JP2010077985A - 複合遊星歯車を用いた多段自動変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】多段自動変速機の変速比の段間差を小さくできる複合遊星歯車の強度を確保し、シンプルな構造で燃費を向上させる。
【解決手段】減速用遊星歯車と、複合遊星歯車と、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３と、ブレーキＢ１、Ｂ２とからなる前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の多段自動変速機の、複合遊星歯車を構成する各４個のシングルピニオンとダブルピニオン遊星歯車を保持する遊星キャリアＰの両サイド部材を各ピニオン遊星歯車の軸支軸で連結し、シングルピニオン遊星歯車と噛合うサンギアＳ１とダブルピニオン遊星歯車と噛合うサンギアＳ２の歯数を近づけ、遊星キャリアＰの両サイド部材の内径をサンギアＳ１の外径より小さくして軸支する。
【選択図】図１０

Description

本発明は、油圧クラッチ及びブレーキを用いて制御する自動変速機に関し、変速比の段間差が小さくできる複合遊星歯車を用いた多段自動変速機に関する。

トルクコンバータと遊星歯車列及び油圧クラッチ、ブレーキを用いたＡＴ（Ａｕｔｏｍａｔｉｃ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）に対抗した自動変速機として、無段階に変速するＣＶＴ（Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ Ｖａｒｉａｂｌｅ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）と手動変速機であるＭＴ（Ｍａｎｕａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）を自動化したＡＭＴ（Ａｕｔｏｍａｔｅｄ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）が省燃費を主な目的として商品化されている。このＣＶＴにはトルクコンバータが用いられているが発進時以外はトルクコンバータをロスのない直結（ロックアップ）状態として用いるため、市街地走行でほとんどトルクコンバータをロックアップしないＡＴと比べ燃費は良くなるが、無段変速機構となるベルトの伝達効率がギア伝達に比べ極めて悪く、ＡＴがトルクコンバータをロックアップして用いることができる高速走行では逆に燃費が悪くなり、市街地走行でも原動機の回転を低く保てる利点はあるものの、燃費改良のポテンシャルは小さい。ＡＭＴは燃費改良のポテンシャルが大きいため、変速の際連続的な走行ができないＳＣＴ（Ｓｎｇｌｅ Ｃｌｕｔｃｈ ＡＭＴ）を改良し、一方のクラッチで動力が伝達されている時、他方のクラッチを次の変速段に切り換えて待機させ、２個のクラッチを繋ぎ換えることで連続的な走行が可能となる前進６速及び７速のＤＣＴ（Ｄｕａｌ Ｃｌｕｔｃｈ ＡＭＴ）も商品化されたが、クラッチの切り換えにより変速できる変速段が1種類しかなく、特に飛び越し変速が必要となるキックダウン変速や手動操作での任意の変速、及び前後進の切り換え時においてスムースな変速ができなく車両の使い勝手に問題が生じる。

一方、ＡＴはクラッチ又はブレーキの1個のみの繋ぎ代えで変速可能な変速段が、増速と減速側の次段と次々段の合わせて4種類準備可能で、キックダウン変速や手動変速及び前後進の切り換えで問題を生じさせない。そこで、原動機の使用回転域を下げ燃費を向上さす目的で前進６速段以上の多段化が進められているが、実用化された前進６速（６ＡＴ）では前進４速（４ＡＴ）と比べ５〜６％の燃費向上しか実現されていなく、依然として大幅な燃費改良は進んでいない。この主な原因は入力継手として用いる流体伝導による動力ロスを伴うトルクコンバータを多用していることにあり、燃費をさらに向上さすにはトルクコンバータの使用領域を減らさなければならない。基本的には発進と変速時以外はトルクコンバータをロスのないロックアップ状態で用いるようにすることであるが、最良の方法はＡＭＴのようにトルクコンバータを用いないことである。ＡＴやＣＶＴでは当たり前のようにトルクコンバータを用いているが、資源の浪費及び環境負荷の増大に繋がり技術でこれを防がなければならない。通常、乗用車のＭＴでは前進の変速段数は５、６速段であり、６ＡＴではトルク増幅作用のあるトルクコンバータを使用しなくとも牽引力が確保できる。但し、隣り合う変速段の変速比の段間差をＭＴのように小さくすることが望ましく、複数の変速段で同一遊星歯車に動力が通過するＡＴはＭＴよりシンプルな構造となるが変速比の設定自由度は低く、その組み合わせは限定される。尚、実用化された６ＡＴでは伝達効率上好ましくないものや締結要素となる摩擦部材の連れ回りロス低減に対する配慮が十分でないものが多く、伝達効率や耐久強度を考慮するとパワートレン及びその構造は更に限定される。

近年実用化された６ＡＴは３種あり、４個の構成要素を持った２個の遊星歯車列の、３個の構成要素に選択的に非減速回転と減速用遊星歯車を介した減速回転を入力し、そのうちの２個の構成要素にブレーキを配し、残りの１個の構成要素を出力する方式が大部分を占め、減速回転の入力個数を１個とした特許文献１と２個とした特許文献２の２種類が存在する。残りの１種は変速段により３個の遊星歯車列の組換えを行う特許文献３に示されたもので、何れも５個のクラッチ及びブレーキの２個を選択的に締結することにより変速段が決定される構造となっている。この３種のうち、隣り合う変速段の変速比の段間差を比較的小さく取れる方式の一つとして特許文献２のリングギアを出力とする４ＡＴと同じ形態のラビニョー遊星歯車を用いた組み合わせがあり、シンプルな構造で配置できることもあって一番多く実用化されている。但し、特許文献２の形態では前進１速〜４速段で減速用遊星歯車を介した大きなトルクとなる減速回転が変速用遊星ギアに入力する強度的に不利となる点と、高速段の前進４速−５速段及び前進５速−６速段の変速比の段間差が少し大きくなる問題を有している。加えてラビニョー遊星歯車の欠点として、ダブルピニオン遊星歯車を用いるため噛合い歯車が増え効率的に不利となること及び歯面荷重を分散して伝えるピニオン遊星歯車の個数に限界が生じる強度面の弱点がある。又、ラビニョー遊星歯車では本件出願図の図８、図９のＴｙｐｅ０、１に示した如く、ロングピニオン遊星歯車Ｐａと噛合うピニオン遊星歯車Ｐｂ、サンギアＳ１及びリングギアＲ１の噛合いベクトルがそれぞれ異なるためロングピニオン遊星歯車が傾き、噛合いが悪くなる欠点を有している。そのためラビニョー遊星歯車の基本形態であり利点でもあるロングピニオン遊星歯車による動力伝達方式を変えることも考慮しなければならない。尚、近年燃費向上のため原動機には低回転高トルクのディーゼルエンジンが用いられるようになり、強度的に不利となる特許文献２の形態に強度面に弱点があるラビニョー遊星歯車を用いるには一層の補強が望まれる。

乗用車で最も多用されている原動機をフロント側に横置きに配するＦＷＤ（Ｆｒｏｎｔ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）車では特に変速機の軸方向の短縮化が要求され、特許文献２のラビニョー遊星歯車を用いた極めてコンパクトとなる６ＡＴとしてＳＡＥ ＴＥＣＨＮＩＣＡＬ ＰＡＰＥＲに記載された非特許文献４があり、各部位の配置が特許文献５及び６で提案されている。この方式では前進１速〜４速段で減速用遊星歯車を介した大きなトルクとなる減速回転がラビニョー遊星歯車のダブルピニオン遊星歯車と噛合う小径のサンギアに入力されるため、このサンギアの歯面荷重が必然的に大きくなる。そのため歯車の歯幅を増やす必要が生じ、軸方向の短縮化が要求されるＦＷＤ車には向かなくなる。一般的に４ＡＴに用いられるラビニョー遊星歯車ではダブルピニオン遊星歯車の数は２×３個であり、ダブルピニオン遊星歯車の数をスペース的に限界となる２×４個まで増やし歯面荷重を更に分散させると歯幅を増やす必要がなくなる。そのため非特許文献４では本件出願図の図２９に示したように、サンギアＳ２と噛合うピニオン遊星歯車Ｐｂの外径を小さくしてピニオン遊星歯車ＰｂとリングギアＲ１との間にスペースを設け、遊星キャリアを構成する両サイド部材を連結する連結部材Ｐを配する工夫をしている。しかしながら、ピニオン遊星歯車Ｐｂの歯数が小さくなり回転が増えて効率及び耐久上不利になるのに加えて、前進１速から原動機直結とするため前進１速−２速段の変速比の段間差をＤＣＴのように小さくするにはサンギアＳ２とＳ１の歯数を近づけねばならず、ピニオン遊星歯車Ｐｂの配置スペース上限界が生じる。又、ピニオン遊星歯車Ｐｂの軸支軸を保持する遊星キャリアの肉厚がサンギアＳ１の外径との距離δで決まるためピニオン遊星歯車Ｐｂの軸支軸の径を小さくしなければならず、この構造で前進１速−２速段の変速比の段間差をＤＣＴのように小さくすることは困難となる。

又、この方式のラビニョー遊星歯車では遊星キャリアが長幅構造になるとともにブレーキとクラッチの摩擦部材を係止するため遊星キャリアがアンバランスとなり、遊星キャリアの両端を軸支する必要がある。しかしながら、非特許文献４では遊星キャリアを一端でしか軸支しない片持構造となっており振動や耐久上好ましくない。加えて、この遊星キャリアの軸方向の保持が相対回転の大きくなる径の大きな固定部となっており、遊星キャリアの軸支機構全体がロスを伴う不安定な構造となっている。

非特許文献４では減速用遊星歯車とラビニョー遊星歯車の外周径方向外側にクラッチとブレーキの摩擦部材を配したためコンパクトな構造となるが、ラビニョー遊星歯車のシングルピニオン遊星歯車と噛合うサンギアに減速回転を入力するクラッチドラムを、ブレーキで制動する構造となっている。このクラッチドラムは最高速段の前進６速段で制動され、連続高速走行状態において内周側に摩擦部材を係止するクラッチドラムに遠心力が作用せず潤滑油が排出され難くなり、摩擦部材の連れ回りロスが大きくなる欠点がある。このクラッチの摩擦部材は減速用遊星歯車の外周径方向外側に配され、減速用遊星歯車潤滑後の潤滑油が供給される構造となっており、減速用遊星歯車の潤滑油は常時必要なため制動時に潤滑油の供給を止めるわけにはいかなく、連れ回りロスが必然的に大きくなる。

更に、特許文献２の特性上の欠点とも言えるが、前進４速−５速段及び前進５速−６速段の変速比の段間差をＤＣＴのように小さくするのは不可能なため、クラッチ１個を追加し全ての段間差を前進７速のＤＣＴに負けず小さくできる８ＡＴが燃費改善の有力手段となる。そうするにはラビニョー遊星歯車に６ＡＴより更に大きな減速回転を入力しなければならず、各歯車にかかる負担は大きくサンギアＳ２とＳ１の歯数を近づけた４×２個のダブルピニオン遊星歯車の配置が必須になるとともに、ロングピニオン遊星歯車の傾きによる歯当たり悪化の改善が必要となる。当然クラッチ追加による摩擦部材の連れ回りロスも増えるため、摩擦部材の連れ回りロス低減を考慮しなければならない。このクラッチ１個を追加した８ＡＴとしてＲＷＤ（Ｒｅａｒ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）車用に実用化されたＳＡＥ ＴＥＣＨＮＩＣＡＬ ＰＡＰＥＲに記載された非特許文献７がある。ここで用いられているラビニョー遊星歯車に於けるピニオン遊星歯車の配置構造は非特許文献４と同じ本件出願図の図２９に示した構造であるが、スペース的に余裕があるためサンギアＳ２の径を大きくし強度を向上させ、その結果サンギアＳ１との相対比を小さくすることが可能となり変速段の段間差が比較的小さくなっている。但し、サンギアＳ２とＳ１の相対比をもっと小さくすると全体の変速比が更にバランスの採れたものとなる。又、ラビニョー遊星歯車の遊星キャリアはＲＷＤ車では軸方向スペースに余裕があるため両端で軸支出来ており問題はないが、一方の軸支部がシングルピニオン遊星歯車の外径より大きな位置での軸支であり周速が速くなる不利な構造となっている。一方、スペースに余裕のないＦＷＤ車用での８ＡＴ化は非特許文献７に示された構造は採れなく工夫が必要となる。

ラビニョー遊星歯車の各ピニオン歯車のスペースを確保する手段として、本願出願人より特許文献８が提案されている。このラビニョー遊星歯車は本件で用いる４個の構成要素を有したものとは異なり、５個の構成要素を有したラビニョー遊星歯車に関する提案である。サンギアとシングルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアとリングギアからなる２列のシンプル遊星歯車の、一方のピニオン遊星歯車を伸ばしてロングピニオン遊星歯車とし、もう一方のショートピニオン遊星歯車と同一遊星キャリア内でダブルピニオン遊星歯車として噛合わせたラビニョー遊星歯車の、遊星キャリアの両サイド部材を２分割し３個のショートピニオン遊星歯車の軸支軸で両サイド部材を連結する構造である。この構造ではショートピニオン遊星歯車に対しロングピニオン遊星歯車の歯数を極端に小さくしなければ配置スペースに於いて成立せず、ロングピニオン遊星歯車の軸支軸の径は小さくなりショートピニオン遊星歯車の軸支軸のみで２分割した両サイド部材を連結しなければならない。又、遊星キャリアの一方のサイド部材が出力軸と一体となり片持構造とはなるが、出力軸がハウジングの２点で大容量の軸受けで軸支される構造となるため遊星キャリアを両端で軸支する必要はない。加えて、前進の減速段で動力が本件とは逆の径の大きなサンギアに入力するため歯面荷重が小さくなるとともに、ショートピニオン遊星歯車と噛合う径の小さなサンギアの負荷頻度は径の大きなサンギアより小さいため、歯幅を径の大きなサンギアと同等以下に押さえることができる。したがって、遊星キャリアの幅も小さくなり、連結軸となるショートピニオン遊星歯車の軸支軸の連結幅も小さくできるため３箇所の連結だけで剛性的な問題は出ないが、遊星キャリアの幅が大きくなり、しかもショートピニオン遊星歯車の歯幅が大きくなる本件では、ショートピニオン遊星歯車の軸支軸だけで両サイド部材を連結することは剛性上不十分となる。

本願は前項で述べたように、隣り合う変速段の変速比の段間差を小さくし、発進と変速時以外はトルクコンバータをロスのないロックアップ状態で用いることができる６〜８ＡＴの提案であり、主願としてはトルクコンバータを用いない６〜８ＡＴの提案である。ＦＷＤ車用に実用化された６ＡＴに用いられるトルクコンバータは、ＣＶＴや４ＡＴで用いられている応答性とトルク伝達容量に難のあるトーラス内部圧で締結させるロックアップクラッチであり、ロックアップの多用は困難となる。特に低回転高トルクのディーゼルエンジンには向かない。したがって、このトルクコンバータには軸方向がコンパクトとなることに加え、入力継手内に独立した油圧係合室を備え、複面の摩擦面を持つロックアップクラッチを有する本願出願人が特許文献９で提案したような入力継手を適用しなければならない。又、トルクコンバータを用いないＡＴの構造が本願出願人より特許文献１０で提案されている。この方式は発進段となる前進１速と後進段で締結するブレーキＢ１を本件出願図の図２７に示したのように交互に配された摩擦部材の円周方向中央部に貫通穴を開け、ハウジングよりこの貫通穴に冷却油を供給し滑らせてクリープや発進を行わせるものである。トルクコンバータを用いない他の方法としては入力継手に湿式クラッチを用いる方法や、発進段となる前進１速と後進段で締結するクラッチＣ１、Ｃ３を滑らせる方法も提案されているが、変速機内部のロスがクラッチに加わり滑りエネルギーが増し、車両のクリープ状態等常時摩擦部材を滑らさなければならない状況で不利となる。一方特許文献１０のブレーキＢ１の滑り状態を表す本件出願図の図２８に示した前進１速段の速度線図では、締結しているクラッチＣ１以外の全てのクラッチとブレーキの連れ回りトルクが発進力となるためブレーキＢ１を滑らすエネルギーがクラッチを滑らす方式と比べ少なくて済み、摩擦部材の冷却方式の容易さとともに有利となる。したがって、隣り合う変速段の変速比の段間差を小さく取れる方式と組み合わせれば燃費的に最良のＡＴとなる。

ところで、ＦＷＤ車では原動機と同軸となる変速機の入力軸と平行に出力軸が配され、入力軸と出力軸の回転方向が同じ方向になることが要求されるため、入力軸から中継軸を介してカウンターギアで減速して出力軸に動力を伝達する構造となっている。この減速比は３〜４必要であり、中継軸に小径となるカウンターギアを配し、出力軸の大径となるカウンターギアと噛合わせる構造としている。この動力伝達構造はモジュールの大きな小歯数と大歯数の噛合わせとなり歯面のスリップによるロスが大きくなるとともに、ＡＴに限らずＭＴでもＣＶＴでも重量が増え燃費的に負の要因となるばかりではなく、狭いエンジンルームの空間を更に狭めている。又、大径となるカウンターギアの干渉により入力軸上に配される部材の位置と径が制限を受ける。特にクラッチ１個を追加して前進８速とする場合このクラッチとリングギアの干渉が問題となる。

特開昭５２−１４９５６２ 特開平４−２１９５５３ 特開２００３−３５３４１ ＳＡＥ ＰＡＰＥＲ ２００４−０１−０６５１ 特開２０００−２２０７０３ 特開２０００−２２０７０４ ＳＡＥ ＰＡＰＥＲ ２００７−０１−１１０１ 特開昭６２−１１３９４６ 特開２００８−１９６６６０ 特願２００８−８３９０９

本発明の第１の課題は、前進６速及び８速度段の多段自動変速機に用いる４個の構成要素からなるラビニョー遊星歯車の形態を変えずに各構成歯車の耐久強度を増し、共有する遊星キャリアの軸支を安定させることである。

本発明の第２の課題は、前進６速及び８速度段の多段自動変速機に用いる４個の構成要素からなるラビニョー遊星歯車の形態を変えて高トルク対応の複合遊星歯車として各構成歯車の耐久強度を増し、共有する遊星キャリアの軸支を安定させることである。

本発明の第３の課題は、複合遊星歯車と減速用遊星歯車及びクラッチ、ブレーキからなる前進６速及び８速度段の多段自動変速機の隣り合う変速段の変速比の段間差を小さくし、伝達ロスの大きな流体伝導装置を無くすか或いはロックアップ領域が拡大出来る流体伝導装置を用いてシンプルに配置するとともに、締結要素に配される摩擦部材の連れまわりロスの低減も含め燃費を向上さすことである。

本発明の第４の課題は、ＦＷＤ車用の変速機に配される効率的に負の要因となる中継軸を廃止し、流体伝導装置を無くした前進６速から８速度段の多段自動変速機の燃費を更に向上させるとともに、エンジンルームのスペースを広げることである。

請求項１に係わる本発明は、前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る多段自動変速機の複合遊星歯車に用いられるピニオン遊星歯車の個数をスペース限界まで増やすもので、第１と第２及び第３の課題を解決するための手段であり、シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車を軸方向２列に保持し、シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を同一軸上で軸支するする遊星キャリアＰと、シングルピニオン遊星歯車と噛合うサンギアＳ１及びリングギアＲ１と、ダブルピニオン遊星歯車のもう一方のピニオン遊星歯車と噛合うサンギアＳ２或いはシングルピニオン遊星歯車と同一軸上で軸支される一方のピニオン遊星歯車と噛合うリングギアＲ２とからなり、リングギアＲ１或いはリングギアＲ２に連結したリングギアＲ１を出力構成要素とする複合遊星歯車と、変速機の入力軸１の回転を減速する減速用遊星歯車と、複合遊星歯車のサンギアＳ２に減速用遊星歯車を経由した入力軸１の減速回転を入力するクラッチＣ１と、複合遊星歯車の遊星キャリアＰに入力軸１の回転を入力するクラッチＣ２と、複合遊星歯車のサンギアＳ１に減速用遊星歯車を経由した入力軸１の減速回転或いは入力軸１の回転を入力するクラッチＣ３或いはＣ４と、複合遊星歯車の遊星キャリアＰを制動するブレーキＢ１と、複合遊星歯車のサンギアＳ１を制動するブレーキＢ２とからなり、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３或いはＣ４及びブレーキＢ１、Ｂ２の何れか２個を選択的に締結することにより前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る複合遊星歯車を用いた多段自動変速機であって、複合遊星歯車の各ピニオン遊星歯車を４個で構成するとともに遊星キャリアＰを構成する両サイド部材を２分割し、シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を同一軸上で軸支する4本の長梁軸と、ダブルピニオン遊星歯車のサンギアＳ２と噛合うもう一方のピニオン遊星歯車を軸支する4本の短梁軸で両サイド部材を連結するようになした。

請求項２に係わる本発明は、前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る多段自動変速機の複合遊星歯車の軸支に関するもので、第１と第２の課題を解決するための手段であり、変速機の入力軸１と出力軸を平行に配し、入力軸１を変速機ハウジングの両端で軸受け７ａ、７ｂで軸支し、入力軸１と同軸上の変速機ハウジングの中央部で出力軸に動力を伝達するカウンターギア３を軸受け７ｃで軸支し、カウンターギア３を挟んで入力軸１と同軸上の一方側に、複合遊星歯車とクラッチＣ２とブレーキＢ１を配し、入力軸１と同軸上のもう一方側に、減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３或いはＣ４とブレーキＢ２を配し、クラッチＣ１とサンギアＳ２を連結する連結部材１２とクラッチＣ３或いはＣ４とサンギアＳ１を連結する連結部材１１を、カウンターギア３の内周部を通して入力軸１の周りに径方向順に軸支させて配し、複合遊星歯車の遊星キャリアＰを構成するシングルピニオン遊星歯車側サイド部材の内径Ｌ１とダブルピニオン遊星歯車側サイド部材の内径Ｌ２をサンギアＳ１の外径Ｌ３より小径としてラジアル軸受け７ｈ、７ｉを配し、サンギアＳ１又はサンギアＳ１の連結部材１１と入力軸１又は入力軸１とクラッチＣ２を連結する連結部材に軸支するとともにシングルピニオン遊星歯車側のサイド部材の両側にスラスト軸受け３７ａ、３７ｃを配し、複合遊星歯車の遊星キャリアＰを保持するようになした。

請求項３に係わる本発明は、前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る多段自動変速機の複合遊星歯車の構造に関するもので、第１と第２の課題を解決するための手段であり、複合遊星歯車の各ピニオン遊星歯車は4本の長梁軸及び短梁軸上でニードルローラベアリングにより軸支され、4本の長梁軸及び短梁軸の両端をニードルローラベアリングの軸支径より小径とし、遊星キャリアＰを構成するシングルピニオン遊星歯車側サイド部材の側面に貫通穴を有した４個の座ａとサンギアＳ１の歯幅まで突き出た４個のボスｂを円周方向に交互に設け、ダブルピニオン遊星歯車側サイド部材の外周を筒状に延材して径方向外周部外側にブレーキＢ１とクラッチＣ２の摩擦部材を係止するスプラインを設けるとともにシングルピニオン遊星歯車側サイド部材の座ａとボスｂの貫通穴に対抗する側面の同一円周位置に貫通穴を設け、両サイド部材の座ａ及び座ａに対抗する貫通穴に4本の長梁軸の両端小径部をニードルローラベアリングの軸支径となる段付き部まで圧入し、両サイド部材のボスｂ及びボスｂに対抗する貫通穴に4本の短梁軸の両端小径部をニードルローラベアリングの軸支径となる段付き部まで圧入し、4本の長梁軸と短梁軸の両端を絞めて両サイド部材を連結するようになした。

請求項４に係わる本発明は、前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る多段自動変速機の複合遊星歯車の構造に関するもので、第１の課題を解決するための手段であり、複合遊星歯車の長梁軸に配したシングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を一体のロングピニオン遊星歯車として形成し、長梁軸上の両サイドにロングピニオン遊星歯車を軸支するニードルローラベアリングを配し、両ニードルローラベアリングの軸方向を規制する突起部を長梁軸の軸方向中央部に一体として設け、ロングピニオン遊星歯車をサンギアＳ１とリングギアＲ１に噛合わせるとともに、サンギアＳ２と噛合う短梁軸に配したピニオン遊星歯車と噛合わせるようになした。

請求項５に係わる本発明は、前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る多段自動変速機の複合遊星歯車の構造に関するもので、第２の課題を解決するための手段であり、複合遊星歯車の長梁軸に配したシングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を各々ニードルローラベアリングで長梁軸上に隣接して軸支し、シングルピニオン遊星歯車をサンギアＳ１とリングギアＲ１に噛合わせるとともに、ダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車をサンギアＳ２と噛合う短梁軸に配したピニオン遊星歯車とリングギアＲ２に噛合わせ、リングギアＲ１とＲ２を連結するようになした。

請求項６に係わる本発明は、前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る複合遊星歯車を用いた多段自動変速機のＦＷＤ車用に対する流体伝導装置を用いない伝達軸の配置に関するもので、第３と第４の課題を解決するための手段であり、変速機ハウジングは変速機前方に配された原動機との隔壁２ｄを保持するフロントケース２ａとメインケース２ｂ或いはリアケース２ｃからなり、回転変動吸収ダンパを介して原動機と連結した変速機の入力軸１を前端の隔壁２ｄに装着された円筒部材２ｆと後端のメインケース２ｂ或いはリアケース２ｃに配された軸受け７ａ、７ｂで軸支し、フロントケース２ａをメインケース２ｂ内側の入力軸１の軸方向中央部まで延材してカウンターギア３を軸受け７ｃで軸支し、フロントケース２ａと隔壁２ｄに囲まれたカウンターギア３前方に減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３或いはＣ４及びブレーキＢ２を配し、メインケース２ｂ或いはリアケース２ｃに囲まれたカウンターギア３後方に複合遊星歯車とクラッチＣ２及びブレーキＢ１を配し、複合遊星歯車の出力構成要素となるリングギアＲ１或いはリングギアＲ２に連結したリングギアＲ１をサンギアＳ３とシングルピニオン遊星歯車を支持する遊星キャリアＰ３とリングギアＲ３からなる遊星減速歯車４０のサンギアＳ３に連結し、遊星キャリアＰ３をメインケース２ｂに固定し、リングギアＲ３をカウンターギア３に連結し、カウンターギア３を出力軸が配されたディファレンシャル装置３０のキャリアに連結したカウンターギア６と噛合わせるようになした。

請求項７に係わる本発明は、前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る複合遊星歯車を用いた多段自動変速機のＦＷＤ車用に対する構成部位の配置に関するもので、第３の課題を解決するための手段であり、変速機ハウジングは変速機前方に配された原動機との隔壁２ｄを保持するフロントケース２ａとメインケース２ｂとリアケース２ｃからなり、回転変動吸収ダンパ又は流体伝導装置を介して原動機と連結した変速機の入力軸１を前端の隔壁２ｄに装着された円筒部材２ｆと後端のリアケース２ｃに配された軸受け７ａ、７ｂで軸支し、メインケース２ｂの軸方向中央部に設けられたＬ字型側壁でカウンターギア３を軸受け７ｃで軸支し、複合遊星歯車の出力構成要素となるリングギアＲ１或いはリングギアＲ２に連結したリングギアＲ１をカウンターギア３に連結し、カウンターギア３を入力軸１に平行に配した中継軸に連結されたカウンターギア４と噛合わせ、フロントケース２ａ側に中継軸と一体となるカウンターギア５を設け、出力軸が配されたディファレンシャル装置３０のキャリアに連結したカウンターギア６と噛合わせるようになした。

請求項８に係わる本発明は、前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る多段自動変速機の長梁軸に配したピニオン遊星歯車が偏荷重を受けない構造の複合遊星歯車を用いたＦＷＤ車用に対する配置に関するもので、第２と第３の課題を解決するための手段であり、カウンターギア３の前方に、リングギアＲ１、Ｒ２を有した複合遊星歯車とクラッチＣ２及びブレーキＢ１が配されたもので、リングギアＲ１、Ｒ２を有した複合遊星歯車のダブルピニオン遊星歯車側サイド部材の外周に、リングギアＲ１、Ｒ２の外径より小径となるクラッチＣ２のクラッチハブを前方に円筒状に延材して設けるとともにリングギアＲ１、Ｒ２の外径より大径となるブレーキＢ１のブレーキハブを後方に円筒状に延材して設け、ディファレンシャル装置３０のキャリアに連結したカウンターギア６と軸方向同一位置に、内周とクラッチＣ２のクラッチハブ外周との間に摩擦部材を有するとともに入力軸１と連結するクラッチＣ２のクラッチドラムを配し、カウンターギア６と干渉しない軸方向後方位置に、ブレーキＢ１のブレーキハブを制動する摩擦部材或いはワンウェイクラッチＯＷＣをメインケース２ｂとの間に配し、ダブルピニオン遊星歯車側のサイド部材の内径をサンギアＳ２の外径より小径にして軸受け７ｈで入力軸１に軸支するようになした。

請求項９に係わる本発明は、前進６速後進１速の変速段を得る多段自動変速機の複合遊星歯車に入力する減速機構の構造に関するもので、第３と第４の課題を解決するための手段であり、カウンターギア３の一方側に配される減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３及びブレーキＢ２は、サンギアＳ０とシングルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ０とリングギアＲ０からなる減速用遊星歯車のサンギアＳ０が変速機ハウジングの内周円筒ボスに固定され、リングギアＲ０が変速機の入力軸１に連結され、遊星キャリアＰ０を構成する反カウンターギア３側のサイド部材の内周にクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムが連結され、減速用遊星歯車の外周径方向外側に円筒状に延材されて円筒部内周に反カウンターギア３側から軸方向順にクラッチＣ１とＣ３の摩擦部材を配するクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムが変速機ハウジングの内周円筒ボスに軸支されて減速用遊星歯車の反カウンターギア３側に配され、クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムの外周径方向外側に位置する変速機ハウジング内周にブレーキＢ２の摩擦部材が配されたもので、サンギアＳ２、Ｓ１に連結する連結部材１２、１１を減速用遊星歯車の外周径方向外側に連結部材１２を連結部材１１より反カウンターギア３側に位置するよう円筒状に延材して外周にクラッチＣ１、Ｃ３の摩擦部材を配し、連結部材１１を前記クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムの外周径方向外側に円筒状に延材して外周にブレーキＢ２の摩擦部材を配し、変速機ハウジングの内周円筒ボスにクラッチＣ１、Ｃ２一体のクラッチドラムへの作動油供給回路を設けるようになした。

請求項１０に係わる本発明は、前進８速後進２速の変速段を得る多段自動変速機の複合遊星歯車に入力する減速機構の構造に関するもので、第３と第４の課題を解決するための手段であり、カウンターギア３の一方側に配される減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３、Ｃ４及びブレーキＢ２は、サンギアＳ０とダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ０とリングギアＲ０からなる減速用遊星歯車のサンギアＳ０が変速機ハウジングの内周円筒ボスに固定され、遊星キャリアＰ０を構成するカウンターギア３側のサイド部材に入力軸１が連結されるとともにもう一方のサイド部材に反カウンターギア３側に円筒状に延材するクラッチＣ４のクラッチハブが連結され、リングギアＲ０の外周にクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブがクラッチＣ４のクラッチハブの外周径方向外側に円筒状に延材して連結され、カウンターギア３側が開口されクラッチＣ３を外周側として円周方向に２段となり、クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブ及びクラッチＣ４のクラッチハブとの間に各々摩擦部材を配するクラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムが変速機ハウジングの内周円筒ボスに軸支されて減速用遊星歯車の反カウンターギア３側に配され、反カウンターギア３側が開口されリングギアＲ０の外周径方向外側でクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブとの間に摩擦部材を配するクラッチＣ１のクラッチドラムが減速用遊星歯車を挟んでクラッチＣ３、Ｃ４と対峙して配され、クラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムの外周と変速機ハウジング内周の間にブレーキＢ２の摩擦部材が配されたもので、クラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムをクラッチＣ１のクラッチドラムの外周径方向外側に延材してサンギアＳ１に連結する連結部材１１と連結し、クラッチＣ１のクラッチドラムをサンギアＳ２に連結する連結部材１２と連結し、変速機ハウジングの内周円筒ボスにクラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムとクラッチＣ１のクラッチドラムへの作動油供給回路を設けるとともにクラッチＣ３、Ｃ４の摩擦部材専用の潤滑油供給回路を設けるようになした。

請求項１記載の構成では、シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車を軸方向２列に保持し、シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を同一軸上で軸支するする遊星キャリアＰと、シングルピニオン遊星歯車と噛合うサンギアＳ１及びリングギアＲ１と、ダブルピニオン遊星歯車のもう一方のピニオン遊星歯車と噛合うサンギアＳ２或いはシングルピニオン遊星歯車と同一軸上で軸支される一方のピニオン遊星歯車と噛合うリングギアＲ２とからなり、リングギアＲ１或いはリングギアＲ２に連結したリングギアＲ１を出力構成要素とする複合遊星歯車と、変速機の入力軸１の回転を減速する減速用遊星歯車と、複合遊星歯車のサンギアＳ２に減速用遊星歯車を経由した入力軸１の減速回転を入力するクラッチＣ１と、複合遊星歯車の遊星キャリアＰに入力軸１の回転を入力するクラッチＣ２と、複合遊星歯車のサンギアＳ１に減速用遊星歯車を経由した入力軸１の減速回転或いは入力軸１の回転を入力するクラッチＣ３或いはＣ４と、複合遊星歯車の遊星キャリアＰを制動するブレーキＢ１と、複合遊星歯車のサンギアＳ１を制動するブレーキＢ２とからなり、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３或いはＣ４及びブレーキＢ１、Ｂ２の何れか２個を選択的に締結することにより前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る複合遊星歯車を用いた多段自動変速機であって、複合遊星歯車の各ピニオン遊星歯車を４個で構成するとともに遊星キャリアＰを構成する両サイド部材を２分割し、シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を同一軸上で軸支する4本の長梁軸と、ダブルピニオン遊星歯車のサンギアＳ２と噛合うもう一方のピニオン遊星歯車を軸支する4本の短梁軸で両サイド部材を連結するようになしたので、サンギアＳ２に入力する減速用遊星歯車を経由した大きなトルクによる歯面荷重が４個のピニオン遊星歯車に分散され歯幅を増やすことなく歯車の耐久強度を増すことができるとともに、サンギアＳ２と噛合うピニオン遊星歯車の効率及び耐久強度悪化に繋がる歯数減少を伴わずにサンギアＳ２の歯数をサンギアＳ１に近づけることが可能となり、低速度段に於ける変速比の段間差を小さくできる。

請求項２記載の構成では、変速機の入力軸１と出力軸を平行に配し、入力軸１を変速機ハウジングの両端で軸受け７ａ、７ｂで軸支し、入力軸１と同軸上の変速機ハウジングの中央部で出力軸に動力を伝達するカウンターギア３を軸受け７ｃで軸支し、カウンターギア３を挟んで入力軸１と同軸上の一方側に、複合遊星歯車とクラッチＣ２とブレーキＢ１を配し、入力軸１と同軸上のもう一方側に、減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３或いはＣ４とブレーキＢ２を配し、クラッチＣ１とサンギアＳ２を連結する連結部材１２とクラッチＣ３或いはＣ４とサンギアＳ１を連結する連結部材１１を、カウンターギア３の内周部を通して入力軸１の周りに径方向順に軸支させて配し、複合遊星歯車の遊星キャリアＰを構成するシングルピニオン遊星歯車側サイド部材の内径Ｌ１とダブルピニオン遊星歯車側サイド部材の内径Ｌ２をサンギアＳ１の外径Ｌ３より小径としてラジアル軸受け７ｈ、７ｉを配し、サンギアＳ１又はサンギアＳ１の連結部材１１と入力軸１又は入力軸１とクラッチＣ２を連結する連結部材に軸支するとともにシングルピニオン遊星歯車側のサイド部材の両側にスラスト軸受け３７ａ、３７ｃを配し、複合遊星歯車の遊星キャリアＰを保持するようになしたので、複合遊星歯車全体の振動が低減し耐久性が向上する。

請求項３記載の構成では、複合遊星歯車の各ピニオン遊星歯車は4本の長梁軸及び短梁軸上でニードルローラベアリングにより軸支され、4本の長梁軸及び短梁軸の両端をニードルローラベアリングの軸支径より小径とし、遊星キャリアＰを構成するシングルピニオン遊星歯車側サイド部材の側面に貫通穴を有した４個の座ａとサンギアＳ１の歯幅まで突き出た４個のボスｂを円周方向に交互に設け、ダブルピニオン遊星歯車側サイド部材の外周を筒状に延材して径方向外周部外側にブレーキＢ１とクラッチＣ２の摩擦部材を係止するスプラインを設けるとともにシングルピニオン遊星歯車側サイド部材の座ａとボスｂの貫通穴に対抗する側面の同一円周位置に貫通穴を設け、両サイド部材の座ａ及び座ａに対抗する貫通穴に4本の長梁軸の両端小径部をニードルローラベアリングの軸支径となる段付き部まで圧入し、両サイド部材のボスｂ及びボスｂに対抗する貫通穴に4本の短梁軸の両端小径部をニードルローラベアリングの軸支径となる段付き部まで圧入し、4本の長梁軸と短梁軸の両端を絞めて両サイド部材を連結するようになしたので、遊星キャリアの剛性が確保出来るとともに成形が簡素化される。

請求項４記載の構成では、複合遊星歯車の長梁軸に配したシングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を一体のロングピニオン遊星歯車として形成し、長梁軸上の両サイドにロングピニオン遊星歯車を軸支するニードルローラベアリングを配し、両ニードルローラベアリングの軸方向を規制する突起部を長梁軸の軸方向中央部に一体として設け、ロングピニオン遊星歯車をサンギアＳ１とリングギアＲ１に噛合わせるとともに、サンギアＳ２と噛合う短梁軸に配したピニオン遊星歯車と噛合わせるようになしたので、長梁軸の曲げに対する剛性が上がり、偏荷重が加わった場合のロングピニオン遊星歯車の傾きを押さえることができるとともに総ころ方式の両ニードルローラベアリングの間座も必要としない。

請求項５記載の構成では、複合遊星歯車の長梁軸に配したシングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を各々ニードルローラベアリングで長梁軸上に隣接して軸支し、シングルピニオン遊星歯車をサンギアＳ１とリングギアＲ１に噛合わせるとともに、ダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車をサンギアＳ２と噛合う短梁軸に配したピニオン遊星歯車とリングギアＲ２に噛合わせ、リングギアＲ１とＲ２を連結するようになしたので、２個のピニオン遊星歯車を配した長梁軸には各々１方向の荷重しか作用せずピニオン遊星歯車の噛合いが悪くなることはない。

請求項６記載の構成では、変速機ハウジングは変速機前方に配された原動機との隔壁２ｄを保持するフロントケース２ａとメインケース２ｂ或いはリアケース２ｃからなり、回転変動吸収ダンパを介して原動機と連結した変速機の入力軸１を前端の隔壁２ｄに装着された円筒部材２ｆと後端のメインケース２ｂ或いはリアケース２ｃに配された軸受け７ａ、７ｂで軸支し、フロントケース２ａをメインケース２ｂ内側の入力軸１の軸方向中央部まで延材してカウンターギア３を軸受け７ｃで軸支し、フロントケース２ａと隔壁２ｄに囲まれたカウンターギア３前方に減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３或いはＣ４及びブレーキＢ２を配し、メインケース２ｂ或いはリアケース２ｃに囲まれたカウンターギア３後方に複合遊星歯車とクラッチＣ２及びブレーキＢ１を配し、複合遊星歯車の出力構成要素となるリングギアＲ１或いはリングギアＲ２に連結したリングギアＲ１をサンギアＳ３とシングルピニオン遊星歯車を支持する遊星キャリアＰ３とリングギアＲ３からなる遊星減速歯車４０のサンギアＳ３に連結し、遊星キャリアＰ３をメインケース２ｂに固定し、リングギアＲ３をカウンターギア３に連結し、カウンターギア３を出力軸が配されたディファレンシャル装置３０のキャリアに連結したカウンターギア６と噛合わせるようになしたので、隣り合う変速段の変速比の段間差を小さく出来る前進６速から８速度段の変速装置部とその出力を逆回転に換える遊星減速歯車４０を入力軸１の周りにコンパクトに配することができるとともに、効率的に負の要因となる中継軸が廃止でき、ＦＷＤ車用のＡＴとして最高の燃費向上が可能となる。又、出力軸に配されるカウンターギア６との干渉がなくなるため、入力軸１の前方側の径を上げクラッチＣ４を追加した前進８速の入力装置部をコンパクトに配することができる。尚、フロントケース２ａにカウンターギア３を配したことによりメインケース２ｂをリアケース２ｃと一体にできることや、ブレーキＢ１の冷却供給孔を配した端部をメインケース２ｂに一体として設けることができる。

請求項７記載の構成では、変速機ハウジングは変速機前方に配された原動機との隔壁２ｄを保持するフロントケース２ａとメインケース２ｂとリアケース２ｃからなり、回転変動吸収ダンパ又は流体伝導装置を介して原動機と連結した変速機の入力軸１を前端の隔壁２ｄに装着された円筒部材２ｆと後端のリアケース２ｃに配された軸受け７ａ、７ｂで軸支し、メインケース２ｂの軸方向中央部に設けられたＬ字型側壁でカウンターギア３を軸受け７ｃで軸支し、複合遊星歯車の出力構成要素となるリングギアＲ１或いはリングギアＲ２に連結したリングギアＲ１をカウンターギア３に連結し、カウンターギア３を入力軸１に平行に配した中継軸に連結されたカウンターギア４と噛合わせ、フロントケース２ａ側に中継軸と一体となるカウンターギア５を設け、出力軸が配されたディファレンシャル装置３０のキャリアに連結したカウンターギア６と噛合わせるようになしたので、隣り合う変速段の変速比の段間差を小さくできるＦＷＤ車用の前進６速から８速度段の変速装置部を入力軸１の周りにコンパクトに配することができるとともに燃費向上が可能となる。尚、回転変動吸収ダンパを介して原動機と連結した場合、他に類を見ないコンパクトさとなる。

請求項８記載の構成では、第１と第２及び第４の課題を解決するための手段であり、カウンターギア３の前方に、リングギアＲ１、Ｒ２を有した複合遊星歯車とクラッチＣ２及びブレーキＢ１が配されたもので、リングギアＲ１、Ｒ２を有した複合遊星歯車のダブルピニオン遊星歯車側サイド部材の外周に、リングギアＲ１、Ｒ２の外径より小径となるクラッチＣ２のクラッチハブを前方に円筒状に延材して設けるとともにリングギアＲ１、Ｒ２の外径より大径となるブレーキＢ１のブレーキハブを後方に円筒状に延材して設け、ディファレンシャル装置３０のキャリアに連結したカウンターギア６と軸方向同一位置に、内周とクラッチＣ２のクラッチハブ外周との間に摩擦部材を有するとともに入力軸１と連結するクラッチＣ２のクラッチドラムを配し、カウンターギア６と干渉しない軸方向後方位置に、ブレーキＢ１のブレーキハブを制動する摩擦部材或いはワンウェイクラッチＯＷＣをメインケース２ｂとの間に配し、ダブルピニオン遊星歯車側のサイド部材の内径をサンギアＳ２の外径より小径にして軸受け７ｈで入力軸１に軸支するようになしたので、特にＦＷＤ車用に前進６速度段にクラッチＣ４を追加して径が大きくなる複合遊星歯車への入力装置部をカウンターギア３の後方に配することができ、偏荷重を受ける噛合いをしない複合遊星歯車を用いた前進８速後進２速の燃費の良いコンパクトな多段自動変速機が可能となる。

請求項９記載の構成では、カウンターギア３の一方側に配される減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３及びブレーキＢ２は、サンギアＳ０とシングルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ０とリングギアＲ０からなる減速用遊星歯車のサンギアＳ０が変速機ハウジングの内周円筒ボスに固定され、リングギアＲ０が変速機の入力軸１に連結され、遊星キャリアＰ０を構成する反カウンターギア３側のサイド部材の内周にクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムが連結され、減速用遊星歯車の外周径方向外側に円筒状に延材されて円筒部内周に反カウンターギア３側から軸方向順にクラッチＣ１とＣ３の摩擦部材を配するクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムが変速機ハウジングの内周円筒ボスに軸支されて減速用遊星歯車の反カウンターギア３側に配され、クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムの外周径方向外側に位置する変速機ハウジング内周にブレーキＢ２の摩擦部材が配されたもので、サンギアＳ２、Ｓ１に連結する連結部材１２、１１を減速用遊星歯車の外周径方向外側に連結部材１２を連結部材１１より反カウンターギア３側に位置するよう円筒状に延材して外周にクラッチＣ１、Ｃ３の摩擦部材を配し、連結部材１１を前記クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムの外周径方向外側に円筒状に延材して外周にブレーキＢ２の摩擦部材を配し、変速機ハウジングの内周円筒ボスにクラッチＣ１、Ｃ２一体のクラッチドラムへの作動油供給回路を設けるようになしたので、ＦＷＤ車用の前進６速の複合遊星歯車への入力装置部をコンパクトにすることができるとともに、高速一定走行となる前進６速度段でクラッチＣ３のクラッチドラムが制動されることなく遠心力で潤滑油を排出するため摩擦部材による連れ回りロスが低減される。

請求項１０記載の構成では、カウンターギア３の一方側に配される減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３、Ｃ４及びブレーキＢ２は、サンギアＳ０とダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ０とリングギアＲ０からなる減速用遊星歯車のサンギアＳ０が変速機ハウジングの内周円筒ボスに固定され、遊星キャリアＰ０を構成するカウンターギア３側のサイド部材に入力軸１が連結されるとともにもう一方のサイド部材に反カウンターギア３側に円筒状に延材するクラッチＣ４のクラッチハブが連結され、リングギアＲ０の外周にクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブがクラッチＣ４のクラッチハブの外周径方向外側に円筒状に延材して連結され、カウンターギア３側が開口されクラッチＣ３を外周側として円周方向に２段となり、クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブ及びクラッチＣ４のクラッチハブとの間に各々摩擦部材を配するクラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムが変速機ハウジングの内周円筒ボスに軸支されて減速用遊星歯車の反カウンターギア３側に配され、反カウンターギア３側が開口されリングギアＲ０の外周径方向外側で前記クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブとの間に摩擦部材を配するクラッチＣ１のクラッチドラムが減速用遊星歯車を挟んでクラッチＣ３、Ｃ４と対峙して配され、クラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムの外周と変速機ハウジング内周の間にブレーキＢ２の摩擦部材が配されたもので、クラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムをクラッチＣ１のクラッチドラムの外周径方向外側に延材してサンギアＳ１に連結する連結部材１１と連結し、クラッチＣ１のクラッチドラムをサンギアＳ２に連結する連結部材１２と連結し、変速機ハウジングの内周円筒ボスにクラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムとクラッチＣ１のクラッチドラムへの作動油供給回路を設けるとともにクラッチＣ３、Ｃ４の摩擦部材専用の潤滑油供給回路を設けるようになしたので、ＦＷＤ車用の前進８速の複合遊星歯車への入力装置部をコンパクトにすることができるとともに、高速一定走行となる前進８速度段でクラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムが制動されても専用の潤滑油供給回路で潤滑油の供給を止めれば摩擦部材による連れ回りロスが低減される。

本発明は入力軸と出力軸が同一軸となるＲＷＤ（Ｒｅａｒ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）車にも適用出来るが、実施例は本発明の特徴を活かしたコンパクトさが要求される前進６速以上の入力軸と出力軸がオフセットするＦＷＤ（Ｆｒｏｎｔ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）車用の多段自動変速機とした。但し、ＲＷＤ車用として本発明を前進８速後進２速の多段自動変速機に適用すれば複合遊星歯車の強度が向上するのに加えより適切な変速比を得ることができる。本発明は流体伝導装置を用いないことを主願としているが、流体伝導装置を用いた場合背景技術で述べた＜入力継ぎ手内に独立した油圧係合室を備え、複面の摩擦面を持つロックアップクラッチを有する入力継手＞との組み合わせも有効な燃費向上の手段としている。本発明ではこの入力継手との組み合わせの特許請求はしていないが、実施例では本件出願人が特開２００８−１９６６６０で提案したものを用いた。

本発明の請求項１はＦＷＤ車とＲＷＤ車に於ける複合遊星歯車と複合遊星歯車を用いた多段自動変速機であり、そのＦＷＤ車用の多段自動変速機を請求項２として図８、図９、図１８、図２８及び図２９を除く全ての図面に示す。請求項３は複合遊星歯車の構造に関するもので図１から図７に示し、請求項４はその1種であるラビニョー遊星歯車方式の複合遊星歯車１００Ａの構造を図１、図３、図４、図５及び図６に示し、請求項５はもう1種のラビニョー遊星歯車方式とは異なる複合遊星歯車１００Ｂの構造を図２、図３、図４、図５及び図６に示したものである。尚、本発明に於ける複合遊星歯車の各歯車の配置を示す図６と比較するため、非特許文献４と７に用いられたラビニョー遊星歯車の各歯車の配置を図２９に示した。又、複合遊星歯車１００Ａと１００Ｂの内部歯車に対する動力の流れ方、及び力の加わり方の違いを図８と図９に示した。請求項６は本発明の複合遊星歯車を用いた前進６速＜Ａ−１＞と前進８速＜Ａ−２＞の２軸式多段自動変速機であり、全体構造を図１０と図１１にスケルトンと変速比を図１６と図１７に示し、詳細構造を図１９から図２２に示す。請求項７は本発明の複合遊星歯車を用いた流体伝導装置を無くした前進６速＜Ｂ−１＞と前進８速＜Ｂ−２＞及び流体伝導装置を用いた前進６速＜Ｃ−１＞と前進８速＜Ｃ−２＞の３軸式多段自動変速機であり、全体構造を図１２から図１７にスケルトンと変速比を図１６と図１７に示し、詳細構造を図２３から図２６に示す。尚、２軸と３軸式多段自動変速機の動力を伝達するカウンターギアの配置を図１８に示した。請求項８は請求項５の複合遊星歯車１００Ｂを請求項７に於ける３軸式多段自動変速機の前方に配置したものでその全体構造を図１３と図１５に示し、詳細構造を図２５に示す。請求項９は本発明の前進６速後進１速の多段自動変速機に於ける複合遊星歯車の入力装置に関するもので、構造を図２３に示す。同じく請求項１０は本発明の前進８速後進２速の多段自動変速機に於ける複合遊星歯車の入力装置に関するもので、構造を図２１と図２６に示す。特に本発明の主願として流体伝導装置を用いない前進６速＜Ａ−１＞と前進８速＜Ａ−２＞の２軸式多段自動変速機及び前進６速＜Ｂ−１＞と前進８速＜Ｂ−２＞の３軸式多段自動変速機に於ける流体伝導装置の代わりとなるブレーキＢ１に関し、多段自動変速機の全体構造を図１０から図１３に示し、ブレーキＢ１の詳細構造を図２７に示す。尚、流体伝導装置を用いないこの方式の前進１速度段に於ける各クラッチブレーキの連れ回りトルクが出力に及ぼすモーメント力を速度線図として図２８に示した。

図１０から図１５に用いた６種の多段自動変速機の実施例に於いて、前進６速後進１速の多段自動変速機には図１の１００Ａに示したラビニョー遊星歯車方式の複合遊星歯車を用い、前進８速後進２速の多段自動変速機には図２の１００Ｂに示したラビニョー遊星歯車方式とは異なる複合遊星歯車を用いたが、変速段の数に関係なくどのタイプの複合遊星歯車をどの多段自動変速機に用いても良い。同様に図１０から図１３に用いた原動機と入力軸１の間の湿式と油圧式の回転変動吸収ダンパ及び図１４と図１５に用いたトルクコンバータとフルードカップリングの流体伝導装置に関しても適用が限定されるものではない。尚、ラビニョー遊星歯車の定義としては特許文献ＵＳ２１９４９５４他多数の特許がラビニョー氏から提案されており、何れも同一遊星キャリア上にシンプルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車を複数列軸方向に配置し、ピニオン遊星歯車をロングピニオン遊星歯車として複数列の遊星歯車と共有させており、この構造をラビニョー遊星歯車と定義する。

本発明に於けるラビニョー遊星歯車方式の複合遊星歯車１００Ａの構造を図１、図３、図４、図５及び図６に示す。複合遊星歯車１００Ａの遊星キャリアＰとなるサイド部材３４ａと３４ｂは分割されておりサイド部材３４ａを図４に、サイド部材３４ｂを図５に示す。サイド部材３４ａを示す図４に於いて、側面には円周方向に４等分された位置に座ａとボスｂが交互に成形されており、座ａとボスｂの端面は機械加工でそれぞれ同じ高さに揃えられている。座ａとボスｂにはそれぞれ相対位置関係を有した円周方向同径となる４等分位置に機械加工でそれぞれ同じ大きさの貫通穴が開けられており、貫通穴の端部はテーパの面取りがなされている。もう一方のサイド部材３４ｂを示す図５に於いて、側面にはサイド部材３４ａの座ａとボスｂに設けられた貫通穴に対抗する同一円周位置にそれぞれ同じ大きさの貫通穴が開けられており、貫通穴の端部はテーパの面取りがなされている。又、サイド部材３４ｂの外周は円筒状に２段に延材されて径方向外周部外側に側面から順に後述するクラッチＣ２とブレーキＢ１の摩擦部材を係止するスプラインが設けられている。

複合遊星歯車１００Ａの組み立て構造を示す図１、図３及び図６に於いて、サイド部材３４ａの座ａに設けられた４個の貫通穴及び対抗するサイド部材３４ｂの４個の貫通穴に、両端をニードルローラベアリング３６ａの軸支径より小径となる４本の長梁軸３５ａがニードルローラベアリング３６ａの軸支径となる段付き部まで圧入され両端が絞められている。長梁軸３５ａは両サイドでロングピニオン遊星歯車Ｐａ（３２ａ）をそれぞれニードルローラベアリング３６ａにより軸支し、長梁軸３５ａの軸方向中央部に一体となる突起部を設けて両ニードルローラベアリング３６ａの軸方向移動を規制している。ロングピニオン遊星歯車Ｐａ（３２ａ）の両サイドにはサイド部材３４ａ、３４ｂとの間にスラスト方向の軸受けとなるサイドワッシャ３８ａが設けられている。サイド部材３４ａのボスｂはサンギアＳ１（３１ａ）の歯幅まで突き出され４個の貫通穴及び対抗するサイド部材３４ｂの４個の貫通穴に、両端をニードルローラベアリング３６ｂの軸支径より小径となる４本の短梁軸３５ｂがニードルローラベアリング３６ｂの軸支径となる段付き部まで圧入され両端が絞められている。短梁軸３５ｂはピニオン遊星歯車Ｐｂ（３２ｂ）をニードルローラベアリング３６ｂで軸支し、サイド部材３４ａ、３４ｂの両サイドに配されたサイドワッシャ３８ｂはピニオン遊星歯車Ｐｂ（３２ｂ）のスラスト方向の軸受けとなる。サイド部材３４ｂには案内板３９が接合され長梁軸３５ａと短梁軸３５ｂ上のニードルローラベアリング３６ａ、３６ｂに潤滑油を供給する。又、サイド部材３４ａ、３４ｂの内径Ｌ１とＬ２はサンギアＳ１の外径Ｌ３より小さくなっており、後述する複合遊星歯車１００ＡへのサンギアＳ１の外径Ｌ３より小径となる連結部材に軸支されるブシュ７ｈと７ｉが圧入されている。ここでサンギアＳ１（３１ａ）はサイド部材３４ａ側にスラストニードルベアリング３７ａを介して配され４等分に配されたロングピニオン遊星歯車Ｐａ（３２ａ）と噛合っており、同じ軸位置でロングピニオン遊星歯車Ｐａ（３２ａ）はリングギアＲ１と噛合ってシングルピニオン遊星歯車の形態をなしている。サンギアＳ２（３１ｂ）はサイド部材３４ｂ側にサンギアＳ１（３１ａ）との間にスラストニードルベアリング３７ａを介して配され４等分に配されたピニオン遊星歯車Ｐｂ（３２ｂ）と噛合っており、ピニオン遊星歯車Ｐｂ（３２ｂ）はロングピニオン遊星歯車Ｐａ（３２ａ）と噛合ってダブルピニオン遊星歯車の形態をなしている。サンギアＳ２（３１ｂ）の歯幅は歯面荷重のためサンギアＳ１（３１ａ）の歯幅より少なくとも噛合いピッチ円径分の比率分大きくなっており、長梁軸３５ａのサイド部材３４ａ側に配されるニードルローラベアリング３６ａの軸方向スペースＬ３はサンギアＳ１（３１ａ）の歯幅となっている。

本発明に於けるラビニョー遊星歯車方式とは異なるロングピニオン遊星歯車を用いない複合遊星歯車１００Ｂの構造を図２に示す。複合遊星歯車１００Ａとの違いは長梁軸３５ｃ上にピニオン遊星歯車Ｐｄ（３２ｄ）とピニオン遊星歯車Ｐｃ（３２ｃ）が隣接してそれぞれニードルローラベアリング３６ｄ、３６ｃにより軸支されており、それぞれサンギアＳ１（３１ａ）とリングギアＲ１及びピニオン遊星歯車Ｐｂ（３２ｂ）とリングギアＲ１に一体のリングギアＲ２に噛合っていることである。従って、図４、図５及び図６では（）内の数値が複合遊星歯車１００Ｂとなる。両端をニードルローラベアリング３６ｄ、３６ｃの軸支径より小径となる４本の長梁軸３５ｃがニードルローラベアリング３６ｄ、３６ｃの軸支径となる段付き部まで圧入され両端が絞められている。又、リングギアＲ２がピニオン遊星歯車Ｐｃ（３２ｃ）と噛合うためサイド部材３４ｃに於ける外周円筒状の延材部が同径となり、外周部には後述するクラッチＣ２とブレーキＢ１の摩擦部材を係止するスプラインが設けられている。ここではピニオン遊星歯車Ｐｄ（３２ｄ）とＰｃ（３２ｃ）の歯数及びリングギアＲ１とＲ２の歯数を同じとしている。その他は複合遊星歯車１００Ａと同じ形状となっており、説明を省略する。

本発明の複合遊星歯車１００Ａと１００Ｂの各歯車の噛合い配置を示す図６と従来例として記載した非特許文献４と７の噛合い配置を示す図２９に於いて、サンギアＳ１とリングギアＲ１及び４個のピニオン遊星歯車Ｐａの歯数は所望の変速比により決定される絶対的なものである。図２９では歯車のトルク容量を増す目的でピニオン遊星歯車Ｐａ、Ｐｂの個数を各４個とし歯面荷重を分散減少させたもので、遊星キャリアの両サイド部材を連結する連結部材Ｐの配置のためピニオン遊星歯車Ｐａと噛合う４個のピニオン遊星歯車Ｐｂのスペースが小さくなり、ピニオン遊星歯車Ｐａと比べ歯数を減らして配さなければならなくなる。このことはピニオン遊星歯車Ｐｂの回転数がアップし効率的にも耐久的も不利となる。加えてピニオン遊星歯車Ｐｂを軸支する短梁軸を保持するサイド部材の肉厚δはサンギアＳ１の大径と短梁軸の軸支径で決まり軸支径が制限を受ける。又、ピニオン遊星歯車Ｐｂと噛合うサンギアＳ２の歯数をサンギアＳ１の歯数に近づける場合、ピニオン遊星歯車Ｐｂの歯数をより小さくしなければならずこの構造では種々不利な制限を受けることになる。一方、本発明を示す図６ではピニオン遊星歯車Ｐａ、Ｐｂを軸支する各4本の長梁軸と短梁軸で遊星キャリアの両サイド部材を連結するため、ピニオン遊星歯車Ｐｂの歯数をピニオン遊星歯車Ｐａと同等に出来る。後述の図１６、図１７で説明するが、低速度段に於ける変速比の段間差を小さくするにはサンギアＳ２の歯数をサンギアＳ１の歯数に近づけなければならず、歯型の転移も含めて本発明の構造では容易となる。当然短梁軸の軸支径も大きくなり、長梁軸と合わせて８本の太い軸支軸で両サイド部材を連結したので遊星キャリアの剛性が確保出来る。このように本発明では余計で複雑となる連結部材Ｐを用いず機能部品となる各4本の長梁軸と短梁軸を連結部材に利用したので、軽量でシンプルな構造となる。又、各部品の成形も簡単となる。

複合遊星歯車に於ける遊星キャリアの長梁軸及び長梁軸に軸支されるピニオン歯車の種々の形態を示した図７に於いて、ＴＹＰＥ０は一般的なラビニョー遊星歯車のロングピニオン遊星歯車の軸支形態を示し、ＴＹＰＥ１と２は本発明の複合遊星歯車１００Ａと１００Ｂに用いた軸支形態である。尚、ＴＹＰＥ３はＴＹＰＥ２と同じ形態の別の実施例である。従来のロングピニオン遊星歯車の軸支形態を示すＴＹＰＥ０に於いて、長梁軸３５は径がストレートで遊星キャリアのサイド部材３４ａと３４ｂに挿入され両端で回り止めがなされており、ロングピニオン遊星歯車Ｐａ（３２ａ）を２列のニードルローラベアリング３６とサイドワッシャ３８ａで軸支している。ＴＹＰＥ１は図１の複合遊星歯車１００Ａに用いたもので、長梁軸３５ａは両端が小径となり所謂スタッドピンの機能でサイド部材３４ａと３４ｂを連結する。長梁軸３５ａには図８と図９で後述する歯車の噛合い力が作用して曲げが発生し歯当たりを悪くする。従って長梁軸３５ａの軸方向中央部に設けた太い径の突起部はニードルローラベアリング３６ａの軸方向移動を規制するとともにこの曲げを減少さす役目を担う。従来方式のＴＹＰＥ０では組み立て不能となるため軸方向中央部に突起部を設けることは出来ない。又、図８と図９で後述する歯車の噛合い力はロングピニオン遊星歯車Ｐａ（３２ａ）を傾けるよう作用し、ニードルローラベアリング３６ａとのラジアル隙間分ロングピニオン遊星歯車Ｐａ（３２ａ）が傾き歯当たりを悪くする。この根本対策はロングピニオン遊星歯車Ｐａ（３２ａ）を２分割することで、ＴＹＰＥ２及び３の構造とすることである。ＴＹＰＥ２がピニオン遊星歯車Ｐｄ（３２ｄ）とＰｃ（３２ｃ）の歯数及び長梁軸３５ｃの軸支径を同じとしているのに対し、ＴＹＰＥ３はピニオン遊星歯車Ｐｄ（３２ｅ）とＰｃ（３２ｃ）の歯数及び長梁軸３５ｄの軸支径を異ならせピニオン遊星歯車Ｐｄ（３２ｅ）とＰｃ（３２ｃ）の間にサイドワッシャ３８ａを配したものである。

この長梁軸と短梁軸に作用する歯車の噛合い力と複合遊星歯車内部の動力の流れを説明する図８と図９に於いて、ロングピニオン遊星歯車を用いたＴＹＰＥ０、１と２分割されたピニオン遊星歯車を用いたＴＹＰＥ２、３とは図７に示した構造のものである。尚、図８の上部に揚げた図は変速機後部から原動機を見た歯車の噛合いベクトル線図である。
＜前進１速度段（１ｓｔ）＞
図８のＴＹＰＥ０、１に於いて、入力動力（Ｉｎｐｕｔ）は減速用遊星歯車（Ｓ０、Ｐ０、Ｒ０）を通過し締結されたクラッチＣ１を通って複合遊星歯車のサンギアＳ２に入力し、遊星キャリアがブレーキＢ１で固定されている。動力はサンギアＳ２からピニオン遊星歯車Ｐｂとロングピニオン遊星歯車Ｐａを通りリングギアＲ１から出力される。ベクトル線図に於いて、ロングピニオン遊星歯車Ｐａはピニオン遊星歯車Ｐｂとの噛合いで図面右部にＶ１のベクトルを受けると同時にリングギアＲ１との噛合いで図面左部に反力Ｗのベクトルを受ける。従ってロングピニオン遊星歯車Ｐａの異なる位置に９０°以上方向の異なるＶ１とＷの力が作用することになる。この結果ロングピニオン遊星歯車Ｐａは長梁軸上でニードルローラベアリングとのラジアル隙間分傾く。尚、ピニオン遊星歯車ＰｂはサンギアＳ２との噛合いとロングピニオン遊星歯車Ｐａとの噛合いで異なる方向の力を受けるが、短梁軸の同位置に力が作用するため短梁軸には合力Ｕが作用することになる。次に図８のＴＹＰＥ２、３於いて、複合遊星歯車までの動力はＴＹＰＥ０，１と同じであり、サンギアＳ２に入力された動力はピニオン遊星歯車Ｐｂとピニオン遊星歯車Ｐｃを通りリングギアＲ２と連結したＲ１から出力される。ピニオン遊星歯車Ｐｃはピニオン遊星歯車Ｐｂとの噛合いで図面右部にＶ１のベクトルを受けると同時にリングギアＲ２との噛合いで図面右部に反力Ｗのベクトルを受けるが、長梁軸の同位置に力が作用するため長梁軸には合力Ｖ２が作用することになる。尚、ピニオン遊星歯車Ｐｂの短梁軸にはＴＹＰＥ０，１と同じ合力Ｕが作用する。従ってピニオン遊星歯車Ｐｂ、Ｐｃとも傾く力が作用せず良好な噛合いとなる。尚、図８に示したベクトルは歯車の噛合い圧力角を２０°としたものである。

同様に前進２速度段（２ｎｄ）から前進６速度段（６ｔｈ）及び後進段（Ｒｅｖ）に於ける複合遊星歯車内部の動力の流れを図９に示す。
＜前進２速度段（２ｎｄ）＞
入力動力（Ｉｎｐｕｔ）は減速用遊星歯車（Ｓ０、Ｐ０、Ｒ０）を通過し締結されたクラッチＣ１を通って複合遊星歯車のサンギアＳ２に入力し、サンギアＳ１がブレーキＢ２で固定されている。ＴＹＰＥ０、１に於いて、動力はサンギアＳ２からピニオン遊星歯車Ｐｂとロングピニオン遊星歯車Ｐａを通りサンギアＳ１を反力としてリングギアＲ１から出力される。ここでピニオン遊星歯車Ｐｂとロングピニオン遊星歯車Ｐａの噛合いは前進１速度段（１ｓｔ）と同じでロングピニオン遊星歯車Ｐａの図面右部にはＶ１のベクトルが作用する。又、ロングピニオン遊星歯車Ｐａは前進１速度段（１ｓｔ）と異なりサンギアＳ１を反力としてリングギアＲ１と噛合っているので、ロングピニオン遊星歯車Ｐａの図面左部にはサンギアＳ１とロングピニオン遊星歯車Ｐａの噛合いベクトルとリングギアＲ１とロングピニオン遊星歯車Ｐａの噛合いベクトルの合力Ｗが作用する。Ｖ１とＷは方向が異なるためロングピニオン遊星歯車Ｐａは長梁軸上でニードルローラベアリングとのラジアル隙間分傾く。一方、ＴＹＰＥ２、３ではピニオン遊星歯車Ｐｃに作用するベクトルＶ２は前進１速度段（１ｓｔ）と同じでピニオン遊星歯車ＰｄはサンギアＳ１とリングギアＲ１との噛合いベクトルの合力Ｗを受ける。長梁軸には異なる位置でＶ２とＷの力が作用するがピニオン遊星歯車がＰｃとＰｄに分割されているためピニオン遊星歯車が傾くことはない。
＜前進３速度段（３ｒｄ）＞
入力動力（Ｉｎｐｕｔ）は減速用遊星歯車（Ｓ０、Ｐ０、Ｒ０）を通過し締結されたクラッチＣ１、Ｃ３を通って複合遊星歯車のサンギアＳ２とＳ１に分配されて入力する。ＴＹＰＥ０、１では２分配された動力がロングピニオン遊星歯車Ｐａで合成され、ロングピニオン遊星歯車Ｐａは前進２速度段（２ｎｄ）と同じ方向に力を受けるが、動力が分配されているので大きさは異なる。この変速段では各歯車が相対回転することなく遊星キャリアＰと一体となり回転するため、ロングピニオン遊星歯車Ｐａは長梁軸に対し傾くが噛合いが悪くなる心配はない。ＴＹＰＥ２、３では２分配された動力がリングギアＲ１とＲ２で合成され、ピニオン遊星歯車ＰｃとＰｄが前進２速度段（２ｎｄ）と同じ方向に分配された力を受けピニオン遊星歯車が傾くことはない。
＜前進４速度段（４ｔｈ）＞
入力動力（Ｉｎｐｕｔ）はクラッチＣ２を通って直接遊星キャリアＰに入力するとともに減速用遊星歯車（Ｓ０、Ｐ０、Ｒ０）に分配されクラッチＣ１を通ってサンギアＳ２に入力する。ＴＹＰＥ０、１に於いて、ロングピニオン遊星歯車Ｐａにはピニオン遊星歯車Ｐｂとの分配された動力の噛合いで前進１速度段（１ｓｔ）と同じ方向のベクトルＶ１とリングギアＲ１との噛合いで前進１速度段（１ｓｔ）と同じ方向のベクトルＷが作用する。ベクトルＶ１とＷは動力が分配されるため前進１速度段（１ｓｔ）よりは小さい値となるが、長梁軸の異なる位置に作用するので長梁軸上でニードルローラベアリングとのラジアル隙間分傾く。一方、ＴＹＰＥ２、３ではピニオン遊星歯車Ｐｃで分配された動力を合成してリングギアＲ２から出力するためピニオン遊星歯車Ｐｃ作用するベクトルＶ２はピニオン遊星歯車ＰｂとリングギアＲ２との噛合いベクトルと直接遊星キャリアＰから受けるベクトルの３個の合成となりピニオン遊星歯車が傾くことはない。
＜前進５速度段（５ｔｈ）、前進６速度段（６ｔｈ）、後進段（Ｒｅｖ）＞
この３種の変速段ではＴＹＰＥ０、１及びＴＹＰＥ２、３に於いても、動力がサンギアＳ１、ロングピニオン遊星歯車Ｐａ又はロングピニオン遊星歯車Ｐｄを軸支する遊星キャリアＰ及びリングギアＲ１からなるシンプル遊星歯車のみを通るため、良好な噛合いとなる。

以上のことよりラビニョー遊星歯車では前進１速度段（１ｓｔ）から前進４速度段（４ｔｈ）までロングピニオン遊星歯車Ｐａが動力の橋渡しをするため、長梁軸の異なる位置の異なる方向に力が作用し、ロングピニオン遊星歯車Ｐａは長梁軸上でニードルローラベアリングとのラジアル隙間分傾く。一般的なＴＹＰＥ０ではこの力により長梁軸が曲がり傾きが更に助長されるため、その曲がりを押さるように工夫したのがＴＹＰＥ１であり、噛合いによる傾く力をなくしたのがＴＹＰＥ２、３である。尚、多段自動変速機では高速連続走行となる高速度段に於いて、図９の前進６速度段（６ｔｈ）に示したように、最低限の歯車噛合いとして噛合いロスを減らす構造が必須となる。ラビニョー遊星歯車ではロングピニオン遊星歯車を用いることによりリングギアを１個で済ます利点があるが、これが歯当たりを悪くする欠点となる。このロングピニオン遊星歯車の利点に背理する欠点を、ロングピニオン遊星歯車を２分割しリングギアを２個にすれば変速パターン及び変速比を変えずに改良できる。

＜Ａ−１＞
図１０は本発明の流体伝導装置を無くした前進６速後進１速の２軸式多段自動変速機を示す全体構造である。図１０に於いて、図の左側前方の図示しない原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収の湿式ダンパ１０ａから、スプライン連結により変速装置の入力軸１に動力が導かれる。変速装置全体を収める変速機ハウジングは前部のフロントケース２ａと中央及び後部に跨るメインケース２ｂからなり、入力軸１と並行に配された出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０とを軸支する母体となる。入力軸１は前端の隔壁２ｄに装着された円筒部材２ｆと後端のメインケース２ｂに配された軸受け７ａ、７ｂで軸支される。隔壁２ｄは乾式の原動機側と湿式の変速機側を隔てる隔壁であり、隔壁２ｄがフロントケース２ａ及び変速機ケース２ｂにボルト締めされ、軸受け７ａを圧入した円筒部材２ｆが隔壁２ｄに圧入され、隔壁２ｄには入力軸１で駆動されるチャージングポンプ２０を保持する保持部材２ｅがボルト締めされる。フロントケース２ａはメインケース２ｂの内側を入力軸１の軸方向中央部まで円筒ボス部を形成して延材されており、入力軸１と同軸上の出力となるカウンターギア３を円筒ボス部外周で軸受け７ｃによりで軸支する。出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０のキャリアは一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｆで、もう一端がメインケース２ｂに配された軸受け７ｇで軸支され、キャリアにはカウンターギア３と噛合うカウンターギア６がボルトで締結されている。そして、出力軸８ａ、８ｂはディファレンシャル装置３０のキャリアで軸支される。周知の如く、ディファレンシャル装置３０はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸８ａ、８ｂが連結される。

図１０とカウンターギア３前方の詳細を示す図１９に於いて、フロントケース２ａと隔壁２ｄに囲まれた部屋に減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３及びブレーキＢ２が配される。減速用遊星歯車はピニオン遊星歯車２２をサイド部材２４ａと２４ｂに固定された軸２２上のニードルローラベアリング２６で軸支する遊星キャリアＰ０（２５）と、ピニオン遊星歯車２２と噛合うサンギアＳ０（２１）と、同じくピニオン遊星歯車２２と噛合うリングギアＲ０（２３）とからなるシンプル遊星歯車であり、サンギアＳ０が隔壁２ｄに圧入された円筒部材２ｆに固定され、リングギアＲ０の内歯に入力軸１に溶着されるハブがリティニングリング２７で連結される。入力軸１は円筒部材２ｆの内径に配されたニードルローラベアリングである軸受け７ａで軸支される。ここで、遊星キャリアＰ０が入力軸１に対して減速される。

クラッチＣ１、Ｃ３はクラッチドラムを共有した２連クラッチであり、遊星キャリアＰ０の図左側サイド部材２４ａにスプライン連結されるとともに円筒部材２ｆの外周にブシュ７ｍで軸支される円筒部材５５と溶着し、隔壁２ｄに沿って減速用遊星歯車列の外周部に延材されたクラッチドラム５４と、クラッチドラム５４の側壁の両側に配され隔壁２ｄからクラッチ作動油が供給されるピストン５６、７６ａと、ピストン５６、７６ａに作用する遠心油圧キャンセラープレート５７及びリターンスプリング５８と、摩擦部材５１、５２ａ、７１、７２及びクラッチハブとなる連結部材１２、１１からなり、クラッチドラム５４の外周円筒部内側スプラインの中央部にリティニングリング８８で固定されるエンドプレート５２ｃとエンドプレート５２ｃを挟んでクラッチＣ１とＣ３の各一方の摩擦部材５２ａ、７２が係止されもう一方の各摩擦部材５１、７１がクラッチＣ１とＣ３のクラッチハブとなる連結部材１２、１１に係止される。ここで、隔壁２ｄの内周円筒部から供給される油圧でクラッチドラム５４の外周のピストン７６ａがリティニングリング７３で固定された逆Ｌ字部材７６ｂを介してクラッチＣ３の摩擦部材７１、７２を図面左方向に押圧して遊星キャリアＰ０とクラッチハブとなる連結部材１１を接合し、内周のピストン５６がクラッチＣ１の摩擦部材５１、５２ａを図面右方向に押圧して遊星キャリアＰ０とクラッチハブとなる連結部材１２を接合し、内周のピストン５６の右側には外周のピストン７６ａとスタッドピン５３で連結された遠心油圧キャンセラープレート５７が配され、遠心油圧キャンセラープレート５７と内周のピストン５６の間にはスプリングフォルダー５９を介してリターンスプリング５８が配され隔壁２ｄの内周円筒部から供給される油の遠心力も加わり２つのピストン５６、７６ａをクラッチドラム５４の側壁に戻して遊星キャリアＰ０とクラッチハブとなる連結部材１１，１２を開放する。したがって、クラッチＣ１、Ｃ３は１個のクラッチドラムと遠心油圧キャンセラープレート及びリターンスプリングが２個のピストンに作用するシンプルな２連クラッチとなる。この構造は本件出願人が特開２００７−５１６５１で提案したものである。

ブレーキＢ２はピストン１０３と、リターンスプリング１０４と、摩擦部材１０１、１０２ａとエンドプレート１０２ｂ及びブレーキハブ１５からなり、一方の摩擦部材１０２ａとエンドプレート１０２ｂがフロントケース２ａの円筒部内側スプラインに係止され、摩擦部材１０２ａとエンドプレート１０２ｂの間に交互に配されたもう一方の摩擦部材１０１がクラッチＣ３のクラッチハブとなる連結部材１１にリティニングリング１６で連結され２連クラッチＣ１，Ｃ３の外周径方向外側に延材されたブレーキハブ１５に係止される。ここで、ピストン１０３は隔壁２ｄに配され、隔壁２ｄから供給される油圧で摩擦部材１０１、１０２ａ及びエンドプレート１０２ｂを押圧して連結部材１１の制動を行い、リターンスプリング１０４はフロントケース２ａの円筒部内側スプラインにリティニングリング１０６で固定されたスプリングフォルダー１０５で保持されピストン１０３を隔壁２ｄに戻し、連結部材１１の開放を行う。

図１０とカウンターギア３後方の詳細を示す図２０に於いて、メインケース２ｂの後部にカウンターギア３側から順に、遊星減速歯車４０と複合遊星歯車１００Ａが配され、複合遊星歯車１００Ａの外周径方向外側にはカウンターギア３側から順にブレーキＢ１とクラッチＣ２の摩擦部材が配される。複合遊星歯車１００Ａは前述の図１及び図３〜図６と同一である。軸中心に配される入力軸１はメインケース２ｂの後端内径に配されたニードルローラベアリングである軸受け７ｂで軸支される。

クラッチＣ２は入力軸１にスプライン連結されメインケース２ｂの内周ボスの外周部に沿って複合遊星歯車１００Ａの外周径方向外側まで延材されるクラッチドラム６３と、クラッチドラム６３に保持されメインケース２ｂの内周ボスからクラッチ作動油が供給されるピストン６５と、ピストン６５に作用する遠心油圧キャンセラープレート６６及びリターンスプリング６７と、摩擦部材６１、６２ａ、フロントプレート６２ｃとエンドプレート６２ｂ及び複合遊星歯車１００Ａの遊星キャリアＰを構成するサイド部材３４ｂの外周に設けられたクラッチハブから構成される。クラッチドラム６３の外周円筒部内側スプラインの開口部左端にはリティニングリング６４でエンドプレート６２ｂが保持されるとともに、複数の摩擦部材６２ａとフロントプレート６２ｃが係止され、エンドプレート６２ｂと複数の摩擦部材６２ａ及びフロントプレート６２ｃの間には交互に摩擦部材６１が配されサイド部材３４ｂの外周に設けられたクラッチハブの外周スプラインに係止される。ここで、メインケース２ｂの内周ボスから供給される油圧でピストン６５はフロントプレート６２ｃと摩擦部材６１、６２ａ及びエンドプレート６２ｂを押圧して入力軸１と遊星キャリアＰの接合を行い、リティニングリング６８で保持される遠心油圧キャンセラープレート６６とピストン６５の間にはスプリングフォルダー６９を介してリターンスプリング６７が配されメインケース２ｂの内周ボスから供給される油の遠心力も加わりピストン６５をクラッチドラム６３の側壁に戻して入力軸１と遊星キャリアＰの開放を行う。

ブレーキＢ１はピストン９３と、リターンスプリング９４と、摩擦部材９１、９２ａ、フロントプレート９２ｂ、ディッシュプレート９５とエンドプレート９２ｃ及び複合遊星歯車１００Ａの遊星キャリアＰを構成するサイド部材３４ｂの外周に設けられたクラッチハブから構成される。メインケース２ｂの円筒部内側にはスプラインが設けられ、リティニングリング９９で固定されるエンドプレート９２ｃにはメインケース２ｂから摩擦部材９１、９２ａの円周方向中央部に供給される油路が形成される。後述する図２７で詳細を説明するが、摩擦部材９１、９２ａの摩擦面の同一円周部にはピストン９３側に配されるディッシュプレート９５を保持するＬ字型のフロントプレート９２ｂまで貫通穴が明けられており、エンドプレート９２ｃ側壁の摩擦部材９１の接触面にはこの貫通穴と連通し押圧時に接触面から油が飛散しない円周溝が設けられている。エンドプレート９２ｃを含め摩擦部材９２ａとフロントプレート９２ｂがメインケース２ｂの円筒部内側スプラインに係止され、エンドプレート９２ｃと複数の摩擦部材９２ａ及びフロントプレート９２ｂの間には交互に摩擦部材９１が配され、リングギアＲ１の外周径方向外側に延材されたサイド部材３４ｂの外周に設けられたブレーキハブの外周スプラインに係止される。ここで、ピストン９３はメインケース２ｂの後端の外周側板に配されクラッチＣ２の外周径方向外側に延材して、メインケース２ｂから供給される油圧でディッシュプレート９５、フロントプレート９２ｂ及び摩擦部材９１、９２ａを押圧して遊星キャリアＰの制動を行い、リターンスプリング９４はメインケース２ｂの外周円筒部内側のリティニングリング９７で固定されたスプリングフォルダー９８で保持され、ピストン９３を後端に戻し遊星キャリアＰの開放を行う。又、ディッシュプレート９５は締結時のショックを和らげるもので、摩擦部材のスティックスリップ（シャダー現象）の防止や車両のクリープ状態での滑りの安定性のため用いられ、摩擦部材が滑っている状態では大量の冷却油がメインケース２ｂからエンドプレート９２ｃの円周方向中央部の油路を介して摩擦部材９１、９２ａに供給される。尚、通常のＡＴでは遊星キャリアＰ２の筒状延材部には内周から外周までブレーキＢ１の摩擦部材を冷却潤滑する複数の貫通油穴が明けられているが、ブレーキＢ１の開放時この冷却潤滑油のため摩擦部材に大きな連れ回りロスが発生する。本構造はこの大きな連れ回りロスを減少する目的で貫通油穴を設けていない。

複合遊星歯車１００ＡのサンギアＳ２は入力軸１にスプライン連結されたクラッチドラム６３にスラストニードルベアリングを挟んで隣接して配されるとともに入力軸１の外周にブシュ７ｊで軸支される連結部材１２にスプライン連結され、サンギアＳ２にスラストニードルベアリングを挟んで隣接して配されるサンギアＳ１は連結部材１２の外周にブシュ７ｋで軸支される連結部材１１にスプライン連結される。複合遊星歯車１００Ａの遊星キャリアＰを構成するサンギアＳ２側のサイド部材は内径に圧入されたブシュ７ｉで入力軸１にスプライン連結されたクラッチドラム６３に軸支され、サンギアＳ１側のサイド部材は内径に圧入されたブシュ７ｈで連結部材１１に軸支されるるとともに両側面がスラストニードルベアリング３７ａ、３７ｃで保持される。複合遊星歯車１００Ａの動力が出力するリングギアＲ１（３３ａ）はサンギアＳ１側に配される。ここで遊星キャリアＰは両端でブシュ７ｉと７ｈでラジアル方向が、スラストニードルベアリング３７ａと３７ｃでスラスト方向が軸支される。

遊星減速歯車４０はピニオン遊星歯車４２をサイド部材４４ａと４４ｂにピン４９で固定された軸４５上のニードルローラベアリング４６で軸支する遊星キャリアＰ３と、ピニオン遊星歯車４２と噛合うサンギアＳ３（４１）と、同じくピニオン遊星歯車４２と噛合うリングギアＲ３（４３）とからなるシンプル遊星歯車であり、サンギアＳ３が両サイドをスラストニードルベアリングで保持されるとともに連結部材１１にブシュ７Ｌで軸支され、遊星キャリアＰ３のサイド部材４４ｂがメインケース２ｂの円筒部内側スプラインにリティニングリング４７で固定される。サンギアＳ３と複合遊星歯車１００ＡのリングギアＲ１はそれぞれの歯部をスプラインとしてリングギアＲ１にリティニングリング１４で固定された連結部材１３で連結される。遊星減速歯車４０のリングギアＲ３は外周にパーキングブレーキ用ギア４ａが形成され内歯をスプラインとしてリティニングリング３ｄで固定され、カウンターギア３に溶着されたプレートに連結される。カウンターギア３はフロントケース２ａの中央円筒ボス部外周に回り止め３ｂで回り止めされたロックナット３ａで固定される背面合わせのアンギュラ玉軸受け７ｃにリティニングリング３ｃで固定軸支される。ここで、遊星減速歯車４０の遊星キャリアＰ３がメインケース２ｂに固定されるため、リングギアＲ３はサンギアＳ３に対して逆回転に減速され出力される。逆転されたカウンターギア３は出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０のキャリアにボルト締めされたカウンターギア６と噛合い出力軸８ａ、８ｂは前進段で入力軸１と同じ方向に回転する。今リングギアＲ３の歯数ＺＲ３を８２、サンギアＳ３の歯数ＺＳ３を３０とし、カウンターギア３及びカウンターギア３と噛合うカウンターギア６の歯数をＺ３＝５６、Ｚ６＝７６とすると減速比は以下の如くなる。
＜遊星減速歯車４０の減速比＝−ＺＲ３／ＺＳ３＝−２．７３３＞
＜カウンターギア部の減速比＝−Ｚ３／Ｚ６＝−１．３５７＞
＜終減速比＝２．７３３×１．３５７＝３．７０９＞

Ａ−１の特色は隣り合う変速段の変速比の段間差を小さくした前進６速後進１速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機を、流体伝導装置を用いずに２軸にコンパクトに配したことであり、軸方向の長さ及び重量は４ＡＴよりも小さく出来、構造のシンプルさによるコスト低減と省燃費が可能となる。又体積も減るため、エンジンルームのスペースを広げることができる。省燃費となる第１要因は伝達ロスの大きな流体伝導装置を無くしたことであり、第２要因は締結要素となるクラッチ及びブレーキの摩擦部材の連れ回りロスを低減したことであり、第３要因は中継軸を無くし効率の悪い小歯車と大歯車のカウンターギアの噛合いを無くしたことである。締結要素の連れ回りロスに関しては５個の締結要素のうち、最も大きな容量で大きな連れ回りロスが発生するブレーキＢ１に於いて、冷却潤滑油を開放時摩擦部材に供給しないで済む構造とし、高速連続走行となる前進６速度段でブレーキＢ２により制動されるクラッチＣ３に於いて、クラッチドラムを常時回転させサンギアＳ１の連結部材１１に繋がるクラッチハブを制動して摩擦部材に供給される冷却潤滑油を遠心力で吐き出す構造とした。又、フロントケース２ａを延材して中央ボス部でカウンターギア３を軸支したのでメインケース２ｂの後端を一体として閉ざすことが出来る。尚、メインケース２ｂの後端を開放してリアケースを塞ぎ、ブレーキＢ１の摩擦部材の端面となり冷却油の供給孔を設けた側壁をメインケース２ｂに設けてもよい。パーキングブレーキ用ギアに関しては遊星減速歯車４０のリングギアＲ３に設けたが、ディファレンシャル装置３０のキャリアに設けてもよい。特に流体伝導装置の代わりに回転変動吸収の機械式ダンパ（湿式ダンパ１０ａ）を用いる伝達系には衝撃負荷が発生するので、複合遊星歯車１００Ａを用いＡ−１のような配置構造にすると複合遊星歯車の耐久性が向上する。

＜Ａ−２＞
図１１は本発明の流体伝導装置を無くした前進８速後進２速の２軸式多段自動変速機を示す全体構造である。前進６速後進１速の２軸式多段自動変速機を図１０に示すＡ−１との基本的な違いはカウンターギア３前方に配される減速用遊星歯車をシンプル遊星歯車からダブル遊星歯車とし、クラッチＣ４を追加したことであり、複合遊星歯車にはＡ−１で用いた１００Ａではなく１００Ｂを用いた。当然複合遊星歯車はどちらを用いてもよい。したがって、遊星減速歯車４０から出力軸８ａ、８ｂまでの構造はＡ−１と同一であり説明を省略する。図１１に於いて、図の左側前方の図示しない原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収の湿式ダンパ１０ａから、スプライン連結により変速装置の入力軸１に動力が導かれる。変速装置全体を収める変速機ハウジングは前部のフロントケース２ａと中央部のメインケース２ｂとリアケース２ｃからなり、入力軸１と並行に配された出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０とを軸支する母体となる。入力軸１は前端の隔壁２ｄに装着された円筒部材２ｆと後端のリアケース２ｃに配された軸受け７ａ、７ｂで軸支される。隔壁２ｄは乾式の原動機側と湿式の変速機側を隔てる隔壁であり、隔壁２ｄがフロントケース２ａ及び変速機ケース２ｂにボルト締めされ、軸受け７ａを圧入した円筒部材２ｆが隔壁２ｄに圧入され、隔壁２ｄには入力軸１で駆動されるチャージングポンプ２０を保持する保持部材２ｅがボルト締めされる。フロントケース２ａはメインケース２ｂの内側を入力軸１の軸方向中央部まで円筒ボス部を形成して延材されており、入力軸１と同軸上の出力となるカウンターギア３を円筒ボス部外周で軸受け７ｃによりで軸支する。

図１１とカウンターギア３前方の詳細を示す図２１に於いて、フロントケース２ａと隔壁２ｄに囲まれた部屋に減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３、Ｃ４及びブレーキＢ２が配される。減速用遊星歯車は互いに噛合うピニオン遊星歯車２２ａ、２２ｂをサイド部材に固定された軸上のニードルローラベアリング２６で軸支する遊星キャリアＰ０（２５）と、ピニオン遊星歯車２２ｂと噛合うサンギアＳ０（２１）と、ピニオン遊星歯車２２ａと噛合うリングギアＲ０（２３）とからなるダブル遊星歯車であり、サンギアＳ０が隔壁２ｄの内周側円筒部外周のスプラインで固定され、遊星キャリアＰ０の図右側サイド部材が入力軸１に溶着され、ダブルピニオン遊星歯車２２ａ、２２ｂを挟んだ図左側サイド部材２４ａに隔壁２ｄの側壁側に円筒状に延材されたクラッチＣ４のクラッチハブが連結され、リングギアＲ０を遊星キャリアＰ０の図右側サイド部材でスラストニードルベアリングにより保持しリティニングリング２９で連結固定したクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブ２７がクラッチＣ４のクラッチハブの径方向外周に円筒状に延材され配される。入力軸１は円筒部材２ｆの内径に配されたニードルローラベアリングである軸受け７ａで軸支される。ここで、リングギアＲ０が入力軸１の回転に対して減速されクラッチＣ１、Ｃ３のクラッチハブ２７から出力され、入力軸１の回転が遊星キャリアＰ０のサイド部材２４ａを介してクラッチＣ４のクラッチハブから出力される。

クラッチＣ３、Ｃ４はクラッチドラムを共有した摩擦部材を二階建てに配する２連クラッチであり減速用遊星歯車と隔壁２ｄの間に配され、隔壁２ｄの内周側円筒部外周にブシュ７ｍで軸支されるとともに隔壁２ｄの側壁とフロントケース２ａの内周に沿って延材しカウンターギア３側を開口部とするクラッチドラム７４と、クラッチドラム７４の側壁に円周方向に複数に配されたスタッドピン８４で連結されるクラッチＣ４のクラッチドラム８３と、クラッチドラム７４に保持され隔壁２ｄの内周側円筒部からクラッチ作動油が供給されるピストン７５、８５と、ピストン７５、８５に作用する遠心油圧キャンセラープレート８６及びリターンスプリング８８と、クラッチＣ３の摩擦部材７１、７２ａ、フロントプレート７２ｃとエンドプレート７２ｂ及びクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブ２７と、クラッチＣ４の摩擦部材８１、８２とエンドプレート８２ｂ及びクラッチハブから構成される。クラッチドラム７４の外周円筒部は後述する減速用遊星歯車の外周径方向外側に配されるクラッチＣ１のクラッチドラム５４の外周径方向外側を通ってカウンターギア３を軸支するフロントケース２ａの側壁近くまで延材され連結部材１１に連結される。又、クラッチドラム７４の減速用遊星歯車より隔壁２ｄ側の外周円筒部内側スプラインにはリティニングリング７３でエンドプレート７２ｂが保持されるとともに、複数の摩擦部材７２ａとフロントプレート７２ｃが係止され、摩擦部材７２ａ、フロントプレート７２ｃとエンドプレート７２ｂの間には交互に摩擦部材７１が配されクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブ２７の隔壁２ｄ側に延材された外周スプラインに係止される。クラッチドラム８３のストッパを有した円筒部内側スプラインにはクラッチＣ４の摩擦部材８２とエンドプレート８２ｂが係止され、摩擦部材８２ａとエンドプレート８２ｂの間に交互に摩擦部材８１が配され遊星キャリアＰ０のサイド部材２４ａに連結され隔壁２ｄ側に延材された連結部材の外周スプラインに係止される。ここでクラッチドラム７４との間に油圧室を有するピストン７５はスタッドピン８４部に貫通孔を設けてクラッチドラム８３の外周まで延材され隔壁２ｄの内周円筒部から供給される油圧でクラッチＣ３のフロントプレート７２ｃ、摩擦部材７１、７２ａとエンドプレート７２ｂを図面右方向に押圧してリングギアＲ０と連結部材１１を接合し、クラッチドラム７４にピストン７５と重なって配されピストン７５との間に油圧室を有するピストン８５は隔壁２ｄの内周円筒部から供給される油圧でクラッチＣ４の摩擦部材８１、８２とエンドプレート８２ｂを図面右方向に押圧して入力軸１と連結部材１１を接合する。ピストン８５リティニングリング８８で保持される遠心油圧キャンセラープレート８６とピストン８５の間にはスプリングフォルダー８９を介してリターンスプリング８７が配され隔壁２ｄの内周円筒部から供給される油の遠心力も加わり２重に重ねられたピストン７５，８５をクラッチドラム７４の側壁に戻してリングギアＲ０及び入力軸１と連結部材１１の開放を行う。尚、入力軸１の回転と入力軸１の減速回転のどちらか一方を連結部材１１に伝達するクラッチＣ３、Ｃ４の２連クラッチに於いて、２重に重ねられたピストン７５，８５には同時に油圧が供給されることはなく、正常な油圧制御が出来る。むしろ、本件出願人が特開２００８−８４３２の図２９で提案した２重ピストンの油圧制御を行えばよりシンプルで優れた制御が可能となる。又、遠心油圧キャンセラープレート８６に隔壁２ｄの内周円筒部から供給される油はクラッチＣ３、Ｃ４の摩擦部材の潤滑にも用いられ、最高速度段となる前進８速度段でクラッチドラム７４が制動され遠心力による潤滑油の排出が出来なくなった時この潤滑油の供給を止めて摩擦部材の連れ回りロスを低減する。

クラッチＣ１は減速用遊星歯車を挟んで２連クラッチＣ３、Ｃ４のクラッチドラム７４と開口部を対抗してリングギアＲ０の外周径方向外側まで延材されるとともに連結部材１２と連結するクラッチドラム５４と、クラッチドラム５４に保持され隔壁２ｄの内周側円筒部から入力軸１の遊星キャリアＰ０の連結部を介してクラッチ作動油が供給されるピストン５５と、ピストン５５に作用する遠心油圧キャンセラープレート５６及びリターンスプリング５７と、摩擦部材５１、５２ａとエンドプレート５２ｂ及びクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブ２７から構成される。クラッチドラム５４の外周円筒部内側スプラインの開口部左端にはリティニングリング５３でエンドプレート５２ｂが保持されるとともに、複数の摩擦部材５２ａが係止され、エンドプレート５２ｂと複数の摩擦部材５２ａの間には交互に摩擦部材５１が配されリングギアＲ０の外周径方向外側でリングギアＲ０に連結されたクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブ２７の外周スプラインに係止される。ここで、隔壁２ｄの内周側円筒部から入力軸１の遊星キャリアＰ０の連結部を介してクラッチ作動油が供給される油圧でピストン５５は摩擦部材５１、５２ａとエンドプレート５２ｂ押圧してリングギアＲ０と連結部材１２の接合を行い、リティニングリング５９で保持される遠心油圧キャンセラープレート５６とピストン５５の間にはスプリングフォルダー５８を介してリターンスプリング５７が配され隔壁２ｄの内周側円筒部から供給される油の遠心力も加わりピストン５５をクラッチドラム５４の側壁に戻してリングギアＲ０と連結部材１２の開放を行う。

ブレーキＢ２はピストン１０３と、リターンスプリング１０４と、摩擦部材１０１、１０２ａ及びブレーキハブとなるクラッチドラム７４からなり、一方の摩擦部材１０２ａがフロントケース２ａの円筒部内側スプラインに係止され、摩擦部材１０２ａと交互に配されるもう一方の摩擦部材１０１が２連クラッチＣ３、Ｃ４のクラッチドラム７４の外周スプラインに係止される。ここで、ピストン１０３は隔壁２ｄに配され、隔壁２ｄから供給される油圧で摩擦部材１０１、１０２ａを押圧してクラッチドラム７４の制動を行い、リターンスプリング１０４はフロントケース２ａの円筒部内側スプラインにリティニングリング１０６で固定されたスプリングフォルダー１０５で保持されピストン１０３を隔壁２ｄに戻し、クラッチドラム７４の開放を行う。

図１１とカウンターギア３後方の詳細を示す図２２に於いて、メインケース２ｂの後部にカウンターギア３側から順に、遊星減速歯車４０と複合遊星歯車１００Ｂが配され、複合遊星歯車１００Ｂの外周径方向外側にはカウンターギア３側から順にブレーキＢ１とクラッチＣ２の摩擦部材が配される。複合遊星歯車１００Ｂは前述の図２及び図３〜図６と同一である。軸中心に配される入力軸１はリアケース２ｃの内径に配されたニードルローラベアリングである軸受け７ｂで軸支される。

Ａ−１に用いた複合遊星歯車１００ＡとＡ−２に用いた複合遊星歯車１００Ｂの違いは遊星キャリアＰの長梁軸に配したピニオン遊星歯車が一体か分割されているかの違いであり、ピニオン遊星歯車が一体となる複合遊星歯車１００ＡではリングギアＲ１がサンギアＳ１側で一体となるピニオン遊星歯車Ｐａと噛合い、ピニオン遊星歯車が分割された複合遊星歯車１００ＢではリングギアＲ１がサンギアＳ１側のピニオン遊星歯車Ｐｄと噛合うとともにリングギアＲ１に連結されたリングギアＲ２がサンギアＳ２側のピニオン遊星歯車Ｐｃと噛合う。ここでピニオン遊星歯車ＰａとＰｃ及びＰｄの歯数は同じでありリングギアＲ１とＲ２の歯数は同じとする。したがって、Ａ−１ではクラッチＣ２の摩擦部材６１とブレーキＢ１の摩擦部材９１を係止する遊星キャリアＰに於けるサンギア２側のサイド部材の円周径がクラッチＣ２の摩擦部材６１の方が小径となる２段としたのに対し、Ａ−２ではリングギアＲ２がピニオン遊星歯車Ｐｄと噛合うため遊星キャリアＰに於けるサンギア２側のクラッチＣ２の摩擦部材６１とブレーキＢ１の摩擦部材９１を係止するサイド部材の円周径が同じとなる。

クラッチＣ２はクラッチドラム６３の外径がＡ−１より大きくなるだけであり、構造及び作動はＡ−１と同じであるため説明を省略する。尚、メインケース２ｂは後方が開口され開口部にリアケース２ｃを配したので、クラッチＣ２のピストン６５はリアケース２ｃから油圧の供給を受ける。

ブレーキＢ１は摩擦部材への冷却油の供給部がＡ−１と異なるだけであり、その他の構造及び作動はＡ−１と同じであるため説明は冷却油の供給部のみとする。尚、ブレーキＢ１のピストン９３はリアケース２ｃから油圧の供給を受ける。メインケース２ｂは複合遊星歯車１００Ｂの外周径方向外側の図左端に側壁が設けられ摩擦部材摩擦部材９１、９２ａの円周方向中央部に供給される油路が形成される。又、この側壁を挟んで遊星減速歯車４０に於ける遊星キャリアＰ３のサイド部材４４ｂがメインケース２ｂの固定される。

複合遊星歯車１００Ｂの配置もＡ−１に於ける複合遊星歯車１００Ａと同一であり説明を省略するが、入力軸１の外周にブシュ７ｊで軸支される連結部材１２はサンギアＳ２とクラッチＣ１のクラッチドラム５４を連結し、連結部材１２の外周にブシュ７ｋで軸支される連結部材１１はサンギアＳ１と２連クラッチＣ３、Ｃ４のクラッチドラム７４を連結する。又、遊星キャリアＰは両端でブシュ７ｉと７ｈでラジアル方向が、スラストニードルベアリング３７ａと３７ｃでスラスト方向が軸支される。

Ａ−２の特色は隣り合う変速段の変速比の段間差を小さくした前進８速後進２速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機を、流体伝導装置を用いずに２軸にコンパクトに配したことであり、軸方向の長さは通常の４ＡＴと同等で重量は４ＡＴよりも軽くなり、構造のシンプルさによるコスト低減と省燃費が可能となる。Ａ−１と比べ変速段の変速比の段間差が更に小さくなることにより、原動機の回転を低く保つことが出来るため燃費はＡ−１より良くなる。但し、Ａ−１より減速遊星歯車の減速比が大きくなるので複合遊星歯車の負荷は増える。省燃費となる要因はＡ−１で説明した内容と同じであり説明は省略するが、Ａ−１にクラッチＣ４を追加したため摩擦部材の連れ回りロスは増える。しかし、高速連続走行となる前進８速度段でブレーキＢ２により制動される２連クラッチＣ３、Ｃ４のクラッチドラム７４の摩擦部材の配置を独立させ、摩擦部材に冷却潤滑油を送らないことで極力連れ回りロスを低減した。一般的な中継軸を用いた３軸式では隔壁２ｄの後部は大歯車のカウンターギアによる干渉のため、入力軸１上の径が制限され２連クラッチＣ３、Ｃ４をこの位置に２階建構造として配することが困難となるが、２軸方式としたのでこの配置が可能となる。又、フロントケース２ａを延材して中央ボス部でカウンターギア３を軸支したのでブレーキＢ１の摩擦部材の端面に側壁を設けることが出来、そこから冷却油の供給を可能とした。特に流体伝導装置の代わりに回転変動吸収の機械式ダンパ（湿式ダンパ１０ａ）を用いる伝達系には衝撃負荷が発生し、更に大きく減速して複合遊星歯車に動力を入力させることも加わり複合遊星歯車の負荷が増大するので、複合遊星歯車１００Ｂを用いＡ−２のような配置構造にすると複合遊星歯車の耐久性が向上する。

＜Ｂ−１＞
図１２は本発明の流体伝導装置を無くした前進６速後進１速の３軸式多段自動変速機を示す全体構造である。２軸式としたＡ−１との基本的な違いは遊星減速歯車４０の代わりに中継軸５を用いたことであり、この他の動力伝達構造及び作動はＡ−１と同一である。Ａ−１ではその利点を特長付けるためフロントケース２ａを軸方向に延材させ円筒ボス部でカウンターギア３を軸支する２軸方式としたが、メインケース２ｂの中央部に円筒ボス部を設けカウンターギア３を軸支する３軸方式の方が一般的である。図１２に於いて、図の左側前方の図示しない原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収の湿式ダンパ１０ａから、スプライン連結により変速装置の入力軸１に動力が導かれる。変速装置全体を収める変速機ハウジングは前部のフロントケース２ａと中央及び後部に跨るメインケース２ｂ及びリアケース２ｃからなり、入力軸１と並行に配された中継軸５と出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０とを軸支する母体となる。入力軸１は前端の隔壁２ｄにボルト締めされた保持部材２ｅに装着された円筒部材２ｆと後端のリアケース２ｃに配された軸受け７ａ、７ｂで軸支される。隔壁２ｄは乾式の原動機側と湿式の変速機側を隔てる隔壁であり、隔壁２ｄがフロントケース２ａ及び変速機ケース２ｂにボルト締めされ、軸受け７ａを圧入した円筒部材２ｆが保持部材２ｅに圧入され、隔壁２ｄと保持部材２ｅの間で入力軸１により駆動される変速装置のチャージングポンプ２０を保持する。中継軸５は一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｄで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｅで軸支され、入力軸１と同軸上の出力となるカウンターギア３と噛合うカウンターギア４がスプラインで連結されるとともに、出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０に動力を伝達するカウンターギアが一体成形されている。又、ディファレンシャル装置３０のキャリアは一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｆで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｇで軸支され、カウンターギアと一体の中継軸５と噛合うカウンターギア６がボルトで締結されている。そして、出力軸８ａ、８ｂはディファレンシャル装置３０のキャリアで軸支される。周知の如く、ディファレンシャル装置３０はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸８ａ、８ｂが連結される。

図１２とカウンターギア３前方の詳細を示す図２３に於いて、メインケース２ｂの軸方向中央部にはカウンターギア３の軸受け７ｃを円筒部外周で軸支するＬ字型の側壁が設けられ、隔壁２ｄとの間に減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３及びブレーキＢ２が配される。ここで減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３の配置及び構造は図１０及び図１９のＡ−１と同一となり説明を省略する。尚、ブレーキＢ２を含め作動形態はＡ−１と同一となるが、ブレーキＢ２の摩擦部材がフロントケース２ａではなくメインケース２ｂに配される。

ブレーキＢ２はピストン１０３と、リターンスプリング１０４と、摩擦部材１０１、１０２ａとエンドプレート１０２ｂ及びブレーキハブ１５からなり、一方の摩擦部材１０２ａとエンドプレート１０２ｂがカウンターギア３を軸支するＬ字型の側壁側の円筒部内側スプラインに係止され、摩擦部材１０２ａとエンドプレート１０２ｂの間に交互に配されたもう一方の摩擦部材１０１がクラッチＣ３のクラッチハブとなる連結部材１１にリティニングリング１６で連結され２連クラッチＣ１，Ｃ３の外周径方向外側に延材されたブレーキハブ１５に係止される。ここで、ピストン１０３は隔壁２ｄに配され、隔壁２ｄから供給される油圧で摩擦部材１０１、１０２ａ及びエンドプレート１０２ｂを押圧して連結部材１１の制動を行い、リターンスプリング１０４はピストン１０３が装着される隔壁２ｄの鍔にリティニングリング１０６で固定されたスプリングフォルダー１０５で保持されピストン１０３を隔壁２ｄに戻し、連結部材１１の開放を行う。このピストン１０３とリターンスプリング１０４が装着される隔壁２ｄと摩擦部材１０１、摩擦部材１０２ａの間にカウンターギア６が位置し、ピストン１０３はカウンターギア６との干渉を避けるため一部切り欠きが設けられている。

図１２とカウンターギア３後方の詳細を示す図２４に於いて、メインケース２ｂのＬ字型側壁で軸支されるカウンターギア３の後部には複合遊星歯車１００Ａが配され、複合遊星歯車１００Ａの外周径方向外側にはカウンターギア３側から順にブレーキＢ１とクラッチＣ２の摩擦部材が配される。複合遊星歯車１００Ａは前述の図１及び図３〜図６と同一であり、且つ又図１０と図２０に示したＡ−１に用いたものと同一である。軸中心に配される入力軸１はリアケース２ｃの内径に配されたニードルローラベアリングである軸受け７ｂで軸支される。

クラッチＣ２の構造及び作動はＡ−１と同じであり、ブレーキＢ１は摩擦部材への冷却油の供給部がＡ−２と同じメインケース２ｂに設けた側壁となり、その他の構造及び作動はＡ−１と同じであるため説明を省略する。尚、メインケース２ｂは後方が開口され開口部にリアケース２ｃを配したので、クラッチＣ２のピストン６５とブレーキＢ１のピストン９３はリアケース２ｃから油圧の供給を受ける。

カウンターギア３はメインケース２ｂの軸方向中央部に設けられたＬ字型の側壁の円筒ボス部外周に回り止め３ｂで回り止めされたロックナット３ａで固定される背面合わせのアンギュラ玉軸受け７ｃに、リティニングリング３ｃで固定軸支される。複合遊星歯車１００Ａの配置はＡ−１と同一のため説明は省略する。一部Ａ−１と異なる遊星キャリアＰの軸方向の保持とリングギアＲ１の連結について説明する。複合遊星歯車１００Ａの遊星キャリアＰを構成するサンギアＳ１側のサイド部材は、内径に圧入されたブシュ７ｈで連結部材１１に軸支されるるとともにメインケース２ｂのＬ字型の側壁内周で前方に延材され端面がスラストニードルベアリング３７ｃで保持され、サンギアＳ１側がスラストニードルベアリング３７ａで保持される。複合遊星歯車１００Ａの動力が出力するリングギアＲ１（３３ａ）はサンギアＳ１側に配されカウンターギア３側に延材され内歯をスプラインとしてリティニングリング１４でカウンターギア３に連結固定される。尚、複合遊星歯車１００Ａの遊星キャリアＰを構成するサンギアＳ２側のサイド部材は内径に圧入されたブシュ７ｉで入力軸１にスプライン連結されたクラッチドラム６３に軸支され、遊星キャリアＰは両端でブシュ７ｉと７ｈでラジアル方向が、スラストニードルベアリング３７ａと３７ｃでスラスト方向が軸支される。

Ｂ−１の特色は隣り合う変速段の変速比の段間差を小さくした前進６速後進１速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機を、流体伝導装置を用いずに３軸にコンパクトに配したことであり、軸方向の長さは４ＡＴよりもと言うより５速ＭＴ、ＣＶＴを含んだ全ての変速機で最小となり、構造のシンプルさによるコスト低減と省燃費が可能となる。Ａ−１と比べ中継軸の小歯車と大歯車のカウンターギアの噛合いが不利になるだけで、Ａ−１と同じく省燃費の特性を持つ。特に流体伝導装置の代わりに回転変動吸収の機械式ダンパ（湿式ダンパ１０ａ）を用いる伝達系には衝撃負荷が発生するので、複合遊星歯車１００Ａを用いＢ−１のような配置構造にすると複合遊星歯車の耐久性が向上する。

＜Ｂ−２＞
図１３は本発明の流体伝導装置を無くした前進８速後進２速の３軸式多段自動変速機を示す全体構造である。２軸式としたＡ−２との基本的な違いは遊星減速歯車４０の代わりに中継軸５を用いたこと及び複合遊星歯車１００Ｂの配置であり、動力伝達構造及び作動はＡ−２と同一である。複合遊星歯車１００Ｂに入力軸の回転及び入力軸の減速回転を入力する減速用遊星歯車と減速用遊星歯車を挟んだクラッチＣ１と２連クラッチＣ３、Ｃ４及びブレーキＢ２は径が大きく出力軸に配されるカウンターギア６と干渉するためカウンターギア３の後方に配し、複合遊星歯車１００ＢとクラッチＣ２及びブレーキＢ１をカウンターギア３の前方に配して、Ａ−２とは逆にしたものである。尚、クラッチＣ２はカウンターギア６との干渉を避けるため摩擦部材を複合遊星歯車１００Ｂの前方に配した。図１３の左側前方の図示しない原動機の出力軸９にボルトで固定された回転変動吸収の油圧（ハイドロ）ダンパ１０ｂからスプライン連結により変速装置の入力軸１に動力が導かれる。変速装置全体を収めるハウジングは前部のフロントケース２ａと中央部のメインケース２ｂと後部のリアケース２ｃとからなり、入力軸１と並行に配された中継軸５及び出力軸を含んだディファレンシャル装置３０とを軸支する母体となる。入力軸１は保持部材２ｅに一体となり圧入された円筒部材２ｆに配された軸受け７ａとリアケース２ｃに配された軸受け７ｂで軸支される。隔壁２ｄは乾式の原動機側と湿式のメインケース２ｂを隔てる隔壁であり、隔壁２ｄがフロントケース２ａ及びメインケース２ｂにボルト締めされ、軸受け７ａが圧入された円筒部材２ｆと一体の保持部材２ｅが隔壁２ｄにボルト締めされ、隔壁２ｄと保持部材２ｅの間で変速装置のチャージングポンプ２０を保持する。中継軸５は一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｄで、もう一端がメインケース２ｂに配された軸受け７ｅで軸支され、入力軸１と同軸上の出力となるカウンターギア３と噛合うカウンターギア４がスプラインで連結されるとともに、出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０に動力を伝達するカウンターギアが一体成形されている。又、ディファレンシャル装置３０のキャリアは一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｆで、もう一端がメインケース２ｂに配された軸受け７ｇで軸支され、カウンターギアと一体の中継軸５と噛合うカウンターギア６がボルトで締結されている。そして、出力軸８ａ、８ｂはディファレンシャル装置３０のキャリアで軸支される。周知の如く、ディファレンシャル装置３０はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸８ａ、８ｂが連結される。

メインケース２ｂの軸方向中央部にはカウンターギア３の軸受け７ｃを円筒外周部で軸支する逆Ｌ字型の側壁が設けられ、この側壁と内周ボス部が側壁付近まで延材されたリアケース２ｃの間には減速用遊星歯車列と減速用遊星歯車列を挟んだ外周径方向外側には側壁側から順にクラッチＣ１と摩擦材を２階建てに有した２連クラッチＣ３、Ｃ４が、更に外周径方向外側にはブレーキＢ２が配される。側壁と隔壁２ｄ及び保持部材２ｅの間には側壁側から順にカウンターギア３と複合遊星歯車１００Ｂが配され、複合遊星歯車１００Ｂの外周径方向外側にはブレーキＢ１が配され、複合遊星歯車１００Ｂの前方にクラッチＣ２が配される。

図１３とカウンターギア３前方の詳細を示す図２５に於いて、カウンターギア３はメインケース２ｂの軸方向中央部に配された逆Ｌ字型をした側壁の円筒ボス部外周に回り止め３ｂで回り止めされたロックナット３ａで固定される背面合わせのアンギュラ玉軸受け７ｃにリティニングリング３ｃで固定軸支される。複合遊星歯車１００Ｂはカウンターギア３側をサンギアＳ１とピニオン遊星歯車Ｐｄ及びリングギアＲ１によるシンプル遊星歯車の噛合いとしてカウンターギア３の前方に配され、複合遊星歯車１００Ｂの動力が出力するリングギアＲ１、Ｒ２（３３ｂ）はカウンターギア３側に延材され内歯をスプラインとしてリティニングリング１４でカウンターギア３に連結固定される。複合遊星歯車１００ＢはＡ−２で用いたものと同じ仕様であり詳細説明は省略するが、リングギアＲ１がサンギアＳ１側のピニオン遊星歯車Ｐｄと噛合うとともにリングギアＲ１に連結されたリングギアＲ１と同歯数のリングギアＲ２がピニオン遊星歯車Ｐａ及びＰｄと同歯数のピニオン遊星歯車Ｐｃと噛合う。入力軸１は保持部材２ｅに一体となり圧入された円筒部材２ｆに配された軸受け７ａで変速機前方が軸支され、サンギアＳ２に連結する連結部材１２が入力軸１に軸受け７ｊで軸支され、サンギアＳ１に連結する連結部材１１が連結部材１２に軸受け７ｋで軸支される。複合遊星歯車１００Ｂの遊星キャリアＰを構成するサンギアＳ２側のサイド部材は内径に圧入されたブシュ７ｉで入力軸１に軸支され、サンギアＳ１側のサイド部材は内径に圧入されたブシュ７ｈで連結部材１１に軸支されるるとともにメインケース２ｂの逆Ｌ字型の側壁内周で後方に延材され端面がスラストニードルベアリング３７ｃで保持され、サンギアＳ１側がスラストニードルベアリング３７ａで保持される。

クラッチＣ２は入力軸１に溶着され、隔壁２ｄにボルト締めされた保持部材２ｅの内周ボスの外周部に沿って複合遊星歯車１００Ｂの外周まで円筒状に延材されるクラッチドラム６３と、クラッチドラム６３に保持され保持部材２ｅの内周ボスからクラッチ作動油が供給されるピストン６５と、ピストン６５に作用する遠心油圧キャンセラープレート６６及びリターンスプリング６７と、摩擦部材６１、６２ａ、フロントプレート６２ｃとエンドプレート６２ｂ及び複合遊星歯車１００Ｂの遊星キャリアＰを構成するサンギアＳ２側のサイド部材の外周を隔壁２ｄ側に円筒状に延材したクラッチハブから構成される。作動はＡ−１と同一のため説明を省略する。ここでクラッチドラム６３の外径は出力軸に配されるカウンターギア６との干渉を避けるため複合遊星歯車１００Ｂの前方にリングギアＲ１、Ｒ２より少し大きくなる径で配した。

ブレーキＢ１はピストン９３と、リターンスプリング９４と、摩擦部材９１、９２ａ、フロントプレート９２ｂ、ディッシュプレート９５とエンドプレート９２ｃ及び複合遊星歯車１００Ｂの遊星キャリアＰを構成するサンギアＳ２側のサイド部材のリングギアＲ１、Ｒ２の外周径方向外側に沿って設けられたクラッチハブから構成される。メインケース２ｂのリングギアＲ１、Ｒ２とカウンターギア３の連結部外周外側のメインケース２ｂには側壁が設けられ摩擦部材摩擦部材９１、９２ａの円周方向中央部に供給される油路が形成される。ディッシュプレート９５、フロントプレート９２ｂ及び摩擦部材９１、９２ａの仕様及びブレーキＢ１の作動はＡ−１と同一のため説明を省略する。ここで、ピストン９３は隔壁２ｄに配され、隔壁２ｄから供給される油圧でディッシュプレート９５、フロントプレート９２ｂ及び摩擦部材９１、９２ａを押圧して遊星キャリアＰの制動を行い、リターンスプリング９４はピストン９３が装着される隔壁２ｄの鍔にリティニングリング９８で固定されたスプリングフォルダー９７で保持されピストン９３を隔壁２ｄに戻し、遊星キャリアＰの開放を行う。このピストン９３とリターンスプリング９４が装着される隔壁２ｄとディッシュプレート９５間にカウンターギア６が位置し、ピストン９３はカウンターギア６との干渉を避けるため一部切り欠きが設けられている。

図１３とカウンターギア３後方の詳細を示す図２６に於いて、減速用遊星歯車と減速用遊星歯車を挟んだクラッチＣ１と２連クラッチＣ３、Ｃ４及びブレーキＢ２の配置は、Ａ−２のカウンターギア３の前方に配された減速用遊星歯車と減速用遊星歯車を挟んだクラッチＣ１と２連クラッチＣ３、Ｃ４及びブレーキＢ２の配置をカウンターギア３に対して対称に配したもので、Ａ−２の隔壁２ｄがリアケース２ｃであり、ブレーキＢ２が配されるＡ−２のフロントケース２ａがメインケース２ｂとなる。Ａ−２が入力軸１と減速用遊星歯車の遊星キャリアＰ０との連結を溶着したのに対しスプライン連結とした等の異なりはあるものの、基本的な配置構造はＡ−２と同一であるため説明は省略する。リアケース２ｃの内周ボスはメインケース２ｂの軸方向中央部に配された逆Ｌ字型をした側壁近くまで延材され、その先端内周で軸受け７ｂにより入力軸１を軸支するため入力軸１は短くなる。

Ｂ−２の特色は隣り合う変速段の変速比の段間差を小さくした前進８速後進２速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機を、流体伝導装置を用いずに３軸にコンパクトに配したことであり、軸方向の長さは４ＡＴの一番短いものと同等で重量は４ＡＴよりも軽くなり、構造のシンプルさによるコスト低減と省燃費が可能となる。Ａ−２と比べ中継軸の小歯車と大歯車のカウンターギアの噛合いが不利になるだけでＡ−２より軸方向の長さが短くなり、Ａ−２と同じく省燃費の特性を持つ。流体伝導装置の代わりに回転変動吸収の機械式ダンパは高性能な油圧（ハイドロ）ダンパ１０ｂを用いた。

＜Ｃ−１＞
図１４は本発明の流体伝導装置としてトルクコンバータを用いた前進６速後進１速の３軸式多段自動変速機を示す全体構造である。トルクコンバータ１０ｃは本願出願人が特開２００８−１９６６６０で提案した独立ピストン型の高性能なロックアップクラッチを持った流体伝導装置であり、車両の発進時や変速時以外は全て原動機直結のロックアップが可能となる。変速機部の配置構造はブレーキＢ１を除いてＢ−１と同等である。図１４の左側前方の図示しない原動機の出力軸９にボルトで固定されたフレキシブルプレートからトルクコンバータ１０ｃのタービンランナを介して変速装置の入力軸１に動力が導かれる。トルクコンバータ１０ｃはフレキシブルプレートでフロントカバーを介して駆動されるとともに変速機のチャージングポンプ２０を駆動するポンプインペラとタービンランナ及び変速機ハウジングに固定された円筒部材２ｆにワンウェイクラッチを介して固定されるホィールステータからなる流体伝導装置部と、ポンプインペラに係止された摩擦部材をフロントカバーに独立した油圧室で押圧し回転変動吸収ダンパを介してタービンランナとの断接を行うピストンを有したロックアップクラッチとからなる。変速装置全体を収める変速機ハウジングは前部のフロントケース２ａと中央及び後部に跨るメインケース２ｂ及びリアケース２ｃからなり、入力軸１と並行に配された中継軸５と出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０とを軸支する母体となる。入力軸１は前端の隔壁２ｄにボルト締めされた保持部材２ｅに装着された円筒部材２ｆと後端のリアケース２ｃに配された軸受け７ａ、７ｂで軸支される。隔壁２ｄは乾式の原動機側と湿式の変速機側を隔てる隔壁であり、隔壁２ｄがフロントケース２ａ及び変速機ケース２ｂにボルト締めされ、トルクコンバータ１０ｃのホィールステータを保持するとともに軸受け７ａを圧入した円筒部材２ｆが保持部材２ｅに圧入され、隔壁２ｄと保持部材２ｅの間でトルクコンバータ１０ｃのポンプインペラにより駆動される変速装置のチャージングポンプ２０を保持する。中継軸５は一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｄで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｅで軸支され、入力軸１と同軸上の出力となるカウンターギア３と噛合うカウンターギア４がスプラインで連結されるとともに、出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０に動力を伝達するカウンターギアが一体成形されている。又、ディファレンシャル装置３０のキャリアは一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｆで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｇで軸支され、カウンターギアと一体の中継軸５と噛合うカウンターギア６がボルトで締結されている。そして、出力軸８ａ、８ｂはディファレンシャル装置３０のキャリアで軸支される。周知の如く、ディファレンシャル装置３０はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸８ａ、８ｂが連結される。

Ｃ−１は入力継手となるトルクコンバータ１０ｃとブレーキＢ１を除いて図１２に示したＢ−１と同等であり、説明はブレーキＢ１部のみとする。図１４に於いて複合遊星歯車１００ＡのリングギアＲ１の外周径方向外側にカウンターギア３側から順にワンウェイクラッチＯＷＣとブレーキＢ１の摩擦部材が配される。ワンウェイクラッチＯＷＣはメインケース２ｂの内周スプラインにリティニングリングで固定保持されたアウターレースと、遊星キャリアＰを構成するサンギアＳ２側のサイド部材の外周に溶着された円筒部材のインナーレースの間に配され、遊星キャリアＰが入力軸１とは逆方向に回るのを阻止し同方向に回るのを自由とする役目を担う。ブレーキＢ１の摩擦部材はワンウェイクラッチＯＷＣ側からエンドプレートと複数の摩擦部材がワンウェイクラッチＯＷＣを保持するメインケース２ｂの内周スプラインに係止され、エンドプレートと複数の摩擦部材の間に交互に配される摩擦部材は遊星キャリアＰを構成するサンギアＳ２側のサイド部材の外周に溶着された円筒部材の外周スプラインに係止される。但し、Ｂ−１と異なり運転操作におけるシフトタワー位置がＤ（ドライブ）レンジの前進１速度段ではワンウェイクラッチＯＷＣを用い、ブレーキＢ１は後進段と１レンジでしか締結しないので仕事量は少なくて済み、ディッシュプレートも用いてなく摩擦部材はＢ−１のように特別な冷却はしていない。又、トルクコンバータ１０ｃを発進時に滑らせるのでブレーキＢ１の摩擦部材の負荷は小さく、摩擦部材の内外径差と板厚も小さくできるのでＢ−１の摩擦部材の配置スペースにワンウェイクラッチＯＷＣと摩擦部材の両方を配することができる。

Ｃ−１の特色は隣り合う変速段の変速比の段間差を小さくした前進６速後進１速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機を、トルクコンバータを用いて３軸にコンパクトに配したことであり、軸方向の長さは６ＡＴでは最小となる。Ｃ−１は流体伝導装置を用いないＡ、Ｂ型と違って一般的な多段自動変速機である。トルクコンバータは独立ピストン型の高性能なロックアップクラッチを有しており、従来のトーラス内圧で押圧する簡易型ロックアップクラッチと異なり応答性等制御性が良く、発進及び変速時以外は全てロックアップが可能となり燃費を低減することができる。但し、トルクコンバータやブレーキＢ−１の摩擦部材の空転ロスがあり、Ｂ−１よりは燃費が劣る。当然ロックアップを多用すると伝達系特に変速用歯車には衝撃負荷が発生するので、Ｃ−１では複合遊星歯車１００Ａを用い遊星キャリアＰの軸支を安定させ複合遊星歯車の耐久性を向上させた。

＜Ｃ−２＞
図１５は本発明の流体伝導装置として流体継手を用いた前進８速後進２速の３軸式多段自動変速機を示す全体構造である。流体継手１０ｄは本願出願人が特開２００８−１９６６６０で提案した独立ピストン型の高性能なロックアップクラッチを持った流体伝導装置であり、車両の発進時や変速時以外は全て原動機直結のロックアップが可能となる。変速機部の配置構造はブレーキＢ１を除いてＢ−２と同等である。図１５の左側前方の図示しない原動機の出力軸９にボルトで固定されたフレキシブルプレートから流体継手１０ｄのタービンランナを介して変速装置の入力軸１に動力が導かれる。流体継手１０ｄはフレキシブルプレートでフロントカバーを介して駆動されるとともに変速機のチャージングポンプ２０を駆動するポンプインペラとタービンランナからなる流体伝導装置部と、ポンプインペラに係止された摩擦部材をフロントカバーに独立した油圧室で押圧し回転変動吸収ダンパを介してタービンランナとの断接を行うピストンを有したロックアップクラッチとからなる。変速装置全体を収めるハウジングは前部のフロントケース２ａと中央部のメインケース２ｂと後部のリアケース２ｃとからなり、入力軸１と並行に配された中継軸５及び出力軸を含んだディファレンシャル装置３０とを軸支する母体となる。入力軸１は保持部材２ｅに一体となり圧入された円筒部材２ｆに配された軸受け７ａとリアケース２ｃに配された軸受け７ｂで軸支される。隔壁２ｄは乾式の原動機側と湿式の変速機ケース２ｂを隔てる隔壁であり、隔壁２ｄがフロントケース２ａ及び変速機ケース２ｂにボルト締めされ、軸受け７ａが圧入された円筒部材２ｆと一体の保持部材２ｅが隔壁２ｄにボルト締めされ、隔壁２ｄと保持部材２ｅの間で流体継手１０ｄのポンプインペラにより駆動される変速装置のチャージングポンプ２０を保持する。中継軸５は一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｄで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｅで軸支され、入力軸１と同軸上の出力となるカウンターギア３と噛合うカウンターギア４がスプラインで連結されるとともに、出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０に動力を伝達するカウンターギアが一体成形されている。又、ディファレンシャル装置３０のキャリアは一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｆで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｇで軸支され、カウンターギアと一体の中継軸５と噛合うカウンターギア６がボルトで締結されている。そして、出力軸８ａ、８ｂはディファレンシャル装置３０のキャリアで軸支される。周知の如く、ディファレンシャル装置３０はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸８ａ、８ｂが連結される。

Ｃ−２は入力継手となる流体継手１０ｄとブレーキＢ１を除いて図１３に示したＢ−２と、又ブレーキＢ１部は図１４に示したＣ−１と同一であり、詳細な説明は省略する。図１５に於いて複合遊星歯車１００ＢのリングギアＲ１、Ｒ２の外周径方向外側にカウンターギア３側から順にワンウェイクラッチＯＷＣとブレーキＢ１の摩擦部材が配される。Ｂ−２ではブレーキＢ１がワンウェイクラッチＯＷＣとブレーキ及び流体伝導装置の役目を担ったため仕事量も多くエネルギー吸収量も多いため、摩擦部材の内外径差と板厚を大きくし径方向中央部に貫通孔を設けメインケース２ｂから冷却油を供給する構造としたが、Ｃ−２では流体継手１０ｄを発進時に滑らせるのでブレーキＢ１の摩擦部材の負荷は小さく、摩擦部材の内外径差と板厚も小さくできるのでＢ−２の摩擦部材の配置スペースにワンウェイクラッチＯＷＣと摩擦部材の両方を配することができる。

Ｃ−２の特色は隣り合う変速段の変速比の段間差を小さくした前進８速後進２速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機を、流体継手を用いて３軸にコンパクトに配したことであり、軸方向の長さは一般的な４ＡＴと同等となる。前進８速段であるためトルク増幅作用のあるトルクコンバータは必要なく、シンプルではあるが独立ピストン型の高性能なロックアップクラッチを有した流体継手を用い、発進及び変速時以外は全てロックアップを可能とした。隣り合う変速段の段間差が極めて小さく出来るので原動機の回転を下げることで燃費を低減することができる。但し、流体継手やブレーキＢ−１の摩擦部材の空転ロスがあり、Ｂ−２よりは燃費が劣る。当然ロックアップを多用すると伝達系特に変速用歯車には衝撃負荷が発生するので、Ｃ−２では複合遊星歯車１００Ｂを用い遊星キャリアＰの軸支を及び歯車の噛合いを安定させ複合遊星歯車の耐久性を向上させた。

＜Ａ−１、Ｂ−１、Ｃ−１の変速比＞
本発明に於ける前進６速後進１速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機として、流体伝導装置を用いない２軸式をＡ−１、３軸式をＢ−１とし、流体伝導装置を用いた３軸式をＣ−１とした。この3種の多段自動変速機に用いる複合遊星歯車を１００Ａタイプとしスケルトンと速度線図及び変速比を図１６に示す。尚、３種とも変速用歯車の歯数は同じとした。減速用遊星歯車及び複合遊星歯車１００Ａを構成する各歯車の歯数はピニオン遊星歯車が４等分位置に配されることを噛合い条件として以下の如く決定した。
（減速用遊星歯車：ＺＳ０＝４０、ＺＲ０＝６８）
（複合遊星歯車１００Ａ：ＺＳ１＝４２、ＺＳ２＝３４、ＺＲ１＝８６）
したがって、速度線図を形成する歯数比は以下の如くなり、速度線図が描ける。
（減速用遊星歯車：ＺＲ０／ＺＳ０＝６８／４０＝１．７００）
（複合遊星歯車１００Ａ：ＺＲ１／ＺＳ１＝８６／４２＝２．０４７、ＺＲ１／ＺＳ２＝８６／３４＝２．５２９）

変速段は５個のクラッチ又はブレーキの２個を締結することにより決まり、その内の１個のみの繋ぎ換えで次段及び次々段への変速が出来る。各変速段の締結要素はＡ−１、Ｂ−１、Ｃ−１とも同じであるが発進段となる前進１速段及び後進段では流体伝導装置を用いないＡ−１、Ｂ−１と、用いるＣ−１とでは制御が異なる。Ａ−１、Ｂ−１では発進段となる前進１速段から前進２速段及び３速段への変速又はその逆の変速では、クラッチＣ１が締結状態のままブレーキＢ１とブレーキＢ２及びブレーキＢ１とクラッチＣ３を滑らせながら繋ぎ換え変速を行う。又、クラッチＣ１とブレーキＢ１が締結する前進１速段と、クラッチＣ３とブレーキＢ１が締結する後進段の発進段では車両をクリープさせる機能が必要となり、それぞれクラッチＣ１及びＣ３を締結してブレーキＢ１を滑らせればその滑りトルクの反力がクリープ力となる。尚、前進１速段と後進段の変速はブレーキＢ１を滑らせた状態でクラッチＣ１とクラッチＣ３を滑らせて繋ぎ換えれば良い。一方Ｃ−１は前進１速段と後進段ではトルクコンバータを滑らせ車両をクリープさせるため、前進１速段から前進２速段及び３速段への変速又はその逆の変速では、ブレーキＢ１は締結せずワンウェイクラッチＯＷＣを作用させスムースな変速となる。ブレーキＢ１は前進１速段固定時と後進段で締結する。前進２速段から前進６速段の変速ではＡ−１、Ｂ−１、Ｃ−１とも締結側を滑らせて締結すると同時に開放側を滑らせて開放させる制御となる。

図１６の速度線図に於いて、Ｓ１−ＰとＰ−Ｒ１間の長さはサンギアＳ１とリングギアＲ１の歯数比で決定され、Ｓ１−Ｐ間を大きくすると高速段の前進５速と６速段の段間差が小さくなり、Ｓ１−Ｐ間を小さくすると低速段の前進１速と２速段の段間差が小さくなる。又、Ｐ−Ｒ１とＲ１−Ｓ２間の長さはサンギアＳ２とリングギアＲ１の歯数比で決定され、Ｒ１−Ｓ２間を小さくすると低速段の前進１速と２速段の段間差が小さくなる。遊星歯車のリングギアとサンギアの歯数比は１．５〜３の値が実用的で、車両の特性により歯数を選定し変速比を決定しなければならない。図１６の実用例ではＲ１−Ｓ２間を１．５２９と小さくして低速段の前進１速と２速段の段間差を１．６８と小さくし、前進１速段と前進６速段のギアレンジが６になるよう全体のバランスを考慮し選定した。これは流体伝導装置を用いないＡ−１、Ｂ−１用の変速比に向いている。尚、Ｒ１−Ｓ２間を小さくするにはリングギアＲ１とサンギアＳ２の歯数比を小さくしなければならない。つまりサンギアＳ２の歯数を大きくすることとなり、サンギアＳ１の歯数にサンギアＳ２の歯数を近づけなければならないことになる。因みに、現在実用化されたラビニョー遊星歯車を用いた６ＡＴではＲ１−Ｓ２間は全て１．６以上であり前進１速と２速段の段間差は１．７以上となっている。本提案で用いたピニオン遊星歯車を４個とした複合遊星歯車ではＲ１−Ｓ２間を更に小さくすることも可能であり、変速比選定の自由度が増す。尚、前進６速後進１速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機では減速用遊星歯車の減速比を１．５〜１，６としなければならない。したがって、複合遊星歯車には入力軸トルクの１．５倍のトルクが入力され各歯車の負担が大きくなるため複合遊星歯車は１００Ａのような構造で耐久性を考慮した。

＜Ａ−２、Ｂ−２、Ｃ−２の変速比＞
本発明に於ける前進８速後進２速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機として、流体伝導装置を用いない２軸式をＡ−２、３軸式をＢ−２とし、流体伝導装置を用いた３軸式をＣ−２とした。この3種の多段自動変速機に用いる複合遊星歯車を１００Ｂタイプとしスケルトンと速度線図及び変速比を図１７に示す。尚、３種とも変速用歯車の歯数は同じとした。減速用遊星歯車及び複合遊星歯車１００Ｂを構成する各歯車の歯数はピニオン遊星歯車が４等分位置に配されることを噛合い条件として以下の如く決定した。
（減速用遊星歯車：ＺＳ０＝３８、ＺＲ０＝７４）
（複合遊星歯車１００Ｂ：ＺＳ１＝３９、ＺＳ２＝３５、ＺＲ１＝ＺＲ２＝８１）
したがって、速度線図を形成する歯数比は以下の如くなり、速度線図が描ける。
（減速用遊星歯車：ＺＲ０／ＺＳ０＝７４／３８＝１．９４７）
（複合遊星歯車１００Ｂ：ＺＲ１／ＺＳ１＝８１／３９＝２．０７７、ＺＲ２／ＺＳ２＝８１／３５＝２．３１４）

変速段は６個のクラッチ又はブレーキの２個を締結することにより決まり、その内の１個のみの繋ぎ換えで次段及び次々段への変速が出来る。各変速段の締結要素はＡ−２、Ｂ−２、Ｃ−２とも同じであるが発進段となる前進１速段及び後進段では流体伝導装置を用いないＡ−２、Ｂ−２と、用いるＣ−２とでは制御が異なる。Ａ−２、Ｂ−２では発進段となる前進１速段から前進２速段及び３速段への変速又はその逆の変速では、クラッチＣ１が締結状態のままブレーキＢ１とブレーキＢ２及びブレーキＢ１とクラッチＣ３を滑らせながら繋ぎ換え変速を行う。又、クラッチＣ１とブレーキＢ１が締結する前進１速段と、クラッチＣ３とブレーキＢ１が締結する後進段の発進段では車両をクリープさせる機能が必要となり、それぞれクラッチＣ１及びＣ３を締結してブレーキＢ１を滑らせればその滑りトルクの反力がクリープ力となる。尚、前進１速段と後進段の変速はブレーキＢ１を滑らせた状態でクラッチＣ１とクラッチＣ３を滑らせて繋ぎ換えれば良い。一方Ｃ−２は前進１速段と後進段では流体継手を滑らせ車両をクリープさせるため、前進１速段から前進２速段及び３速段への変速又はその逆の変速では、ブレーキＢ１は締結せずワンウェイクラッチＯＷＣを作用させスムースな変速となる。ブレーキＢ１は前進１速段固定時と後進段で締結する。前進２速段から前進８速段の変速ではＡ−２、Ｂ−２、Ｃ−２とも締結側を滑らせて締結すると同時に開放側を滑らせて開放させる制御となる。

図１７の速度線図に於いて、Ｓ１−ＰとＰ−Ｒ１間の長さはサンギアＳ１とリングギアＲ１の歯数比で決定され、Ｓ１−Ｐ間を大きくすると高速段の前進５速−６速段−７速段−８速段の段間差が小さくなり、Ｓ１−Ｐ間を小さくすると低速段の前進１速と２速段の段間差が小さくなる。又、Ｐ−Ｒ２とＲ２−Ｓ２間の長さはサンギアＳ２とリングギアＲ２の歯数比で決定され、Ｒ２−Ｓ２間を小さくすると低速段の前進１速−２速段−３速段の段間差が小さくなる。遊星歯車のリングギアとサンギアの歯数比は１．５〜３の値が実用的で、車両の特性により歯数を選定し変速比を決定する。図１７の実用例ではサンギアＳ２の歯数をサンギアＳ１の歯数に近づけてＲ２−Ｓ２間を１．３１４と小さくして低速段の前進１速−２速段−３速段の段間差を１．６２及び１・４３と小さくし、前進１速段と前進６速段のギアレンジが７になるよう全体のバランスを考慮し選定した。この変速比ではトルクコンバータのようなトルク増幅作用のある入力継手は必要なく、流体伝導装置を用いたＣ−２に於いてもトルク増幅作用のないシンプルな流体継手を用いた。因みに、現在実用化されたラビニョー遊星歯車を用いた８ＡＴはＲＷＤ車用として１例しかなく、ＦＷＤ車用としては実用化されていない。尚、流体継手を用いたＣ−２では前進１速−２速段−３速段の段間差をもう少し大きくし、前進５速−６速段−７速段−８速段の段間差をもう少し小さくする選定も可能である。前進８速後進２速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機では減速用遊星歯車の減速比を２前後としなければならない。したがって、複合遊星歯車には入力軸トルクの２倍のトルクが入力され各歯車の負担が大きくなるため複合遊星歯車は１００Ｂのような構造で耐久性を増した。このように本提案ではピニオン遊星歯車Ｐｂの配置スペースが大きく取れるのでサンギアＳ２の歯数をサンギアＳ１の歯数に近づけることができ、段間差を小さくすることが可能となる。因みにサンギアＳ１とサンギアＳ２の歯数比ＺＳ１／ＺＳ２は図１６ではＺＳ１／ＺＳ２＝１．２３５とし、図１７ではＺＳ１／ＺＳ２＝１．１１４とした。

図１８は本発明に於ける前進６速後進１速及び前進８速後進２速の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機に於ける２軸と３軸式の違いを、変速機後部から透視したカウンターギアの噛合いで各軸の配置を示したもので、図の上部が２軸式のＡ−１、Ａ−２であり、下部が３軸式のＢ−１、Ｂ−２、Ｃ−１、Ｃ−２である。図の左側が車両の前方となり、原動機の出力軸と同軸の入力軸１に対し出力軸８ａ、８ｂは原動機を避けた右下の位置となる。２軸式では入力軸１と同軸上のカウンターギア３が出力軸８ａ、８ｂと同軸上のカウンターギア６と小さな減速比になるよう噛合う。一方３軸式では入力軸１と同軸上のカウンターギア３が入力軸１と出力軸８ａ、８ｂの間の入力軸１上部に位置する中継軸上で同一か又は小さな減速比でカウンターギア４と噛合い、中継軸と一体となるカウンターギア５が出力軸８ａ、８ｂと同軸上のカウンターギア６と大きな減速比になるよう噛合う。したがって、２軸式は変速機上部が小さくなり、狭いエンジンルームのなかに多くの部品を収納しなければならないＦＷＤ車では有利となる。

図２７は本発明に於ける流体伝導装置を用いない前進６速後進１速及び前進８速後進２速の複合遊星歯車を用いたＡ−１、Ａ−２、Ｂ−１、Ｂ−２に示す多段自動変速機のブレーキＢ１に関し、その摩擦部材の詳細を示すものである。尚、この仕様は本願出願人が特願２００８−０８３９０９の図３で示したものと同一である。図２７及びブレーキＢ１の構造を示す図２０、図２２、図２４、図２５に於いて、摩擦部材は複数のドライブプレート９１とドリブンプレート９２ａからなり、ドライブプレート９１とドリブンプレート９２ａは交互に配されるとともにピストン９３側にはディッシュプレート９５を保持するＬ字型のフロントプレート９２ｂが配される。ドライブプレート９１は金属板の両面に摩擦部材が貼られ径方向中央に位置する同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｚ２が設けらており、摩擦部材の摩擦面には貫通穴Ｚ２を含有する円周溝Ｊ１と円周溝Ｊ１から外周に連通する溝Ｊ２が形成され、遊星歯車列の発進段の制動構成要素となる遊星キャリアＰのサイド部材の円筒外周スプライン部に回り止めされるとともに軸方向に移動可能に係止され、ドリブンプレート９２ａは金属板で貫通穴Ｚ２と同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｚ１が設けらており、メインケース２ｂのスプライン部に回り止めされるとともに軸方向に移動可能に係止される。貫通穴Ｚ１、Ｚ２は円周方向の長穴でありメインケース２ｂの側壁に設けられた円周溝（Ａ−１の場合はエンドプレートの円周溝）に通じ、図示しないコントロールバルブから供給される冷却油がドライブプレート９１とドリブンプレート９２ａの貫通穴Ｚ１、Ｚ２を通過し、ドライブプレート９１の摩擦面に設けられた円周溝Ｊ１と円周溝Ｊ１から外周に連通する溝Ｊ２から排出される。この時、メインケース２ｂの側壁に設けられた円周溝とドリブンプレート９２ａの間は密着されるため、この間で油が排出される量は極めて少なく冷却油には排出圧が発生し、複数のドライブプレート９１の摩擦面は全域に亘り隈なく冷却油により冷却される。尚、特願２００８−０８３９０９には図１や図４に示す油圧制御で図２、図５に示す摩擦部材の冷却方式も提案しており、これらの方式でＡ−１、Ａ−２、Ｂ−１、Ｂ−２のブレーキＢ１が制御される。そのため、流体伝導装置は不要となる。

図２８は本発明に於ける流体伝導装置を用いない前進６速後進１速の複合遊星歯車を用いたＡ−１、Ｂ−１に示す多段自動変速機の前進１速段に於ける特性を図上部の速度線図で示し、前進８速後進２速の複合遊星歯車を用いたＡ−２、Ｂ−２に示す多段自動変速機の前進１速段に於ける特性を図下部の速度線図で示したものである。流体伝導装置を用いない多段自動変速機の前進１速段に於ける発進及びクリープ制御はクラッチＣ１を締結しブレーキＢ１を滑らす制御となる。図２８の縦方向が回転速度を示す速度線図に於いて、入力軸１の回転を１とすると、Ａ−１、Ｂ−１では減速用遊星歯車のリングギアＲ０が入力軸１と連結しておりサンギアＳ０が変速機ハウジングに固定されるため遊星キャリアＰ０の回転は１．５８８の減速比で複合遊星歯車のサンギアＳ２に入力され、Ａ−２、Ｂ−２では減速用遊星歯車の遊星キャリアＰ０が入力軸１と連結しておりサンギアＳ０が変速機ハウジングに固定されるためリングギアＲ０の回転は２．０５６の減速比で複合遊星歯車のサンギアＳ２に入力される。車両が停止しているストール状態に於いて、タイアと連結するＲ１の回転は０であり、遊星キャリアＰは入力軸１に対し逆回転をし、サンギアＳ１は更に大きな逆回転をする。ここでＡ−１、Ｂ−１では遊星キャリアＰにはクラッチＣ２とブレーキＢ１の摩擦部材が配されており、入力軸１と同回転をするクラッチＣ２のクラッチドラムに配される摩擦部材及びブレーキＢ１の変速機ハウジングに配される摩擦部材と、遊星キャリアＰに配される摩擦部材との間にはそれぞれＨＣ２とＨＢ１の相対回転が生じ、両摩擦部材の間には矢印で示す連れ回り力が発生する。同様にサンギアＳ１にはクラッチＣ３のクラッチドラムに配される摩擦部材及びブレーキＢ１の変速機ハウジングに配される摩擦部材と、遊星キャリアＰに配される摩擦部材との間にはそれぞれＨＣ３とＨＢ２の相対回転が生じ、両摩擦部材の間には矢印で示す連れ回り力が発生する。この連れ回り力は冷却油の量と摩擦部材の枚数及び相対回転差が大きい程大きくなり、サンギアＳ２のクラッチＣ１締結ポイントの回りにモーメントとして作用し、タイアと連結するＲ１の回転を前進方向に上げようとする。Ａ−２、Ｂ−２に於いても遊星キャリアＰとサンギアＳ１にはＡ−１、Ｂ−１と同じ連れ回り力が発生するが、サンギアＳ１には更にクラッチＣ４のクラッチドラムとのＨＣ４の相対回転による連れ回り力が加算される。したがってブレーキＢ１を強制的に滑らす力は小さくて済み、摩擦部材の吸収エネルギーを減少さす。例えばブレーキＢ１を締結しクラッチＣ１を滑らす制御をする場合、遊星キャリアＰに於けるブレーキＢ１締結ポイントの回りのモーメントとなり、サンギアＳ１に作用するクラッチＣ３、Ｃ４及びブレーキＢ２の連れ回り力と、サンギアＳ２に作用するクラッチＣ１の締結力が喧嘩する方向に作用するため、クラッチＣ１を滑らす力が逆に増える結果となり好ましくない。このようにブレーキＢ１を滑らす形態は冷却構造の確実性以外にも利点があり、流体伝導装置を用いない方式では最良となる。

図２９はラビニョー遊星歯車を用いた極めてコンパクトとなる６ＡＴとしてＳＡＥ ＴＥＣＨＮＩＣＡＬ ＰＡＰＥＲ（２００４−０１−０６５１）のＦｉｇ４ Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｏｆ Ｒａｖｉｇｎｅａｕｘ ｇｅａｒ ｓｅｔに記載された４Ｐｉｎｉｏｎ ｓｅｔ の図を分かり易く拡大したものである。この図には従来例として３Ｐｉｎｉｏｎ ｓｅｔ も記載されている。尚、この説明は本発明の図６と対比させて［００４３］項で説明しているので説明を省略する。結論としては本発明より図２９の方が効率及び耐久上不利で、変速比設定の自由度も低く、複雑で成形し難い構造となっている。

本発明の多段自動変速機に用いる複合遊星歯車の構造を示す第１実施例 本発明の多段自動変速機に用いる複合遊星歯車の構造を示す第２実施例 図１と図２の円周方向断面図 図１と図２のサンギアＳ１側サイド部材の単体図 図１と図２のサンギアＳ２側サイド部材の単体図 図１と図２の円周方向歯車噛合い図 図１と図２の長梁軸に配されるピニオン歯車の形態図 図１と図２の１ｓｔに於ける歯車噛合いベクトルと動力フロー図 図１と図２の２ｎｄから６ｔｈ及びＲｅｖに於ける動力フロー図 本発明の多段自動変速機Ａ−１の全体構造図を示す第１実施例 本発明の多段自動変速機Ａ−２の全体構造図を示す第２実施例 本発明の多段自動変速機Ｂ−１の全体構造図を示す第３実施例 本発明の多段自動変速機Ｂ−２の全体構造図を示す第４実施例 本発明の多段自動変速機Ｃ−１の全体構造図を示す第５実施例 本発明の多段自動変速機Ｃ−２の全体構造図を示す第６実施例 本発明のＡ−１、Ｂ−１、Ｃ−１の模式図と速度線図及び変速比 本発明のＡ−２、Ｂ−２、Ｃ−２の模式図と速度線図及び変速比 ２軸式と３軸式の各カウンターギアの円周方向噛合い配置図 本発明のＡ−１の前方部詳細図 本発明のＡ−１の後方部詳細図 本発明のＡ−２の前方部詳細図 本発明のＡ−２の後方部詳細図 本発明のＢ−１、Ｃ−１の前方部詳細図 本発明のＢ−１、Ｃ−１の後方部詳細図 本発明のＢ−２、Ｃ−２の前方部詳細図 本発明のＢ−２、Ｃ−２の後方部詳細図 本発明に使用されるブレーキＢ１の摩擦部材の詳細図 前進１速段におけるクリープ及び発進状態を示す速度線図 ４ピニオン式ラビニョー遊星歯車の従来配置例

符号の説明

１ 入力軸
２ａ、２ｂ、２ｃ ケース
３、４、５，６ カウンターギア
７ａ〜７ｍ 軸受け
８ａ、８ｂ 出力軸
１０ａ、１０ｂ 回転変動吸収ダンパ
１０ｃ、１０ｄ 流体伝導装置
１１，１２ 連結部材
２０ チャージングポンプ
３０ ディファレンシャル装置
３７ａ、３７ｂ、３７ｃ スラストニードルベアリング
Ｓ０、Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３ サンギア
Ｐ０、Ｐ、Ｐ３ 遊星キャリア
Ｒ０、Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３ リングギア
Ｐａ、Ｐｂ、Ｐｃ、Ｐｄ ピニオン遊星歯車
Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４ クラッチ
Ｂ１、Ｂ２ ブレーキ

Claims (10)

1. シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車を軸方向２列に保持し、前記シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を同一軸上で軸支するする遊星キャリアＰと、前記シングルピニオン遊星歯車と噛合うサンギアＳ１及びリングギアＲ１と、前記ダブルピニオン遊星歯車のもう一方のピニオン遊星歯車と噛合うサンギアＳ２或いは前記シングルピニオン遊星歯車と同一軸上で軸支される一方のピニオン遊星歯車と噛合うリングギアＲ２とからなり、リングギアＲ１或いはリングギアＲ２に連結したリングギアＲ１を出力構成要素とする複合遊星歯車と、
   変速機の入力軸１の回転を減速する減速用遊星歯車と、
   前記複合遊星歯車のサンギアＳ２に前記減速用遊星歯車を経由した入力軸１の減速回転を入力するクラッチＣ１と、
   前記複合遊星歯車の遊星キャリアＰに入力軸１の回転を入力するクラッチＣ２と、
   前記複合遊星歯車のサンギアＳ１に前記減速用遊星歯車を経由した入力軸１の減速回転或いは入力軸１の回転を入力するクラッチＣ３或いはＣ４と、
   前記複合遊星歯車の遊星キャリアＰを制動するブレーキＢ１と、
   前記複合遊星歯車のサンギアＳ１を制動するブレーキＢ２とからなり、
   前記クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３或いはＣ４及びブレーキＢ１、Ｂ２の何れか２個を選択的に締結することにより前進６速後進１速或いは前進８速後進２速の変速段を得る複合遊星歯車を用いた多段自動変速機であって、
   前記複合遊星歯車の各ピニオン遊星歯車を４個で構成するとともに前記遊星キャリアＰを構成する両サイド部材を２分割し、前記シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を同一軸上で軸支する4本の長梁軸と、前記ダブルピニオン遊星歯車のサンギアＳ２と噛合うもう一方のピニオン遊星歯車を軸支する4本の短梁軸で前記両サイド部材を連結するようになした複合遊星歯車を用いた多段自動変速機。
2. 前記変速機の入力軸１と出力軸を平行に配し、入力軸１を変速機ハウジングの両端で軸受け７ａ、７ｂで軸支し、入力軸１と同軸上の前記変速機ハウジングの中央部で出力軸に動力を伝達するカウンターギア３を軸受け７ｃで軸支し、
   カウンターギア３を挟んで入力軸１と同軸上の一方側に、前記複合遊星歯車とクラッチＣ２とブレーキＢ１を配し、入力軸１と同軸上のもう一方側に、前記減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３或いはＣ４とブレーキＢ２を配し、
   クラッチＣ１とサンギアＳ２を連結する連結部材１２とクラッチＣ３或いはＣ４とサンギアＳ１を連結する連結部材１１を、カウンターギア３の内周部を通して入力軸１の周りに径方向順に軸支させて配し、
   前記複合遊星歯車の遊星キャリアＰを構成する前記シングルピニオン遊星歯車側サイド部材の内径Ｌ１と前記ダブルピニオン遊星歯車側サイド部材の内径Ｌ２をサンギアＳ１の外径Ｌ３より小径としてラジアル軸受け７ｈ、７ｉを配し、サンギアＳ１又はサンギアＳ１の連結部材１１と入力軸１又は入力軸１とクラッチＣ２を連結する連結部材に軸支するとともに前記シングルピニオン遊星歯車側のサイド部材の両側にスラスト軸受け３７ａ、３７ｃを配し、前記複合遊星歯車の遊星キャリアＰを保持するようになした請求項1記載の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機。
3. 前記複合遊星歯車の各ピニオン遊星歯車は前記4本の長梁軸及び短梁軸上でニードルローラベアリングにより軸支され、前記4本の長梁軸及び短梁軸の両端をニードルローラベアリングの軸支径より小径とし、
   遊星キャリアＰを構成する前記シングルピニオン遊星歯車側サイド部材の側面に貫通穴を有した４個の座ａとサンギアＳ１の歯幅まで突き出た４個のボスｂを円周方向に交互に設け、前記ダブルピニオン遊星歯車側サイド部材の外周を筒状に延材して径方向外周部外側にブレーキＢ１とクラッチＣ２の摩擦部材を係止するスプラインを設けるとともに前記シングルピニオン遊星歯車側サイド部材の座ａとボスｂの貫通穴に対抗する側面の同一円周位置に貫通穴を設け、
   前記両サイド部材の座ａ及び座ａに対抗する貫通穴に前記4本の長梁軸の両端小径部をニードルローラベアリングの軸支径となる段付き部まで圧入し、前記両サイド部材のボスｂ及びボスｂに対抗する貫通穴に前記4本の短梁軸の両端小径部をニードルローラベアリングの軸支径となる段付き部まで圧入し、前記4本の長梁軸と短梁軸の両端を絞めて前記両サイド部材を連結するようになした請求項1及び２記載の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機。
4. 前記複合遊星歯車の長梁軸に配した前記シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を一体のロングピニオン遊星歯車として形成し、前記長梁軸上の両サイドに前記ロングピニオン遊星歯車を軸支するニードルローラベアリングを配し、両ニードルローラベアリングの軸方向を規制する突起部を前記長梁軸の軸方向中央部に一体として設け、前記ロングピニオン遊星歯車をサンギアＳ１とリングギアＲ１に噛合わせるとともに、サンギアＳ２と噛合う前記短梁軸に配したピニオン遊星歯車と噛合わせるようになした請求項1と２及び３記載の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機。
5. 前記複合遊星歯車の長梁軸に配した前記シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車を各々ニードルローラベアリングで前記長梁軸上に隣接して軸支し、前記シングルピニオン遊星歯車をサンギアＳ１とリングギアＲ１に噛合わせるとともに、前記ダブルピニオン遊星歯車の一方のピニオン遊星歯車をサンギアＳ２と噛合う前記短梁軸に配したピニオン遊星歯車とリングギアＲ２に噛合わせ、リングギアＲ１とＲ２を連結するようになした請求項1と２及び３記載の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機。
6. 前記変速機ハウジングは前記変速機前方に配された原動機との隔壁２ｄを保持するフロントケース２ａとメインケース２ｂ或いはリアケース２ｃからなり、回転変動吸収ダンパを介して原動機と連結した前記変速機の入力軸１を前端の隔壁２ｄに装着された円筒部材２ｆと後端のメインケース２ｂ或いはリアケース２ｃに配された軸受け７ａ、７ｂで軸支し、フロントケース２ａをメインケース２ｂ内側の入力軸１の軸方向中央部まで延材してカウンターギア３を軸受け７ｃで軸支し、
   フロントケース２ａと隔壁２ｄに囲まれたカウンターギア３前方に前記減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３或いはＣ４及びブレーキＢ２を配し、メインケース２ｂ或いはリアケース２ｃに囲まれたカウンターギア３後方に前記複合遊星歯車とクラッチＣ２及びブレーキＢ１を配し、
   前記複合遊星歯車の出力構成要素となるリングギアＲ１或いはリングギアＲ２に連結したリングギアＲ１をサンギアＳ３とシングルピニオン遊星歯車を支持する遊星キャリアＰ３とリングギアＲ３からなる遊星減速歯車４０のサンギアＳ３に連結し、遊星キャリアＰ３をメインケース２ｂに固定し、リングギアＲ３をカウンターギア３に連結し、カウンターギア３を出力軸が配されたディファレンシャル装置３０のキャリアに連結したカウンターギア６と噛合わせるようになした請求項1から５記載の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機。
7. 前記変速機ハウジングは前記変速機前方に配された原動機との隔壁２ｄを保持するフロントケース２ａとメインケース２ｂとリアケース２ｃからなり、回転変動吸収ダンパ又は流体伝導装置を介して原動機と連結した前記変速機の入力軸１を前端の隔壁２ｄに装着された円筒部材２ｆと後端のリアケース２ｃに配された軸受け７ａ、７ｂで軸支し、メインケース２ｂの軸方向中央部に設けられたＬ字型側壁でカウンターギア３を軸受け７ｃで軸支し、
   前記複合遊星歯車の出力構成要素となるリングギアＲ１或いはリングギアＲ２に連結したリングギアＲ１をカウンターギア３に連結し、カウンターギア３を入力軸１に平行に配した中継軸に連結されたカウンターギア４と噛合わせ、フロントケース２ａ側に前記中継軸と一体となるカウンターギア５を設け、出力軸が配されたディファレンシャル装置３０のキャリアに連結したカウンターギア６と噛合わせるようになした請求項1から５記載の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機。
8. 前記カウンターギア３の前方に、リングギアＲ１、Ｒ２を有した前記複合遊星歯車とクラッチＣ２及びブレーキＢ１が配されたもので、
   リングギアＲ１、Ｒ２を有した前記複合遊星歯車の前記ダブルピニオン遊星歯車側サイド部材の外周に、リングギアＲ１、Ｒ２の外径より小径となるクラッチＣ２のクラッチハブを前方に円筒状に延材して設けるとともにリングギアＲ１、Ｒ２の外径より大径となるブレーキＢ１のブレーキハブを後方に円筒状に延材して設け、
   前記ディファレンシャル装置３０のキャリアに連結したカウンターギア６と軸方向同一位置に、内周と前記クラッチＣ２のクラッチハブ外周との間に摩擦部材を有するとともに入力軸１と連結するクラッチＣ２のクラッチドラムを配し、
   カウンターギア６と干渉しない軸方向後方位置に、前記ブレーキＢ１のブレーキハブを制動する摩擦部材或いはワンウェイクラッチＯＷＣを前記メインケース２ｂとの間に配し、
   前記ダブルピニオン遊星歯車側のサイド部材の内径をサンギアＳ２の外径より小径にして軸受け７ｈで入力軸１に軸支するようになした請求項1から３及び５と７記載の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機。
9. 前記カウンターギア３の一方側に配される減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３及びブレーキＢ２は、
   サンギアＳ０とシングルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ０とリングギアＲ０からなる減速用遊星歯車のサンギアＳ０が前記変速機ハウジングの内周円筒ボスに固定され、リングギアＲ０が前記変速機の入力軸１に連結され、遊星キャリアＰ０を構成する反カウンターギア３側のサイド部材の内周にクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムが連結され、
   前記減速用遊星歯車の外周径方向外側に円筒状に延材されて円筒部内周に反カウンターギア３側から軸方向順にクラッチＣ１とＣ３の摩擦部材を配する前記クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムが前記変速機ハウジングの内周円筒ボスに軸支されて前記減速用遊星歯車の反カウンターギア３側に配され、
   前記クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムの外周径方向外側に位置する前記変速機ハウジング内周にブレーキＢ２の摩擦部材が配されたもので、
   前記サンギアＳ２、Ｓ１に連結する連結部材１２、１１を前記減速用遊星歯車の外周径方向外側に連結部材１２を連結部材１１より反カウンターギア３側に位置するよう円筒状に延材して外周に前記クラッチＣ１、Ｃ３の摩擦部材を配し、連結部材１１を前記クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチドラムの外周径方向外側に円筒状に延材して外周に前記ブレーキＢ２の摩擦部材を配し、前記変速機ハウジングの内周円筒ボスに前記クラッチＣ１、Ｃ２一体のクラッチドラムへの作動油供給回路を設けるようになした請求項1から８記載の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機。
10. 前記カウンターギア３の一方側に配される減速用遊星歯車とクラッチＣ１、Ｃ３、Ｃ４及びブレーキＢ２は、
    サンギアＳ０とダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ０とリングギアＲ０からなる減速用遊星歯車のサンギアＳ０が前記変速機ハウジングの内周円筒ボスに固定され、遊星キャリアＰ０を構成するカウンターギア３側のサイド部材に入力軸１が連結されるとともにもう一方のサイド部材に反カウンターギア３側に円筒状に延材するクラッチＣ４のクラッチハブが連結され、リングギアＲ０の外周にクラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブが前記クラッチＣ４のクラッチハブの外周径方向外側に円筒状に延材して連結され、
    カウンターギア３側が開口されクラッチＣ３を外周側として円周方向に２段となり、前記クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブ及び前記クラッチＣ４のクラッチハブとの間に各々摩擦部材を配するクラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムが前記変速機ハウジングの内周円筒ボスに軸支されて前記減速用遊星歯車の反カウンターギア３側に配され、
    反カウンターギア３側が開口されリングギアＲ０の外周径方向外側で前記クラッチＣ１、Ｃ３一体のクラッチハブとの間に摩擦部材を配するクラッチＣ１のクラッチドラムが前記減速用遊星歯車を挟んで前記クラッチＣ３、Ｃ４と対峙して配され、
    前記クラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムの外周と前記変速機ハウジング内周の間にブレーキＢ２の摩擦部材が配されたもので、
    前記クラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムを前記クラッチＣ１のクラッチドラムの外周径方向外側に延材してサンギアＳ１に連結する連結部材１１と連結し、前記クラッチＣ１のクラッチドラムをサンギアＳ２に連結する連結部材１２と連結し、前記変速機ハウジングの内周円筒ボスに前記クラッチＣ３、Ｃ４一体のクラッチドラムと前記クラッチＣ１のクラッチドラムへの作動油供給回路を設けるとともに前記クラッチＣ３、Ｃ４の摩擦部材専用の潤滑油供給回路を設けるようになした請求項1から８記載の複合遊星歯車を用いた多段自動変速機。
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    

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