、第１遊星ギヤセットＧＳ１（第１遊星ギヤＧ１，第２遊星ギヤＧ２）、第２遊星ギヤセットＧＳ２（第３遊星ギヤＧ３及び第４遊星ギヤＧ４）の順に配置されている。また、摩擦締結要素として複数のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３及びブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｂ５が配置されている。

第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４は、それぞれ第１〜第４サンギヤＳ１〜Ｓ４、第１〜第４リングギヤＲ１〜４、第１〜第４ピニオンＰ１〜Ｐ４、及び各ピニオンＰ１〜Ｐ４を支持する第１〜第４キャリヤＰＣ１〜ＰＣ４と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。第１、第２遊星歯車Ｇ１，Ｇ２の組み合わせにより第１遊星歯車セットＧＳ１、第３、第４遊星歯車Ｇ３，Ｇ４の組み合わせにより第２遊星歯車セットＧＳ２が構成される。

入力軸ＩＮは第２リングギヤＲ２に接続するとともに第１クラッチＣ１を介して第２連結メンバＭ２に接続し、トルクコンバータ等を介して入力されたエンジンの駆動力を変速機に入力する。出力軸ＯＵＴは第３キャリヤＰＣ３に接続し、変速機により変速された回転駆動力を図外のファイナルギヤ等を介して駆動輪に出力する。入出力軸ＩＮ，ＯＵＴを互いに反対方向に設けることで、ＦＲ車に好適な変速機構成とするものである。

第１連結メンバＭ１は、第１リングギヤＲ１と第２キャリヤＰＣ２と第４リングギヤＲ４とを一体的に連結し、第２連結メンバＭ２は、第３リングギヤＲ３と第４キャリヤＰＣ４とを一体的に連結する。また、第３連結メンバＭ３は、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とを一体的に連結する。

第１遊星ギヤセットＧＳ１は、第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２とを、第１連結メンバＭ１と第３連結メンバＭ３により連結することで構成される。また、第２遊星ギヤセットＧＳ２は、第３遊星ギヤＧ３と第４遊星ギヤＧ４とを、第２連結メンバＭ２により連結することで構成される。

第１クラッチＣ１は、入力軸ＩＮと第２連結メンバＭ２とを選択的に断接し、第２クラッチＣ２は、第４サンギヤＳ４と第４キャリヤＰＣ４とを選択的に断接する。また、第３クラッチＣ３は、第３サンギヤＳ３と第４サンギヤＳ４とを選択的に断接する。

第１ブレーキＢ１は、第１キャリヤＰＣ１の回転を選択的に停止させ、第２ブレーキＢ２は、第３サンギヤＳ３の回転を選択的に停止させる。また、第３ブレーキＢ３は、第３連結メンバＭ３（第１サンギヤＳ１及び第２サンギヤＳ２）の回転を選択的に停止させ、第４ブレーキＢ４は、第４キャリヤＰＣ４の回転を選択的に停止させる。さらに、第５ブレーキＢ５は、第１連結メンバＭ１の回転を選択的に停止させる。

前記各クラッチＣ１〜Ｃ３及び各ブレーキＢ１〜Ｂ５には、図２の締結作動表に示すように、前進９速後退１速の各変速段にて締結圧（○印）や解放圧（無印）を作り出す図外の変速油圧制御装置（請求項１に記載の変速制御手段）が接続されている。なお、変速油圧制御装置としては、油圧制御タイプ、電子制御タイプ、油圧＋電子制御タイプ等が採用される。

（第２クラッチによる第４遊星ギヤ一体化）
第４遊星ギヤＧ４においては、第２クラッチＣ２を介して第４キャリヤＰＣ４と第４リングギヤＲ４が接続されている。したがって、第２クラッチＣ２の締結により第４キャリヤＰＣ４と第４リングギヤＲ４は一体回転し、第４遊星ギヤＧ４においては変速が行われないこととなる。

（第３クラッチによる第３、第４遊星ギヤ一体化）
第２遊星ギヤセットＧＳ２においては、第３リングギヤＲ３と第４キャリヤＰＣ４は第２連結メンバＭ２により常時締結されている。したがって、第３クラッチＣ３解放状態においては第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４はそれぞれ独立回転を行い、第３遊星ギヤＧ３と第４遊星ギヤＧ４はそれぞれ独立したギヤ比を達成する。

第３クラッチＣ３締結状態においては、常時締結の第３リングギヤＲ３と第４キャリヤＰＣ４に加え第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４も一体回転する。したがって、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４は一体となって回転し、第２遊星ギヤセットＧＳ２においては変速が行われないこととなる。

［変速作用］
図２は実施例１における前進９速後退１速の締結作動表、図３は各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図、図４〜図１１は各変速段でのトルクフローを示す図である。トルク伝達経路は太線、トルク伝達を行うギヤはハッチングで示す。

〈１速〉
図４は１速におけるトルクフローであり、第３クラッチＣ３、第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２の締結により得られる（図２参照）。第１ブレーキＢ１が締結、第３ブレーキＢ３が解放されているため、入力軸ＩＮから第２リングギヤＲ２に入力された回転は、第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２により減速される。

第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２により減速された回転は、第１連結メンバＭ１から第４リングギヤＲ４に出力される。また、第２ブレーキＢ２及び第３クラッチＣ３が締結されているため、第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４はともに回転を拘束される。したがって、第４リングギヤＲ４に入力された回転は、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。

すなわち、１速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第１ブレーキＢ１の締結点と、第１遊星ギヤセットＧＳ１からの減速回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図３参照）。

図４に示すように、太線で示す第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２、第３クラッチＣ３、第１〜第３連結メンバＭ１，Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４全ての遊星ギヤがトルク伝達に関与する。

〈２速〉
図５は２速におけるトルクフローであり、第３クラッチＣ３，第２、第３ブレーキＢ２，Ｂ３が締結される（図２参照）。第３ブレーキＢ３が締結、第１ブレーキＢ１が解放されているため、入力軸ＩＮから第２リングギヤＲ２に入力された回転は第２遊星ギヤＧ２により減速され、第１遊星ギヤＧ１は変速に関与しない。

第２遊星ギヤＧ２により減速された回転は、第１連結メンバＭ１から第４リングギヤＲ４に出力される。また、第２ブレーキＢ２及び第３クラッチＣ３が締結されているため、第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４はともに回転を拘束される。したがって、第４リングギヤＲ４に入力された回転は第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。

すなわち、２速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第２遊星ギヤＧ２からの減速回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図３参照）。

図５に示すように、太線で示す第２、第３ブレーキＢ２，Ｂ３、第３クラッチＣ３、第１〜第３連結メンバＭ１〜Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１遊星ギヤＧ１以外の各遊星ギヤＧ２〜Ｇ４がトルク伝達に関与する。

〈３速〉
図６は３速におけるトルクフローであり、第２クラッチＣ２、第２、第３ブレーキＢ２，Ｂ３が締結される（図２参照）。第１ブレーキＢ１が解放、第３ブレーキＢ３が締結されているため、入力軸ＩＮから第２リングギヤＲ２に入力された回転は、第２遊星ギヤＧ２により減速され、第１遊星ギヤＧ１は変速を行わない。

第２遊星ギヤＧ２により減速された回転は、第１連結メンバＭ１から第４リングギヤＲ４に出力される。また、第２クラッチＣ２が締結されているため、第４リングギヤＲ４と第４キャリヤＰＣ４が締結されて第４遊星ギヤＧ４は一体となって回転する。

加えて第２ブレーキＢ２が締結されているため、第４キャリヤＰＣ４から第２連結メンバＭ２を介して第３リングギヤＲ３に入力された回転は、第３遊星ギヤＧ３により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。したがって、第４遊星ギヤＧ４はトルク伝達は行うが減速作用には関与しない。

すなわち、３速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第２遊星ギヤＧ２からの減速回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図３参照）。

図６に示すように、太線で示す第２、第３ブレーキＢ２，Ｂ３、第２クラッチＣ２、第１〜第３連結メンバＭ１，Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１遊星ギヤＧ１以外の全ての遊星ギヤＧ２〜Ｇ４がトルク伝達に関与する。

〈４速〉
図７は４速におけるトルクフローであり、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３、第３ブレーキＢ３が締結される（図２参照）。第１ブレーキＢ１が解放、第３ブレーキＢ３が締結されているため、入力軸ＩＮから第２リングギヤＲ２に入力された回転は、第２遊星ギヤＧ２により減速され、第１遊星ギヤＧ１は変速に関与しない。

第２遊星ギヤＧ２により減速された回転は、第１連結メンバＭ１から第４リングギヤＲ４に出力される。また、第２クラッチＣ２が締結されているため第４遊星ギヤＧ４は一体回転する。これに加えて４速では第３クラッチＣ３も締結されており、第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４も一体回転する。

さらに第３リングギヤＲ３と第４キャリヤＰＣ４は第２連結メンバＭ２により常時締結されているため、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４は一体回転する。したがって、第４リングギヤＲ４に入力された回転は、変速されずにそのまま第３キャリヤＰＣ３から出力される。

すなわち、４速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第２遊星ギヤＧ２からの減速回転をそのまま出力する第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３の締結点により規定される（図３参照）。

図７に示すように、太線で示す第３ブレーキＢ３、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３，第１〜第３連結メンバＭ１〜Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１遊星ギヤＧ１以外の各遊星ギヤＧ２〜Ｇ４がトルク伝達に関与する。

〈５速〉
図８は５速におけるトルクフローであり、第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２が締結される（図２参照）。第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸ＩＮの回転は第２連結メンバＭ２に入力される。また、第１、第３ブレーキＢ１，Ｂ３が解放されているため、第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２は変速に関与しない。

第２連結メンバＭ２の回転は第３リングギヤＲ３、第４キャリヤＰＣ４に出力される。また、第２ブレーキＢ２が締結、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３が解放、第４ブレーキＢ４が解放されているため、第４遊星ギヤＧ４はフリー回転し、第３リングギヤＲ３に入力された回転は第３遊星ギヤＧ３により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。

すなわち、５速の共線図はエンジンの出力回転をそのまま出力する第１クラッチＣ１、第２遊星ギヤＧ２からの減速回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図３参照）。

図８に示すように、太線で示す第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２、第２連結メンバＭ２にトルクが作用する。つまり、第２、第３遊星ギヤＧ２，Ｇ３がトルク伝達に関与する。

〈６速〉
図９は６速におけるトルクフローであり、第１〜第３クラッチＣ１〜Ｃ３が締結される（図２参照）。第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸ＩＮの回転は第２リングギヤに入力されるとともに、第２連結メンバＭ２に入力される。また、第２クラッチＣ２の締結により第４キャリヤＰＣ４と第４サンギヤＳ４が締結され、第４遊星ギヤＧ４は一体回転する。

さらに、第３クラッチＣ３の締結により、第３サンギヤＳ３と第４キャリヤＰＣ４は一体回転するため、第３リングギヤＲ３と第３サンギヤＳ３が一体回転し、第３遊星ギヤＳ３では変速が行われないこととなる。第４遊星ギヤＧ４はトルク伝達には関与するが変速は行わない。

したがって、第２連結メンバＭ４の回転によって規定される回転は、第２遊星ギヤセットＧＳ２では減速されずにそのまま第３キャリヤＰＣ３から出力される。

すなわち、６速においてはエンジンの出力回転をそのまま第２連結メンバＭ２に伝達する第１クラッチＣ１、第２遊星ギヤセットＧＳ２を構成する第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定される（図３参照）。

図９に示すように、太線で示す第１〜第３クラッチＣ１〜Ｃ３、第２連結メンバＭ２にトルクが作用する。つまり、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４がトルク伝達に関与する。

〈７速〉
図１０は７速におけるトルクフローであり、第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３と第３ブレーキＢ３が締結される（図２参照）。第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸ＩＮの回転は第２リングギヤに入力されるとともに、第２連結メンバＭ２に入力される。

また、第３ブレーキＢ３が締結されているため、入力軸ＩＮから第２リングギヤＲ２に入力された回転は、第２遊星ギヤＧ２により減速される。さらに、第３クラッチＣ３が締結されているため、第２遊星ギヤセットＧＳ２は、第４リングギヤＲ４の回転と、第２連結メンバＭ４の回転によって規定される回転を第３キャリヤＰＣ３から出力する。

すなわち、７速においてはエンジンの出力回転を第１遊星ギヤセットＧＳ１により減速する第３ブレーキＢ３，エンジンの出力回転をそのまま第２連結メンバＭ２に伝達する第１クラッチＣ１，第２遊星ギヤセットＧＳ２を構成する第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸ＩＮから入力された回転を増速して出力ギヤＯＵＴから出力する（図３参照）。

図１０に示すように、太線で示す第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３、第３ブレーキＢ３、第１〜第３連結メンバＭ１〜Ｍ３にトルクが作用する。つまり、第２遊星ギヤＧ２及び第２遊星ギヤセットＧＳ２がトルク伝達に関与する。

〈８速〉
図１１は８速におけるトルクフローであり、第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３と第１ブレーキＢ１が締結される（図２参照）。第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸ＩＮの回転は第２リングギヤに入力されるとともに、第２連結メンバＭ２に入力される。

また、第３クラッチＣ３が締結されているため第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４は一体回転し、第２遊星ギヤセットＧＳ２は、第４リングギヤＲ４の回転と第２連結メンバＭ４の回転によって規定される回転を、第３キャリヤＰＣ３から出力する。

すなわち、８速においてはエンジンの出力回転をそのまま第２連結メンバＭ２に伝達する第１クラッチＣ１、第２遊星ギヤセットＧＳ２を構成する第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸ＩＮから入力された回転を増速して出力ギヤＯＵＴから出力する（図３参照）。

図１１に示すように、太線で示す第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３、第１ブレーキＢ１、第１、第２連結メンバＭ１，Ｍ２にトルクが作用する。つまり、第１遊星ギヤセットＧＳ１及び第２遊星ギヤセットＧＳ２がトルク伝達に関与する。

〈９速〉
図１２は９速におけるトルクフローであり、第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３と第５ブレーキＢ５が締結される（図２参照）。

９速では第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸ＩＮの回転は第２リングギヤに入力されるとともに、第２連結メンバＭ２に入力される。また、第５ブレーキＢ５が締結されているため、第１クラッチＣ１を介して第４キャリヤＰ４に入力された回転は、第４遊星ギヤＧ４により減速される。

また、第５ブレーキＢ５の締結により第１リングギヤＲ１、第２キャリヤＰＣ２は回転を拘束される。第１、第３ブレーキＢ１，Ｂ３が解放されているため、第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２は減速及びトルク伝達に関与しない。

さらに、第３クラッチＣ３が締結されているため、第２遊星ギヤセットＧＳ２は、第４リングギヤＲ４の回転と、第２連結メンバＭ４の回転によって規定される回転を第３キャリヤＰＣ３から出力する。

すなわち、９速においてはエンジンの出力回転をそのまま第２連結メンバＭ２に伝達する第１クラッチＣ１、エンジンの出力回転を第４遊星ギヤＧ４により減速する第５ブレーキＢ５、第２遊星ギヤセットＧＳ２を構成する第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸ＩＮから入力された回転を増速して出力ギヤＯＵＴから出力する（図３参照）。

図１２に示すように、太線で示す第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３、第５ブレーキＢ５、第１、第２連結メンバＭ１，Ｍ２にトルクが作用する。つまり、第２遊星ギヤセットＧＳ２がトルク伝達に関与する。

〈後退速〉
図１３は後退速におけるトルクフローであり、第３クラッチＣ３と第１ブレーキＢ１と第４ブレーキＢ４が締結される（図２参照）。

後退速では第１ブレーキＢ１が締結されているため、第１遊星ギヤセットＧＳ１により減速された回転が第１連結メンバＭ１から第４リングギヤＲ４に出力される。また、第３クラッチＣ３が締結され、第４ブレーキＢ４が締結されているため、第２遊星ギヤセットＧＳ２は、第４リングギヤＲ４の回転と、第２連結メンバＭ４の固定によって規定される回転を第３キャリヤＰＣ３から出力する。

すなわち、後退速はエンジンの出力回転を第１遊星ギヤセットＧＳ１により減速する第１ブレーキＢ１，第２連結メンバＭ２の回転を固定する第４ブレーキＢ４、第２遊星ギヤセットＧＳ２を構成する第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸ＩＮから入力された回転を逆向きに減速して出力ギヤＯＵＴから出力する（図３参照）。

図１３に示すように、太線で示す第３クラッチＣ３，第１、第４ブレーキＢ１，Ｂ４、第１〜第３連結メンバＭ１〜Ｍ３にトルクが作用する。つまり、第１遊星ギヤセットＧＳ１及び第２遊星ギヤセットＧＳ２がトルク伝達に関与する。

図１４は、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４のギヤ比をそれぞれα１〜α４として各遊星ギヤのギヤ比を設定した場合における各変速段における変速比（ＧＥＡＲ ＲＡＴＩＯ）及び段間比（ＳＴＥＰ ＲＡＴＩＯ）である。図１４において、αはサンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した歯数比を示す。

次に、実施例１の作用効果について列挙する。
(１)第１遊星ギヤセットＧＳ１のサンギヤＳ１，Ｓ２の内周に入力軸ＩＮ以外の軸が介在しないため、多重軸構造をとる必要がない。よって、変速機外径の大径化を回避しつつ、外周部に設けられた遊星ギヤ、クラッチ、ブレーキ等へ十分に潤滑油を供給することができる。また、ブッシュやベアリングを削減することが可能となり、組み付け性の向上を図るとともにフリクションの低減及び燃費向上を図ることができる。

(２)入力遊星歯車として単純遊星歯車を適用することで、ダブルピニオン型の遊星歯車に比べ、キャリヤの製造性及び歯車位置精度の向上を図りつつ、コストアップを防止することができる。また、全ての遊星歯車を単純遊星歯車とすることで、音振も低減できる。とくに、ピニオンの大きさが左右で異なるため荷重分布がアンバランスとなる段付きピニオンを使用していないため、アンバランスを解消するためにキャリヤやピニオンの軸強度を必要以上に増加させる必要がなく、コストアップ要因を抑制することができる。

(３)前進９速のうちオーバドライブ段（変速比<１）を３速段確保することが可能となり、ギヤ比をワイド化して多段化のメリットを十分生かすことができる。とりわけ、９速以上の多段の場合、増速ギヤが１段だけではほとんどの変速段が変速比１以上となるため１速ギヤ比が過大となり、プロペラシャフトやデファレンシャルの強度確保のために大きなサイズのものを採用しなければならず、必要以上に大型化する。また、１速が低速のためにファイナルギヤ比を固有のものを設計せざるを得ず、部品の共用化を図ることができない。これに対し、オーバドライブを多段とすることで、上述の課題を解消することができる。

（４）変速機における出力軸ＯＵＴを入力軸ＩＮと反対方向に設けることで、ＦＲ車にも好適な変速機とすることができる。

（５）遊星歯車に挟まれ、回転軸の外周に設けられた摩擦締結要素に作動油を供給するためには各回転軸を介する必要があるが、作動油に遠心力が作用して制御性が悪化するため、摩擦締結要素は極力多層の回転軸の外周に設けないことが望ましい。
本願実施例では、総数８個の摩擦締結要素のうちクラッチ自体が３個のみであり、しかも摩擦締結要素の大半は遠心力の影響を受けずに作動油が供給できるブレーキとしているため、作動油に対する遠心力の影響を極力排除して制御性を改善することができる。とりわけ、必然的に摩擦締結要素数が増加する多段自動変速機にあってはこの効果がより顕著となる。

(６)回転メンバやピニオンの回転数を低く抑えることが可能となり、耐久性及び信頼性を向上させることができる。

以下、実施例１の変形例を実施例１−１として示す。

［実施例１−１］
図１５は実施例１−１のスケルトン図である。実施例１−１では、実施例１のスケルトンにおいて第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２と並列に第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７をそれぞれ設け、第６ブレーキＢ６と直列に第１ワンウェイクラッチＦ１を設ける。さらに、第４サンギヤＳ４と第３サンギヤＳ３とを第２ワンウェイクラッチＦ２を介して接続し、第２ブレーキＢ２と直列に第３ワンウェイクラッチＦ３を設ける。

図１６は、実施例１−１における締結表である。新たに追加した第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７以外の締結・解放制御則は実施例１の締結表（図２参照）と同様である。第６ブレーキＢ６は第９速以外全て締結され、第７ブレーキＢ７は第１速〜第３速、及び第５速で締結される。また、共線図は実施例１と同様である（図３参照）。

ここで、実施例１−１で新たに追加された第１〜第３ワンウェイクラッチＦ１〜Ｆ３もトルク伝達に関与する。第１ワンウェイクラッチＦ１は１→２変速時、第２ワンウェイクラッチＦ２は１→２変速時及び２→３変速時、第３ワンウェイクラッチＦ３は４速までのアップシフト全てにおいてトルク伝達に関与する。

１→２速変速時は、第１ブレーキＢ１を早めに解放し、第３ブレーキＢ３の締結を開始する。第１ワンウェイクラッチＦ１に直列接続された第６ブレーキＢ６が締結されているため、第３ブレーキＢ３の締結容量が確保された時点で第１ワンウェイクラッチＦ１が解放される。これにより、変速タイミングの精度の向上を図る。

２→３変速時においては、第３クラッチＣ３を早めに解放し、第２クラッチＣ２の締結を開始することで、第２クラッチＣ２の締結容量が確保された時点で第２ワンウェイクラッチＦ２が解放される。同様に、３→４速変速時においても第２ブレーキＢ２を早めに解放し、第３クラッチＣ３の締結を開始することで、第３クラッチＣ３の締結容量が確保された時点で第３ワンウェイクラッチＦ３が解放され、変速タイミングの精度向上が図られる。

このように、実施例１のスケルトンを大幅に変更することなく、単にブレーキとワンウェイクラッチを追加するのみで変速ショックが大きい低速段におけるスムーズな変速を達成することができる。

［基本構成］
図１７は実施例２における前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置のスケルトン図である。基本的な構成は実施例１と同様である。実施例１ではオーバードライブ段は３段であったが、実施例２では、実施例１の第５ブレーキＢ５を省略するとともに、第１回転メンバＭ１と第１クラッチＣ１の入力軸ＩＮ側を選択的に断接する第４クラッチＣ４を追加することにより、オーバードライブ段を２段とした点で実施例１と異なる。

［変速作用］
図１８は実施例２における締結作動表、図１９は各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。実施例１と同様、トルク伝達経路は太線、トルク伝達を行うギヤはハッチングで示す。

<１速〜３速>
１速〜３速は実施例１と同様である（図４〜図６参照）。

<４速>
図２０は４速におけるトルクフローであり、第３、第４クラッチＣ３，Ｃ４と第２ブレーキＢ２の締結により得られる（図１８参照）。第１、第３ブレーキＢ１，Ｂ３が解放されているため第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２は自由回転し、第１遊星ギヤセットＧＳ１においては変速は行われない。また、第１クラッチＣ１が解放、第４クラッチＣ４が締結されているため、入力軸ＩＮからの回転は第４クラッチＣ４、第１連結メンバＭ１を介して減速されずに第４リングギヤＲ４に伝達される。

また、第２ブレーキＢ２及び第３クラッチＣ３が締結されているため、第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４はともに回転を拘束される。したがって、第４リングギヤＲ４に入力された回転は第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。

すなわち、４速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第１ブレーキＢ１の締結点と、第１遊星ギヤセットＧＳ１からの減速回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図１９参照）。

図４に示すように、太線で示す第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２、第３クラッチＣ３，第１〜第３連結メンバＭ１，Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４全ての遊星ギヤがトルク伝達に関与する。

<５速>
図２１は５速におけるトルクフローであり、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３と第３ブレーキＢ３が締結される（図１８参照）。第１ブレーキＢ１が解放、第３ブレーキＢ３が締結されているため第１遊星ギヤＧ１は変速に関与せず、入力軸ＩＮの回転は第２遊星ギヤＧ２により減速されて第４リングギヤＲ４に伝達される。

また、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３が締結されているため、第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４は一体回転するとともに、第４遊星ギヤＧ４も一体回転する。したがって、第４遊星ギヤＧ４はトルク伝達は行うが変速には関与せず、第４リングギヤＲ４に入力された回転はそのまま第４キャリヤＰＣ４から出力されて第３遊星ギヤＧ３により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。

すなわち、５速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点により規定される（図１９参照）。

図２１に示すように、太線で示す第３ブレーキＢ１、第３クラッチＣ３、第１〜第３連結メンバＭ１，Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４全ての遊星ギヤがトルク伝達に関与する。

<６速>
図２２は６速におけるトルクフローであり、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２が締結される（図１８参照）。第１、第３ブレーキＢ１，Ｂ３が解放されているため第１遊星ギヤセットＧＳ１は変速に関与しない。

また、第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸回転は減速されずに第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に伝達される。さらに、第２ブレーキＢ２の締結により第３サンギヤＳ３は回転を拘束され、入力軸回転は第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４において減速されて第３キャリヤＰＣ３から出力される。

すなわち、６速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、入力軸ＩＮからの回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図１９参照）。

図２２に示すように、太線で示す第２ブレーキＢ２、第３クラッチＣ３、第２連結メンバＭ２にトルクが作用する。すなわち、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４がトルク伝達に関与する。

<７速>
図２３は７速におけるトルクフローであり、第１〜第３クラッチＣ１が締結される（図１８参照）。第１、第３ブレーキＢ１，Ｂ３が解放されているため第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２は自由回転となり変速には関与しない。

また、第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸回転は減速されずに第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に伝達される。さらに、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３が締結されているため第４遊星ギヤＧ４は一体回転し、また第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４は一体回転する。したがって第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４はトルク伝達は行うが変速には関与せず、入力軸回転は減速されずに第３キャリヤＰＣ３からそのまま出力される。

すなわち、７速の共線図はエンジンの出力回転により規定される（図１９参照）。

図２３に示すように、太線で示す第１〜第３クラッチＣ１〜Ｃ３、第２連結メンバＭ２にトルクが作用する。すなわち、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４がトルク伝達に関与する。

<８速>
図２４は８速におけるトルクフローであり、第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３と第３ブレーキＢ３が締結される（図１８参照）。第１ブレーキＢ１が解放、第３ブレーキＢ３が締結されているため第１遊星ギヤＧ１は変速に関与せず、第２リングギヤＲ２に入力された入力軸回転は第２遊星ギヤＧ２により減速されて第４リングギヤＲ４に伝達される。

また、第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸回転は減速されずに第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に伝達される。さらに、第３クラッチＣ３が締結されているため第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４は一体回転する。したがって、第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に入力された入力軸回転は第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。

すなわち、８速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、エンジン回転がそのまま入力される第１クラッチＣ１の締結点により規定される（図１９参照）。

図２４に示すように、太線で示す第３ブレーキＢ３、第３クラッチＣ３、第１〜第３連結メンバＭ１〜Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４全ての遊星ギヤがトルク伝達に関与する。

<９速>
図２５は９速におけるトルクフローであり、第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３及び第１ブレーキＢ１が締結される（図１８参照）。第１、第３ブレーキＢ１が締結、第３ブレーキＢ３が解放されているため、第２リングギヤＲ２に入力されたエンジン回転は第１遊星ギヤＧ１により減速され、第１連結メンバＭ１を介して第４リングギヤＲ４に伝達される。

また、第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸回転は減速されずに第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に伝達される。さらに、第３クラッチＣ３が締結されているため第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４は一体回転する。したがって、第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に入力された入力軸回転は第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。

すなわち、９速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第１ブレーキＢ１の締結点と、エンジン回転がそのまま入力される第１クラッチＣ１の締結点により規定により規定される（図１９参照）。

図２５に示すように、太線で示す第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３、第１ブレーキＢ１、第１、第２連結メンバＭ１，Ｍ２にトルクが作用する。すなわち、全ての遊星ギヤＧ１〜Ｇ４がトルク伝達に関与する。

<後退速>
後退速は実施例１と同様である（図１３参照）。

図２６は、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４のギヤ比をそれぞれα１〜α４として各遊星ギヤのギヤ比を設定した場合における各変速段における変速比（ＧＥＡＲ ＲＡＴＩＯ）及び段間比（ＳＴＥＰ ＲＡＴＩＯ）である。図２６において、αはサンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した歯数比を示す。変速比は４．８４５２〜０．７２１０であり、実施例１と比べオーバードライブ段を１段減少させて低速重視となっている。

以上説明したように、実施例２の自動変速機用歯車変速装置にあっては、実施例１の第５ブレーキＢ５のかわりに、第１回転メンバＭ１と第１クラッチＣ１の入力軸ＩＮ側を選択的に断接する第４クラッチＣ４を追加した。

これにより、実施例１の（１）、（２）、（４）及び（６）と同様の作用効果を達成しつつ、以下の効果を備える。

（７）前進９速のうちオーバードライブ段（変速比<１）を２段確保することが可能となり、ギヤ比をワイド化して多段化のメリットを十分生かすことができる。とりわけ、９速以上の多段の場合、増速ギヤが１段だけではほとんどの変速段が変速比１以上となるため、１速ギヤ比が過大となる。したがって、強度確保のためプロペラシャフトやデファレンシャルを大型化しなければならず、必要以上に大型化する。また、１速が低速のために固有のファイナルギヤ比を設計せざるを得ず、部品共用化を図ることができない。
これに対し、オーバードライブ段を多段化することで、上述の課題を解消することができる。特に、実施例１のスケルトン構成に簡易な変更を加えるのみで実施例１では３段であったオーバードライブ段を２段とすることができる。車両特性に合わせ実施例１または２の構成を選択することにより、オーバードライブ段数を２段または３段に適宜変更可能とすることで、より汎用性を高めることができる。

（８）総数８個の摩擦締結要素のうちクラッチ自体が４個であり、しかも摩擦締結要素の大半は遠心力の影響を受けずに作動油が供給できるブレーキとしているため、作動油に対する遠心力の影響を極力排除して制御性を改善することができる。とりわけ、必然的に摩擦締結要素数が増加する多段自動変速機にあってはこの効果がより顕著となる。

以下、実施例２の変形例を実施例２−１として示す。

［実施例２−１］
図２７は実施例２−１のスケルトン図である。上述の実施例１−１と同様、実施例２−１では、実施例２のスケルトンにおいて第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２と並列に第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７をそれぞれ設け、第６ブレーキＢ６と直列に第１ワンウェイクラッチＦ１を設ける。さらに、第４サンギヤＳ４と第３サンギヤＳ３とを第２ワンウェイクラッチＦ２を介して接続し、第２ブレーキＢ２と直列に第３ワンウェイクラッチＦ３を設ける。

図２８は、実施例２−１における締結表である。新たに追加した第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７以外の締結・解放制御則は実施例２の締結表（図１５参照）と同様である。第６ブレーキＢ６は第４速以外全て締結され、第７ブレーキＢ７は第１速〜第４速、及び第６速で締結される。また、共線図は実施例２と同様である（図１９参照）。

実施例１−１と同様、実施例２−１で新たに追加された第１〜第３ワンウェイクラッチＦ１〜Ｆ３もトルク伝達に関与する。第１ワンウェイクラッチＦ１は１→２変速時、第２ワンウェイクラッチＦ２は１→２変速時及び２→３変速時においてトルク伝達に関与する。第３ワンウェイクラッチＦ３は５速までのアップシフトにおける３→４変速以外の全てにおいてトルク伝達に関与する。

１→２速変速時及び２→３変速時における第１、第２ワンウェイクラッチＦ１，Ｆ２の変速精度向上効果は実施例１−１と同様である。４→５速変速時においても第７ブレーキＢ７を早めに解放し、第３クラッチＣ３の締結を開始することで、第３クラッチＣ３の締結容量が確保された時点で第３ワンウェイクラッチＦ３が解放され、変速タイミングの精度向上が図られる。

実施例２−１にあっても、実施例２のスケルトンを大幅に変更することなく、単にブレーキとワンウェイクラッチを追加するのみで変速ショックが大きい低速段におけるスムーズな変速を達成することができる。

［基本構成］
図２９は実施例３における前進１０速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置のスケルトン図である。基本的な構成は実施例１及び実施例２と同様である。実施例１及び実施例２では前進９速後退１速であったが、実施例３では、実施例１の第５ブレーキＢ５と実施例２の第４クラッチＣ４を同時に設け、前進１０速後退１速を達成する。

［変速作用］
図３０は実施例３における締結作動表、図３１は各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。実施例１、２と同様、トルク伝達経路は太線、トルク伝達を行うギヤはハッチングで示す。

<１速〜３速>
１速〜３速は、実施例１と同様である（図４〜図６参照）。

<４速〜９速>
４速〜９速は、実施例２と同様である（図２０〜図２５参照）。

<１０速>
１０速は、実施例１の９速と同様である（図１２参照）。

<後退速>
後退速は、実施例１及び実施例２と同様である（図１３参照）。

図３２は、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４のギヤ比をそれぞれα１〜α４として各遊星ギヤのギヤ比を設定した場合における各変速段における変速比（ＧＥＡＲ ＲＡＴＩＯ）及び段間比（ＳＴＥＰ ＲＡＴＩＯ）である。図３２において、αはサンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した歯数比を示す。実施例３におけるギヤ比は４．２８４２〜０．５６６３であり、８速以上の３速段をオーバードライブ段とする。

以上説明したように、実施例３の自動変速機用歯車変速装置にあっては、実施例１及び実施例２ではそれぞれ独立に設けられていた第５ブレーキＢ５と第４クラッチＣ４とを同時に設け、前進１０速後退１速を達成した。

これにより、実施例１の（１）、（２）、（４）及び（６）の効果に加え、以下の効果を備える。

（９）前進１０速のうちオーバードライブ段（変速比<１）を３速段確保することが可能となり、ギヤ比をワイド化して多段化のメリットを十分生かすことができる。とりわけ、１０速の多段の場合、増速ギヤが１段や２段だけではほとんどの変速段が変速比１以上となるため１速ギヤ比が過大となり、強度確保のためプロペラシャフトやデファレンシャルを大型化しなければならず、必要以上に大型化する。また、１速が低速のために固有のファイナルギヤ比を設計せざるを得ず、部品共用化を図ることができない。
これに対し、オーバードライブ段を多段とすることで、上述の課題を解消することができる。特に、実施例１のスケルトン構成にクラッチを１つ追加するのみで、実施例１及び実施例２の効果を維持しつつ、オーバードライブ段を３段備えた前進１０速後退１速を達成することができる。車両特性に合わせ各実施例１〜３の構成を適宜選択することにより、より汎用性を高めることができる。

（１０）総数９個の摩擦締結要素のうちクラッチ自体が４個であり、しかも摩擦締結要素の大半は遠心力の影響を受けずに作動油が供給可能なブレーキとしているため、作動油に対する遠心力の影響を極力排除して制御性を改善することができる。とりわけ、必然的に摩擦締結要素数が増加する多段変速機にあっては、この効果がより顕著となる。

以下、実施例３の変形例を実施例３−１として示す。

［実施例３−１］
図３３は実施例３−１のスケルトン図である。上述の実施例１−１、実施例２−１と同様、実施例３−１では、実施例３のスケルトンにおいて第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２と並列に第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７をそれぞれ設け、第６ブレーキＢ６と直列に第１ワンウェイクラッチＦ１を設ける。さらに、第４サンギヤＳ４と第３サンギヤＳ３とを第２ワンウェイクラッチＦ２を介して接続し、第２ブレーキＢ２と直列に第３ワンウェイクラッチＦ３を設ける。

図３４は、実施例３−１における締結表である。新たに追加した第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７以外の締結・解放制御則は実施例３の締結表（図３０参照）と同様である。第６ブレーキＢ６は第４速以外全て締結され、第７ブレーキＢ７は第１速〜第４速、及び第６速で締結される。また、共線図は実施例３と同様である（図１９参照）。

実施例２−１と同様、実施例３−１で新たに追加された第１〜第３ワンウェイクラッチＦ１〜Ｆ３もトルク伝達に関与する。各ワンウェイクラッチＦ１〜Ｆ３の変速精度向上における作用効果は実施例２−１と同様である。

実施例１のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。 実施例１の締結作動表である。 実施例１の各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。 実施例１の前進１速におけるトルクフローを示す図である。 実施例１の前進２速におけるトルクフローを示す図である。 実施例１の前進３速におけるトルクフローを示す図である。 実施例１の前進４速におけるトルクフローを示す図である。 実施例１の前進５速におけるトルクフローを示す図である。 実施例１の前進６速におけるトルクフローを示す図である。 実施例１の前進７速におけるトルクフローを示す図である。 実施例１の前進８速におけるトルクフローを示す図である。 実施例１の前進９速におけるトルクフローを示す図である。 実施例１の後退速におけるトルクフローを示す図である。 実施例１の自動変速機用歯車変速装置におけるギヤ比の具体例を示す図である。 実施例１−１のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。 実施例１−１の締結作動表を示す図である。 実施例２のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。 実施例２の締結作動表を示す図である。 実施例２の各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。 実施例２の前進４速におけるトルクフローを示す図である。 実施例２の前進５速におけるトルクフローを示す図である。 実施例２の前進６速におけるトルクフローを示す図である。 実施例２の前進７速におけるトルクフローを示す図である。 実施例２の前進８速におけるトルクフローを示す図である。 実施例２の前進９速におけるトルクフローを示す図である。 実施例２の自動変速機用歯車変速装置におけるギヤ比の具体例を示す図である。 実施例２−１のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。 実施例２−１の締結作動表を示す図である。 実施例３のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。 実施例３の締結作動表を示す図である。 実施例３各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。 実施例３の自動変速機用歯車変速装置におけるギヤ比の具体例を示す図である。 実施例３−１のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。 実施例３−１の締結作動表を示す図である。

符号の説明

ＧＳ１ 第１遊星ギヤセット
ＧＳ２ 第２遊星ギヤセット
Ｇ１ 第１遊星ギヤ
Ｇ２ 第２遊星ギヤ
Ｇ３ 第３遊星ギヤ
Ｇ４ 第４遊星ギヤ
Ｍ１ 第１連結メンバ
Ｍ２ 第２連結メンバ
Ｍ３ 第３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
Ｃ４ 第４クラッチ
Ｂ１ 第１ブレーキ
Ｂ２ 第２ブレーキ
Ｂ３ 第３ブレーキ
Ｂ４ 第４ブレーキ
Ｂ５ 第５ブレーキ
Ｂ６ 第６ブレーキ
Ｂ７ 第７ブレーキ
Ｆ１ 第１ワンウェイクラッチ
Ｆ２ 第２ワンウェイクラッチ
Ｆ３ 第３ワンウェイクラッチ
ＩＮ 入力軸
ＯＵＴ 出力軸

Claims (3)

1. 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星ギヤと、
   第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤと、
   第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤと、
   第４サンギヤと、第４リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第４キャリヤを有するシングルピニオン型の第４遊星ギヤと、
   前記第１リングギヤと前記第２キャリヤと前記第４リングギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
   前記第３リングギヤと前記第４キャリヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
   前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを一体的に連結する第３連結メンバと、
   前記第２リングギヤと前記第２連結メンバとを選択的に断接する第１クラッチと、
   前記第４キャリヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
   前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
   前記第１キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
   前記第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
   前記第３連結メンバの回転を選択的に停止させる第３ブレーキと、
   前記第２連結メンバの回転を選択的に停止させる第４ブレーキと、
   前記第１連結メンバの回転を選択的に停止させる第５ブレーキと、
   前記第２リングギヤに連結される入力部材と、
   前記第３キャリヤに連結される出力部材と、
   を備え、
   前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第２ブレーキの締結により１速、
   前記第３クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により２速、
   前記第２クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により３速、
   前記第２クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により４速、
   前記第１クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により５速、
   前記第１クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第３クラッチの締結により６速、
   前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により７速、
   前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により第８速、
   前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第５ブレーキの締結により第９速、
   前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第４ブレーキの締結により後退速、
   を得る前進９速後退１速の変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
2. 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星ギヤと、
   第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤと、
   第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤと、
   第４サンギヤと、第４リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第４キャリヤを有するシングルピニオン型の第４遊星ギヤと、
   前記第１リングギヤと前記第２キャリヤと前記第４リングギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
   前記第３リングギヤと前記第４キャリヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
   前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを一体的に連結する第３連結メンバと、
   前記第２リングギヤと前記第３リングギヤとを選択的に断接する第１クラッチと、
   前記第４キャリヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
   前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
   前記第１連結メンバと前記第２リングギヤとを選択的に断接する第４クラッチと、
   前記第１キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
   前記第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
   前記第３連結メンバの回転を選択的に停止させる第３ブレーキと、
   前記第２連結メンバの回転を選択的に停止させる第４ブレーキと、
   前記第２リングギヤに連結される入力部材と、
   前記第３キャリヤに連結される出力部材と、
   を備え、
   前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第２ブレーキの締結により第１速、
   前記第３クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により第２速、
   前記第２クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により第３速、
   前記第３クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により第４速、
   前記第２クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により第５速、
   前記第１クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により第６速、
   前記第１クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第３クラッチの締結により第７速、
   前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により第８速、
   前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により第９速、
   前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第４ブレーキの締結により後退速、
   を得る前進９速後退１速の変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
3. 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星ギヤと、
   第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤと、
   第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤと、
   第４サンギヤと、第４リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第４キャリヤを有するシングルピニオン型の第４遊星ギヤと、
   前記第１リングギヤと前記第２キャリヤと前記第４リングギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
   前記第３リングギヤと前記第４キャリヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
   前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを一体的に連結する第３連結メンバと、
   前記第２リングギヤと前記第２連結メンバとを選択的に断接する第１クラッチと、
   前記第４キャリヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
   前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
   前記第１連結メンバと前記第２リングギヤとを選択的に断接する第４クラッチと、
   前記第１キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
   前記第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
   前記第３連結メンバの回転を選択的に停止させる第３ブレーキと、
   前記第２連結メンバの回転を選択的に停止させる第４ブレーキと、
   前記第１連結メンバの回転を選択的に停止させる第５ブレーキと、
   前記第２リングギヤに連結される入力部材と、
   前記第３キャリヤに連結される出力部材と、
   を備え、
   前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第２ブレーキの締結により第１速、
   前記第３クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により第２速、
   前記第２クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により第３速、
   前記第３クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により第４速、
   前記第２クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により第５速、
   前記第１クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により第６速、
   前記第１クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第３クラッチの締結により第７速、
   前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により第８速、
   前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により第９速、
   前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第５ブレーキの締結により第１０速、
   前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第４ブレーキの締結により後退速、
   を得る前進１０速後退１速の変速制御手段を設け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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