JP2008215393A - 自動変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】各変速段の間のステップ比が適切に配分されることにより、変速時には明確な変速感でもって十分な加速フィーリングを得ることができる自動変速機を提供する。
【解決手段】シングルピニオン型の遊星歯車機構２１，２２の第２サンギヤＳ１を入力軸１４に動力伝達可能に連結すると共に、第１サンギヤＳ０及び相互に連結された第１キャリヤＣ０と第２リングギヤＲ１を第３制御ブレーキＢ−３及び第１制御ブレーキＢ−１に夫々連結する。そして、シングルピニオン型の遊星歯車機構２３，２４の第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３とを連結して入力軸１４に第１制御クラッチＣ−１により係脱可能に連結すると共に、第３リングギヤＲ２及び第４リングギヤＲ３を第２制御ブレーキＢ−２及び第４制御ブレーキＢ−４に夫々連結し、第３キャリヤＣ２を入力軸１４に第２制御クラッチＣ−２により係脱可能に連結すると共に、第４キャリヤＣ３を出力軸１７に連結する。
【選択図】図１

Description

本発明は、入力軸の回転を遊星歯車装置により複数段に変速して出力軸に伝達する自動変速機に関する。

従来、この種の自動変速機として例えば特許文献１に記載の自動変速機（以下、「従来の自動変速機」という。）が知られている。この特許文献１には、入力軸に直結された共通サンギヤが、第１リングギヤとキャリヤに支承された段付ピニオンの小径ピニオンを介して噛合され、第２リングギヤと段付ピニオンの大径ピニオンを介して噛合された減速用複式プラネタリギヤと、第１シングルピニオンプラネタリギヤのサンギヤ及び第２シングルピニオンプラネタリギヤのサンギヤが直結され、第１シングルピニオンプラネタリギヤのキャリヤ及び第２シングルピニオンプラネタリギヤのリングギヤが直結された変速用複式プラネタリギヤと、入力軸と変速用複式プラネタリギヤの直結されたサンギヤとを選択的に連結する第１クラッチと、入力軸と変速用複式プラネタリギヤの直結されたキャリヤ及びリングギヤとを選択的に連結する第２クラッチと、減速用複式プラネタリギヤの第１リングギヤを選択的に固定する第１ブレーキと、減速用複式プラネタリギヤの第２リングギヤを選択的に固定する第２ブレーキと、直結された減速用複式プラネタリギヤのキャリヤ及び第１シングルピニオンプラネタリギヤのリングギヤを選択的に固定する第３ブレーキと、変速用複式プラネタリギヤの直結されたキャリヤ及びリングギヤを選択的に固定する第４ブレーキと、第２シングルピニオンプラネタリギヤのキャリヤに直結された出力軸を備え、入力軸の回転を前進８速段、後進段に変速して出力軸に伝達する自動変速機が開示されている。
特開２００２−２１３５４５号公報

ところで、こうした自動変速機において、変速段が１段アップしたときのギヤ比（入力軸の回転数／出力軸の回転数）の増加割合はステップ比と呼ばれ、このステップ比は良好な変速感を得るという観点からは変速段毎において大きなばらつきのない状態で配分されていることが好ましい。また、各変速段におけるステップ比自体の大きさは、その値が小さすぎる（つまり、「１」に近い値である。）と、例えば加速を伴う変速時においてエンジンの有効な回転域内における回転数の落ち込みが僅かなものとなるため、運転者には変速感が希薄となって、変速時における十分な加速フィーリングを得られないことになる。

この点、従来の自動変速機の場合は、第４変速段と第５変速段との間のステップ比、及び第５変速段と第６変速段との間のステップ比が、それらの変速段と低速側及び高速側で各々隣接する各変速段との間のステップ比に比して大きくばらついたものとなっている。さらに、高速段である第６変速段と第７変速段との間のステップ比に関しては、変速感をもたらすことが殆ど期待できない１．１未満という小さなステップ比になっている。したがって、こうした従来の自動変速機との対比において、加速を伴う変速時には明確な変速感でもって十分な加速フィーリングを得ることができる、ステップ比が適切に配分された前進８段のギヤ比を有する自動変速機が希求されていた。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、その目的は、各変速段の間のステップ比が適切に配分されることにより、加速を伴う変速時には明確な変速感でもって十分な加速フィーリングを得ることができる自動変速機を提供することにある。

上記目的を達成するために、自動変速機に係る請求項１に記載の発明は、共にシングルピニオン型の第１遊星歯車機構と第２遊星歯車機構を有する減速用複式遊星歯車装置及び共にシングルピニオン型の第３遊星歯車機構と第４遊星歯車機構を有する変速用複式遊星歯車装置を備え、前記減速用複式遊星歯車装置では、前記第１遊星歯車機構を、第１サンギヤ、該第１サンギヤに噛合する第１ピニオンを支承する第１キャリヤ、前記第１ピニオンに噛合する第１リングギヤを備えて構成すると共に、前記第２遊星歯車機構を、第２サンギヤ、該第２サンギヤに噛合する第２ピニオンを支承して前記第１リングギヤに連結された第２キャリヤ、前記第２ピニオンに噛合して前記第１キャリヤに連結された第２リングギヤを備えて構成し、前記第２サンギヤを入力軸に動力伝達可能に連結すると共に、前記第１サンギヤを第３制御ブレーキに連結し、前記第２リングギヤと第１キャリヤとを連結して第１制御ブレーキに連結し、前記変速用複式遊星歯車装置では、前記第３遊星歯車機構を、第３サンギヤ、該第３ギヤに噛合する第３ピニオンを支承する第３キャリヤ、前記第３ピニオンに噛合して前記第２キャリヤに動力伝達可能に連結された第３リングギヤを備えて構成すると共に、前記第４遊星歯車機構を、第４サンギヤ、該第４サンギヤに噛合する第４ピニオンを支承する第４キャリヤ、前記第４ピニオンに噛合して前記３キャリヤに連結された第４リングギヤを備えて構成し、前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとを連結して前記入力軸に第１制御クラッチにより係脱可能に連結すると共に、前記第３リングギヤ及び前記第４リングギヤを第２制御ブレーキ及び第４制御ブレーキに夫々連結し、前記第３キャリヤを前記入力軸に第２制御クラッチにより係脱可能に連結すると共に、前記第４キャリヤを出力軸に連結し、前記第１リングギヤ及び第２キャリヤの回転が前記第３リングギヤに伝達されることを特徴とする。

この請求項１に記載の発明によれば、変速段が１段アップしたときのギヤ比（入力軸の回転数／出力軸の回転数）の増加割合であるステップ比が、変速段毎において大きなばらつきのない状態で配分されるようになる。また、各変速段におけるステップ比の値は、それらの最小値でも「１」から離れた値、すなわち変速感をもたらすことが期待できる１．１よりも大きな値となる。したがって、各変速段の間のステップ比が適切に配分されることにより、加速を伴う変速時には明確な変速感でもって十分な加速フィーリングを得ることができる。

また、請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の自動変速機において、前記第１サンギヤの高速回転を防止するための第３制御クラッチを備えることを特徴とする。
この請求項２に記載の発明によれば、請求項１に記載の発明と同様の作用効果を奏し得る他に、所定の変速時には、第３制御クラッチを切断しておくことにより、第１サンギヤが非常な高速で逆回転するような事態を回避できる。

また、請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の自動変速機において、前記第３制御クラッチは、前記入力軸と前記第２サンギヤとを選択的に連結することを特徴とする。
この請求項３に記載の発明によれば、請求項２に記載の発明と同様の作用効果を奏し得る。

また、請求項４に記載の発明は、請求項２に記載の自動変速機において、前記第３制御クラッチは、前記第１リングギヤ及び第２キャリヤと前記第３リングギヤとを選択的に連結することを特徴とする。

この請求項４に記載の発明によれば、請求項２に記載の発明と同様の作用効果を奏し得る。

（第１の実施形態）
以下、本発明に係る自動変速機の第１の実施形態について、図１〜図３を参照しながら説明する。

図１は本実施形態の自動変速機１０をスケルトン図で示したものであり、この自動変速機１０は例えば自動車のエンジンにより回転駆動される流体トルクコンバータ１１の出力回転を変速して駆動輪に伝達するために使用される。図１に示すように、自動変速機１０は、車体に取り付けられるトランスミッションケース１２、該トランスミッションケース１２内の略中心を通る共通軸線１３上に前方から後方へ（図１では左方から右方へ）順次支承された入力軸１４、減速用複式遊星歯車装置１５、変速用複式遊星歯車装置１６及び出力軸１７を備えて構成されている。

図１に示すように、減速用複式遊星歯車装置１５においては、シングルピニオン型の第１遊星歯車機構２１が前段に配設されると共に、同じくシングルピニオン型の第２遊星歯車機構２２が後段に配設されている。また、変速用複式遊星歯車装置１６においては、シングルピニオン型の第３遊星歯車機構２３が前段に配設されると共に、同じくシングルピニオン型の第４遊星歯車機構２４が後段に配設されている。

まず、減速用複式遊星歯車装置１５の具体的構成について説明する。
減速用複式遊星歯車装置１５において、前段の第１遊星歯車機構２１は、共通軸線１３上に回転可能に支承された第１サンギヤＳ０、該第１サンギヤＳ０に噛合する第１ピニオン２５を回転可能に支承して共通軸線１３上に回転可能に支承された第１キャリヤＣ０、及び第１ピニオン２５に噛合して共通軸線１３上に回転可能に支承された第１リングギヤＲ０を備えている。

一方、後段の第２遊星歯車機構２２は、共通軸線１３上に回転可能に支承された第２サンギヤＳ１、該第２サンギヤＳ１に噛合する第２ピニオン２７を回転可能に支承すると共に前記第１リングギヤＲ０に連結されて共通軸線１３上に回転可能に支承された第２キャリヤＣ１、及び第２ピニオン２７に噛合すると共に前記第１キャリヤＣ０に連結されて共通軸線１３上に回転可能に支承された第２リングギヤＲ１を備えている。

そして、減速用複式遊星歯車装置１５では、第２サンギヤＳ１が第３制御クラッチＣ−３により入力軸１４に係脱可能に連結されている。すなわち、第３制御クラッチＣ−３は、入力軸１４から減速用複式遊星歯車装置１５を経由して変速用複式遊星歯車装置１６に動力を伝達可能な動力伝達経路上に設けられており、この第３制御クラッチＣ−３が接続された場合には、入力軸１４に第２サンギヤＳ１が動力伝達可能に連結されることになる。また、第１サンギヤＳ０及び第２リングギヤＲ１は、トランスミッションケース１２に設けられた第３制御ブレーキＢ−３及び第１制御ブレーキＢ−１に夫々連結され、それらの制御ブレーキＢ−３，Ｂ−１が作動した場合には、夫々の回転が規制されるようになっている。

次に、変速用複式遊星歯車装置１６の具体的構成について説明する。
変速用複式遊星歯車装置１６において、前段の第３遊星歯車機構２３は、共通軸線１３上に回転可能に支承された第３サンギヤＳ２、該第３サンギヤＳ２に噛合する第３ピニオン２９を回転可能に支承して共通軸線１３上に回転可能に支承された第３キャリヤＣ２を備えている。更に、第３遊星歯車機構２３は、第３ピニオン２９に噛合すると共に減速用複式遊星歯車装置１５における第２遊星歯車機構２２の第２キャリヤＣ１に連結されて共通軸線１３上に回転可能に支承された第３リングギヤＲ２を備えている。

一方、後段の第４遊星歯車機構２４は、共通軸線１３上に回転可能に支承された第４サンギヤＳ３、該第４サンギヤＳ３に噛合する第４ピニオン３０を支承して共通軸線１３上に回転可能に支承された第４キャリヤＣ３を備えている。更に、第４遊星歯車機構２４は、第４ピニオン３０に噛合すると共に前段の第３遊星歯車機構２３の第３キャリヤＣ２に連結されて共通軸線１３上に回転可能に支承された第４リングギヤＲ３を備えている。

そして、変速用複式遊星歯車装置１６では、第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３が、相互に連結された状態で第１制御クラッチＣ−１により入力軸１４に係脱可能に連結されると共に、第３キャリヤＣ２と第４リングギヤＲ３が、相互に連結された状態で第２制御クラッチＣ−２により入力軸１４に係脱可能に連結されている。また、第４リングギヤＲ３が、トランスミッションケース１２に設けられたワンウェイクラッチＦ−３により前段の第３遊星歯車機構２３の第３キャリヤＣ２と共に一方向への回転（逆転）が規制されると共に、第４キャリヤＣ３が、出力軸１７に連結されている。また、第３リングギヤＲ２及び第４リングギヤＲ３は、トランスミッションケース１２に設けられた第２制御ブレーキＢ−２及び第４制御ブレーキＢ−４に夫々連結され、それらの制御ブレーキＢ−２，Ｂ−４が作動した場合には、夫々の回転が規制されるようになっている。

また、図１に示す流体トルクコンバータ１１は、ポンプインペラ３１がエンジン（図示略）により回転駆動されてオイルを送り出し、そのオイルの反力をステータ３２が受け止めることにより、タービン３３にトルクが発生するようになっている。なお、ロックアップクラッチ３４が作動した場合には、このロックアップクラッチ３４を介してポンプインペラ３１とタービン３３とが直結するため、この場合にもタービン３３にトルクが発生することになる。そして、タービン３３に入力軸１４が連結されていることにより、入力軸１４側から動力が複数ある動力伝達経路のうち何れかの動力伝達経路を経て出力軸１７に伝達されるようになっている。

さて、以上のように構成された自動変速機１０では、第１〜第３の各制御クラッチＣ−１〜Ｃ−３及び第１〜第４の各制御ブレーキＢ−１〜Ｂ−４が選択的に係脱及び作動し、減速用複式遊星歯車装置１５及び変速用複式遊星歯車装置１６の各要素（サンギヤ、リングギヤ等）の回転を規制することにより、前進８段・後退２段のギヤ比を成立させる。そこで、この自動変速機１０の変速時における各変速段（前進８段・後退２段）での第１〜第３の各制御クラッチＣ−１〜Ｃ−３及び第１〜第４の各制御ブレーキＢ−１〜Ｂ−４の作動状態について図２を参照しながら以下説明する。

この図２には、各変速段における制御クラッチ等の作動状態と共に、各変速段におけるギヤ比（入力軸１４の回転数／出力軸１７の回転数）及び変速段が１段アップしたときのギヤ比の増加割合（当変速段のギヤ比／前変速段のギヤ比）を示すステップ比が表の右側に示されている。なお、この図２の作動表において、各変速段に対応する各制御クラッチ、制御ブレーキの欄に白丸が付されている場合には、制御クラッチであれば接続状態、制御ブレーキであれば回転規制状態にあることを示している。但し、その作動表の下側に注記してあるように、括弧付きの白丸が付されている場合は、該当する制御クラッチ及び制御ブレーキはエンジンブレーキ時に接続・回転規制状態となることを示している。また、黒丸が付されている場合は、該当する制御クラッチ及び制御ブレーキは係合しているもののトルク伝達（動力伝達）には関与していないことを示している。

ここで、減速用複式遊星歯車装置１５と変速用複式遊星歯車装置１６におけるシングルピニオン型の各遊星歯車機構２１〜２４において、サンギヤの回転数Ｎｓ、キャリヤの回転数Ｎｃ、リングギヤの回転数Ｎｒと各遊星歯車機構２１〜２４のギヤ歯数比（サンギヤの歯数／リングギヤの歯数）λとの関係は下記の式（１）で示される。そして、各変速段におけるギヤ比は、この式（１）に基づき算出される。

Ｎｒ＝（１−λ）Ｎｃ＋λＮｓ・・・（１）
また、サンギヤＳ０，Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３の歯数をＺｓ０，Ｚｓ１，Ｚｓ２，Ｚｓ３、リングギヤＲ０，Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３の歯数をＺｒ０，Ｚｒ１，Ｚｒ２，Ｚｒ３とすると、減速用複式遊星歯車装置１５と変速用複式遊星歯車装置１６の各遊星歯車機構２１〜２４の各ギヤ歯数比は、λ０＝Ｚｓ０／Ｚｒ０，λ１＝Ｚｓ１／Ｚｒ１，λ２＝Ｚｓ２／Ｚｒ２，λ３＝Ｚｓ３／Ｚｒ３となる。図２の表の上側には、このようにして求められた各遊星歯車機構２１〜２４の各ギヤ歯数比λ０，λ１，λ２，λ３が示されている。

そして、このような自動変速機１０において、各制御クラッチＣ−１〜Ｃ−３及び各制御ブレーキＢ−１〜Ｂ−４が図２の作動表に示すように選択的に係脱及び作動した場合、各遊星歯車装置１５，１６における各遊星歯車機構２１〜２４の各要素（サンギヤ、リングギヤ等）の速度比は、図３に示す速度線図のようになる。すなわち、この速度線図は、各遊星歯車装置１５，１６のサンギヤＳ０〜Ｓ３、キャリヤＣ０〜Ｃ３、リングギヤＲ０〜Ｒ３からなる各要素を横軸方向にギヤ歯数比λ０〜λ３に対応させた間隔で配置し、縦軸方向に各要素に対応してその速度比を取ったものである。そして、この図３の速度線図では、減速用複式遊星歯車装置１５及び変速用複式遊星歯車装置１６の各速度線図が左右に並べて記載されている。

まず、左側の減速用複式遊星歯車装置１５の速度線図では、第２リングギヤＲ１と第１キャリヤＣ０、第２キャリヤＣ１と第１リングギヤＲ０が、各々互いに連結されて共通するので、Ｒ１，Ｃ０及びＣ１，Ｒ０が夫々付された各１本の縦線上に第２リングギヤＲ１と第１キャリヤＣ０、第２キャリヤＣ１と第１リングギヤＲ０の各速度比が表示されている。また、それぞれＳ０、Ｓ１が付された各１本の縦線上に第１サンギヤＳ０と第２サンギヤＳ１の各速度比が表示されている。そして、共にシングルピニオン型の第１遊星歯車機構２１及び第２遊星歯車機構２２においては、各キャリヤＣ０，Ｃ１の縦線と各サンギヤＳ０，Ｓ１の縦線との間隔を夫々「１」とみなし、各リングギヤＲ０，Ｒ１の縦線を各キャリヤＣ０，Ｃ１の縦線から各サンギヤＳ０，Ｓ１の縦線の反対側にギヤ歯数比λ０，λ１に相当する間隔だけ離して配置している。

一方、右側の変速用複式遊星歯車装置１６の速度線図では、第４リングギヤＲ３と第３キャリヤＣ２、第４サンギヤＳ３と第３サンギヤＳ２が、各々互いに連結されて共通するので、Ｒ３，Ｃ２及びＳ３，Ｓ２が夫々付された各１本の縦線上に第４リングギヤＲ３と第３キャリヤＣ２、第４サンギヤＳ３と第３サンギヤＳ２の各速度比が表示されている。また、それぞれＲ２、Ｃ３が付された各１本の縦線上に第３リングギヤＲ２と第４キャリヤＣ３の各速度比が表示されている。そして、共にシングルピニオン型の第３遊星歯車機構２３及び第４遊星歯車機構２４においては、各キャリヤＣ２，Ｃ３の縦線と各サンギヤＳ２，Ｓ３の縦線との間隔を夫々「１」とみなし、各リングギヤＲ２，Ｒ３の縦線を各キャリヤＣ２，Ｃ３の縦線から各サンギヤＳ２，Ｓ３の縦線の反対側にギヤ歯数比λ２，λ３に相当する間隔だけ離して配置している。

また、図３の速度線図においては、第１〜第４の各制御ブレーキＢ−１〜Ｂ−４、第１〜第３の各制御クラッチＣ−１〜Ｃ−３が選択的に作動された点にＢ−１〜Ｂ−４、Ｃ−１〜Ｃ−３の符号が記入されている。また、左側の減速用複式遊星歯車装置１５の速度線図と右側の変速用複式遊星歯車装置１６の速度線図との間には、各変速段において動力が伝達される場合に互いに対応する要素間を破線で結線表示することにより、各変速段での動力伝達経路を示すようにしている。

また、右側の変速用複式遊星歯車装置１６の速度線図においては、４本の各縦線に対応する要素を縦線の並び順に第１、第２、第３、第４要素としている。そして、第１要素としての第３リングギヤＲ２は減速用複式遊星歯車装置１５の第２キャリヤＣ１に連結され、第２要素としての互いに連結された第４リングギヤＲ３と第３キャリヤＣ２はワンウェイクラッチＦ−３により一方向への回転（逆転）が規制された状態で第２制御クラッチＣ−２と第４制御ブレーキＢ−４とに並列に連結されている。また、第３要素としての第４キャリヤＣ３は出力軸１７に連結され、第４要素としての第４サンギヤＳ３と第３サンギヤＳ２は相互に連結された状態で第１制御クラッチＣ−１により入力軸１４に係脱可能に連結されている。

そこで次に、上記のように構成された自動変速機１０における各変速段の作用について図２を参照しながら変速時における作動状態に着目して説明する。
まず、前進第１変速段の場合は、第１制御クラッチＣ−１の作動により第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３が入力軸１４に接続され、第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３に入力軸１４の回転が伝達される。そして、この場合は、ワンウェイクラッチＦ−３の作動により第４リングギヤＲ３が逆転駆動を規制されるので、第４サンギヤＳ３に噛合する第４ピニオン３０が逆転駆動を規制された第４リングギヤＲ３に反力を支持されて公転し、第４ピニオン３０を支承する第３要素としての第４キャリヤＣ３が回転する。その結果、この第４キャリヤＣ３に連結された出力軸１７が図２に示す前進第１変速段のギヤ比３．５３８５で正転駆動される。なお、エンジンブレーキ時には、ワンウェイクラッチＦ−３が空転して第４リングギヤＲ３の逆転駆動を規制できないことになるため、この場合には第４制御ブレーキＢ−４が作動して第４リングギヤＲ３を回転規制することにより、第４ピニオン３０の公転を許容して第４キャリヤＣ３及び出力軸１７が回転するようにしている。

次に、前進第２変速段の場合は、第１制御クラッチＣ−１の作動により第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３が入力軸１４に接続され、第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３に入力軸１４の回転が伝達される。そして、この場合は、第２制御ブレーキＢ−２の作動により第３リングギヤＲ２が回転規制されているので、第３サンギヤＳ２に噛合する第３ピニオン２９が第３リングギヤＲ２に反力を支持されて公転し、第３キャリヤＣ２及び第４リングギヤＲ３を回転させる。すると、第４リングギヤＲ３と第４サンギヤＳ３との回転差に応じて第４ピニオン３０が公転し、第４ピニオン３０を支承する第３要素としての第４キャリヤＣ３が回転する結果、この第４キャリヤＣ３に連結された出力軸１７が図２に示す前進第２変速段のギヤ比２．０６０４で正転駆動される。

次に、前進第３変速段の場合は、第１制御クラッチＣ−１の作動により第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３が入力軸１４に接続され、第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３に入力軸１４の回転が伝達される。また、第３制御クラッチＣ−３の作動により第２サンギヤＳ１が入力軸１４に接続され、第２サンギヤＳ１にも入力軸１４の回転が伝達される。そして、この場合は、第１制御ブレーキＢ−１の作動により、互いに連結された第２リングギヤＲ１と第１キャリヤＣ０が回転規制されているので、第２サンギヤＳ１の回転に伴って第２ピニオン２７が第２リングギヤＲ１に反力を支持されて公転し、この第２ピニオン２７を回転可能に支承する第２キャリヤＣ１が相互に連結された第３リングギヤＲ２と共に回転する。

すると、この第３リングギヤＲ２と第３サンギヤＳ２との回転差に応じて第３ピニオン２９が公転し、第３キャリヤＣ２及び第４リングギヤＲ３を回転させる。そして、第４リングギヤＲ３と第４サンギヤＳ３との回転差に応じて第４ピニオン３０が公転し、第４ピニオン３０を支承する第３要素としての第４キャリヤＣ３が回転する結果、この第４キャリヤＣ３に連結された出力軸１７が図２に示す前進第３変速段のギヤ比１．５３３１で正転駆動される。

次に、前進第４変速段の場合は、第１制御クラッチＣ−１の作動により第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３が入力軸１４に接続され、第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３に入力軸１４の回転が伝達される。また、第３制御クラッチＣ−３の作動により第２サンギヤＳ１が入力軸１４に接続され、第２サンギヤＳ１にも入力軸１４の回転が伝達される。そして、この場合は、第３制御ブレーキＢ−３の作動により第１サンギヤＳ０が回転規制されているので、第２サンギヤＳ１の回転に伴い第２キャリヤＣ１に支承された第２ピニオン２７に噛合する第２リングギヤＲ１が相互に連結された第１キャリヤＣ０と共に回転し、この第１キャリヤＣ０に回転可能に支承された第１ピニオン２５が公転する。

すると、この第１ピニオン２５に噛合する第１リングギヤＲ０が相互に連結された第２キャリヤＣ１及びこの第２キャリヤＣ１に連結された第３リングギヤＲ２と共に第１サンギヤＳ０に反力を支持されて回転し、第３リングギヤＲ２と第３サンギヤＳ２との回転差に応じて第３ピニオン２９が公転する。そして、この第３ピニオン２９の公転に伴い、第３キャリヤＣ２及び第４リングギヤＲ３が回転すると、第４リングギヤＲ３と第４サンギヤＳ３との回転差に応じて第４ピニオン３０が公転し、第４ピニオン３０を支承する第３要素としての第４キャリヤＣ３が回転する。その結果、この第４キャリヤＣ３に連結された出力軸１７が図２に示す前進第４変速段のギヤ比１．２５０３で正転駆動される。

次に、前進第５変速段の場合は、第１制御クラッチＣ−１の作動により第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３が入力軸１４に接続され、第３サンギヤＳ２と第４サンギヤＳ３に入力軸１４の回転が伝達される。また、第２制御クラッチＣ−２の作動により、互いに連結された第３キャリヤＣ２と第４リングギヤＲ３が入力軸１４に接続され、第３キャリヤＣ２と第４リングギヤＲ３にも入力軸１４の回転が伝達される。その結果、第４サンギヤＳ３と第４リングギヤＲ３に噛合する第４ピニオン３０を支承する第３要素としての第４キャリヤＣ３も一体になって回転し、この第４キャリヤＣ３に連結された出力軸１７が図２に示す前進第５変速段のギヤ比１．００００で正転駆動される。

次に、前進第６変速段の場合は、第２制御クラッチＣ−２の作動により、互いに連結された第３キャリヤＣ２と第４リングギヤＲ３が入力軸１４に接続され、第３キャリヤＣ２と第４リングギヤＲ３に入力軸１４の回転が伝達される。また、第３制御クラッチＣ−３の作動により第２サンギヤＳ１が入力軸１４に接続され、第２サンギヤＳ１にも入力軸１４の回転が伝達される。そして、この場合は、第３制御ブレーキＢ−３の作動により第１サンギヤＳ０が回転規制されているので、第２サンギヤＳ１の回転に伴い第２キャリヤＣ１に支承された第２ピニオン２７に噛合する第２リングギヤＲ１が相互に連結された第１キャリヤＣ０と共に回転し、この第１キャリヤＣ０に回転可能に支承された第１ピニオン２５が公転する。

すると、この第１ピニオン２５に噛合する第１リングギヤＲ０が相互に連結された第２キャリヤＣ１及びこの第２キャリヤＣ１に連結された第３リングギヤＲ２と共に第１サンギヤＳ０に反力を支持されて回転し、第３リングギヤＲ２と第３サンギヤＳ２との回転差に応じて第３ピニオン２９が公転する。そして、この第３ピニオン２９の公転に伴い、第３キャリヤＣ２及び第４リングギヤＲ３が回転すると、第４リングギヤＲ３と第４サンギヤＳ３との回転差に応じて第４ピニオン３０が公転し、第４ピニオン３０を支承する第３要素としての第４キャリヤＣ３が回転する。その結果、この第４キャリヤＣ３に連結された出力軸１７が図２に示す前進第６変速段のギヤ比０．７８１８で正転駆動される。

次に、前進第７変速段の場合は、第２制御クラッチＣ−２の作動により、互いに連結された第３キャリヤＣ２と第４リングギヤＲ３が入力軸１４に接続され、第３キャリヤＣ２と第４リングギヤＲ３に入力軸１４の回転が伝達される。また、第３制御クラッチＣ−３の作動により第１サンギヤＳ０と第２キャリヤＣ１が入力軸１４に接続され、第１サンギヤＳ０と第２キャリヤＣ１にも入力軸１４の回転が伝達される。そして、この場合は、第１制御ブレーキＢ−１の作動により、互いに連結された第２リングギヤＲ１と第１キャリヤＣ０が回転規制されているので、第２サンギヤＳ１の回転に伴って第２ピニオン２７が第２リングギヤＲ１に反力を支持されて公転し、この第２ピニオン２７を回転可能に支承する第２キャリヤＣ１が相互に連結された第３リングギヤＲ２と共に回転する。

すると、この第３リングギヤＲ２と第３キャリヤＣ２との回転差に応じて第３サンギヤＳ２が相互に連結された第４サンギヤＳ３と共に回転する。そして、この第４サンギヤＳ３と第４リングギヤＲ３との回転差に応じて第４ピニオン３０が公転し、第４ピニオン３０を支承する第３要素としての第４キャリヤＣ３が回転する。その結果、この第４キャリヤＣ３に連結された出力軸１７が図２に示す前進第７変速段のギヤ比０．６７５３５で正転駆動される。

次に、前進第８変速段の場合は、第２制御クラッチＣ−２の作動により、互いに連結された第３キャリヤＣ２と第４リングギヤＲ３が入力軸１４に接続され、第３キャリヤＣ２と第４リングギヤＲ３に入力軸１４の回転が伝達される。そして、この場合は、第２制御ブレーキＢ−２の作動により第３リングギヤＲ２が回転規制されているので、第３サンギヤＳ２が相互に連結された第４サンギヤＳ３と共に回転し、この第４サンギヤＳ３と第４リングギヤＲ３との回転差に応じて第４ピニオン３０が公転し、第４ピニオン３０を支承する第３要素としての第４キャリヤＣ３が回転する。その結果、この第４キャリヤＣ３に連結された出力軸１７が図２に示す前進第８変速段のギヤ比０．５８２３で正転駆動される。

次に、後退第１変速段の場合は、第３制御クラッチＣ−３の作動により第２サンギヤＳ１が入力軸１４に接続され、第２サンギヤＳ１に入力軸１４の回転が伝達される。そして、この場合は、第１制御ブレーキＢ−１の作動により、互いに連結された第２リングギヤＲ１と第１キャリヤＣ０が回転規制されているので、第２サンギヤＳ１の回転に伴って第２ピニオン２７が第２リングギヤＲ１に反力を支持されて公転し、この第２ピニオン２７を回転可能に支承する第２キャリヤＣ１が相互に連結された第３リングギヤＲ２と共に回転する。そして、この場合には、第４制御ブレーキＢ−４の作動により、互いに連結された第４リングギヤＲ３と第３キャリヤＣ２が回転規制されているので、この第３キャリヤＣ２に支承された第３ピニオン２９を介して第３サンギヤＳ２が相互に連結された第４サンギヤＳ３と共に逆転する。すると、第４サンギヤＳ３に噛合する第４ピニオン３０が第４リングギヤＲ３に反力を支持されて公転し、第４ピニオン３０を支承する第３要素としての第４キャリヤＣ３が回転する。その結果、この第４キャリヤＣ３に連結された出力軸１７が後退第１変速段の所定ギヤ比で逆転駆動される。

次に、後退第２変速段の場合は、第３制御クラッチＣ−３の作動により第２サンギヤＳ１が入力軸１４に接続され、第２サンギヤＳ１に入力軸１４の回転が伝達される。そして、この場合は、第３制御ブレーキＢ−３の作動により第１サンギヤＳ０が回転規制されているので、第２サンギヤＳ１の回転に伴い第２キャリヤＣ１に支承された第２ピニオン２７に噛合する第２リングギヤＲ１が相互に連結された第１キャリヤＣ０と共に回転し、この第１キャリヤＣ０に回転可能に支承された第１ピニオン２５が公転する。すると、この第１ピニオン２５に噛合する第１リングギヤＲ０が相互に連結された第２キャリヤＣ１及びこの第２キャリヤＣ１に連結された第３リングギヤＲ２と共に第１サンギヤＳ０に反力を支持されて回転する。

そして、この場合には、第４制御ブレーキＢ−４の作動により、互いに連結された第４リングギヤＲ３と第３キャリヤＣ２が回転規制されているので、この第３キャリヤＣ２に支承された第３ピニオン２９を介して第３サンギヤＳ２が相互に連結された第４サンギヤＳ３と共に逆転する。すると、第４サンギヤＳ３に噛合する第４ピニオン３０が第４リングギヤＲ３に反力を支持されて公転し、第４ピニオン３０を支承する第３要素としての第４キャリヤＣ３が回転する。その結果、この第４キャリヤＣ３に連結された出力軸１７が後退第２変速段の所定ギヤ比で逆転駆動される。

なお、上記した前進第１変速段では、第３サンギヤＳ２の回転に応じて第３リングギヤＲ２が逆回転するが、この第３リングギヤＲ２と相互に連結された第２キャリヤＣ１及び第１リングギヤＲ０も逆回転する。そのため、第３制御クラッチＣ−３が設けられてない場合には、入力軸１４の回転が第２キャリヤＣ１に支承された第２ピニオン２７を介して第２リングギヤＲ１及びこの第２リングギヤＲ１に連結された第１キャリヤＣ０にも伝達され、第１キャリヤＣ０が回転することになる。すると、その第１リングギヤＲ０と第１キャリヤＣ０との間に大きな相対回転差が生じる結果、第１キャリヤＣ０に支承された第１ピニオン２５に噛合する第１サンギヤＳ０が非常に高速で回転することになる。しかし、本実施形態の自動変速機１０の場合は、第３制御クラッチＣ−３が設けられ、この第３制御クラッチＣ−３が前進第１変速段では切断されるようになっているため、上記したような第１サンギヤＳ０の非常な高速回転が回避される。

本実施形態の自動変速機１０では各変速段が変速時に上記したような作動状態となり、入力軸１４の回転数を１とした場合の各変速段における各サンギヤＳ０〜Ｓ３、各キャリヤＣ０〜Ｃ３、及び各リングギヤＲ０〜Ｒ３の回転比が図３の速度線図に示されるようになる。そのため、この図３の速度線図から明らかなように、各変速段における第３要素である第４キャリヤＣ３の回転比すなわちギヤ比が大きくばらつくことなく適当な間隔をもって配列され、適切に離間した前進８段、後退２段のギヤ比を実現できる。

さらに、変速段が１段アップしたときのギヤ比の増加割合であるステップ比は、図２に示すように、第１、第２変速段の間は１．７１７、第２、第３変速段の間は１．３４４、第３、第４変速段の間は１．２２６、第４、第５変速段の間は１．２５０、第５、第６変速段の間は１．２７９、第６、第７変速段の間は１．１６１、第７、第８変速段の間は１．１５７となる。すなわち、このステップ比についても、変速段毎に大きなばらつきのない状態で配分されるようになる。そして、各変速段におけるステップ比の値については、各ステップ比のうち最小値である第６、第７変速段の間のステップ比でも、その値は１．１６１となる。

したがって、本実施形態の自動変速機１０によれば、以下の効果を得ることができる。
（１）前進８段の各変速段におけるステップ比が、変速段毎において大きなばらつきのない状態で配分される。また、各変速段のステップ比の値は、それらの最小値である第６、第７変速段の間のステップ比でも１．１６１であり、「１」から離れた値、すなわち変速感をもたらすことが期待できる１．１よりも大きな値となる。したがって、各変速段の間のステップ比が適切に配分されることにより、加速を伴う変速時には明確な変速感でもって十分な加速フィーリングを得ることができる。

（２）また、前進第１変速段の変速時には、第３制御クラッチＣ−３が切断されるようになっており、第１キャリヤＣ０と第１リングギヤＲ０が大きな相対回転差を伴って回転することはないので、第１キャリヤＣ０に支承された第１ピニオン２５に噛合する第１サンギヤＳ０が非常な高速で逆回転するような事態を回避することができる。

（３）また、第３制御クラッチＣ−３はトランスミッションケース１２内において、各遊星歯車装置１５，１６が配置された箇所よりも前方寄りに配置することが可能となる。そのため、共通軸線１３に沿う入力軸１４内に油路を形成し、この油路を介して第３制御クラッチＣ−３に作動油を供給することも可能となり、第３制御クラッチＣ−３に対する作動油供給のための油路の確保が容易になる。

（第２の実施形態）
次に、本発明の自動変速機に係る第２の実施形態について、図４及び図５を参照しながら説明する。なお、この第２の実施形態は、第３制御クラッチの配置箇所が第１の実施形態とは異なっており、その他は、第１の実施形態とは構成が共通している。したがって、以下においては第１の実施形態と相違する部分について主に説明することにし、共通する部材構成などについては同一符号を付すことにして重複した説明は省略する。

さて、本実施形態の自動変速機１０においては、図４に示すように、減速用複式遊星歯車装置１５において第２遊星歯車機構２２の第２サンギヤＳ１が入力軸１４に接続され、その第２サンギヤＳ１に入力軸１４の回転が伝達されるようになっている。その一方、減速用複式遊星歯車装置１５において相互に連結された第１遊星歯車機構２１の第１リングギヤＲ０と第２遊星歯車機構２２の第２キャリヤＣ１が変速用複式遊星歯車装置１６における第３遊星歯車機構２３の第３リングギヤＲ２に対して第３制御クラッチＣ−３により係脱可能に連結されている。なお、その他の点では、図４に示すように、第１実施形態の場合と自動変速機１０における各部材構成は同一である。

そして、この第２の実施形態においても、各変速段の変速時における作動状態は、第１の実施形態の場合と同様に、図２の作動表に示すとおりとなる。すなわち、前進第３変速段、前進第４変速段、前進第６変速段、前進第７変速段では、この第３制御クラッチＣ−３が作動し、その結果、相互に連結された第１リングギヤＲ０と第２キャリヤＣ１が第３リングギヤＲ２に接続されるようになる。なお、変速第５変速段でも第３制御クラッチＣ−３は係合するもののトルク（動力）伝達には関係しない。

また、入力軸１４の回転数を１とした場合の各変速段における各サンギヤＳ０〜Ｓ３、各キャリヤＣ０〜Ｃ３、及び各リングギヤＲ０〜Ｒ３の回転比は、図５の速度線図に示すようになる。そのため、この第２の実施形態においても、各変速段における第３要素である第４キャリヤＣ３の回転比すなわちギヤ比が大きくばらつくことなく適当な間隔をもって配列され、適切に離間した前進８段、後退２段のギヤ比を実現できる。また、変速段が１段アップしたときのギヤ比の増加割合であるステップ比は、第１の実施形態の場合と同様に、図２に示すとおりの各ステップ比となる。

したがって、この第２実施形態の自動変速機１０においても、第１の実施形態における前記（１）及び（２）と同様の作用効果を奏することができる。
（第３の実施形態）
次に、本発明の自動変速機に係る第３の実施形態について、図６〜図８を参照しながら説明する。なお、この第３の実施形態は、第３制御クラッチを有していない点で第１の実施形態とは異なっており、その他は、第１の実施形態とは構成が共通している。したがって、以下においては第１の実施形態と相違する部分について主に説明することにし、共通する部材構成などについては同一符号を付すことにして重複した説明は省略する。

さて、本実施形態の自動変速機１０においては、図６に示すように、減速用複式遊星歯車装置１５において第２遊星歯車機構２２の第２サンギヤＳ１が入力軸１４に接続され、その第２サンギヤＳ１に入力軸１４の回転が伝達されるようになっている。なお、その他の点では、図６に示すように、第１実施形態の場合と自動変速機１０における各部材構成は同一である。

そして、この第３の実施形態においては、各変速段の変速時における作動状態が、第１の実施形態と対比した場合、第３制御クラッチＣ−３を有していないことから、前進第１変速段、前進第２変速段、前進第８変速段、後退第１変速段、及び後退第２変速段において、第１の実施形態の場合とは異なり、第１サンギヤＳ０が回転することになる。

すなわち、これらの各変速段においては、第３サンギヤＳ２の回転に応じて第３リングギヤＲ２が逆回転するが、この第３リングギヤＲ２と相互に連結された第２キャリヤＣ１及び第１リングギヤＲ０も逆回転する。そのため、第３制御クラッチＣ−３が設けられてない場合には、入力軸１４の回転が第２キャリヤＣ１に支承された第２ピニオン２７を介して第２リングギヤＲ１及びこの第２リングギヤＲ１に連結された第１キャリヤＣ０にも伝達され、第１キャリヤＣ０が回転することになる。その結果、第１キャリヤＣ０に支承された第１ピニオン２５に噛合する第１サンギヤＳ０が回転することになる。そして、この場合の、第１サンギヤＳ０の回転速度は、第１キャリヤＣ０と第１リングギヤＲ０との相対回転差の大きさに対応したものとなる。したがって、前進第１変速段の場合に最も高速で回転することになる。

また、入力軸１４の回転数を１とした場合の各変速段における各サンギヤＳ０〜Ｓ３、各キャリヤＣ０〜Ｃ３、及び各リングギヤＲ０〜Ｒ３の回転比は、図８の速度線図に示すようになる。そのため、この第３の実施形態においても、各変速段における第３要素である第４キャリヤＣ３の回転比すなわちギヤ比が大きくばらつくことなく適当な間隔をもって配列され、適切に離間した前進８段、後退２段のギヤ比を実現できる。また、変速段が１段アップしたときのギヤ比の増加割合であるステップ比は、第１の実施形態の場合と同様に、図７に示すとおりの各ステップ比となる。

したがって、この第３実施形態の自動変速機１０においても、第１の実施形態における前記（１）と同様の作用効果を奏することができる。
なお、上記各実施形態は以下のような別の実施形態（別例）に変更しても良い。

・ 図９に示すように、上記第１の実施形態において、減速用複式遊星歯車装置１５の第１遊星歯車機構２１及び第２遊星歯車機構２２における各サンギヤＳ０，Ｓ１、各キャリヤＣ０，Ｃ１、各リングギヤＲ０，Ｒ１から他の要素に連結又は連係するために延設されるハブの延設態様を変更してもよい。この図９に示す自動変速機１０によれば、図１に示す第１の実施形態の自動変速機１０の場合よりも、第３制御ブレーキＢ−３と第１制御ブレーキＢ−１との間隔が狭いような場合にも好適に対応することができる。

・ 図１０及び図１１に示すように、上記第１の実施形態において、減速用複式遊星歯車装置１５における第１遊星歯車機構２１と第２遊星歯車機構２２とを前後逆配置にすると共に、各サンギヤＳ０，Ｓ１、各キャリヤＣ０，Ｃ１、各リングギヤＲ０，Ｒ１から他の要素に連結又は連係するために延設されるハブの延設態様を変更してもよい。これらの図１０及び図１１に示す自動変速機１０によれば、図１に示す第１の実施形態の自動変速機１０の場合とは異なり、第３制御ブレーキＢ−３と第１制御ブレーキＢ−１とがトランスミッションケース１２に対して前後逆配置で設けられている場合にも好適に対応することができる。また、図１０に示す自動変速機１０の場合には、さらに第３制御ブレーキＢ−３と第１制御ブレーキＢ−１との間隔が狭いような場合にも好適に対応することができる。

・ 図１２に示すように、上記第２の実施形態において、減速用複式遊星歯車装置１５の第１遊星歯車機構２１及び第２遊星歯車機構２２における各サンギヤＳ０，Ｓ１、各キャリヤＣ０，Ｃ１、各リングギヤＲ０，Ｒ１から他の要素に連結又は連係するために延設されるハブの延設態様を変更してもよい。この図１２に示す自動変速機１０によれば、図４に示す第２の実施形態の自動変速機１０の場合よりも、第３制御ブレーキＢ−３と第１制御ブレーキＢ−１との間隔が狭いような場合にも好適に対応することができる。

・ 図１３及び図１４に示すように、上記第２の実施形態において、減速用複式遊星歯車装置１５における第１遊星歯車機構２１と第２遊星歯車機構２２とを前後逆配置にすると共に、各サンギヤＳ０，Ｓ１、各キャリヤＣ０，Ｃ１、各リングギヤＲ０，Ｒ１から他の要素に連結又は連係するために延設されるハブの延設態様を変更してもよい。これらの図１３及び図１４に示す自動変速機１０によれば、図４に示す第２の実施形態の自動変速機１０の場合とは異なり、第３制御ブレーキＢ−３と第１制御ブレーキＢ−１とがトランスミッションケース１２に対して前後逆配置で設けられている場合にも好適に対応することができる。また、図１３に示す自動変速機１０の場合には、さらに第３制御ブレーキＢ−３と第１制御ブレーキＢ−１との間隔が狭いような場合にも好適に対応することができる。

・ 図１５に示すように、上記第３の実施形態において、減速用複式遊星歯車装置１５の第１遊星歯車機構２１及び第２遊星歯車機構２２における各サンギヤＳ０，Ｓ１、各キャリヤＣ０，Ｃ１、各リングギヤＲ０，Ｒ１から他の要素に連結又は連係するために延設されるハブの延設態様を変更してもよい。この図１５に示す自動変速機１０によれば、図６に示す第３の実施形態の自動変速機１０の場合よりも、第３制御ブレーキＢ−３と第１制御ブレーキＢ−１との間隔が狭いような場合にも好適に対応することができる。

・ 図１６及び図１７に示すように、上記第３の実施形態において、減速用複式遊星歯車装置１５における第１遊星歯車機構２１と第２遊星歯車機構２２とを前後逆配置にすると共に、各サンギヤＳ０，Ｓ１、各キャリヤＣ０，Ｃ１、各リングギヤＲ０，Ｒ１から他の要素に連結又は連係するために延設されるハブの延設態様を変更してもよい。これらの図１６及び図１７に示す自動変速機１０によれば、図６に示す第３の実施形態の自動変速機１０の場合とは異なり、第３制御ブレーキＢ−３と第１制御ブレーキＢ−１とがトランスミッションケース１２に対して前後逆配置で設けられている場合にも好適に対応することができる。また、図１６に示す自動変速機１０の場合には、さらに第３制御ブレーキＢ−３と第１制御ブレーキＢ−１との間隔が狭いような場合にも好適に対応することができる。

・ 上記各実施形態において、図２及び図７の各作動表に示す各ギヤ歯数比λ０，λ１，λ２，λ３を満足するならば、各遊星歯車機構２１〜２４において各サンギヤＳ０〜Ｓ３と各リングギヤＲ０〜Ｒ３の歯数は任意に設定可能である。

・ 図４に示した上記第２の実施形態及び図１２〜図１４に示した別の実施形態において、第３制御クラッチＣ−３は、第２リングギヤＲ１と第３リングギヤＲ２との間を係脱可能に連結し得るならば、その具体的な配置箇所は任意である。

・ 図１に示した上記第１の実施形態及び図４に示した第２の各実施形態並びに図９〜図１４に示した別の実施形態において、図２の作動表で第３制御クラッチＣ−３及び第１制御ブレーキＢ−１の黒丸で示す各変速段での係合関係は非作動状態であってもよい。

第１の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 同じく各変速段における制御クラッチ及び制御ブレーキの作動表。 同じく各変速段における遊星歯車装置の各要素のギヤ比を示す速度線図。 第２の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 同じく各変速段における遊星歯車装置の各要素のギヤ比を示す速度線図。 第３の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 同じく各変速段における制御クラッチ及び制御ブレーキの作動表。 同じく各変速段における遊星歯車装置の各要素のギヤ比を示す速度線図。 別の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 別の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 別の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 別の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 別の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 別の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 別の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 別の実施形態の自動変速機のスケルトン図。 別の実施形態の自動変速機のスケルトン図。

符号の説明

１０…自動変速機、１４…入力軸、１５…減速用複式遊星歯車装置、１６…変速用複式遊星歯車装置、１７…出力軸、２１〜２４…遊星歯車機構、２５，２７，２９，３０…ピニオン、Ｓ０，Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３…サンギヤ、Ｃ０，Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３…キャリヤ、Ｒ０，Ｒ１．Ｒ２，Ｒ３…リングギヤ、Ｃ−１〜Ｃ−３…制御クラッチ、Ｂ−１〜Ｂ−４…制御ブレーキ、λ，λ０，λ１，λ２，λ３…ギヤ歯数比。

Claims (4)

1. 共にシングルピニオン型の第１遊星歯車機構と第２遊星歯車機構を有する減速用複式遊星歯車装置及び共にシングルピニオン型の第３遊星歯車機構と第４遊星歯車機構を有する変速用複式遊星歯車装置を備え、
   前記減速用複式遊星歯車装置では、前記第１遊星歯車機構を、第１サンギヤ、該第１サンギヤに噛合する第１ピニオンを支承する第１キャリヤ、前記第１ピニオンに噛合する第１リングギヤを備えて構成すると共に、前記第２遊星歯車機構を、第２サンギヤ、該第２サンギヤに噛合する第２ピニオンを支承して前記第１リングギヤに連結された第２キャリヤ、前記第２ピニオンに噛合して前記第１キャリヤに連結された第２リングギヤを備えて構成し、前記第２サンギヤを入力軸に動力伝達可能に連結すると共に、前記第１サンギヤを第３制御ブレーキに連結し、前記第２リングギヤと第１キャリヤとを連結して第１制御ブレーキに連結し、
   前記変速用複式遊星歯車装置では、前記第３遊星歯車機構を、第３サンギヤ、該第３ギヤに噛合する第３ピニオンを支承する第３キャリヤ、前記第３ピニオンに噛合して前記第２キャリヤに動力伝達可能に連結された第３リングギヤを備えて構成すると共に、前記第４遊星歯車機構を、第４サンギヤ、該第４サンギヤに噛合する第４ピニオンを支承する第４キャリヤ、前記第４ピニオンに噛合して前記３キャリヤに連結された第４リングギヤを備えて構成し、前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとを連結して前記入力軸に第１制御クラッチにより係脱可能に連結すると共に、前記第３リングギヤ及び前記第４リングギヤを第２制御ブレーキ及び第４制御ブレーキに夫々連結し、前記第３キャリヤを前記入力軸に第２制御クラッチにより係脱可能に連結すると共に、前記第４キャリヤを出力軸に連結し、前記第１リングギヤ及び第２キャリヤの回転が前記第３リングギヤに伝達されることを特徴とする自動変速機。
2. 前記第１サンギヤの高速回転を防止するための第３制御クラッチを備えることを特徴とする請求項１に記載の自動変速機。
3. 前記第３制御クラッチは、前記入力軸と前記第２サンギヤとを選択的に連結することを特徴とする請求項２に記載の自動変速機。
4. 前記第３制御クラッチは、前記第１リングギヤ及び第２キャリヤと前記第３リングギヤとを選択的に連結することを特徴とする請求項２に記載の自動変速機。

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