JP2014005917A

JP2014005917A - 前進９速後進１速の多段変速装置

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Publication number: JP2014005917A
Application number: JP2012143656A
Authority: JP
Inventors: Masahiro Okubo; 正博大窪
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2012-06-27
Filing date: 2012-06-27
Publication date: 2014-01-16

Abstract

【課題】各２個の遊星ギア列を用いた主変速装置と前置変速装置からなる、前進９速後進１速の多段自動変速装置をコンパクトに配置する。
【解決手段】主変速装置となる第１、第２、第３、及び第４構成要素を有した遊星ギア列と、前置変速装置となるＡ、Ｂ、Ｃ、及びＤの構成要素を有した遊星ギア列と、６個のクラッチ及びブレーキの締結要素とからなる前進９速後進１速多段変速装置の、少なくとも構成要素Ａに入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２で制動可能とし、構成要素Ｃと第１構成要素を連結軸１７で連結し、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を６個の締結要素で規制し、第３構成要素を出力する。
【選択図】図１

Description

本発明は、油圧クラッチ及びブレーキを用いて遊星ギアを制御する車両用自動変速機であるＡＴ（ＡｕｔｏｍａｔｉｃＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）に関し、特に前進９速後進１速の多段変速装置に関する。

周知の如く、近年、地球環境問題のため自動車の省燃費の要求は強く、原動機の回転を低く押さえるため、乗用車用自動変速機は、従来の前進４速（４ＡＴ）から前進５、６速（５、６ＡＴ）の多段化が進められ、さらに、前進６速を超えたものも実用化されている。乗用車用手動変速機であるＭＴ（ＭａｎｕａｌＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）は、通常、前進５速（５ＭＴ）であり、変速比は、前進の最低速段の変速比を最高速段の変速比で割ったギア巾が４〜５．５で、最低速段の次段へのステップ比が１．６〜１．９、最高速段の次段からのステップ比が１．２前後の設定となっている。一方、４ＡＴでは、ギア巾が４前後で、最低速段の次段へのステップ比が１．８前後、最高速段の次段からのステップ比が１．４前後と、ＭＴと比べワイドで牽引特性が劣っており、入力継手にトルク増幅作用のあるトルクコンバータを用いてＭＴとの差をカバーしている。しかしながら、トルクコンバータのトルク増幅作用はスリップ率に比例し、スリップ率の大きな低速段では効果があるが、スリップ率の小さな高速段では効果が少なく、牽引特性が劣化するばかりではなく、スリップによる効率悪化で燃費が悪くなる。そこで、ＡＴにもＭＴと同じく前進５速（５ＡＴ）が必要となるが、ＭＴほど各変速段を幅広く利用できないＡＴでは、さらに変速段を増やす必要が生じる。

当然、変速段数を増やして、ＣＶＴ（ＣｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙＶａｒｉａｂｌｅＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）のような無段変速機に近づけ、トルクコンバータのような効率の悪い継手を用いず、原動機直結にすれば、燃費は向上する。近年、普及し始めたＤＣＴ（ＤｕａｌＣｌｕｔｃｈａｕｔｏｍａｔｅｄｍｅｃｈａｎｉｃａｌＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）は、そのよい例であるが、変速準備可能な変速段数が１段しかないことや、カウンターギアとシンクロ装置の組み合わせでは、前輪駆動車における変速機の軸巾の制限のため変速段数の数が限られ、効率面では勝るが、ＡＴより進化する余地が少ないといわざるを得ない。また、近年普及した金属ベルト式ＣＶＴは、１０−１５モードやＪＣ０８モードといった市街地での緩加速を主体とした走行モードでの燃費はよくなるが、金属ベルトの伝達効率が遊星ギアとは比較にならないほど悪く、通常の市街地走行では、４ＡＴと燃費があまりかわらなくなるのが現実である。そればかりか、変速巾が高速側に振れ過ぎで、しかも変速巾に限度があり、トルクコンバータでカバーしなければならないのに加え、郊外や高速走行では、ロックアップしたＡＴより燃費が悪くなるため、特にＣＶＴが多く搭載されている前輪駆動のＦＦ用自動変速機には、原動機直結で使用できる、変速段数を増やしたシンプルで効率のよい多段変速装置が必要となる。

一方、トラックやバスの自動変速機（ＡＴ）は、乗用車に先駆けて早くから多段化が進められてきたが、ＡＴの用途として、発進停止が多く安全を重視するようなバスや特殊車両が多いため、一般的なＡＴとしては６ＡＴまでで、それ以上にはなっていない。特に、欧米では、シティバスの１００％がＡＴであり、後輪駆動のＲＲ用自動変速機ため軸方向のコンパクトさが要求され、多段化による軸方向の伸びは制限される。加えて、市街地走行の牽引性能としては４ＡＴで満足できることもあって、更なる多段化は進んでいない。しかしながら、省燃費の要求は強く、原動機の回転を低く抑えるため、インターシティバスや観光バス、及びトラックでは、６ＡＴ以上の多段化が必要であり、シティバスでも坂道走行や郊外走行では、多段化が要求される。また、これらの車両では、乗用車に先駆けて内燃機関と電動モータを併用するハイブリッド車両（ＨＥＶ）が実用化されてきた経緯があり、ＨＥＶやフートブレーキ以外のブレーキであるリターダもＡＴに要求される。

近年、実用化された５ＡＴ以上の多段変速装置の多くは、４個の構成要素からなる２個の遊星ギア列を備えた主変速機構と、主変速機構に入力軸の変速回転を入力する前置変速機構から成り立っている。その変速方式は、主変速機構の４個の構成要素の、２個の回転を規制することにより変速を行う形態で、２個の構成要素の回転規制は、前置変速機構と複数の締結要素で行っている。これに対し、複数の遊星ギア列の構成要素を固定せず、入力軸の回転を常時、遊星ギア列の構成要素に連結し、３列以上に配した遊星ギア列の構成要素の組み換えを行うことで変速を行う形態の多段変速装置も数多く提案され、一部実用化もされている。但し、組み換えを行うクラッチの容量が大きくなる場合や、クラッチの配置がコンパクトにならない場合が多いので、注意を要する。古くは、米国特許ＵＳ３、３８５、１３４によるＢｏｒｇＷａｒｎｅｒの５ＡＴがあり、近年では、米国特許ＵＳ２００２−１８３１６０Ａ1（特開２００３−３５３４１）によるＧＭの６ＡＴ（ＳＡＥＰＡＰＥＲ２００７−０１−１０９５）が実用化された。

主変速機構と前置変速機構からなる多段自動変速機としては、３種の方式が実用化されており、１９７０年代にトラックやバス用に考案された特許文献１による６ＡＴのＡタイプと、１９８０年代に考案された特許文献２による６ＡＴのＢタイプと、１９９０年代に考案された特許文献３による５ＡＴのＣタイプがある。Ａ、Ｂ、Ｃタイプのいずれも３個の遊星ギア列と５個の締結要素からなり、４ＡＴと比べ遊星ギア列が１個増えただけで、クラッチの摩擦部材を遊星ギア列の外周に配することで、４ＡＴと同じ軸方向長さが確保できる優れものである。また、Ａ、Ｂ、Ｃタイプのいずれも前進の減速段において、主変速機構の４個の構成要素の主動側となる構成要素に入力軸の回転、あるいは、入力軸の減速回転を選択的に入力する同じ方式であるが、入力する回転に違いがあり、それにより特性に異なりが生じる。前進の減速段において、主変速機構の主動側となる構成要素に入力する回転を、Ａタイプは入力軸の回転とし、Ｂタイプは、入力軸の減速回転とし、Ｃタイプは、入力軸の回転、及び減速回転としたものである。なお、減速回転は、入力軸の回転を、前置変速機構を通して出力させている。

その主動側となる構成要素に入力する回転の違いにより、Ａタイプ６ＡＴでは、変速比が高速側に振れやすく、Ｂタイプ６ＡＴは、変速段のステップ値には若干問題があるが、変速比が概ね適切に取れ、Ｃタイプ５ＡＴは、変速段のステップ値も変速比も適切に取れる。その結果、Ｂタイプ６ＡＴが一番多く実用化されており、ＳＡＥＰＡＰＥＲ２００３−０１−０５９６（ＺＦ）、２００４−０１−０６５１（ＡＩＳＩＮＡＷ）、２００４−０１−０６５２（ＡＩＳＩＮＡＷ）、２００６−０１−０８４６（ＧＭ）、にその概要が記載されている。しかしながら、Ｂタイプ６ＡＴは、前進の減速段全てにおいて、前置変速機構を通して出力される減速回転を用いるため、前置変速機構の動力通過損失が最も多くなり、Ａタイプ６ＡＴやＣタイプ５ＡＴより遊星ギアの噛み合い効率が悪くなるのに加え、減速された大きなトルクがクラッチを介して主変速機構に入力されるため、クラッチの容量や主変速機構の遊星ギアの容量を大きくしなければならない。さらに、Ｂタイプ６ＡＴの主変速機構に用いることができる２個の遊星ギア列は限られ、ラビニョー遊星ギアが用いられているが、ラビニョー遊星ギアは効率が悪いうえに、強度が上げにくい難点がある。一方、Ａタイプ６ＡＴは、前進３速と５速段で、入力軸の減速回転を、受動側の構成要素に入力動力の２０〜３０％しか入力しない形態となり、減速回転を伝達するクラッチの容量も大きくする必要もなく、最も遊星ギアの噛み合い効率が良くなる。また、Ｃタイプ５ＡＴは、減速回転を、前進段では１速段でしか主動側の構成要素に入力しないため、Ａタイプ６ＡＴより若干遊星ギアの噛み合い効率は悪くなるが、Ｂタイプ６ＡＴには負けない効率が確保できる。なお、Ｃタイプ５ＡＴでは、前進１速段で、減速回転を主動側の構成要素にブレーキを介して入力させるため、Ｂタイプ６ＡＴのように減速回転を伝達するクラッチの容量を大きくする等の必要性はないが、主変速機構の主動側の構成要素には大きな減速トルクが入力される。そこで、Ｃタイプ５ＡＴは、主変速機構にシンプソン遊星ギアを用い、リングギアを主動側の構成要素としているため、大きなトルクが入力されても、歯面荷重を小さくすることができるとともに、動力を２列の遊星ギアに分散することができ、Ｂタイプ６ＡＴのような強度上の難点は生じない。しかし、これら３種の多段変速装置を総合的に比較すると、自動変速機では、前進の変速段数は６段以上必要であることが優先されるため、同じ数の構成で６段が達成できる、Ａ、Ｂタイプ６ＡＴの方が、Ｃタイプ５ＡＴを一歩リードする。

このＡタイプ６ＡＴ、Ｂタイプ６ＡＴ、Ｃタイプ５ＡＴをベースとして、さらに、多段化したものが考案されている。実用化されたものとしては、特許文献４とＳＡＥＰＡＰＥＲ２００４−０１−０６４９に記載された、ＢｅｎｚのＣタイプ７ＡＴ（前進７速後進２速）と、特許文献５とＳＡＥＰＡＰＥＲ２００７−０１−１１０１に記載された、ＴｏｙｏｔａのＢタイプ８ＡＴ（前進８速後進２速）である。Ｃタイプ７ＡＴは、Ｃタイプ５ＡＴに減速用遊星歯車を追加し、さらに大きな減速回転を、ブレーキによりシンプソン遊星ギアの主動側の構成要素となるリングギアに入力したもので、４個の遊星ギア列と６個の締結要素からなっている。また、Ｂタイプ８ＡＴは、Ｂタイプ６ＡＴにクラッチを追加し、入力軸の回転を、クラッチを介して主変速機構の受動側の構成要素に入力し、さらに大きな減速回転を、ラビニョー遊星ギアの主動側の構成要素となるサンギアに入力したもので、３個の遊星ギア列と６個の締結要素からなっている。一方、３列以上に配した遊星ギア列の構成要素の組み換えを行うことで変速を行う特殊な形態（Ｄタイプとする）の多段変速装置として、Ａタイプ６ＡＴに匹敵する遊星ギアの優れた噛み合い効率となる４個の遊星ギア列と５個の締結要素からなる８ＡＴ（前進８速後進１速）が、ＺＦから特許文献６で考案され実用化されている。いずれも、後輪駆動となるＦＲ用の多段自動変速機である。これらの構造と速度線図、及び変速比を、本願の図２３に「Ｂ−ＴｙｐｅＴＯＹＯＴＡ８ＡＴ」として、図２４に「Ｃ−ＴｙｐｅＢＥＮＺ７ＡＴ」として、図２５に「Ｄ−ＴｙｐｅＺＦ８ＡＴ」として提示した。この図のＧＥＡＲＥＦＦは、遊星ギアの噛み合い効率を表し、本願出願人が算出したものである。この効率計算は、動力が伝達される全ての歯車の動力通過量を求め、各歯車の噛み合い損失を算出し、合計したものである。燃費は変速比に左右されるが、多段化により悪化する遊星ギアの噛み合い効率を押さえることが、燃費向上の重要課題となるため、本出願では、提示した全ての多段自動変速機に、遊星ギアの噛み合い効率を表記した。

この実用化された７ＡＴ、８ＡＴを比較すると、ギア比の連なりではＣタイプ７ＡＴ＞Ｂタイプ８ＡＴ＞Ｄタイプ８ＡＴ、シンプルさではＢタイプ８ＡＴ＞Ｄタイプ８ＡＴ＞Ｃタイプ７ＡＴ、遊星ギアの噛み合い効率ではＤタイプ８ＡＴ＞Ｃタイプ７ＡＴ＞Ｂタイプ８ＡＴの順によいと判別できる。但し、このように変速段数を増やすのなら、最低速段となる前進１速段の変速比を最高速段となる変速比で除したギアレンジを８以上に設定し、原動機の回転をさらに減少させて燃費をよくすることが望まれるが、Ｄタイプ８ＡＴが７．３、Ｂタイプ８ＡＴが６．７、Ｃタイプ７ＡＴが６．０、と変速段数の割にギアレンジの値が小さく、変速比のステップ値も中速度段域でクロスになり過ぎており、多段変速装置にふさわしい変速比にはなっていない。これらの多段変速装置でギアレンジを大きくすることは、強度的なことも含めて構造上困難となっている。加えて、Ｂタイプ８ＡＴでは、前進の１速〜４速段での噛み合い効率が悪くなり過ぎており、Ｄタイプ８ＡＴでは、クラッチの配置位置が構造設計を複雑にし、Ｃタイプ７ＡＴでは、部品点数が多い割に変速段数がとれない欠点があり、それぞれ、パワートレンの複雑さに見合った性能を取り得ていない状況にある。

このような状況下、Ｃタイプ７ＡＴを進化させた多段変速機が、特許文献７と８でＺＦから提案された。これは、Ｂタイプ８ＡＴより遊星ギア列が１個多いにもかかわらず変速段が１個少なくなる、Ｃタイプ７ＡＴの欠点を解消したもので、Ｃタイプ７ＡＴと同じ４個の遊星ギア列と６個の締結要素で、９ＡＴ（前進９速後進１速）を実現したものである。特許文献７と８における前置変速機構は、２個のシンプル遊星ギアの互いのプラネットキャリアを連結するとともに、一方の遊星ギアのサンギアと他方の遊星ギアのリングギアを連結して４個の構成要素を有し、入力軸の回転を２個のクラッチで一方の遊星ギアのサンギアと他方の遊星ギアのリングギアを連結した構成要素と他方の遊星ギアの独立したサンギアに入力し、他方の遊星ギアの独立したサンギアと一方の遊星ギアの独立したリングギアにブレーキを配し、連結した互いのプラネットキャリアを主変速機構の主動側の構成要素に連結するもので、この４個のクラッチ及びブレーキの締結要素の２個を選択的に締結することにより、入力軸の直結回転と逆回転、２種の減速回転、及び固定状態の５種を、連結した互いのプラネットキャリアにもたらすものである。このＣタイプ９ＡＴは、これまで実用化されたＣタイプ７ＡＴ、Ｂタイプ８ＡＴ、Ｄタイプ８ＡＴと比べ、構造的にギアレンジを大きくとることができ、Ｄタイプ８ＡＴより遊星ギアの噛み合い効率は少し劣るものの、変速比の連なりもそれほど悪くはなく、優れた多段変速装置となり得るものである。

特許文献７と８では、前置変速機構の２個のシンプル遊星ギアを軸方向に２階建てにして配し、締結要素の全てを、軸方向が長くなる摩擦部材を有したアクチュエータとして用いることをせず、一部ドグクラッチとすることで、ＦＦ用に適用する形態をとっている。但し、前置変速機構の２個のシンプル遊星ギアを軸方向に２階建てにすることは、締結要素となる２個のクラッチと２個のブレーキの配置スペースがとりにくくなるため、必ずしもコンパクトになるわけではない。また、特許文献７では、主変速機構の２個のシンプル遊星ギアを軸方向に２階建てにして用いている。確かに、主変速機構の２個のシンプル遊星ギアを軸方向に２階建てにして用いているとコンパクトになるが、特許文献７における主変速機構の２個のシンプル遊星ギアの組み合わせでは、後述の段落「００１３」で説明する本願の図２６に提示したＣタイプ９ＡＴの速度線図のような位置関係がとれなく、第１構成要素が第３遊星歯車セット（Ｐ３）の太陽歯車（サンギア）と第４遊星歯車セット（Ｐ４）の内歯歯車（リングギア）となり、第２構成要素が第３遊星歯車セット（Ｐ３）のリブ（プラネットキャリア）となり、出力要素となる第３構成要素が第３遊星歯車セット（Ｐ３）の内歯歯車（リングギア）と第４遊星歯車セット（Ｐ４）のリブ（プラネットキャリア）となり、第４構成要素が第４遊星歯車セット（Ｐ４）の太陽歯車（サンギア）となるため、第３と第４の構成要素の間が、図２４の１．５倍以上必要となり、Ｃタイプの特徴であるよい変速比がとれない。

また、Ｃタイプ９ＡＴの利点は、発進段となる前進１速と後進段において締結するブレーキが、速度線図の端に位置する主変速機構の第４構成要素となるサンギアを制動するため、ブレーキのトルク容量がＡ、Ｂタイプ及びＣタイプ７ＡＴ、さらには、Ｄタイプ８ＡＴの一部のクラッチのトルク容量より小さく抑えることができることである。多段変速装置では、発進段となる前進１速と後進段の変速比を大きくとらなければ全体の変速比のバランスが悪くなるため、それに見合ったブレーキのトルク容量も大きくしなければならなくなる。遊星ギアは、サンギア、リングギア、遊星キャリアの順に負荷トルクが大きくなり、Ａ、Ｂタイプ、Ｃタイプ７ＡＴ、及びＤタイプ８ＡＴでは、発進段となる前進１速段と後進段でリングギアまたは遊星キャリアを制動するため、制動トルク容量がどうしても大きくなってしまう。特許文献７では主変速機構の第４構成要素となるサンギアを固定し、それに匹敵するクラッチにドグクラッチを用い、特許文献８では主変速機構の第４構成要素となるサンギアのブレーキにドグクラッチを用いている。ドグクラッチは、ギアを噛み合わせるため、小さなスペースで大きな容量をとれるが、Ｃタイプ９ＡＴでは、それほど大きな容量を必要としない。当然、ドグクラッチは、係脱時回転を同期させなければならないため、自動変速には不利となる。

そこで、本願出願人は、４個の構成要素からなる前置変速機構の遊星ギア列を、特許文献７と８と異ならせ、締結要素となる６個のクラッチ及びブレーキの配置と主変速機構の配置を工夫することにより、ドグクラッチを用いなくても変速装置全体がコンパクトにできるＣタイプの９ＡＴを、特許文献９で提案した。その主変速機構の一部の実施例として、特許文献７とは異なる組み合わせの２個のシンプル遊星ギアを軸方向に２階建てにして用いており、そのパワートレンのスケルトン構造と速度線図、及び変速比を、本願の図２６に提示した。

これらＣタイプ９ＡＴの特許文献７、８、９に用いられた前置変速機構の、２個の遊星ギア列の組み合わせによる４個の構成要素で表される速度線図の形態は同一で、構成要素をＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄとして順に並べ、ＡとＤに入力軸の回転をクラッチを介して入力し、ＣとＤをブレーキで制動し、Ｂを主変速機構の主動側の構成要素に連結したものである。ここでは、入力軸の前進回転と逆回転を得るため、入力軸の回転をクラッチでＡとＤに繋ぎかえる形態としている。

さらに、Ｃタイプとは別の方式として、遊星ギアの噛み合い効率のよいＡタイプ６ＡＴを、９ＡＴ（前進９速後進１速）に進化させることも可能となる。それは、Ａタイプ６ＡＴの受動側の構成要素を、入力軸の減速回転と逆回転、及び制動の３種に規制し、前進１速段と後進段でのみ主動側の構成要素として用いることによって可能となる。このＡタイプ９ＡＴは、本願出願人が提案した特許文献９の図１８に参考として記載している。

Ｃタイプ９ＡＴの前置変速機構により５種の回転を得る方式は、特許文献７、８，９以外にもあり、それは、Ａタイプ９ＡＴの前置変速機構により３種の回転を得る方式と相通じるところがあるため、主変速機構も含めて本願で提案するものである。特に、この前置変速機構の２列の遊星ギアには、負荷トルクが小さくなる組み合わせが適用できる利点がある。

本願で提案するＣタイプ９ＡＴは、本願出願人が提案した特許文献９と同じ機能を踏襲するものである。したがって、前置変速機構のみが異なるだけで、主変速機構や主変速機構との連結、及び全体の配置は、特許文献９と同じ優れたものが可能となり、シンプル・コンパクトな構造となる。Ｃタイプ９ＡＴは、これまで実用化されたＣタイプ７ＡＴ、Ｂタイプ８ＡＴ、Ｄタイプ８ＡＴより変速比のギアレンジが大きくとれ、優れた多段変速装置となり得る可能性があるものであるが、オーバドライブの変速段が４段と多く、これら実用化された多段変速装置より、変速比が高速側に振れ過ぎる欠点がある。一方、Ａタイプ９ＡＴは、変速比が大きくなる前進１速段での負荷または負荷頻度が軽減されるため、ギアレンジとなる変速比が５〜０．６と比較的大きくとれ、オーバドライブとなる変速段も３段でよく、Ｃタイプ９ＡＴに対抗できる構造をもっている。但し、１個の逆回転の入力で、前進１速段と３速段、及び９速段の３つの変速段が生まれるが、Ａタイプの特徴である遊星ギアの噛み合い効率のよさが、一旦、逆回転をする１、３速段に限り悪くなり、一部、変速比のステップ値がクロスになる欠点もある。しかしながら、主変速機構に効率の悪いラビニョー遊星ギアを用いたとしても、遊星ギアの噛み合い効率は、Ｂタイプ８ＡＴよりはよく、Ｃタイプ７ＡＴと大差はでない。

ところで、実用化された乗用車の前進６速以上のＡＴでは、トルクコンバータが発進デバイスとして用いられている。これらのトルクコンバータは、トーラス内部圧を締結に用いる簡易型ロックアップクラッチを備えたもので、締結時の応答性が悪いのに加え、逆駆動時には締結できない問題がある。そのため、Ｃタイプ５ＡＴ、７ＡＴでは、乗用車用として初めてトルクコンバータに独立した油圧室を備えたロックアップクラッチを用いている。この独立した油圧室を備えたロックアップクラッチは、トラックやバスでは、一般的に用いられている構造である。また、トルクコンバータは、トルク増幅作用を有効に利用するため、原動機の最大トルクがでる回転付近でマッチングさせる設定になっている。したがって、最大出力を必要としない一般的な発進状態において原動機の回転が上がり過ぎとなり、不快感をもたらすとともに燃費悪化の原因となっている。対策として、発進時、トルクコンバータのロックアップクラッチを滑らせて用いれば、原動機の余計な回転上昇を防ぐことができるが、トルクコンバータのトルク増幅作用が消され、トルクコンバータを使用する価値が薄れる。まして、ＡタイプやＣタイプ９ＡＴでは、前進の変速段におけるギアレンジが８〜１０となり、牽引力が十二分にとれるため、トルクコンバータは過剰品質となる。特にＦＦ用９ＡＴでは、６ＡＴと比べ、遊星ギア列と締結要素が各１個多くなるため、変速装置の軸幅が広がることが避けられず、軸幅を広くとるトルクコンバータをなくす必要がある。トルクコンバータの代わりにホィールステータをなくした流体継手を用いれば、トルクコンバータより２０％軸幅を縮小できるため、ＦＦ用９ＡＴには有効な発進デバイスとなり得る。ところが、流体継手に独立した油圧室を備えたロックアップクラッチを用いる場合、流体継手のトーラス循環の２通路とロックアップクラッチ作動の１通路の外部からの制御回路の確保が困難となる。そこで、既に特許文献９で適用しているが、本願でも、本願出願人が特開２００８−１９６６６０で提案した、独立した油圧室を備えるにもかかわらず、外部からの油通路が２通路で済む、コンパクトなロックアップクラッチを備えた流体継手とトルクコンバータを記載した。

さらに、先進的なＡＴとして、ＢＥＮＺのＣタイプ７ＡＴでは、トルクコンバータに代えて湿式クラッチを発進デバイスとして用いた方式も実用化している。それに対し、前進１速と後進段で締結する同じブレーキを滑らせて発進デバイスとする方式を、本願出願人は、特開２００９−２３６２３４に提示している。この方式は、発進段で締結するブレーキの、交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、発進時、ブレーキにすべり制御を行うとともに、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようにした提案である。特許文献９では、前進１速と後進段で締結するブレーキＢ１の負荷トルクは、減速比の小さな前置変速機構に設けてあるため小さくなり、摩擦部材の枚数や受圧面積を大きくし、摩擦部材を確実に冷却してすべりエネルギーを吸収しやすいすべり制御に適した構造となる。したがって、前置変速機構のブレーキＢ１の滑り制御の特許も請求している。本願のＡ及びＢタイプ９ＡＴにおいて、前置変速機構で締結する前進１速と後進段のブレーキは、特許文献９のようにブレーキＢ１の１個とはならなく、ブレーキＢ１とＢ２の２個となるが、いずれも既存の多段変速装置よりブレーキ容量が小さくでき、滑らせるには最適となるため、この２個のブレーキの構造も特許請求した。なお、発進時、原動機の回転上昇を防ぐため、トルクコンバータや流体継手の容量を大きくし、これらブレーキを滑らせて発進することも可能となる。また、発進デバイスとしてモータジェネレータを用いたＨＥＶ方式でも、ブレーキを発進デバイスとして併用できるようにしておけば、より安全性が高まる。

特開昭５２−１４９５６２特開平４−２１９５５３ＵＳ５，４３５，７９１特開２０００−２６６１３８特開２００１−１８２７８５特表２００８−５２７２６７特開２０１１−５１３６６１特開２０１１−５１３６６２特願２０１２−５７６６

本発明の第１の課題は、それぞれ４個の構成要素からなる２個の遊星ギア列を有した前置変速機構と主変速機構の、前置変速機構の入力軸の減速回転と逆回転を得る変速形態を規定し、「背景技術」に記載した、ギアレンジが大きくとれるＡ及びＣタイプとなる２種類の前進９速後進１速の多段変装置を得ることであり、その前置変速機構は、既に提案された前進９速後進１速の多段変装置である特許文献７、８、９とは異なる形態とすることである。

本発明の第２の課題は、第１の課題における本願出願人が提案した特許文献９と同様の、Ｃタイプの前進９速後進１速の多段変速装置の特性とコンパクトさを、入力軸と出力軸が同軸となる後輪駆動のＦＲ用多段変速機と、入力軸と出力軸がオフセットされる前輪駆動のＦＦ用多段変速装置において、同じ部品点数で前置変速機構の変速形態を変えて踏襲し、Ｃタイプの前進９速後進１速の多段変速装置の変速形態に多様性をもたせることである。

本発明の第３の課題は、第１の課題における前置変速機構の変速形態を用いて、特許文献７、８、９とは異なる変速形態となるＡタイプの主変速機構と前置変速機構をシンプル・コンパクトなパワートレンとし、前進９速後進１速の多段変速装置とすることである。

本発明の第４の課題は、このＡ及びＣタイプの前進９速後進１速の多段変装置において、一部の部品が高速回転になるのを防ぐ手段を提供することである。

本発明の第５の課題は、このＡ及びＣタイプの前進９速後進１速の多段変速装置の、前置変速機構の前進１速と後進段で締結する第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）の摩擦部材を、熱吸収がよく冷却効果の高い構造として滑り制御を可能とし、トルクコンバータに代わり得る発進デバイスとし、モータジェネレータを用いたＨＥＶにも併用できるようにすることである。

請求項１に係わる本発明は、それぞれ４個の構成要素からなる２個の遊星ギア列を有した前置変速機構と主変速機構と、６個の締結要素からなる前進９速後進１速の変速段が実現できる「背景技術」に記載したＡ及びＣタイプの多段変速装置の前置変速機構の変速形態に関するもので、第１の課題を解決するための手段であり、入力軸を変速する複数の遊星ギア列を有した変速装置の共通の速度線図上に、少なくとも前記入力軸に対する前進の減速段において、第１、第２、第３、及び第４構成要素を順に並べて配した第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）からなる主変速機構と、Ａ、Ｂ、Ｃ、及びＤの４個の構成要素を順に並べて配した第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）からなる前置変速機構の、前置変速機構の構成要素Ｃと主変速機構の第１構成要素を連結軸（１７）で連結し、少なくとも６個のクラッチ及びブレーキの締結要素の選択的な締結により、入力軸に対して前進９速後進１速の変速段が実現できる多段変速装置であって、前置変速機構の構成要素Ａに入力軸の回転を入力、あるいは、入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とすることにより、構成要素Ｃが、少なくとも入力軸の減速回転と逆回転を得るようになした。

請求項２に係わる本発明は、「背景技術」に記載したＣタイプの前進９速後進１速の多段変装置における前置変速機構と主変速機構の変速形態に関するもので、第２と第４の課題を解決するための手段であり、前置変速機構の構成要素Ａ及びＢに第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）で入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とし、第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）又は第１及び第２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、主変速機構の第１構成要素と連結軸（１７）で連結された構成要素Ｃが、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸の２種の減速回転、それに制動を含めた５種の回転に規制されるようになし、主変速機構の第４構成要素を第３ブレーキ（Ｂ３）で制動可能にし、第２構成要素に入力軸の回転を第３クラッチ（Ｃ３）で入力可能とし、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）で規制することにより、あるいは、主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチを介して入力軸の回転を入力可能とし、主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素をハウジングに固定し、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、第３、及び第４クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４）と第1及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で規制することにより、第３構成要素が、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸のそれぞれ４種の減速回転と増速回転、を得るようになした。

請求項３に係わる本発明は、「背景技術」に記載したＡタイプの前進９速後進１速の多段変装置における前置変速機構と主変速機構の変速形態に関するもので、第３と第４の課題を解決するための手段であり、前置変速機構の構成要素Ａに第1クラッチ（Ｃ１）で入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とし、第1クラッチ（Ｃ１）又は第１及び第２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、あるいは、前置変速機構の構成要素Ａと入力軸を連結し、構成要素Ｄ、Ｂ、及びＣを第１、第２、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ４）で制動可能とし、第１、第２、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ４）の何れか１個のブレーキを選択的に締結することにより、主変速機構の第１構成要素と連結軸（１７）で連結された構成要素Ｃが、入力軸の減速回転と逆回転、それに制動を含めた３種の回転に規制されるようになし、主変速機構の第４構成要素に入力軸の回転を第２クラッチ（Ｃ２）で入力可能とし、第２構成要素に入力軸の回転を第３クラッチ（Ｃ３）で入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）、あるいは、第２及び第３クラッチ（Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、第３、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で規制することにより、あるいは、主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチ（Ｃ３）を介して入力軸の回転を入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素と入力軸を連結し、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第３、及び第４クラッチ（Ｃ１、Ｃ３、Ｃ４）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）、あるいは、第３及び第４クラッチ（Ｃ３、Ｃ４）と第1、第２、第３、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で規制することにより、第３構成要素が、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸の５種の減速回転と３種の増速回転、を得るようになした。

請求項４に係わる本発明は、「背景技術」に記載したＡ及びＣタイプの多段変速装置の前置変速機構の第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）に関するもので、第５の課題を解決するための手段であり、前置変速機構の第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようになした。

請求項５に係わる本発明は、「背景技術」に記載したＡ及びＣタイプの多段変速装置の、前置変速機構の４個の構成要素からなる２個の遊星ギアの組み合わせに関するもので、第１の課題を解決するための手段であり、前置変速機構の第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）は、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）と第４遊星ギア列（４０）のプラネットキャリア（Ｐ４）を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のプラネットキャリア（Ｐ３）を構成要素Ｃとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのサンギア（Ｓ３、Ｓ４）を連結して構成要素Ｄとした、あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのサンギア（Ｓ３、Ｓ４）を連結して構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のプラネットキャリア（Ｐ３）を構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）と第４遊星ギア列（４０）のプラネットキャリア（Ｐ４）を連結して構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を構成要素Ｄとした、あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）と第４遊星ギア列（４０）のプラネットキャリア（Ｐ４）を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のプラネットキャリア（Ｐ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ｃとし、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）を構成要素Ｄとした、あるいは、第３遊星ギア列（３０）をダブル遊星ギアとし、第４遊星ギア列（３０）をシンプル遊星ギアとし、リングギア（Ｒ）とプラネットキャリア（Ｐ）を共有させ、ダブル遊星ギアとなる第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ）と噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）を構成要素Ａとし、共有するリングギア（Ｒ）を構成要素Ｂとし、共有するプラネットキャリア（Ｐ）を構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ｄとした、あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）を構成要素Ｂとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ３、Ｐ４）を連結して構成要素Ｃとし、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ｄとした、あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ａとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ３、Ｐ４）を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）を構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ｄとした。

請求項６に係わる本発明は、「背景技術」に記載したＡ及びＣタイプの多段変速装置の、主変速機構の４個の構成要素からなる２個の遊星ギアの組み合わせに関するもので、第１と第４の課題を解決するための手段であり、主変速機構の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）は、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を第１構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）を第３構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の互いのサンギア（Ｓ１、Ｓ２）を連結して第４構成要素とした、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を連結して第１構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ１、Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第４構成要素とした、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第１構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）と第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を連結して第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第４構成要素とした、あるいは、第１遊星ギア列（１０）をダブル遊星ギアとし、第２遊星ギア列（２０）をシンプル遊星ギアとし、リングギア（Ｒ）とプラネットキャリア（Ｐ）を共有させ、ダブル遊星ギアとなる第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ）と噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第１構成要素とし、共有するプラネットキャリア（Ｐ）を第２構成要素とし、共有するリングギア（Ｒ）を第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第４構成要素とした、あるいは、第１遊星ギア列（１０）をダブル遊星ギアとし、第２遊星ギア列（２０）をシンプル遊星ギアとし、リングギア（Ｒ）とプラネットキャリア（Ｐ）を共有させ、ダブル遊星ギアとなる第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ）と噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第１構成要素とし、共有するリングギア（Ｒ）を第２構成要素とし、共有するプラネットキャリア（Ｐ）を第３構成要素とし、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第４構成要素とした、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第１構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）を第２構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ１、Ｐ２）を連結して第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）と第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を連結して第４構成要素とした、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１、第２、及び第３構成要素を第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、及び第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）の何れか一方を連結するとともに、何れか他方を第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結し、第４構成要素を第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）とした、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１、第２、及び第３構成要素を第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結し、第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）を第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）と連結し、第４構成要素を第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）とした。

請求項７に係わる本発明は、発進デバイスとしてモータジェネレータを使用した場合の、Ａ及びＣタイプの多段変速装置に関するもので、第５の課題を解決するための手段であり、変速機ケースの前方の、変速機ケースと一体となるケースに配されたモータジェネレータで、入力軸を駆動または制動するようになした、あるいは、変速機ケースの後方の、変速機ケースと一体となるケースに配されたモータジェネレータで、出力軸を駆動または制動するようになした。

請求項１記載の構成では、入力軸を変速する複数の遊星ギア列を有した変速装置の共通の速度線図上に、少なくとも入力軸に対する前進の減速段において、第１、第２、第３、及び第４構成要素を順に並べて配した第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）からなる主変速機構と、Ａ、Ｂ、Ｃ、及びＤの４個の構成要素を順に並べて配した第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）からなる前置変速機構の、前置変速機構の構成要素Ｃと主変速機構の第１構成要素を連結軸（１７）で連結し、少なくとも６個のクラッチ及びブレーキの締結要素の選択的な締結により、入力軸に対して前進９速後進１速の変速段が実現できる多段変速装置であって、前置変速機構の構成要素Ａに入力軸の回転を入力、あるいは、入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とすることにより、構成要素Ｃが、少なくとも入力軸の減速回転と逆回転を得るようになしたので、前置変速機構が主変速機構を制御する範囲が広がり、シンプルな形態で２種の前進９速後進１速の変速段が実現できる。

請求項２記載の構成では、前置変速機構の構成要素Ａ及びＢに第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）で入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とし、第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）又は第１及び第２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、主変速機構の第１構成要素と連結軸（１７）で連結された構成要素Ｃが、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸の２種の減速回転、それに制動を含めた５種の回転に規制されるようになし、主変速機構の第４構成要素を第３ブレーキ（Ｂ３）で制動可能にし、第２構成要素に入力軸の回転を第３クラッチ（Ｃ３）で入力可能とし、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）で規制することにより、あるいは、主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチを介して入力軸の回転を入力可能とし、主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素をハウジングに固定し、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、第３、及び第４クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４）と第1及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で規制することにより、第３構成要素が、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸のそれぞれ４種の減速回転と増速回転、を得るようになしたので、特許文献９とは別の前置変速機構の変速形態で、特許文献９と同様、ギアレンジの大きくとれる優れた変速比をもつ前進９速後進１速の変速装置が、シンプル・コンパクトな構造で実現できる。また、一部の組み合わせでは、入力軸の増速時、主変速機構の２個の遊星ギアを開放することで第４構成要素を固定し、高速回転となることを防止できる。

請求項３記載の構成では、前置変速機構の構成要素Ａに第1クラッチ（Ｃ１）で入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とし、第1クラッチ（Ｃ１）又は第１及び第２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、あるいは、前置変速機構の構成要素Ａと入力軸を連結し、構成要素Ｄ、Ｂ、及びＣを第１、第２、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ４）で制動可能とし、第１、第２、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ４）の何れか１個のブレーキを選択的に締結することにより、主変速機構の第１構成要素と連結軸（１７）で連結された構成要素Ｃが、入力軸の減速回転と逆回転、それに制動を含めた３種の回転に規制されるようになし、主変速機構の第４構成要素に入力軸の回転を第２クラッチ（Ｃ２）で入力可能とし、第２構成要素に入力軸の回転を第３クラッチ（Ｃ３）で入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）、あるいは、第２及び第３クラッチ（Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、第３、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で規制することにより、あるいは、主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチ（Ｃ３）を介して入力軸の回転を入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素と入力軸を連結し、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第３、及び第４クラッチ（Ｃ１、Ｃ３、Ｃ４）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）、あるいは、第３及び第４クラッチ（Ｃ３、Ｃ４）と第1、第２、第３、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で規制することにより、第３構成要素が、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸の５種の減速回転と３種の増速回転、を得るようになしたので、特許文献９とは別の形態の、ギアレンジの大きくとれる優れた変速比をもつ前進９速後進１速の変速装置が、シンプル・コンパクトな構造で実現できる。また、一部の組み合わせでは、入力軸の増速時、主変速機構の２個の遊星ギアを開放することで第４構成要素を入力軸に連結し、高速回転となることを防止できる。

請求項４記載の構成では、前置変速機構の第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようになしたので、小容量で済む前置変速機構の前進１速と後進段で締結する第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）の摩擦部材を、熱吸収がよく冷却効果の高い構造として滑らせ、トルクコンバータに代わる発進デバイスとして用いることも可能となる。

請求項５記載の構成では、前置変速機構の第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）は、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）と第４遊星ギア列（４０）のプラネットキャリア（Ｐ４）を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のプラネットキャリア（Ｐ３）を構成要素Ｃとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのサンギア（Ｓ３、Ｓ４）を連結して構成要素Ｄとした、あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのサンギア（Ｓ３、Ｓ４）を連結して構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のプラネットキャリア（Ｐ３）を構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）と第４遊星ギア列（４０）のプラネットキャリア（Ｐ４）を連結して構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を構成要素Ｄとした、あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）と第４遊星ギア列（４０）のプラネットキャリア（Ｐ４）を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のプラネットキャリア（Ｐ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ｃとし、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）を構成要素Ｄとした、あるいは、第３遊星ギア列（３０）をダブル遊星ギアとし、第４遊星ギア列（３０）をシンプル遊星ギアとし、リングギア（Ｒ）とプラネットキャリア（Ｐ）を共有させ、ダブル遊星ギアとなる第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ）と噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）を構成要素Ａとし、共有するリングギア（Ｒ）を構成要素Ｂとし、共有するプラネットキャリア（Ｐ）を構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ｄとした、あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）を構成要素Ｂとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ３、Ｐ４）を連結して構成要素Ｃとし、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ｄとした、あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ａとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ３、Ｐ４）を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）を構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ｄとしたので、前置変速機構の６種の組み合わせを用途により変え、変速比を変えて用いることができる。特に、最初に記したシンプソン遊星ギアを用いたものは、遊星ギアの負荷加重が小さくなるためギア巾を小さくでき、変速装置全体がコンパクトにできる。

請求項６記載の構成では、主変速機構の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）は、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を第１構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）を第３構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の互いのサンギア（Ｓ１、Ｓ２）を連結して第４構成要素とした、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を連結して第１構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ１、Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第４構成要素とした、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第１構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）と第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を連結して第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第４構成要素とした、あるいは、第１遊星ギア列（１０）をダブル遊星ギアとし、第２遊星ギア列（２０）をシンプル遊星ギアとし、リングギア（Ｒ）とプラネットキャリア（Ｐ）を共有させ、ダブル遊星ギアとなる第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ）と噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第１構成要素とし、共有するプラネットキャリア（Ｐ）を第２構成要素とし、共有するリングギア（Ｒ）を第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第４構成要素とした、あるいは、第１遊星ギア列（１０）をダブル遊星ギアとし、第２遊星ギア列（２０）をシンプル遊星ギアとし、リングギア（Ｒ）とプラネットキャリア（Ｐ）を共有させ、ダブル遊星ギアとなる第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ）と噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第１構成要素とし、共有するリングギア（Ｒ）を第２構成要素とし、共有するプラネットキャリア（Ｐ）を第３構成要素とし、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第４構成要素とした、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第１構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）を第２構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ１、Ｐ２）を連結して第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）と第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を連結して第４構成要素とした、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１、第２、及び第３構成要素を第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、及び第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）の何れか一方を連結するとともに、何れか他方を第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結し、第４構成要素を第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）とした、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１、第２、及び第３構成要素を第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結し、第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）を第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）と連結し、第４構成要素を第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）としたので、主変速機構の６種の組み合わせを、その性質を利用し、用途により変えて用いることができる。例えば、最初に記したシンプソン遊星ギアを用いたものは、低速段で遊星ギアの負荷加重が小さく噛合い効率がよくなるため、発進停止の多い車両の変速装置用として、次の軸方向の縦方向に２階建てとして２列のシンプル遊星ギアを配することのできる組み合わせやラビニョー遊星ギアはコンパクトになるため、コンパクトさが必要な車両の変速装置用として用いることができる。また、主変速機構の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の組み合わせは限られるが、入力軸の増速時、主変速機構の２個の遊星ギアの連結を開放することができ、第４構成要素が高速回転となることを防止することができる。

請求項７記載の構成では、変速機ケースの前方の、変速機ケースと一体となるケースに配されたモータジェネレータで、入力軸を駆動または制動するようになした、あるいは、変速機ケースの後方の、変速機ケースと一体となるケースに配されたモータジェネレータで、出力軸を駆動または制動するようになしたので、より一層の燃費向上が期待できる。また、トラックやバス用として、リターダ作用によりフートブレーキのフェードを防ぎ、安全性が増す。

本発明の２種の９ＡＴの１種である、Ｃタイプの前置変速機構と主変速機構の変速形態を表す速度線図と各変速段における締結要素。本発明の２種の９ＡＴの１種である、Ａタイプの前置変速機構と主変速機構の変速形態を表す速度線図と各変速段における締結要素。本発明の２種の９ＡＴの、主変速機構を構成する２個の遊星ギア列の６種の組み合わせを示す模式図と速度線図。本発明の２種の９ＡＴの、前置変速機構を構成する２個の遊星ギア列の６種の組み合わせを示す模式図と速度線図。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列を２階建てとコンパクトにし、ギアレンジが小さくなる前置変速機構を用いた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列を２階建てとコンパクトにし、ギアレンジが大きくなる前置変速機構を用いた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列を２階建てとコンパクトにし、ギアレンジが図５と図６の中間となる前置変速機構を用いた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列の負荷を押え、ギアレンジが小さくなる前置変速機構を用いた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列の負荷を押え、ギアレンジが大きくなる前置変速機構を用いた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列の一部が高回転になるのを防ぐ形態の、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。図５のＦＦ用模式図において、乗用車用としてブレーキＢ１及びＢ２を発進デバイスとしたＦＦ用９ＡＴの構造図。図６のＦＦ用模式図において、乗用車用としてトルクコンバータを発進デバイスとしたＦＦ用９ＡＴの構造図。図９のＦＦ用模式図において、乗用車用としてトルクコンバータを発進デバイスとしたＦＦ用９ＡＴの構造図。図９のＦＲ用模式図において、乗用車用としてトルクコンバータを発進デバイスとしたＦＲ用９ＡＴの構造図。図６のＦＲ用模式図において、トラックやバス用としてトルクコンバータを発進デバイスとしたＦＲ用９ＡＴの構造図。図１５のＦＲ用９ＡＴの構造図において、モータジェネレータを発進デバイスとして後部に配した構想図。本発明のＡタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構と前置変速機構のそれぞれ２個の遊星ギア列の負荷を押えた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＡタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構にラビニョー遊星ギアを用いてコンパクトにした、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＡタイプのＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の一般的な２個の遊星ギア列の組み合わせ形態と、２個の遊星ギア列の一部が高回転になるのを防ぐ組み合わせ形態を示した、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。図１８のＦＦ用模式図において、乗用車用として流体継手を発進デバイスとしたＦＦ用９ＡＴの構造図。図１１，図１２、及び図２０のＦＦ用９ＡＴの構造図におけるリングギアＲ２または第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）の摩擦部材と、中継軸及び出力軸のギアとの干渉を示す位置関係図。本発明の前置変速機構の第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）の摩擦部材の詳細図従来例となるＴＯＹＯＴＡのＢタイプ８ＡＴの、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛合い効率を示す表。従来例となるＢＥＮＺのＣタイプ７ＡＴの、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛合い効率を示す表。従来例となるＺＦのＤタイプ８ＡＴの、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛合い効率を示す表。従来例となる本願出願人が考案した特許文献９によるＣタイプ９ＡＴの、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛合い効率を示す表。

本発明は、各２個の遊星ギア列からなる４個の構成要素を有した前置変速機構と主変速機構を、６個の締結要素により変速する前進９速後進１速の変速装置の、各２個の遊星ギアの組み合わせが同じにでき、主変速機構の変速形態は異なるが、前置変速機構の変速形態が類似するＡ及びＣタイプの多段変速装置の構造に関するもので、図１と図２にＣタイプとＡタイプの変速形態を、図３と図４に主変速機構と前置変速機構の各２個の遊星ギア列の色々な組み合わせと変速形態を示す。本発明の１種であるＣタイプ９ＡＴの色々な実施例として図５から図１０に、模式図と速度線図、及び変速比と遊星ギアの噛合い効率を示し、乗用車の前輪駆動方式となるＦＦ用Ｃタイプ９ＡＴとして、その具体的な全体構造を図１０から図１３に示し、乗用車の後輪駆動方式となるＦＲ用Ｃタイプ９ＡＴとして、その具体的な全体構造を図１４に示す。また、特にトラックやバス用の後輪駆動方式となるＦＲ及びＲＲ用Ｃタイプ９ＡＴとして、その具体的な全体構造を図１５と図１６に示す。本発明のもう１種であるＡタイプ９ＡＴの色々な実施例として、図１７から図１９に、模式図と速度線図、及び変速比と遊星ギアの噛合い効率を示し、乗用車の前輪駆動方式となるＦＦ用Ａタイプ９ＡＴとして、その具体的な全体構造を図２０に示す。なお、主変速機構（ＭＡＩＮＧＥＡＲ）の２個の遊星ギア列の組み合わせ６種を、（Ｍ−１）から（Ｍ−６）、前置変速機構（ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ）の２個の遊星ギア列の組み合わせ６種を、（Ｆ−１）から（Ｆ−６）と命名し、図５から図２０の実施例に表記した。さらに、ＦＦ用多段自動変速機は、入力軸がカウンターギアでオフセットされて出力されるため、図１１，図１２のように遊星ギア列を２階建てにしたり、図２０のようにブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材を遊星ギア列の外周に配する場合、オフセットするカウンターギアとの干渉が問題となる。そのため、その干渉状態を図２１に示した。また、ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材の冷却構造の詳細を図２２に示した。

図２３から図２６は、本発明と対比させるため従来技術として記載した多段自動変速機の参考仕様図で、本願の「背景技術」にその内容を説明した。図２６の多段自動変速機は、本願出願人が考案したもので、特に本願と比較するために記載した。図２３、図２４、図２５は、ＳＡＥＰＡＰＥＲや雑誌等に発表され実用化された多段自動変速機である。図２３から図２６に記載したＧＥＡＲＥＦＦは、遊星ギアの噛み合い効率で、本願出願人の計算によるものである。

ＧＥＡＲＥＦＦ（遊星ギアの噛み合い効率）は、動力を伝える遊星ギアの噛み合い損失を合計したもので、遊星ギア列の優位性を比較するためのものである。シンプル遊星ギアでは、遊星キャリアに保持される遊星ピニオンギアとサンギア及びリングギアが噛み合い、ダブル遊星ギアでは、遊星キャリアに保持される遊星ピニオンギアとサンギア及びリングギアに加えて遊星ピニオンギア同士が噛み合い、噛み合い損失が発生する。噛み合い損失は、主に歯面のころがりとすべり損失であり、噛み合うギアの歯数比やモジュール、ギア精度、転位量、等々に影響される。したがって、これらの条件を一定にしなければ、比較できないため、モデル化して計算を行った。因みに、遊星ピニオンギアとリングギアの噛み合い損失は、インボリュート曲線部の歯面が同方向の形状で噛み合うため、面圧が低くすべりも少なくなり、インボリュート曲線部の歯面が対抗して噛み合う遊星ピニオンギアとサンギアの４０％程度と低くなる。なお、噛み合い損失は、通過動力に比例するため、速度線図により動力を伝達する各ギアの回転速度を求め、遊星キャリアの回転を考慮して相対速度を噛み合い速度とするとともに、遊星ギアの各構成要素の力の釣合いにより伝達トルクを求めたものである。遊星ギア列の動力伝達は、遊星ギア列が連結されているため分散される場合が多い。そこで、リングギアは、サンギアとの歯数比分だけ同方向に、サンギアより大きな力を受け、遊星キャリアは、サンギアとリングギアを加えた力を逆方向に受ける、という力の釣合いの性質を用いれば、各々のギアの負荷トルクを求めることができる。このことにより、各々に噛み合うギアの損失を求め、合計して全体の遊星ギアの噛み合い効率としたものである。

本発明の請求項１は、少なくとも入力軸に対する前進の減速段において、各２個の遊星ギア列からなる４個の構成要素を有した前置変速機構と主変速機構を、６個の締結要素により変速する前進９速後進１速の変速装置の、前置変速機構の変速形態を限定したもので、図１と図２に本発明の対象となるＣタイプ９ＡＴとＡタイプ９ＡＴの変速形態を示し、図３に主変速機構の２個の遊星ギア列の色々な組み合わせと変速形態を示し、図４に示した２個の遊星ギア列の色々な組み合わせと変速形態を表す前置変速機構の速度線図が、請求項１が限定する内容となる。なお、請求項１の実施例は、図５から図１０、及び図１７から図１９となる。但し、図５から図９、及び図１７、図１８、図１９の一部は、入力軸に対する前進の減速段と増速段において、前置変速機構と主変速機構が４個の構成要素を有するが、図１０と図１９の一部は、増速段で主変速機構が４個の構成要素とはならないものである。したがって、請求項１では、「少なくとも入力軸に対する前進の減速段において、」と条件を設定した。請求項２は、Ｃタイプ９ＡＴにおける前置変速機構の構造と変速形態を限定したもので、図１、図３、図４に基本形態を示すとともに、図５から図１０にその実施例を示す。請求項３は、Ａタイプ９ＡＴにおける前置変速機構の構造と変速形態を限定したもので、図２、図３、図４に基本形態を示すとともに、図１７から図１９にその実施例を示す。請求項４は、前置変速機構のブレーキＢ１とＢ２の摩擦部材の構造に関するもので、Ｃタイプ９ＡＴの構造を表す図１１から図１６と、Ａタイプ９ＡＴの構造を表す図２０、及びブレーキＢ１とＢ２の摩擦部材の詳細構造を表す図２２にその構造を示す。請求項５は、Ａ及びＣタイプ９ＡＴの前置変速機構の２個の遊星ギアの組み合わせに関するもので、図４にその組み合わせを示す。同じく、請求項６は、Ａ及びＣタイプ９ＡＴの主変速機構の２個の遊星ギアの組み合わせに関するもので、図３にその組み合わせを示す。なお、請求項６における一部の２個の遊星ギア列の組み合わせの連結方法を変えるものを、図１０と図１９の一部にその実施例を示す。請求項７は、ＨＥＶ仕様としてモータジェネレータを搭載したもので、Ｃタイプを図５と図１０の模式図で示し、Ａタイプを図１７の模式図で示す。なお、トラックやバス用に、Ｃタイプの後部にモータジェネレータを搭載した構造図を図１６に示す。

＜Ｃタイプ９ＡＴ＞
図１は、Ｃタイプ９ＡＴの変速形態を表した速度線図と各変速段における締結要素を示したものである。図１の速度線図において、速度線図は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）とＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）に分れている。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の速度線図は、図の右から順に第１、２、３、４構成要素が配置され、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図は、図の右から順に構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄが配置され、第１構成要素と構成要素Ｃが連結軸１７で連結し、第３構成要素が変速装置の出力となる。速度線図の上下方向が速度を表し、１と記入された値が入力軸の回転速度を示し、０と記入された値が速度ゼロを示す。ここで、入力軸の回転は、第１、第２クラッチＣ１、Ｃ２を介してＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の構成要素Ａ、Ｂに入力可能で、第３クラッチＣ３を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力可能となり、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の構成要素Ｄ、Ｂが、第１、第２ブレーキＢ１、Ｂ２で制動可能で、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が、第３ブレーキＢ３で制動可能となっている。

変速装置の出力となるＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第３構成要素の回転は、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を規制することで決まり、第１構成要素と連結軸１７で連結されるＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の構成要素Ｃの回転は、構成要素Ａ，Ｂ、及びＤの２個の構成要素の回転を規制することで決まる。図１の速度線図と各変速段の締結要素を示す表について、変速の動作を説明する。
＜前進１速（１ｓｔ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１が締結され、入力軸の回転は構成要素Ａに入力され、構成要素Ｄが制動され、構成要素Ｃが大きく減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も大きく減速される。第３ブレーキＢ３で第４構成要素が制動されるため、第３構成要素の回転はさらに減速される。
＜前進２速（２ｎｄ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第２クラッチＣ２と第２ブレーキＢ１が締結され、入力軸の回転は構成要素Ｂに入力され、構成要素Ｄが制動され、構成要素Ｃが小さく減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も小さく減速される。第３ブレーキＢ３で第４構成要素が制動されるため、第３構成要素の回転はさらに減速される。
＜前進３速（３ｒｄ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２が締結され、入力軸の回転はそのまま連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素に伝わる。第３ブレーキＢ３で第４構成要素が制動されるため、第３構成要素の回転は減速される。
＜前進４速（４ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）には動力が流れず、入力軸の回転は第３クラッチＣ３を介して直接ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力する。第３ブレーキＢ３で第４構成要素が制動されるため、第３構成要素の回転は減速される。
＜前進５速（５ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２が締結され、入力軸の回転はそのまま連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素に伝わる、と同時に第３クラッチが締結されＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に伝わるため、全ての遊星ギアがロックされ、入力軸と同じ回転となる。
＜前進６速（６ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１が締結され、入力軸の回転は構成要素Ｂに入力され、構成要素Ｄが制動され、構成要素Ｃが小さく減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も小さく減速される。また、第３クラッチＣ３が締結され、入力軸の回転は第３クラッチＣ３を介して直接ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力する。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）は、前進２速（２ｎｄ）と同じとなるが、前進２速（２ｎｄ）では第１構成要素を駆動するのに対し、前進６速（６ｔｈ）では制動するように作用し、第３構成要素の回転は増速される。
＜前進７速（７ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１が締結され、入力軸の回転は構成要素Ａに入力され、構成要素Ｄが制動され、構成要素Ｃが大きく減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も大きく減速される。前進６速（６ｔｈ）と同様に、第３クラッチＣ３が締結され、入力軸の回転は第３クラッチＣ３を介して直接ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力する。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）は、前進１速（１ｓｔ）と同じとなるが、前進１速（１ｓｔ）では第１構成要素を駆動するのに対し、前進７速（７ｔｈ）では制動するように作用し、第３構成要素の回転は増速される。
＜前進８速（８ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２が締結され、構成要素Ｃはロックされて変速機ハウジングに固定され、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も固定される。前進６速（６ｔｈ）と同様に、第３クラッチＣ３が締結され、入力軸の回転は第３クラッチＣ３を介して直接ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力する。したがって、第３構成要素の回転は増速される。
＜前進９速（９ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２が締結され、入力軸の回転は構成要素Ａに入力され、構成要素Ｂが制動され、構成要素Ｃが逆回転に減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も逆転する。前進６速（６ｔｈ）と同様に、第３クラッチＣ３が締結され、入力軸の回転は第３クラッチＣ３を介して直接ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力する。したがって、第３構成要素の回転は大きく増速される。
＜後進（Ｒｅｖ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、前進９速（９ｔｈ）と同じく、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２が締結され、入力軸の回転は構成要素Ａに入力され、構成要素Ｂが制動され、構成要素Ｃが逆回転に減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も逆転する。第３ブレーキＢ３で第４構成要素が制動されるため、第３構成要素の回転はさらに逆回転に減速される。

本発明の請求項１と２は、図１のＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図における変速形態について、請求したものである。Ｃタイプ９ＡＴは、「背景技術」に記載した特許文献７、８、９で、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）、及び６個の締結要素による構造が公開されている。特許文献７、８、９の変速形態は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に関しては本発明と同じであるが、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）に関して本発明と異なるものである。このＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の変速形態の違いを後述する図４で説明する。

＜Ａタイプ９ＡＴ＞
図２は、Ａタイプ９ＡＴの変速形態を表した速度線図と各変速段における締結要素を示したものである。図２の速度線図において、速度線図は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）とＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）に分れている。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の速度線図は、図の右から順に第１、２、３、４構成要素が配置され、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図は、図の右から順に構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄが配置され、第１構成要素と構成要素Ｃが連結軸１７で連結し、第３構成要素が変速装置の出力となる。この構成要素の配列は、図１のＣタイプ９ＡＴと同一である。ここで、入力軸の回転は、第１クラッチＣ１を介してＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の構成要素Ａに入力可能で、あるいは、直接構成要素Ａに入力し、第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４及び第２構成要素に入力可能となり、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の構成要素Ｄ、Ｂが、第１、第２ブレーキＢ１、Ｂ２で制動可能で、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素が、第３ブレーキＢ３で、制動可能となっており、あるいは、入力軸の回転が直接構成要素Ａに入力する場合は、第１構成要素、または構成要素Ｃが、第４ブレーキＢ４で、制動可能となっている。

変速装置の出力となるＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第３構成要素の回転は、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を規制することで決まり、第１構成要素と連結軸１７で連結されるＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の構成要素Ｃの回転は、構成要素Ａ，Ｂ、及びＤの２個の構成要素の回転を規制することで決まる。図２の速度線図と各変速段の締結要素を示す表について、変速の動作を説明する。
＜前進１速（１ｓｔ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２が締結され、入力軸の回転は構成要素Ａに入力され、あるいは、直接構成要素Ａに入力され、構成要素Ｂが制動され、構成要素Ｃが逆回転に減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も逆転する。第３ブレーキＢ３で第２構成要素が制動されるため、第３構成要素は、逆転して正回転に大きく減速される。
＜前進２速（２ｎｄ）＞
ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の速度線図において、第２ラッチＣ２と第３ブレーキＢ３が締結され、入力軸の回転は、第４構成要素に入力され、第３ブレーキＢ３で第２構成要素が制動され、第３構成要素の回転は減速される。ここで、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）は無負荷状態となる。
＜前進３速（３ｒｄ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２が締結され、入力軸の回転は構成要素Ａに入力され、あるいは、直接構成要素Ａに入力され、構成要素Ｂが制動され、構成要素Ｃが逆回転に減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も逆転する。つまり、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）は、前進１速（１ｓｔ）と同じ状態となる。ここで、第２クラッチＣ２が締結され、入力軸の回転は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素に入力され、第１構成要素が逆転するため、第３構成要素の回転は減速される。
＜前進４速（４ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２が締結され、構成要素Ｃはロックされて変速機ハウジングに固定されるか、あるいは、第１構成要素または構成要素Ｃが第４ブレーキＢ４で制動され、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素が固定される。ここで、第２クラッチＣ２が締結され、入力軸の回転は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素に入力され、第１構成要素が固定されるため、第３構成要素の回転は減速される。
＜前進５速（５ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１が締結され、入力軸の回転は構成要素Ａに入力され、あるいは、直接構成要素Ａに入力され、構成要素Ｄが制動され、構成要素Ｃが減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も減速される。ここで、第２クラッチＣ２が締結され、入力軸の回転は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素に入力され、第１構成要素が減速されるため、第３構成要素の回転は減速される。
＜前進６速（６ｔｈ）＞
ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の速度線図において、第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３が締結され、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の遊星ギアがロックされ、第３構成要素の回転は、入力軸と同じ回転となる。ここで、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）は無負荷状態となる。
＜前進７速（７ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１が締結され、入力軸の回転は構成要素Ａに入力され、あるいは、直接構成要素Ａに入力され、構成要素Ｄが制動され、構成要素Ｃが減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も減速される。前進６速（６ｔｈ）と同様に、第３クラッチＣ３が締結され、入力軸の回転は第３クラッチＣ３を介して直接ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力する。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）は、前進５速（５ｔｈ）と同じとなるが、入力軸の回転が第２構成要素に入力するため、第３構成要素の回転は増速される。
＜前進８速（８ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２が締結され、構成要素Ｃはロックされて変速機ハウジングに固定されるか、あるいは、第１構成要素または構成要素Ｃが第４ブレーキＢ４で制動され、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も固定される。前進６速（６ｔｈ）と同様に、第３クラッチＣ３が締結され、入力軸の回転は第３クラッチＣ３を介して直接ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力する。したがって、第３構成要素の回転は増速される。
＜前進９速（９ｔｈ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２が締結され、入力軸の回転は構成要素Ａに入力され、あるいは、直接構成要素Ａに入力され、構成要素Ｂが制動され、構成要素Ｃが逆回転に減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も逆転する。前進６速（６ｔｈ）と同様に、第３クラッチＣ３が締結され、入力軸の回転は第３クラッチＣ３を介して直接ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力する。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）は、前進１、３速（１ｓｔ、３ｒｄ）と同じとなるが、入力軸の回転が第２構成要素に入力するため、第３構成要素の回転は大きく増速される。
＜後進（Ｒｅｖ）＞
ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の速度線図において、前進５、７速（５、７ｔｈ）と同じく、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２が締結され、入力軸の回転は構成要素Ａに入力され、あるいは、直接構成要素Ａに入力され、構成要素Ｂが制動され、構成要素Ｃが減速され、連結軸１７を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素も減速される。第３ブレーキＢ３で第２構成要素が制動されるため、第３構成要素の回転は逆回転に減速される。

図２のＡタイプ９ＡＴのＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の変速形態は、図１のＣタイプ９ＡＴのＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の変速形態とは全く異なるものであるが、両者とも、前進段において、減速側及び増速側の次段及び次々段への変速を、１個の締結要素の切り替えで成しうる前進９速後進１速の変速装置である。そして、図２のＡタイプ９ＡＴの構成要素Ｃに、入力軸の減速回転と逆回転、及び零回転をもたらすＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の変速形態は、図１のＣタイプ９ＡＴと同じである。

＜ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）＞
図３は、Ｃタイプ９ＡＴとＡタイプ９ＡＴのＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）を構成する２個の遊星ギア列を組み合わせた第１、第２、第３、及び第４構成要素を形成する６種の模式図と速度線図を示す。両者の速度線図の共通点は、第１構成要素がＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の構成要素Ｃと連結し、第２構成要素に第３クラッチＣ３を介して入力軸の回転が入力し、第３構成要素が出力されることである。したがって、段落「００４６」と「００４９」に記載した如く、第２構成要素に第３クラッチＣ３を介して入力軸の回転が入力し、第１構成要素がＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の構成要素Ｃと連結して受動側となる増速段での変速形態は同じとなる。両者の違いは、Ｃタイプ９ＡＴが第４構成要素を第３ブレーキＢ３で制動可能とするのに対し、Ａタイプ９ＡＴは第２クラッチＣ２を介して入力軸の回転を入力可能とすることである。つまり、Ａタイプ９ＡＴでは、第４構成要素を主動側として用いる変速形態があるのに対し、Ｃタイプ９ＡＴでは、受動側とする変速形態があることである。また、Ａタイプ９ＡＴでは、第２構成要素を第３ブレーキＢ３で制動可能とし、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の構成要素に対する締結要素が１個多くなる。したがって、段落「００４６」と「００４９」に記載した如く、減速段での変速形態に違いがでる。

図３において、Ｃタイプ９ＡＴとＡタイプ９ＡＴのＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の４個の構成要素は、２個の遊星ギア列からなり、６種の組み合わせを、ＭＡＩＮＧＥＡＲの頭文字をとり「Ｍ−１」から「Ｍ−６」と命名し、模式図で記載する。６種の組み合わせはそれぞれ特徴があるので、構造とともに説明する。なお、記載したラビニョー遊星ギアの他に、シンプル遊星ギアとダブル遊星ギアの組み合わせや、ダブル遊星ギア同士の組み合わせがあるが、噛み合い効率や強度及び構成要素数で欠点が多く、適用しなかった。ここで、２個の遊星ギア列を第１及び第２遊星ギア列１０、２０とし、第１遊星ギア列１０のサンギアをＳ１、プラネットキャリアをＰ１、リングギアをＲ１とし、第２遊星ギア列２０のサンギアをＳ２、プラネットキャリアをＰ２、リングギアをＲ２とする。この２個の遊星ギア列からなる６種の組み合わせを、「請求項６」で請求するものである。

＜Ｍ−１＞
第１及び第２遊星ギア列１０、２０をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２を第１構成要素とし、第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１と第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２を連結して第２構成要素とし、第１遊星ギア列１０のプラネットキャリアＰ１を第３構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列１０、２０の互いのサンギアＳ１、Ｓ２を連結して第４構成要素とした組み合わせである。一般的に、シンプソン遊星ギアと呼ばれる組み合わせである。Ｃタイプ９ＡＴでは、前進１速段から３速段、及び後進段で、Ａタイプ９ＡＴでは、前進１速段と後進段で、第１構成要素にはＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）で減速された入力軸の大きなトルクが負荷される。第１構成要素は径の大きなリングギアＲ２であるため、径の小さなサンギアにトルクが作用する場合と比べ、リングギアとサンギアの歯数比分だけ負荷する歯面荷重が小さくなる（歯面荷重＝トルク／噛み合い径）。したがって、強度的に有利な組み合わせとなる。加えて、Ｃタイプ９ＡＴでは、前進の減速段と後進段において、第３ブレーキＢ３で制動する第４構成要素がサンギアＳ１、Ｓ２となり、サンギアには最も小さなトルクしか負荷されないため、第３ブレーキＢ３のブレーキトルク容量が小さくなる。因みに、サンギアに負荷するトルクとリングギアに負荷するトルクの合計が、プラネットキャリアが負荷するトルクであり、サンギアに負荷するトルクは、リングギアに負荷するトルクよりその歯数比分小さくなる。Ａタイプ９ＡＴでは、第３ブレーキＢ３は第２構成要素を制動し、第２構成要素はリングギアＲ１とプラネットキャリアＰ２のため、ブレーキトルク容量は大きくなる。

＜Ｍ−２＞
第１及び第２遊星ギア列１０、２０をシンプル遊星ギアとして、第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１と第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２を連結して第１構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列１０、２０の互いのプラネットキャリアＰ１、Ｐ２を連結して第２構成要素とし、第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２を第３構成要素とし、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１を第４構成要素とした組み合わせである。この組み合わせの特徴は、第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２とサンギアＳ２の歯数比を１．３から１．６と小さくして、第１遊星ギア列１０の径方向上部に２階建てに重ねて配したことで、軸方向をコンパクトにしたことである。第１構成要素は「Ｍ−１」と同じく、径の大きなリングギアＲ１とサンギアＳ２となるが、力の釣り合いからリングギアＲ１の負荷トルクからサンギアＳ２の負荷トルクを引いた値が第１構成要素の負荷トルクとなるため、第２遊星ギア列２０の強度は有利になるが、第１遊星ギア列１０には「Ｍ−１」の倍の負荷が作用し、強度的に有利とはならない。Ｃタイプ９ＡＴにおける第３ブレーキＢ３のブレーキトルク容量は、第４構成要素がサンギアＳ１のため、「Ｍ−１」同様小さくなる。この組み合わせは、Ａタイプ９ＡＴには、よい変速比がとりにくいので、向かない。

＜Ｍ−３＞
第１及び第２遊星ギア列１０、２０をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２を第１構成要素とし、第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１と第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２を連結して第２構成要素とし、第１遊星ギア列１０のプラネットキャリアＰ１と第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２を連結して第３構成要素とし、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１を第４構成要素とした組み合わせである。一般的な４ＡＴに多く用いられており、Ａ及びＣタイプ９ＡＴの両者において、変速比が適切にとれる。但し、強度的に有利とはならないが、Ｃタイプ９ＡＴにおける第３ブレーキＢ３のブレーキトルク容量は、第４構成要素がサンギアＳ１のため、「Ｍ−１」同様小さくなる。

＜Ｍ−４＞
第１遊星ギア列１０をダブル遊星ギアとし、第２遊星ギア列２０をシンプル遊星ギアとし、リングギアＲとプラネットキャリアＰを共有させ、ダブル遊星ギアとなる第１遊星ギア列１０のリングギアＲと噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２を第１構成要素とし、共有するプラネットキャリアＰを第２構成要素とし、共有するリングギアＲを第３構成要素とし、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１を第４構成要素とした組み合わせである。一般的な３ＡＴ，４ＡＴやＢタイプ６ＡＴ、８ＡＴに用いられており、軸方向がコンパクトになる利点があるが、ダブル遊星ギアを用いるため遊星ギアの噛み合い効率が悪くなる欠点がある。また、Ｂタイプ６ＡＴ、８ＡＴでは、径の小さなサンギアＳ１に減速された大きなトルクが入力するため、強度的に不利となる。この組み合わせは、Ｃタイプ９ＡＴには、よい変速比がとりにくいので、向かない。Ａタイプ９ＡＴでは、大きなトルクが作用する第１構成要素が、径の大きなサンギアＳ２となり、負荷頻度も前進１速段と後進段だけで小さく、加えて、前進の減速段で径の小さなサンギアＳ１には入力軸のトルクしか負荷されず、入力軸の回転が減速され大きなトルクが作用する負荷頻度の大きなＢタイプ６ＡＴ、８ＡＴより強度的に有利となる。

＜Ｍ−５＞
第１遊星ギア列１０をダブル遊星ギアとし、第２遊星ギア列２０をシンプル遊星ギアとし、リングギアＲとプラネットキャリアＰを共有させ、ダブル遊星ギアとなる第１遊星ギア列１０のリングギアＲと噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１を第１構成要素とし、共有するリングギアＲを第２構成要素とし、共有するプラネットキャリアＰを第３構成要素とし、第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２を第４構成要素とした組み合わせである。Ｃタイプ９ＡＴにおける第３ブレーキＢ３のブレーキトルク容量は、第４構成要素がサンギアＳ１のため、「Ｍ−１」同様小さくなり、かつまた、よい変速比がとれるが、Ａタイプ９ＡＴには、よい変速比がとりにくいので、向かない。なお、第１構成要素が、径の小さなサンギアＳ１となるため、「Ｍ−１」、「Ｍ−２」、及び「Ｍ−４」に比べ、強度的に不利となる。

＜Ｍ−６＞
第１及び第２遊星ギア列１０、２０をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２を第１構成要素とし、第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１を第２構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列１０、２０の互いのプラネットキャリアＰ１、Ｐ２を連結して第３構成要素とし、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１と第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２を連結して第４構成要素とした組み合わせである。Ａタイプ９ＡＴではよい変速比がとれるが、Ｃタイプ９ＡＴには向かない。この組み合わせは、シンプル遊星ギアの組み合わせである「Ｍ−１」、「Ｍ−２」、「Ｍ−３」と比べ、全体的に利点に乏しい。

ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）を構成する２個の遊星ギア列からなる「Ｍ−１」から「Ｍ−６」の６種の組み合わせのうち、「請求項２」、「請求項３」、及び「請求項６」に記載した「主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として」に該当する組み合わせは、「Ｍ−２」と「Ｍ−３」であり、この２種は、増速段で第２遊星ギア列２０にだけ動力が伝わるため、増速段において、第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０の連結を解除し、第１構成要素の回転をＣタイプ９ＡＴではハウジングに固定し、Ａタイプ９ＡＴでは入力軸に固定すれば、第１構成要素の高回転化を防ぐことができる。第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０の連結を解除するため、第１及び第２構成要素となる連結部のどちらか一方を、第４クラッチＣ４を介して連結した構造を請求したものである。このことは、後述する図１０と図１９で説明する。

＜ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）＞
図４は、Ｃタイプ９ＡＴとＡタイプ９ＡＴのＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）を構成する２個の遊星ギア列を組み合わせた構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、及びＤを形成する６種の模式図と速度線図を示す。両者の速度線図の共通点は、構成要素ＤとＢを第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２で制動可能とし、構成要素Ａに第１クラッチＣ１を介して入力軸の回転を入力し、構成要素Ｃを出力してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素と連結させることである。第１クラッチＣ１を締結して構成要素Ａに入力軸の回転を入力し、第１ブレーキＢ１を締結して構成要素Ｄを制動することにより入力軸の減速回転を得、第１クラッチＣ１を締結して構成要素Ａに入力軸の回転を入力し、第２ブレーキＢ２を締結して構成要素Ｂを制動することにより入力軸の逆回転を得、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を締結して構成要素ＤとＢを制動することにより零回転を得ることができる。なお、Ａタイプ９ＡＴにおいて、１個の減速回転と逆回転、及び零回転を得る別の手段として、構成要素Ａと入力軸を連結し、構成要素ＣまたはＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素を、第４ブレーキＢ４で制動可能とすることによっても可能となる。その場合、第１ブレーキＢ１を締結して構成要素Ｄを制動することにより入力軸の減速回転を得、第２ブレーキＢ２を締結して構成要素Ｂを制動することにより入力軸の逆回転を得、第４ブレーキＢ４を締結して零回転を得ることができる。Ｃタイプ９ＡＴは、Ａタイプ９ＡＴの１個の減速回転と逆回転、及び零回転を得る３種の変速形態に加え、構成要素Ｂに第２クラッチＣ２を介して入力軸の回転を入力する手段を有しており、第２クラッチＣ２を締結して構成要素Ｂに入力軸の回転を入力し、第１ブレーキＢ１を締結して構成要素Ｄを制動することにより、第１クラッチＣ１を締結して構成要素Ａに入力軸の回転を入力する場合より回転数の大きな入力軸の減速回転を得、第１及び第２クラッチＣ１，Ｃ２を締結して入力軸と直結した回転を得、都合５種類の変速形態を得ることができる。

本発明の「請求項１」は、Ｃタイプ９ＡＴとＡタイプ９ＡＴのＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の変速形態において、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の１個の減速回転と逆回転を得る共通する変速形態を請求するものである。第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を締結して零回転を得る変速形態も共通するが、Ａタイプ９ＡＴには、第４ブレーキＢ４で零回転を得る変速形態もあるので、零回転を得る変速形態は「請求項１」から外した。なお、１個の減速回転と逆回転を得る手段は、図２６に記載した特許文献７、８、及び９のように、構成要素Ｂを出力とし、クラッチで入力軸の回転を構成要素ＡとＤに切り換えて入力することでも可能となる。この方式は、Ｃタイプ９ＡＴの５種の変速形態を得るには有効な手段となるが、Ａタイプ９ＡＴの３種の変速形態を得る手段としては、減速比が適切な値にとれないことや、クラッチが合計で４個になりコンパクトに配することができなくなる欠点がある。なお、Ｃタイプ９ＡＴの５種の変速形態を得る手段として、本発明と特許文献７、８、及び９の手段はそれぞれ多少の利点欠点はあるが、大差はない。

図４において、Ｃタイプ９ＡＴとＡタイプ９ＡＴのＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の４個の構成要素は、２個の遊星ギア列からなり、６種の組み合わせを、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲの頭文字をとり「Ｆ−１」から「Ｆ−６」と命名し、模式図で記載する。６種の組み合わせはそれぞれ特徴があるので、構造とともに説明する。なお、記載したラビニョー遊星ギアの他に、シンプル遊星ギアとダブル遊星ギアの組み合わせや、ダブル遊星ギア同士の組み合わせがあるが、噛み合い効率や強度及び構成要素数で欠点が多く、適用しなかった。ここで、２個の遊星ギア列を第３及び第４遊星ギア列３０、４０とし、第３遊星ギア列３０のサンギアをＳ３、プラネットキャリアをＰ３、リングギアをＲ４とし、第４遊星ギア列４０のサンギアをＳ４、プラネットキャリアをＰ４、リングギアをＲ４とする。この２個の遊星ギア列からなる６種の組み合わせを、「請求項５」で請求するものである。

＜Ｆ−１＞
第３及び第４遊星ギア列３０、４０をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列４０のリングギアＲ４を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列３０のリングギアＲ３と第４遊星ギア列４０のプラネットキャリアＰ４を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列３０のプラネットキャリアＰ３を構成要素Ｃとし、第３及び第４遊星ギア列３０、４０の互いのサンギアＳ３、Ｓ４を連結して構成要素Ｄとした組み合わせである。一般的に、シンプソン遊星ギアと呼ばれる組み合わせである。Ｃタイプ９ＡＴでは構成要素ＡとＢに、Ａタイプ９ＡＴでは構成要素Ａに、入力軸の回転が入力される。この場合、構成要素Ａは径の大きなリングギアＲ４であり、構成要素Ｂは径の大きなリングギアＲ３であるため、径の小さなサンギアにトルクが作用する場合と比べ、リングギアとサンギアの歯数比分だけ歯面荷重が小さくなる。したがって、第３及び第４遊星ギア列３０、４０のギア巾が小さくでき、強度的に有利な組み合わせとなる。加えて、第１ブレーキＢ１で制動する構成要素ＤがサンギアＳ３、Ｓ４となり、サンギアには最も小さなトルクしか負荷されないため、第１ブレーキＢ１のブレーキトルク容量が小さくなる。このシンプソン遊星ギアは、噛み合い効率もよく、３ＡＴで最も多く使用されており、特許文献９でも主体的に用いている。但し、連結が少し複雑な構造となる難点がある。特許文献９の代表的な実施例を示す本願記載の図２６では、２個の減速回転は入力軸を構成要素Ａのリングギアに入力する変速形態となるが、逆回転は入力軸を構成要素Ｄのサンギアに入力する変速形態となり、本発明と比べ、強度的に一部不利となる。また、図２６では、前進１速の発進段における第１ブレーキＢ１のトルク容量は本発明の１．５倍程度大きくなり、このことも、第１ブレーキＢ１を発進デバイスとして滑らせて用いる場合、本発明のほうが有利となる。変速比の特性としては、入力軸の回転が構成要素Ａに入力し、構成要素Ｄが制動される場合、比較的減速比が大きくとれないので、ギアレンジを８から９にする場合に適する。それでも、従来の特許文献４、５、６に記載した７、８ＡＴのギアレンジより２０％は大きくとれる。

＜Ｆ−２＞
第３及び第４遊星ギア列３０、４０をシンプル遊星ギアとして、第３及び第４遊星ギア列３０、４０の互いのサンギアＳ３、Ｓ４を連結して構成要素Ａとし、第３遊星ギア列３０のプラネットキャリアＰ３を構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列３０のリングギアＲ３と第４遊星ギア列４０のプラネットキャリアＰ４を連結して構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列４０のリングギアＲ４を構成要素Ｄとした組み合わせである。一般的に、シンプソン遊星ギアと呼ばれる組み合わせであるが、入力軸の回転が入力される構成要素ＡがサンギアＳ４となるため、第４遊星ギア列４０の負荷荷重を小さくすることはできない。但し、「Ｆ−１」より軸方向がコンパクトに連結できるので、ギア巾が大きくなっても全体の軸方向の長さは、「Ｆ−１」とほぼ同じにできる。変速比の特性としては、入力軸の回転が構成要素Ａに入力し、構成要素Ｄが制動される場合、比較的減速比が大きくなるので、Ｃタイプ９ＡＴのギアレンジを１０以上にする場合に適する。Ａタイプ９ＡＴには、変速比の連なりが「Ｆ−１」より悪くなるので、向かない。

＜Ｆ−３＞
第３及び第４遊星ギア列３０、４０をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列４０のサンギアＳ４を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列３０のリングギアＲ３と第４遊星ギア列４０のプラネットキャリアＰ４を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列３０のプラネットキャリアＰ３と第４遊星ギア列４０のリングギアＲ４を連結して構成要素Ｃとし、第３遊星ギア列３０のサンギアＳ３を構成要素Ｄとした組み合わせである。変速比の自由度が高く、希望する変速比がとれるが、強度に対する利点はなく、軸方向の長さを短くはできない。したがって、ＦＲ方式には向くが、軸方向を短くしなければならないＦＦ方式には「Ｆ−１」、「Ｆ−２」より劣る。

＜Ｆ−４＞
第３遊星ギア列３０をダブル遊星ギアとし、第４遊星ギア列４０をシンプル遊星ギアとし、リングギアＲとプラネットキャリアＰを共有させ、ダブル遊星ギアとなる第３遊星ギア列３０のリングギアＲと噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第４遊星ギア列４０のサンギアＳ４に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第３遊星ギア列３０のサンギアＳ３を構成要素Ａとし、共有するリングギアＲを構成要素Ｂとし、共有するプラネットキャリアＰを構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列４０のサンギアＳ４を構成要素Ｄとした組み合わせである。「Ｆ−１」と同じような変速比となり、強度的な利点はないがコンパクトになるため、軸方向の長さは「Ｆ−１」と同じようにできる。但し、ダブル遊星ギアを用いるため、噛み合い効率が「Ｆ−１」より悪くなる。

＜Ｆ−５＞
第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）を構成要素Ｂとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ３、Ｐ４）を連結して構成要素Ｃとし、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ｄとした組み合わせである。「Ｆ−２」と同じような変速比となり、強度的な利点もない。

＜Ｆ−６＞
第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ａとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ３、Ｐ４）を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）を構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ｄとした組み合わせである。「Ｆ−１」と同じような変速比となり、強度的な利点もない。

ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）を構成する２個の遊星ギア列からなる「Ｆ−１」から「Ｆ−６」の６種の組み合わせのうち、「Ｆ−４」と「Ｆ−６」は、「Ｆ−１」と同じ変速比となり、「Ｆ−５」は、「Ｆ−２」と同じ変速比となる。しかも、「Ｆ−１」及び「Ｆ−２」より欠点が多いため、実施例は「Ｆ−１」、「Ｆ−２」、及び「Ｆ−３」を用いた。

ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）とＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）からなるＣタイプ９ＡＴの実施例である図５から図１０と、Ａタイプ９ＡＴの実施例である図１７から図１９は、「Ｍ−１」から「Ｍ−６」と、「Ｆ−１」から「Ｆ−６」の各６種の組み合わせにおいて、より適切な組み合わせを用いたものである。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−１、Ｍ−２）＞
図５は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−２」の第１遊星ギア列１０の径方向上部に第２遊星ギア列２０を２階建てに重ねて配した、極めてコンパクトになる変速装置である。乗用車のＦＦ用として、原動機と入力軸との間にダンパを配して直結とし、発進デバイスを第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２とした模式図と、トラックやバスのＦＲ（ＲＲ）用として、発進デバイスにモータジェネレータを出力軸に連結した模式図を示す。乗用車では、変速装置の後部にモータジェネレータを配するスペースはない。本願の図２６に参考として記載した特許文献９のＣ１−タイプ９ＡＴと比較し、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）は同一であり、各３個のクラッチとブレーキの配置や、変速装置への動力の入出力形態が同じとなる。したがって、大きさは同じとなる。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−１」となる２個の遊星ギア列の組み合わせも同じとなるが、段落「００６１」で説明したように、４個の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、及びＤの動力の入出力形態のみ異なるものである。特許文献９では、この極めてコンパクトになる配置を特許申請したが、本願では配置は特許申請していない。変速比を比較すると、図２６の特許文献９が前進１速段の４．８１１から前進９速段の０．４９２で、ギアレンジが９．７９となり、本発明の「Ｆ−１、Ｍ−２」の組み合わせが前進１速段の４．３５３から前進９速段の０．４９５で、ギアレンジが８．７９となり、若干、変速比がクロスになる。ギアの噛み合い効率は図２６の特許文献９と大差はなく、本願の図２３に示したＴＯＹＯＴＡのＢタイプ８ＡＴよりかなりよく、本願の図２４に示したＢＥＮＺのＣタイプ７ＡＴと図２５に示したＺＦのＤタイプ８ＡＴには若干及ばない。なお、この組み合わせは、入出力軸を同軸に配さねばならないＦＲ用としても極めてコンパクトな配置が可能となる。乗用車にもこの方式が適用できるが、入出力軸をコンパクトに同軸に配さねばならない用途としては、車体後部にパワーラインを配さねばならないＲＲ仕様のバスがある。特に、原動機を含めたパワーラインを車体の後部に横置きに配さなければならないインターシティバスや観光バスに最適となる。なお、トラックやバスのＦＲ（ＲＲ）用変速装置は、乗用車と異なり、原動機にぶら下げて配されるため、ある程度胴回りを太くし、軸方向をコンパクトにして強度的に耐え得る形状にしなければならず、この組み合わせは最適となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−２、Ｍ−２）＞
図６は、図５同様、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−２」の第１遊星ギア列１０の径方向上部に第２遊星ギア列２０を２階建てに重ねて配した、極めてコンパクトになる変速装置である。ＦＦ及びＦＲ用として、発進デバイスにトルクコンバータを用いた模式図を示す。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−２」となる２個の遊星ギア列の組み合わせも「Ｆ−１」と同じとなるが、段落「００６４」で説明したように、４個の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、及びＤの構成が異なる。ＦＦ用の模式図を構造図に表した図１２からわかるように、第４遊星ギア列４０のギア巾は「Ｆ−１」より大きくなるが、連結がコンパクトになるので、大きさは図２６の特許文献９や図５と同じく、極めてコンパクトな配置となる。変速比を比較すると、「Ｆ−２、Ｍ−２」の組み合わせが前進１速段の５．１９０から前進９速段の０．５０７で、ギアレンジが１０．２４と図２６の特許文献９より大きくなる。原動機の出力に対して、車体重量が大きくなるような車両に向いたギアトレンとなるが、変速比の連なりはワイドでもなく、一般の車両に適した変速比となり、ギアの噛み合い効率も「Ｆ−１、Ｍ−２」の組み合わせとほとんど同じとなる。当然、「Ｆ−１、Ｍ−２」の組み合わせと同様、トラックやバスの変速装置として、最適となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−３、Ｍ−２）＞
図７は、図５同様、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−２」の第１遊星ギア列１０の径方向上部に第２遊星ギア列２０を２階建てに重ねて配した、コンパクトになる変速装置である。ＦＦ及びＦＲ用として、発進デバイスにトルクコンバータを用いた模式図を示す。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−３」となる２個の遊星ギア列の組み合わせは、段落「００６５」で説明したように、強度に対する利点はなく、第３及び第４遊星ギア列３０，４０のギア巾を「Ｆ−１」より大きくしなければならず、ＦＦ用としては「Ｆ−１、Ｍ−２」及び「Ｆ−２、Ｍ−２」の組み合わせより劣る。変速比に関しては、「Ｆ−１、Ｍ−２」や「Ｆ−２、Ｍ−２」に対応可能な幅広い自由度がある。図７に示した変速比は、図２６の特許文献９の変速比に近くなるものを記載し、前進１速段が４．８５８、前進９速段が０．４９５で、ギアレンジが９．８１とした。ギアの噛み合い効率は、「Ｆ−１、Ｍ−２」及び「Ｆ−２、Ｍ−２」の組み合わせとほとんど同じとなる。当然、「Ｆ−１、Ｍ−２」の組み合わせと同様、トラックやバスの変速装置として、最適となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−１、Ｍ−１）＞
図８は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−１」のシンプソン遊星ギアを配した変速装置である。ＦＦ及びＦＲ用として、発進デバイスにトルクコンバータを用いた模式図を示す。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）を構成する第１及び第２遊星ギア列１０、２０は、段落「００５３」で説明したように、負荷荷重が小さくなるため、ギア巾が小さく配置できる。但し、「Ｍ−１」は第１及び第２遊星ギア列１０、２０を軸方向に並べて配するため、２階建てにして配する「Ｍ−２」より、第１遊星ギア列１０のギア巾が小さくても、全体の配置巾は大きくなる。変速比は、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）に左右され、ここでは「Ｆ−１」を用いるので、図５の「Ｆ−１、Ｍ−２」の組み合わせと同じように、前進１速段が４．３５１、前進９速段が０．５２９で、ギアレンジが８．２２となる。ギアの噛み合い効率は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）にシンプソン遊星ギアを用いたので、前進の減速段において、図５、図６、及び図７の「Ｍ−２」を用いたギアトレンよりよく、図２４に示したＢＥＮＺのＣタイプ７ＡＴと同等となる。なお、乗用車のＦＲ用変速装置は、原動機と一体として変速装置も懸架され、軸方向の長さはあまり制限されないため、ギアの噛み合い効率がよいこの組み合わせは最適となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−２、Ｍ−１）＞
図９は、図８同様、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−１」のシンプソン遊星ギアを配した変速装置である。ＦＦ及びＦＲ用として、発進デバイスにトルクコンバータを用いた模式図を示す。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）は、図６同様「Ｆ−２」を用い、変速装置の大きさは図８と変わらない。変速比は、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）に左右され、ここでは「Ｆ−２」を用いるので、図６の「Ｆ−２、Ｍ−２」の組み合わせと同じように、前進１速段が５．４５６、前進９速段が０．５４１で、ギアレンジが１０．０９となる。ギアの噛み合い効率は、図８と変わらない。当然、「Ｆ−１、Ｍ−１」の組み合わせと同様、乗用車のＦＲ用変速装置として、最適となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−３、Ｍ−３）＞
図１０は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−３」の組み合わせを配した変速装置である。ＦＦ及びＦＲ用として、発進デバイスにモータジェネレータ（ＭＧ）を入力軸と連結したＨＥＶ仕様の模式図を示す。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）を構成する第１及び第２遊星ギア列１０、２０は、段落「００５５」で説明したように、負荷荷重が小さくならないため、ギア巾が小さく配置できない。ここでは、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１を直接ハウジングに固定し、プラネットキャリアＰ２と第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の間にドグクラッチとなる第４クラッチＣ４を配する構造とした。これは、図５から図９の速度線図に記載したように、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が増速段で高回転となるのを防ぐためである。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が固定状態となる前進の減速段と後進段では、第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０は互いのプラネットキャリアとリングギアが連結して両方の遊星ギア列に動力が負荷されるが、入力軸の直結段及び増速段では、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１、第２、及び第３構成要素が、第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２、プラネットキャリアＰ２、リングギアＲ２となるため、第１遊星ギア列１０には動力が負荷されない。第１及び第２遊星ギア列１０，２０が連結状態では、図５から図９の速度線図に記載したように、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が増速段で高回転となる。そこで、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素をハウジングに常時固定し、プラネットキャリアＰ２と第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の間にドグクラッチとなる第４クラッチＣ４を配し、直結段及び増速段で第４クラッチＣ４を開放し連結を解くと、速度線図に示すように、第１及び第２遊星ギア列１０，２０が、それぞれ別の速度線図を形成し、高回転化を防ぐことができる。なお、第４クラッチＣ４をドグクラッチとしたのは、この連結力が入力軸トルクの７倍と大きくなるためで、摩擦部材による締結では、スペース的に困難となる。ドグクラッチは回転が同期しなければ係脱が困難であり、制御性が課題となる。「請求項２」と「請求項６」の一部は、この構造に関して請求したものである。なお、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）には図７と同じく「Ｆ−３」を用いて変速比の自由度が高いものとし、前進１速段が５．０９６、前進９速段が０．５６５で、ギアレンジが９．０２とした。ギアの噛み合い効率は、「Ｆ−１、Ｍ−２」及び「Ｆ−２、Ｍ−２」と「Ｆ−１、Ｍ−１」及び「Ｆ−２、Ｍ−１」の組み合わせの間となる。

図１１から図１６は、本発明におけるＣタイプ９ＡＴの実用性を確認するためにコンセプトした構造図であり、全て実用性の高いものである。乗用車のＦＦ用の代表的な実施例として、図５、図６、及び図９の模式図を図１１、図１２、及び図１３として構想設計し、乗用車のＦＲ用の代表的な実施例として、図９の模式図を図１４とし、トラックやバスのＦＲ（ＲＲ）用の代表的な実施例として、図６の模式図を図１５とし、図１５を図５の形態のＨＥＶ仕様として図１６に構想設計したものである。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−１、Ｍ−２）ＦＦ（Ｄ／Ｒ）＞
図１１は、図５の模式図を原動機からの入力動力を３００Ｎｍとしてコンセプト設計した構造図であり、軸方向長さが３２０ｍｍと、従来の４ＡＴよりコンパクトになる。当然、コストも低減され、将来有望な先進的ＡＴの形態になり得るものである。各遊星ギア列の歯数や変速比は、図５に基づいて設定したものである。図１１において、図の左側前方の図示しない原動機から回転変動吸収ダンパ２００ｃに動力が伝達され、変速装置の入力軸３に導かれる。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1ａと後部の変速機ケース１ｂとからなり、並行に配された中継軸７及び出力軸を含んだディファレンシャル装置９とを軸支する母体となる。回転変動吸収ダンパ２００ｃに連結された入力軸３は直接チャージングポンプを駆動し、前部の一端が保持部材２ａ、２ｂ、２ｃに配された軸受け４ａで、後部の一端が変速機ケース１ｂに配された軸受け４ｂで軸支される。保持部材２ａ、２ｂ、２ｃは、乾式のフロントケース1ａと湿式の変速機ケース１ｂを隔てる隔壁であり、入力軸３を軸支し変速装置のチャージングポンプを保持する。中継軸７は、一端がフロントケース１ａに配された軸受け４ｇで、もう一端が変速機ケース１ｂに配された軸受け４ｆで軸支され、入力軸３と同軸上の出力カウンターギア５と噛み合うカウンターギア６がスプラインで連結されると共に、出力軸を含んだディファレンシャル装置９に動力を伝達するピニオンギアが一体成形されている。また、出力軸部はディファレンシャル装置９のキャリアとなり、一端がフロントケース１ａに配された軸受け４ｉで、もう一端が変速機ケース１ｂに配された軸受け４ｈで軸支され、ピニオンギアと一体の中継軸７と噛み合う大歯車８がボルトで締結されている。周知の如く、ディファレンシャル装置９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が連結される。

変速機ケース１ｂは、後部が閉ざされており、軸方向中央部には隔壁１００が、外周でボルトにより変速機ケース１ｂに一体として締結されている。隔壁１００は、内周部が変速機前方に突き出た逆Ｌ字型の円筒形状をしており、内周円筒部の外周にアンギュラ軸受け４ｅが背面合わせでネジにより固定され、出力カウンターギア５を軸支する。出力カウンターギア５の前方には、第１遊星ギア列１０が配され、第１遊星ギア列１０を取り巻く形で外周部に第２遊星ギア列２０が２階建てで配され、さらに、その前方に第３クラッチＣ３が配される。第１と第２遊星ギア列１０、２０はシンプル遊星ギアで、第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の外周に第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２が一体形成されて、リングギアＲ１の歯部にＬ字形状の連結軸１７が第１遊星ギア列１０の前方でスプライン連結をする。連結軸１７は入力軸の周りにブシュ４ｃで回転自在に軸支され、隔壁１００の内周円筒部内側を通り後部に延材される。連結軸１７の周りには、ブシュ４ｍで、第１と第２遊星ギア列１０、２０の連結されたプラネットキャリアＰ１、Ｐ２の隔壁１００の内周円筒部まで延材した円筒部に、回転自在に軸支された連結軸１８が、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１にスプライン連結され、隔壁１００の内周円筒部内側を通り後部に延材される。第１遊星ギア列１０のプラネットキャリアＰ１は、リングギアＲ１とサンギアＳ１に噛み合う複数の遊星ギアを保持し、出力カウンターギア５側のサイド部材が外周方向に伸びて、第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２のサイド部材となり第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２とサンギアＳ２に噛み合う複数の遊星ギアを保持するとともに、隔壁１００の内周側に延材され、隔壁１００の内周円筒部内周に配されたニードルベアリング４ｋに軸支される。ここで複数の遊星ギアを保持しアンバランスになりやすい大重量の一体化されたプラネットキャリアＰ１、Ｐ２が、隔壁１００にしっかり軸支されたことになる。第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２のもう一方のサイド部材には、第３クラッチＣ３のハブが連結され、第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２は、出力カウンターギア５に、それぞれの歯部をスプラインとした連結部材で連結される。なお、第２遊星ギア列２０は第１遊星ギア列１０より歯面荷重が小さくなるため、巾が狭くて済み、中継軸７のピニオンギアとカウンターギア６の間の隙間に配される。

２階建ての第１と第２遊星ギア列１０、２０の前方に配された第３クラッチＣ３は、入力軸３に溶着されたクラッチドラムと、プラネットキャリアＰ２のサイド部材に連結したハブに係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、クラッチドラムに係止される摩擦部材（ドリブンプレート）と、リティニングリングで軸方向が規制されるエンドプレートと、摩擦部材を押圧するピストンと、ピストンの作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレートと、ピストンを開放状態に戻すリターンスプリングからなっており、入力軸３と、一体のプラネットキャリアＰ１、Ｐ２との締結及び開放をつかさどる。なお、クラッチドラムとピストンとの間、及びピストンとキャンセラープレートとの間の作動室には、保持部材２ｂのボス部外周から作動油が供給され、油圧サーボを形成する。

図１１と隔壁１００の後方に配された前置変速装置において、隔壁１００から軸方向順に、第３ブレーキＢ３と、第３遊星ギア列３０と、第４遊星ギア列４０と、第２クラッチＣ２と、第１クラッチＣ１とが配される。外周でボルトにより変速機ケース１ｂに一体として締結されている隔壁１００は、剛性の高い鋼で作られており、円周方向の中間部よりすこし上部に設けられた円筒状のドラムが、後部に配された第３遊星ギア列３０の上部まで延材され、このドラムの内周部に第３ブレーキＢ３の作動油圧室が形成され、外周部に第１ブレーキＢ１の作動油圧室が形成される。第３ブレーキＢ３は、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１に連結する連結軸１８と、第３遊星ギア列３０の外周に延材された連結軸１８のスプライン部に係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、隔壁１００のドラムの内周スプラインに係止される摩擦部材（ドリブンプレート）と、リティニングリングで軸方向が規制されるエンドプレートと、摩擦部材を押圧するピストンと、ピストンを開放状態に戻すリターンスプリングとからなっており、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１の制動及び開放をつかさどる。第３ブレーキＢ３のトルク容量は、段落「００５６」で記載したように、入力軸のトルクを１として、前進１速で２．１４９となり、後進（Ｒｅｖ）で１．８０４と、一般的な発進段で締結するブレーキのトルク容量より小さい。加えて、変速時にすべらす必要もなく、エネルギーを吸収し放熱させる必要性がない仕様としたため、比較的摩擦部材の径と枚数が小さくできる。また、内周が小さくなる隔壁１００の内周部からドラムにかけて、大きな面積がとれる位置にピストンを配することができるので、摩擦部材の押し付け力が大きくなり、第３ブレーキＢ３のトルク容量を満足さすことができる。通常の４ＡＴでは、発進段のブレーキの摩擦部材は、変速機ケースの径の大きな内周に枚数６〜７枚で配せられ、それに比べると半分の容量で済む。この構想図の特徴は、第３ブレーキＢ３の油圧サーボを隔壁１００に配したことにある。つまり、従来の発進段で締結するブレーキと比べ小さなトルク容量で済み、変速時もすべらす必要のない第３ブレーキＢ３の特徴を生かし、隔壁１００に第３ブレーキＢ３の油圧サーボとなるピストンとリターンスプリングを配し、図示しないコントロールバルブから変速機ケース１ｂを介して隔壁１００の第３ブレーキＢ３の大きな面積がとれる作動油圧室に作動油を導き、隔壁１００に配された摩擦部材の押し付け及び開放を行うようにしたことである。この構造により、第３ブレーキＢ３をコンパクトに配することができる。

第３遊星ギア列３０と第４遊星ギア列４０は、隔壁１００側から順に軸方向に並べて配される。第３遊星ギア列３０の遊星ギアは、サンギアＳ３とリングギアＲ３と噛み合い、プラネットキャリアＰ３に軸支される。リンギギアＲ３は、隔壁１００側でＬ字型の連結部材により第３遊星ギア列３０の内周部内側で入力軸３に軸支され、プラネットキャリアＰ３の第４遊星ギア列４０側のサイド部材は、リンギギアＲ３の外周を回り、隔壁１００側の内周部まで延材されて連結軸１７にスプライン連結し、サンギアＳ３は、第４遊星ギア列４０のサンギアＳ４と一体成形される。

第４遊星ギア列４０の遊星ギアは、サンギアＳ４とリングギアＲ４と噛み合い、プラネットキャリアＰ４に軸支される。リングギアＲ４には、軸方向がニードルベアリングで規制された第１クラッチＣ１のクラッチハブが溶着され、プラネットキャリアＰ４の隔壁１００と反対側のサイド部材は、逆Ｌ字型をして第４遊星ギア列４０の内周部内側でリンギギアＲ３に連結したＬ字型の連結部材にスプライン連結し、もう一方のサイド部材は、第４遊星ギア列４０の外周まで延材されて曲げられ、第２クラッチＣ２のクラッチハブとなる。サンギアＳ３と一体となるサンギアＳ４は、プラネットキャリアＰ４のサイド部材に軸支されるとともに、歯部に第３ブレーキの外周まで延材されて曲げられた第１ブレーキＢ１のブレーキハブがスプライン連結される。さらに、第２クラッチＣ２のクラッチハブの外周には、第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２の外周まで延材されて曲げられた第２ブレーＢ２のブレーキハブがスプライン連結される。

変速機ケース１ｂの閉ざされた後部には、第２クラッチＣ２と第１クラッチＣ１が、クラッチドラムが共有された２連クラッチとして配される。第１、第２クラッチＣ１、Ｃ２は、共有したクラッチドラムと、クラッチドラムの内周スプラインの軸方向中央にリティニングリングで固定されたエンドプレートと、エンドプレートの後方でクラッチドラムの内周スプラインに係止される第１クラッチＣ１の摩擦部材（ドリブンプレート）と、リングギアＲ４に溶着されたた第１クラッチＣ１のクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、摩擦部材を押圧するピストンと、エンドプレートの前方でクラッチドラムの内周スプラインに係止される第２クラッチＣ２の摩擦部材（ドリブンプレート）と、プラネットキャリアＰ４に連結された第２クラッチＣ２のクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、摩擦部材をリティニングリングで固定されたＬ字型フランジで押圧するピストンと、スタッドピンでピストンに連結され、ピストンをクラッチドラムに戻すリターンスプリングの支点となるキャンセラプレートとから成っている。第１、第２クラッチＣ１、Ｃ２のクラッチドラムは、変速機ケース１ｂの閉ざされた後部の内周ボス部外周から作動油が供給される入力軸３にスプライン連結されたクラッチハブに溶着され、第１クラッチＣ１のピストンと第２クラッチＣ２のピストンは、クラッチドラムを挟んで配され、第１クラッチＣ１は、プッシュタイプのピストンで入力軸３とリングギアＲ４の締結及び開放をつかさどり、第２クラッチＣ２は、プルタイプのピストンで入力軸３とプラネットキャリアＰ４の締結及び開放をつかさどる。２連クラッチＣ１、Ｃ２は、クラッチドラムとリターンスプリングとキャンセラプレート及びエンドプレートを共有して軸方向にコンパクトに配することができるもので、本願出願人が特開２００７−５１６５１で提案したものである。

第３ブレーキＢ３の外周に配された第１ブレーキＢ１は、隔壁１００の円筒状ドラムの外周部に形成された作動油圧室に配されたピストンと、円筒状ドラムにリティニングリングで固定されたスプリングホルダーとピストンとの間に配されたリターンスプリングと、変速機ケース１ｂの内周に形成されたスプラインに係止される摩擦部材（ドリブンプレート）、及びエンドプレートと、第３及び第４遊星ギア３０、４０の一体となるサンギアＳ３、Ｓ４にスプライン連結されたブレーキハブに係止される摩擦部材（ドライブプレート）とからなり、サンギアＳ３、Ｓ４の制動及び開放をつかさどる。

２連クラッチとなる第１、第２クラッチＣ１、Ｃ２の外周に配された第２ブレーキＢ２は、変速機ケース１ｂの後端外周部に形成された作動油圧室に配されたピストンと、変速機ケース１ｂの外周部にリティニングリングで固定されたスプリングホルダーとピストンとの間に配されたリターンスプリングと、変速機ケース１ｂの内周に形成されたスプラインに係止される摩擦部材（ドリブンプレート）、及び変速機ケース１ｂの外周部に軸方向がリティニングリングで規制されるエンドプレートと、クラッチハブの外周にスプライン連結されたブレーキハブに係止される摩擦部材（ドライブプレート）とからなり、プラネットキャリアＰ４とリングギアＲ３の制動及び開放をつかさどる。

第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２は、発進デバイスとしての構造を表したものである。第１ブレーキＢ１のトルク容量は、入力軸のトルクを１として、前進１速で１．１８９となり、第２ブレーキＢ２のトルク容量は、後進（Ｒｅｖ）で２．８１４となる。ＡＴとして変速時にショック吸収のため短時間すべらすような使い方をするなら、本願の構造図の第１ブレーキＢ１では、摩擦部材（ドライブプレート）、及び（ドリブンプレート）の枚数は各３枚で十分となる。後進（Ｒｅｖ）ではそれほどすべらす必要もなく、第２ブレーキＢ２の摩擦部材（ドライブプレート）、及び（ドリブンプレート）の枚数は各２枚で十分となる。しかしながら、本願では発進デバイスとして用いるため、車両のクリープが実現できるように、低トルク低回転で常時すべらす仕様にしなければならない。問題は摩擦部材のすべりによる発熱を、いかに吸収し冷却するかである。まず第１に、本願では、摩擦部材のスティックスリップによるシャダー振動をなくすため、ディッシュプレートをドリブンプレートに保持させ、ピストンで押圧する構造とした。第２に、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材の枚数を倍の６枚と４枚にするとともに、１枚当りの摩擦表面積を増やすことで冷却面積を増やした。第３に、摩擦部材の摩擦部の中央同一径部に複数の貫通長穴を設け、摩擦部材がすべっている間中、エンドプレートを通して変速機ケース１ｂから冷却油を貫通穴に流し込み、確実に冷却できる構造とした。詳細は、図２２に記載している。本願出願人が提案した特開２００９−２３６２３４にも同様のブレーキ構造を提案しているが、このブレーキは特許文献９のように発進段となる前進１速と後進（Ｒｅｖ）で共通に用いるブレーキに関しての提案である。本発明では、前進１速と後進（Ｒｅｖ）で用いるブレーキは、それぞれ第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２と別々になるため、「請求項６」で第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の構造を請求した。なお、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を発進デバイスとして用いた図１１以外の図面においても、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材を発進デバイスと同じ仕様で記した。これは、トルクコンバータや流体継手を発進デバイスとして用いた場合も、トルクコンバータや流体継手の容量を上げて、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材をすべらせて発進に用い、燃費の向上を可能としたためである。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−２、Ｍ−２）ＦＦ（Ｔ／Ｃ）＞
図１２は、図６の模式図を原動機からの入力動力を３００Ｎｍとしてコンセプト設計した構造図であり、軸方向長さが３７０ｍｍと、６ＡＴとかわらないか、むしろコンパクトになる。図１１の発進デバイスをトルクコンバータ２００ａに変え、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速装置）を「Ｆ−１」から「Ｆ−２」に変えたもので、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速装置）は同じである。回転変動吸収ダンパ２００ｃがトルクコンバータ２００ａに変わったため、軸方向長さが３２０ｍｍから３７０ｍｍと長くなる。なお、トルクコンバータ２００ａは、「背景技術」の段落「００１８」で説明したように、本願出願人の特開２００８−１９６６６０による、独立した油圧室を備えるにもかかわらず、外部からの油通路が２通路で済む、コンパクトなロックアップクラッチを備えたトルクコンバータとした。各遊星ギア列の歯数や変速比は、図６に基づいて設定したものである。図１２において、図の左側前方の図示しない原動機から流体伝導装置であるトルクコンバータ２００ａに動力が伝達され、変速装置の入力軸３に導かれる。トルクコンバータ２００ａは、インペラ、タービン、ステータ、及びインペラとタービンの係脱を行うロックアップクラッチからなり、インペラがチャージングポンプを駆動し、ステータがワンウェイクラッチ介して保持部材２ｃでハウジングとなるフロンとケースに固定され、タービンが入力軸３に連結される。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1ａが図１１より長くなるだけで、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速装置）の「Ｆ−１」の配置構造や後部の変速機ケース１ｂや並行に配された中継軸７及び出力軸を含んだディファレンシャル装置９は、図１１と同じとなる。しかも、隔壁１００の後部に配される第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２と第１、第２、及び第３ブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３の構造配置も図１１と同じとなるので、これらの説明を省略する。

図１２の隔壁１００の後方に配された前置変速装置において、隔壁１００から軸方向順に、第３ブレーキＢ３と、第４遊星ギア列４０と、第３遊星ギア列３０と、第２クラッチＣ２と、第１クラッチＣ１とが配される。つまり、図１１とは、第３遊星ギア列３０と、第４遊星ギア列４０が逆に配されることになる。したがって、第４遊星ギア列４０と第３遊星ギア列３０は、隔壁１００側から順に軸方向に並べて配され、第４遊星ギア列４０の遊星ギアは、サンギアＳ４とリングギアＲ４と噛み合い、プラネットキャリアＰ４に軸支される。第４遊星ギア列４０のリングギアＲ４は、軸方向がニードルベアリングで規制されるとともに、第３ブレーキＢ３の円筒状のドラムの外周まで延材されて曲げられた第１ブレーキＢ１のブレーキハブが溶着され、プラネットキャリアＰ４の隔壁１００側のサイド部材が第４遊星ギア列４０の内周部にＬ字状に曲げられて連結軸１７とスプライン連結され、もう一方のサイド部材が第３遊星ギア列３０のリングギアＲ３に溶着される。サンギアＳ４は、第３遊星ギア列３０のサンギアＳ３と一体成形される。

第３遊星ギア列３０の遊星ギアは、サンギアＳ３とリングギアＲ３と噛み合い、プラネットキャリアＰ３に軸支される。第４遊星ギア列４０のサンギアＳ４と一体成形されるサンギアＳ３は、入力軸３に軸支され第３遊星ギア列３０の後部に延材される第１クラッチＣ１のクラッチハブと内周部でスプライン連結される。プラネットキャリアＰ３は、隔壁１００側から遠ざかる方のサイド部材が第３遊星ギア列３０の外周部に延材され第２クラッチＣ２のクラッチハブになるとともに、第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２の外周まで延材されて曲げられた第２ブレーＢ２のブレーキハブがスプライン連結される。前述の如く、リングギアＲ３は、第４遊星ギア列４０のプラネットキャリアＰ４に連結される。

段落「００６４」で説明したように、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速装置）を「Ｆ−２」にした場合は、「Ｆ−１」と比べ第４遊星ギア列４０の負荷荷重を小さくすることはできない。そのため、第４遊星ギア列４０のギア巾を大きくしなければならないが、第３遊星ギア列３０のリングギアＲ３が第４遊星ギア列４０のプラネットキャリアＰ４に連結され連結軸１７と連結する構造が、「Ｆ−１」よりコンパクトになるので、ギア巾を小さくできる「Ｆ−１」と同じスペースで配置できる。なお、前進１速と後進（Ｒｅｖ）の変速比が「Ｆ−１」より大きくなるため、その分、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の容量は大きくしなければならないが、一般的なＡＴより小さくて済み、有利となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−２、Ｍ−１）ＦＦ（Ｔ／Ｃ）＞
図１３は、図９の模式図を原動機からの入力動力を３００Ｎｍとしてコンセプト設計した構造図であり、軸方向長さが４００ｍｍと、ＦＦとしては限界の長さとなる。しかし、トルクコンバータ２００ａに代えて後述する流体継手２００ｂを用いれば、軸方向が１０ｍｍ短くなり、図１１のような回転振動吸収ダンパ２００ｃを用いれば、全長が３５０ｍｍと４ＡＴと同等、またはそれ以下となる。図１３は、図１２で使用しているＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速装置）を「Ｍ−２」から「Ｍ−１」に変えたもので、発進デバイスのトルクコンバータ２００ａや、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速装置）の「Ｆ−２」等、全体の配置や動力伝達構造は図１２と同じであり、それらの説明を省略する。なお、段落「００７４」で説明したように、図１１や図１２で用いたＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速装置）である「Ｍ−２」の第１遊星ギア列１０より、「Ｍ−１」の第１遊星ギア列１０のギア巾は小さくできるが、第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０を軸方向に並べて配するため、２階建てに配する「Ｍ−２」より、軸方向が３０ｍｍ長くなる。

図１３の隔壁１００の前方に配された主変速装置において、変速機ケース１ｂは、後部が閉ざされており、軸方向中央部には隔壁１００が、外周でボルトにより変速機ケース１ｂに一体として締結されている。隔壁１００は、内周部が変速機前方に突き出た逆Ｌ字型の円筒形状をしており、内周円筒部の外周にアンギュラ軸受け４ｅが背面合わせでネジにより固定され、出力カウンターギア５を軸支する。出力カウンターギア５の前方には、第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０が軸方向順に配され、さらに、その前方に第３クラッチＣ３が配される。第１遊星ギア列１０の複数の遊星ギアは、リングギアＲ１とサンギアＳ１に噛み合い、プラネットキャリアＰ１に保持される。プラネットキャリアＰ１は、サイド部材と遊星ギアの軸支部材からなり、サイド部材には外周部で連結部材が溶着され、連結部材が出力カウンターギア５の歯部にスプライン連結し、プラネットキャリアＰ１と出力カウンターギア５を連結する。サンギアＳ１は、第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２と一体成形されて、内周に円筒状の連結軸１８がスプライン連結され、リングギアＲ１は、第２遊星ギア列２０の外周側に曲げられて、第３クラッチＣ３の摩擦部材（ドライブプレート）を係止するプラネットキャリアＰ２のサイド部材のスプラインに連結し軸方向がリティニングリングで規制されて係止される。第２遊星ギア列２０の複数の遊星ギアは、リングギアＲ２とサンギアＳ２に噛み合い、プラネットキャリアＰ２に保持される。プラネットキャリアＰ２は、サイド部材と遊星ギアの軸支部材からなり、前方に配されたサイド部材は、Ｌ字型で第２遊星ギア列２０の内周に曲げられて第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１と一体のサンギアＳ２をブシュで軸支し、もう一方のサイド部材は、前述の如く、第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１とスプライン連結し、第３クラッチＣ３の摩擦部材（ドライブプレート）を係止する。リングギアＲ２には、前方の歯部にＬ字型の連結軸１７がスプライン連結される。主変速装置の軸中心には、入力軸３が配され、入力軸３は、円筒状の連結軸１７をブシュ４ｃで軸支し、連結軸１７は、プラネットキャリアＰ２のＬ字型のサイド部材をブシュで軸支する。また、第１遊星ギア列１０のプラネットキャリアＰ１の隔壁１００側のサイド部材は、出力カウンターギア５にインロー部Ｙと歯部のスプライン連結により連結され、隔壁１００の内周側にＬ字型に曲げられ、ブシュ４ｍで円筒状の連結軸１８を軸支する。連結軸１８を、軸支しやすい連結軸１７で軸支しない理由は、連結軸１８が極めて高回転をし、連結軸１７が逆回転をして、相対回転速度が過大になる場合があるためで、第４構成要素の連結軸１８と速度線図の隣に位置する第３構成要素の出力カウンターギア５と一体のサイド部材が軸支すれば、相対回転速度が最も小さくなるよう配することができる。

第２遊星ギア列２０の前方に配された第３クラッチＣ３は、入力軸３に溶着されたクラッチドラムと、プラネットキャリアＰ２のサイド部材に係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、クラッチドラムに係止される摩擦部材（ドリブンプレート）と、リティニングリングで軸方向が規制されるエンドプレートと、摩擦部材を押圧するピストンと、ピストンの作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレートと、ピストンを開放状態に戻すリターンスプリングからなっており、入力軸３と、第２構成要素となる第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１と連結した第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２との締結及び開放をつかさどる。なお、摩擦部材は、第２遊星ギア列２０の外周に配され、クラッチドラムとピストンとの間、及びピストンとキャンセラープレートとの間の作動室には、保持部材２ｂのボス部外周から作動油が供給され、油圧サーボを形成する。

第１遊星ギア列１０の歯数比は（ＺＲ１／ＺＳ１＝２.８００）、第２遊星ギア列２０の歯数比は（ＺＲ２／ＺＳ２＝２．２００）で、第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の方が、第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２よりかなり大きくなる。この小さい第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２の外周に第３クラッチＣ３の摩擦部材を配すれば、軸方向が短くできる。なお、主変速装置で最大外径となる第３クラッチＣ３のクラッチドラムの外径と、第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の外径は、ほぼ同じで、この大きさでは、出力軸に配された大歯車８とは干渉しない。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−２、Ｍ−１）ＦＲ＞
図１４は、図９のＦＲの模式図を、トルクコンバータを発進デバイスとして乗用車用にコンセプト設計した構造図である。乗用車のＦＲ用変速装置では、軸方向の長さ規制が厳しくないが、軽量化が必要なため、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速装置）とＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速装置）には、負荷荷重が小さくなり遊星ギアの噛み合い効率もよい「Ｍ−１」と「Ｆ−１」及び「Ｆ−２」が適切で、ここではギアレンジが大きくなる「Ｆ−２」を図１４の実施例とした。主変速装置と前置変速装置の配置は、ＦＲでは軸方向の長さが規制されないため、図８にＦＲとして記載した出力軸を内周からだす形態も可能となるが、主変速装置と前置変速装置を隔壁１００で分離して隔壁１００に主変速装置の第３ブレーキＢ３の油圧サーボを配する構造の方がシンプルになる。また、ＦＲといえども、体積が増えると重量増につながるため、ある程度のコンパクトさは必要となる。そこで、前置変速装置を、各摩擦部材が遊星ギア列の外周に配される構造とし、主変速装置を、第３クラッチＣ３の摩擦部材が遊星ギア列の外周に配される構造とした。図１４では、発進デバイスとしてトルクコンバータ２００ａを用いているが、当然、トルクコンバータに代えて後述する流体継手２００ｂを用いることや、回転変動吸収ダンパ２００ｃを用いて第１、第２ブレーキＢ１、Ｂ２を発進デバイスとすることができる。

図１４において、変速機ケース１ｄは一体形状をしており、前部でトルクコンバータ２００ａを保持し、後部で出力軸３ｃを軸受け４ｉ、４ｈで軸支する。変速機ケース１ｄの前部には、乾式となるトルクコンバータ側と湿式となる変速機側を隔てる保持部材２ａ、２ｂがボルトで一体として締結され、中央部には、主変速装置と前置変速装置を隔てる隔壁１００が一体としてスプライン締結される。変速機の左前方には、図示しない原動機が配され、トルクコンバータ２００ａを介して動力が変速機に入力される。トルクコンバータ２００ａの出力部に連結された入力軸３ａは、保持部材２ａ、２ｂに配された軸受け４ａ、４ｂで軸支され、保持部材２ａ、２ｂに隣接した第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２の共有されたクラッチドラムが溶着される。変速機の回転中心部には、入力軸３ａとスプライン連結した入力軸３ｂが配され、後端で出力軸３ｃに軸受け４ｄで軸支されるとともに、第３クラッチＣ３のクラッチドラムが溶着される。ここで、入力軸３ａ、３ｂは、変速機の前端で第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２と連結し、後端で第３クラッチＣ３と連結したことになる。入力軸３ｂの外周には軸受け４ｃで軸支された連結軸１７が配される。連結軸１７は、隔壁１００の内周を通して前置変速装置の出力構成要素と主変速装置の第１構成要素を連結する。

隔壁１００の前方に配されたＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速装置）部は、隔壁１００から軸方向順に、ワンウェイクラッチＯＷＣと、第１ブレーキＢ１と、第４遊星ギア列４０（Ｓ４、Ｐ４、Ｒ４）と、第３遊星ギア列３０（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）と、第２クラッチＣ２と、第１クラッチＣ１とが配される。第３遊星ギア列３０と第４遊星ギア列４０は、シンプル遊星ギアであり、第３遊星ギア列３０のサンギアＳ３が第４遊星ギア列４０のサンギアＳ４と一体成形され、第３遊星ギア列３０のリングギアＲ３が、第４遊星ギア列４０のプラネットキャリアＰ４のサイド部材に溶着され、プラネットキャリアＰ３が、第３遊星ギア列３０の外周部に延材され第２クラッチＣ２のクラッチハブになるとともに、第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２の外周まで延材されて曲げられた第２ブレーＢ２のブレーキハブがスプライン連結される。第３遊星ギア列３０のリングギアＲ３に溶着されたプラネットキャリアＰ４のサイド部材が、第４遊星ギア列４０の内周部にＬ字状に曲げられて連結軸１７とスプライン連結され、リングギアＲ４は、外周にスプライン加工がなされ軸方向がニードルベアリングで規制されて第１ブレーキＢ１の摩擦部材を係止し、サンギアＳと一体成形されるサンギアＳ４が、入力軸３に軸支され第３遊星ギア列３０の前部に延材される第１クラッチＣ１のクラッチハブと内周部でスプライン連結される。

第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２は、摩擦部材を軸方向に並べて第３遊星ギア列３０の外周に配した、第２クラッチＣ２がプルタイプで第１クラッチＣ１がプッシュタイプとなる２連クラッチであり、図１１、図１２、及び図１３の第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２と同じ構造である。ここで、第１クラッチＣ１は、入力軸３ａの回転を第３及び第４遊星ギア列３０、４０のサンギアＳ３、Ｓ４に入力可能とし、第２クラッチＣ２は、入力軸３ａの回転を第３遊星ギア列３０のプラネットキャリアＰ３に入力可能とする。第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２の外周には、第２ブレーキＢ２が配され、前端の保持部材２ａに油圧サーボが配され変速機ケース１ｄの内周スプラインに摩擦部材が係止される。ここで、第２ブレーキＢ２は、第３遊星ギア列３０のプラネットキャリアＰ３を制動可能にする。隔壁１００は、断面がＴ字型形状で、内周が連結軸１７近くまで延材され、内周の前方が逆Ｌ字型に成形され、逆Ｌ字の外周にワンウェイクラッチＯＷＣのアウターレースがスプライン連結され、後述する第１及び第２遊星ギア列１０、２０の一体成形されるサンギアＳ１、Ｓ２の延材部をインナーレースとしてアウターレースとの間にワンウェイクラッチＯＷＣが配される。隔壁１００のＴ字型形状の前方となる外周のドラム部が、第４遊星ギア列４０の外周に延材され変速機ケース１ｄと一体になるよう変速機ケース１ｄの内周にスプライン連結され、外周のドラム部に第１ブレーキＢ１の摩擦部材が係止され、ワンウェイクラッチＯＷＣの外周部の隔壁１００に第１ブレーキＢ１の油圧サーボが配される。ここで、第１ブレーキＢ１は、第４遊星ギア列４０のリングギアＲ４を制動可能にし、ワンウェイクラッチＯＷＣは、第１及び第２遊星ギア列１０、２０のサンギアＳ１、Ｓ２を入力軸の回転と同方向にしか回転させない役目を担う。図１４の第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材は、「請求項４」に記載しているように、同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するような構造になっている。特に、第４遊星ギア列４０の外周の広い空間に摩擦部材を配することで、第１ブレーキＢ１のすべりによる発熱に対応できる冷却構造を実現したものである。なお、第２ブレーキＢ２も摩擦部材を配する空間が広くとれ、同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するような構造がとれる。なお、ワンウェイクラッチＯＷＣは補助的な役目であり、特に装備する必要はない。

隔壁１００の後方に配されたＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速装置）部は、隔壁１００から軸方向順に、第３ブレーキＢ３と、第１遊星ギア列１０（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）と、第２遊星ギア列２０（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ２）と、第３クラッチＣ３と、出力軸３ｃが配される。第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０は、シンプル遊星ギアであり、第４構成要素となる１遊星ギア列１０のサンギアＳ１が第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２と一体成形され、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１の前方の隔壁１００側には第３ブレーキＢ３の摩擦部材を係止するハブ（連結軸）１８がスプライン連結される。第３構成要素となる第１遊星ギア列１０のプラネットキャリアＰ１は、隔壁１００側のサイド部材が外周方向に延材され、第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０の外周部を通る出力軸３ｃのパーキングギア６ａの直下に溶着された出力ドラム１９とスプライン連結する。第１構成要素となる第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２は、後方で連結軸１７とスプライン連結し、第２構成要素となる第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２は、前方のサイド部材が第２遊星ギア列の外周に延材され、後方に延材される第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１とスプライン連結するとともに、第３クラッチＣ３の摩擦部材を係止する。

Ｔ字型形状の隔壁１００は、後部外周のドラムに第３ブレーキＢ３の摩擦部材を係止し、隔壁１００の内周から外周にかけ第３ブレーキＢ３の油圧サーボが配される。ここで、第３ブレーキＢ３は、第１及び第２遊星ギア列１０，２０の連結されたサンギアＳ１、Ｓ２を制動可能にする。なお、第３ブレーキＢ３はすべらす必要がないため、摩擦部材の締結面圧を上げる仕様として隔壁１００の内周から外周にかけ摩擦部材を押圧するピストンを配したので、受圧面積が大きくなり締結力が増し、摩擦部材の枚数や摩擦面積を減らしてコンパクトに配すことができるとともに、連れ周り損失を低減することができる。第３クラッチＣ３は、入力軸３ｂの後端に溶着されたドラムが第２遊星ギア列２０の外周まで延材され摩擦部材を係止し、入力軸の回転を第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１に連結された第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２に入力可能とする。なお、第３クラッチＣ３の作動油は、変速機ケース１ｂの後部の出力軸３ｃを軸支する軸受け４ｉと４ｈの間に配されたスリーブ２ｄから、出力軸３ｃと入力軸３ｂに設けられた油穴を通って供給される。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−２、Ｍ−２）ＦＲ＞
図１５は、図６のＦＲの模式図を、トルクコンバータを発進デバイスとしてトラックやバス用にコンセプト設計した構造図である。トラックやバスのＦＲ（ＲＲ）用変速装置では、原動機から伸びた剛性の高いベルハウジングに変速装置がぶら下がる形で搭載されるため、軸方向のコンパクトさと変速機ケースの剛性が要求される。当然、軽量化も必要なため、乗用車と同じくＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速装置）とＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速装置）には、負荷荷重が小さくなり遊星ギアの噛み合い効率もよい「Ｍ−１」と「Ｆ−１」及び「Ｆ−２」が適切となるが、ここではＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速装置）によりコンパクトとなる「Ｍ−２」を用い、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速装置）にギアレンジが大きくなる図１４と同じ「Ｆ−２」を用いた。なお、この組み合わせは、図１２に示した乗用車用ＦＦと同じであり、当然、乗用車用ＦＲにも適切な組み合わせとなる。また、トラックやバスでは、リターダやクーラを変速装置に付けることが必要となるため、後部に流体式リターダやクーラが配置できるよう、変速機ケースにリアケースを取り付ける形態とした。構造的には乗用車用としてコンセプトした図１４より、遊星ギアを２階建てにした分胴回りを太くするとともに隔壁１００を変速機ケース１ｄと一体化してハウジングの剛性を上げ、ワンウェイクラッチＯＷＣを外してブレーキＢ１をコンパクト設計にすることで、既存のトラックやバスの６ＡＴと同等以下のコンパクトさを実現した。

図１５において、ハウジングは変速機ケース１ｄとリアケース１ｅに２体化されており、変速機ケース１ｄの軸方向中央部に隔壁が設けられ、隔壁の前方にＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速装置）が配され、隔壁の後方にＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速装置）が配される。これは、ブレーキやクラッチといった締結要素も含めて図１４と同じ配置である。隔壁の前方には第１ブレーキＢ１の油圧サーボが配され、隔壁の後方には第３ブレーキＢ３の油圧サーボが配される。図１４では、第１ブレーキＢ１のピストンにリターンスプリングを付けたが、変速機ケース１ｄの外周溝の摩擦部材の両端のエンドプレートとドリブンプレートの間にリターンスプリングを配したので、リターンスプリング分軸方向が短くなる。隔壁前方のＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（装置前置変速）の構造は、図１４と全く同じのため、説明を省略する。変速機の回転中心部には、入力軸３ａとスプライン連結した入力軸３ｂが配され、後端で出力軸３ｃに軸受け４ｄで軸支されるとともに、第３クラッチＣ３のクラッチドラムが溶着される。ここで、入力軸３ａ、３ｂは、変速機の前端で第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２と連結し、後端で第３クラッチＣ３と連結したことになる。入力軸３ｂの外周には軸受け４ｃで軸支された連結軸１７が配される。連結軸１７は、隔壁の内周を通して前置変速装置の出力構成要素と主変速装置の第１構成要素を連結する。

隔壁の後方には、隔壁から軸方向順に、第３ブレーキＢ３と、第１遊星ギア列１０（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）と、第１遊星ギア列１０の外周部に２階建てとなる第２遊星ギア列２０（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ２）と、第３クラッチＣ３と、出力軸３ｃが配される。第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０は、シンプル遊星ギアであり、第４構成要素となる１遊星ギア列１０のサンギアＳ１の円筒部がＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（装置前置変速）まで延材され、ニードルローラベアリングで連結軸１７の外周に軸支され、前方で第３ブレーキＢ３の摩擦部材を係止するハブ（連結軸）１８がスプライン連結される。第３構成要素となる第２遊星ギア列２０のリングギアＲ２は後方に延材され、出力軸３ｃのパーキングギア６ａの直下に溶着された連結部材１９とスプライン連結する。第１構成要素となる第１遊星ギア列１０のリングギアＲと第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２は、一体成形され、後方で連結軸１７とスプライン連結し、第２構成要素となる第１及び第２遊星ギア列１０、２０のプラネットキャリアＰ１，Ｐ２は、前方のサイド部材が一体となり内周部が前方に延材されてサンギアＳ１の円筒部外周にニードルベアリングで軸支され、第２遊星ギア列２０の後方のサイド部材が後方に延材されて第３クラッチＣ３の摩擦部材を係止する。

隔壁後部の変速機ケース１ｄのスプライン部には第３ブレーキＢ３の摩擦部材を係止され、第１遊星ギア列１０の連結されたサンギアＳ１を制動可能にする。なお、第３ブレーキＢ３はすべらす必要がないため、摩擦部材の締結面圧を上げる仕様として隔壁の内周から外周にかけ摩擦部材を押圧するピストンを配したので、受圧面積が大きくなり締結力が増し、摩擦部材の枚数や摩擦面積を減らしてコンパクトに配すことができるとともに、連れ周り損失を低減することができる。第３クラッチＣ３は、入力軸３ｂの後端に溶着されたドラムが第２遊星ギア列２０の外周まで延材され摩擦部材を係止し、入力軸の回転を第１及び第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ１，Ｐ２に入力可能とする。なお、第３クラッチＣ３の作動油は、変速機ケース１ｂの後部の出力軸３ｃを軸支する軸受け４ｉと４ｈの間に配されたスリーブ２ｆから、出力軸３ｃと入力軸３ｂに設けられた油穴を通って供給される。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−２、Ｍ−２）ＭＧＦＲ＞
図１６は、図１５と変速装置部を同一にし、発進デバイスとして後端にモータジェネレータを配したトラックやバス用にコンセプト設計した構造図である。乗用車と異なり、トラックやバスの変速装置は、後部にスペースがあるため補機の搭載が可能となる。当然、トルクコンバータは必要としなく、原動機直結となる回転吸収ダンパ２００ｃを用いた。欧米では多くの場合、トラックやバスのＡＴには流体式リターダがクーラとともに搭載される。当然、図１６の後部に流体式リターダを搭載することも可能となるが、発進デバイスとリターダの両特性を兼ね備えたモータジェネレータの方が、より燃費が向上する。

図１６において、ハウジングは変速機ケース１ｄとリアケース１ｅに２体化されており、変速装置部は図１５と同一のため説明を省略する。図１５のトルクコンバータに変えて回転吸収ダンパ２００ｃとして高性能な油圧ダンパ（ハイドロダンパ）を用いた。リアケース１ｅには玉軸受け４ｉ、４ｈで出力軸３ｃが軸支され出力フランジ３ｄがスプライン連結される。出力フランジ３ｄの外周はリアケース１ｅに沿って前方に延材され外周にモータジェネレータ３００のロータが装着される。リアケース１ｅの外周部には後方にフランジが設けられ、モータケース１ｆがボルトで取り付けられる。モータケース１ｆにはモータジェネレータ３００のステータが装着され、ロータの駆動と制動を行う。

＜Ａ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−１、Ｍ−１）＞
図１７は、本発明のもう１種の変速形態であるＡタイプ９ＡＴに関する実施例を示す。原動機と入力軸との間に回転変動吸収ダンパを配し、発進デバイスは第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２としてもよいが、原動機をアシストするモータジェネレータ（ＭＧ）とし、所謂モータアシスト型ハイブリッド車両（ＨＥＶ）の変速装置とした。当然、Ｃタイプ９ＡＴにも発進デバイスとして図１７のようなモータジェネレータ（ＭＧ）の配置が可能となる。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−１」とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の「Ｍ−１」の、両方ともシンプソン遊星ギアを使った組み合わせは、図８のＣタイプ９ＡＴと同じである。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−１」は、段落「００６３」で説明したように、第３及び第４遊星ギア列３０、４０のギア巾が小さくでき、強度的に有利な組み合わせとなる。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の組み合わせが同じとなる図８と変速比を比較すると、Ｃタイプ９ＡＴである図８が、前進１速段の４．３５１から前進９速段の０．５２９で、ギアレンジが８．２２となり、Ａタイプ９ＡＴである図１７が、前進１速段の５．１７９から前進９速段の０．５９１で、ギアレンジが８．７６となり、ギア比の連なりはＡタイプ９ＡＴが前進２速段と前進３速段の間でクロスになるが、高速段ではＡタイプ９ＡＴの方がよく、全体的には若干Ａタイプ９ＡＴの方が勝っている。遊星ギアの噛み合い効率を比較すると、Ａタイプ９ＡＴである図１７が、入力軸の逆回転を用いる前進１速段と前進３速段でＣタイプ９ＡＴである図８より悪いが、その他の前進段では、Ａタイプ９ＡＴが勝っている。しかし、各部位の配置構造を比較すると、Ａタイプ９ＡＴである図１７は、入力軸の回転がＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の２構成要素に入力する第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３の配置が難しく、図８のＣタイプ９ＡＴのようにコンパクトにはならない。また第３ブレーキＢ３の容量が前進１速段と後進段で入力軸トルクの７倍程度となり、図８のＣタイプ９ＡＴの前進１速段の２．１４７倍、後進段の１．８０３倍と比べ、３倍以上の容量が必要となる。但し、図８のＣタイプ９ＡＴ同様、減速した動力の１００％が第１構成要素に入力する前進１速段と後進段で、リングギア入力となるため遊星ギアが負荷する荷重が小さくなり、強度的に有利となる。

図１７のＦＦとＦＲの模式図において、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の配置は、ＦＦでは変速装置の後端部で、ＦＲでは前端部で、図８のＣタイプ９ＡＴと同じ配置となる。但し、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）には、入力軸の回転は構成要素Ａの１箇所となるので、構成要素Ａ、Ｂの２箇所となるＣタイプ９ＡＴより第２クラッチＣ２の配置がないのでコンパクトになる。ＦＦの模式図では、出力カウンターギアを軸支する隔壁の前方に第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３と、出力カウンターギアが配され、隔壁の後方に第１、第２、第３、及び第４遊星ギア列１０、２０、３０、４０が順に並べて配され、第１遊星ギア列１０の外周部に第３ブレーキＢ３の摩擦部材が配され、第３、及び第４遊星ギア列３０、４０の外周部に第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２と第１クラッチＣ１の摩擦部材が配される。ＦＲの模式図では、ＦＦとは逆に、変速装置の後方から第１、第２、第３、及び第４遊星ギア列１０、２０、３０、４０が順に並べて配され、第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３が、第１及び第２遊星ギア列１０、２０と第３、及び第４遊星ギア列３０、４０の間に配される。

＜Ａ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−１、Ｍ−４）＞
図１８は、図１７のＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−１」とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の「Ｍ−１」の、両方ともシンプソン遊星ギアを使った組み合わせの、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）のみを「Ｍ−１」から「Ｍ−４」のラビニョー遊星ギアに変えたもので、Ａタイプ９ＡＴで、変速比がよく、最もコンパクトに配置できる組み合わせである。但し、ラビニョー遊星ギアを用いるため遊星ギアの噛み合い効率は、前進４速段以下の前進段で悪くなる。それでも、既存の図２３に記載したＢタイプＴＯＹＯＴＡ８ＡＴよりよくなる。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）にリングギアを出力する同じラビニョー遊星ギアを用いた図２３のＢタイプ８ＡＴと比較すると、Ｂタイプ８ＡＴの変速比が、前進１速段の４．５９６から前進８速段の０．６８５でギアレンジが６．７１となるのに対し、図１６のＡタイプ９ＡＴが、前進１速段の４．９００から前進９速段の０．６１０でギアレンジが８．０３となり、Ａタイプ９ＡＴの方が大きく取れる。ギア比の連なりもＡタイプ９ＡＴの方がよく、変速比に関しては相当に勝っているといえる。但し、ＢタイプＴＯＹＯＴＡ８ＡＴは、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）がダブル遊星ギアながら遊星ギアが１個で済み、シンプルにできる利点がある。Ｂタイプ８ＡＴでは、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）で減速された大きなトルクが径の小さなサンギア（Ｓ２）に入力するが、Ａタイプ９ＡＴでは径の大きなサンギアＳ２に入力し、径の小さなサンギアＳ１には、入力軸のトルクしか入力しない。しかも、Ｂタイプ８ＡＴでは、前進１速段から前進５速段まで径の小さなサンギア（Ｓ２）に動力が主導的に加わるため、Ａタイプ９ＡＴの前進１速段と後進段でしか主導的に負荷が加わらない径の大きなサンギアＳ２は、負荷頻度においても強度的に有利で、入力軸のトルクしか主導的に入力しない径の小さなサンギアＳ１と合わせてＡタイプ９ＡＴのラビニョー遊星ギアの方が、Ｂタイプ８ＡＴと比較し、強度的に相当有利となる。

図１８のＦＦとＦＲの模式図において、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）はＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の前方に配され、クラッチ及びブレーキの配置もＦＦ、ＦＲともにほぼ同じとなる。ＦＦの模式図では、出力カウンターギアを軸支する隔壁の前方に、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の第３遊星ギア列３０と第４遊星ギア列４０及び第１クラッチＣ１が順に配され、第１クラッチＣ１と第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材が第３及び第４遊星ギア列３０、４０の外周に配され、隔壁の後方に、出力カウンターギアとラビニョー遊星ギアと第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３が順に配され、ラビニョー遊星ギアの外周に第３ブレーキＢ３と第３クラッチＣ３の摩擦部材が配される。ＦＲの模式図では、ラビニョー遊星ギアの出力となるリングギアＲから、第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３の外周を通って変速装置の後部に出力される形態がＦＦと異なるだけで、その他はＦＦと同じ構造配置となる。ここで、図１７との違いは、第３クラッチＣ３の摩擦部材をＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の遊星ギア列の外周に配し、ラビニョー遊星ギアとともにコンパクトにしたことである。但し、図１７のＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）にシンプソン遊星ギアを用いた構造と異なり、径の大きなサンギアＳ２に入力することでＢタイプ８ＡＴよりはラビニョー遊星ギアの負荷を小さくしたが、径の大きなリングギアに入力するシンプソン遊星ギアほど負荷を小さくできないため、ギアレンジを図１７の８．７６から８．０３と小さくし負荷を軽減した。

＜Ａ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−３、Ｍ−３）＞
図１９は、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−３」とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の「Ｍ−３」の、両方とも互いのリングギアとプラネットキャリアを連結した４ＡＴに多く実用化されている４個の構成要素で、各変速段で動力が通過するギア数が少なく、図１７及び図１８のＡタイプ９ＡＴより遊星ギアの噛み合い効率もよく、無理のない配置ができる。図１７及び図１８のような強度的な有利性はないが、変速比の設定に自由度が高く、図１９は、前進１速段の５．０００から前進９速段の０．６００で、ギアレンジが８．３３とし、ギア比の連なりも悪くはなく、理想に近い変速比がとれる。図１９の２種のＦＲの模式図は、左図が通常の形態で、入力軸の回転を、第２クラッチＣ２を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素であるサンギアＳ１に入力したもので、右図は、入力軸を直接ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素であるサンギアＳ１に入力し、第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２と第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の間にドグクラッチとなる第４クラッチＣ４を配する構造とした。これは、図１７及び図１８の速度線図に記載したように、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が増速段で高回転となるのを防ぐためである。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の前進１速段を除く前進の減速段では、第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０は互いのプラネットキャリアとリングギアが連結して両方の遊星ギア列に動力が負荷されるが、前進１速段と後進段、及び入力軸の直結段と増速段では、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１、第２、及び第３構成要素が、第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２、プラネットキャリアＰ２、リングギアＲ２となるため、第１遊星ギア列１０には動力が負荷されない。第１及び第２遊星ギア列１０，２０が連結状態では、図１７と図１８の速度線図に記載したように、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が増速段で高回転となる。そこで、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素を入力軸に直結し、第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２と第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の間にドグクラッチとなる第４クラッチＣ４を配し、直結段及び増速段で第４クラッチＣ４を開放し連結を解くと、速度線図の点線部に示すように、第１遊星ギア列１０が、第２遊星ギア列２０と別の速度線図を形成し、高回転化を防ぐことができる。なお、第４クラッチＣ４をドグクラッチとしたのは、この連結力が最大入力軸トルクの７倍と大きくなるためで、摩擦部材による締結では、スペース的に困難となる。ドグクラッチは回転が同期しなければ係脱が困難であり、制御性が課題となる。「請求項３」と「請求項６」は、この構造に関して請求したものである。

＜Ａ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−１、Ｍ−４）ＦＦ＞
図２０は、図１８の模式図を原動機からの入力動力を３００Ｎｍとしてコンセプト設計した構造図であり、軸方向長さが３８０ｍｍとなる。発進デバイスを流体継手２００ｂにしたもので、Ａ及びＣタイプ９ＡＴでは、トルクコンバータ２００ａを用いなくても、ギアレンジが大きいため、十分牽引性能が確保できる。なお、流体継手２００ｂは、「背景技術」の段落「００１８」で説明したように、本願出願人の特開２００８−１９６６６０による、独立した油圧室を備えるにもかかわらず、外部からの油通路が２通路で済む、コンパクトなロックアップクラッチを備えた流体継手とした。流体継手は、羽根車の羽角度を通常のトルクコンバータとは逆に傾けると、とてつもなく大きな容量を得ることができるので、流体継手２００ｂの容量を上げ、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材をすべらせて発進に用い、燃費の向上を可能とすることもできる。

図２０において、図の左側前方の図示しない原動機から流体伝導装置である流体継手２００ｂに動力が伝達され、変速装置の入力軸３に導かれる。流体継手２００ｂはインペラがチャージングポンプを駆動し、タービンが入力軸３に連結される。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1ａと変速機ケース１ｂ及びリアケース１ｃからなり、並行に配された中継軸７及び出力軸を含んだディファレンシャル装置９は、Ｃタイプ９ＡＴの図１１と同じとなるので、これらの説明を省略する。

入力軸３は、前部の一端が保持部材２ａ、２ｂ、２ｃに配された軸受け４ａで、後部の一端がリアケース１ｃに配された軸受け４ｂで軸支される。変速機ケース１ｂの軸方向中央部には変速機ケース１ｂと一体となる隔壁が、内周部を変速機後方に突き出たＬ字型の円筒形状で、内周円筒部の外周にアンギュラ軸受け４ｅが背面合わせでネジにより固定され、出力カウンターギア５を軸支する。隔壁の前方には前置変速装置が配され、隔壁から軸方向順に、第３遊星ギア列３０と、第４遊星ギア列４０と、第１クラッチＣ１とが配され、第３遊星ギア列３０の外周部に第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２が配される。隔壁の後方には主変速装置が配され、隔壁から軸方向順に、ラビニョー遊星ギアと、第３クラッチＣ３と第２クラッチＣ２が配され、ラビニョー遊星ギアの外周部に第３ブレーキＢ３が配される。

第３遊星ギア列３０の遊星ギアは、サンギアＳ３とリングギアＲ３と噛み合い、プラネットキャリアＰ３に軸支される。リンギギアＲ３は、隔壁側で逆Ｌ字型の連結部材により第３遊星ギア列３０の内周部内側で入力軸３に軸支され、プラネットキャリアＰ３の第４遊星ギア列４０側のサイド部材は、リンギギアＲ３の外周を回り、隔壁の内周部を通って延材された連結軸１７に連結し、サンギアＳ３は、第４遊星ギア列４０のサンギアＳ４と一体成形される。

第４遊星ギア列４０の遊星ギアは、サンギアＳ４とリングギアＲ４と噛み合い、プラネットキャリアＰ４に軸支される。リングギアＲ４は、軸方向がニードルベアリングで規制されるとともに外周にスプライン加工がなされて第１クラッチＣ１のクラッチハブとなり、プラネットキャリアＰ４の隔壁と反対側のサイド部材は、Ｌ字型をして第４遊星ギア列４０の内周部内側でリンギギアＲ３に連結した逆Ｌ字型の連結部材にスプライン連結し、もう一方のサイド部材は、第３遊星ギア列３０の外周まで延材されて曲げられ、第２ブレーキＢ２のブレーキハブとなる。サンギアＳ３と一体となるサンギアＳ４は、プラネットキャリアＰ４のサイド部材に軸支されるとともに、歯部に第２ブレーキＢ２の内周まで延材されて曲げられた第１ブレーキＢ１のブレーキハブがスプライン連結される。

第１クラッチＣ１は、入力軸３に溶着したクラッチドラムと、クラッチドラムの内周スプラインの端にリティニングリングで固定されたエンドプレートと、エンドプレートの前方でクラッチドラムの内周スプラインに係止される摩擦部材（ドリブンプレート）と、リングギアＲ４の外周スプラインに係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、摩擦部材を押圧するピストンと、ピストンをクラッチドラムに戻すリターンスプリングの支点となるキャンセラプレートとから成っている。第１クラッチＣ１のクラッチドラムは、フロントケース１ａに固定された保持部材２ａ、２ｂの内周ボス部外周から作動油が供給され、入力軸３とリングギアＲ４の締結及び開放をつかさどる。第４遊星ギア列４０は、リングギアＲ４とサンギアＳ４の歯数比が１．８０２と小さいので、第４遊星ギア列４０の外周に第１クラッチＣ１の摩擦部材を配することができ、軸方向をコンパクトにすることができる。

第１ブレーキＢ１は、隔壁１００の前方外周部に形成された作動油圧室に配されたピストンと、変速機ケース１ｂの外周部にリティニングリングで固定されたスプリングホルダーとピストンとの間に配されたリターンスプリングと、変速機ケース１ｂの内周に形成されたスプラインに係止される摩擦部材（ドリブンプレート）、及び変速機ケース１ｂの外周部に軸方向がリティニングリングで規制されるエンドプレートと、第３及び第４遊星ギア３０、４０の一体となるサンギアＳ３、Ｓ４にスプライン連結されたブレーキハブに係止される摩擦部材（ドライブプレート）とからなり、サンギアＳ３、Ｓ４の制動及び開放をつかさどる。第１ブレーキＢ１の部位は、全て第３遊星ギア列３０の外周部に配される。

第２ブレーキＢ２は、フロントケース１ａに固定された保持部材２ａに形成された作動油圧室に配されたピストンと、円筒状ドラムにリティニングリングで固定されたスプリングホルダーとピストンとの間に配されたリターンスプリングと、変速機ケース１ｂの内周に形成されたスプラインに係止される摩擦部材（ドリブンプレート）、及びエンドプレートと、第３遊星ギア列３０の外周まで延材されて曲げられた第４遊星ギア４０のプラネットキャリアＰ４のサイド部材であるブレーキハブに係止される摩擦部材（ドライブプレート）とからなり、プラネットキャリアＰ４とリングギアＲ３の制動及び開放をつかさどる。ここで、第２ブレーキＢ２は、第１ブレーキＢ１とエンドプレートを共有して第１ブレーキＢ１と対峙して配され、前方のフロントケース１ａに固定された保持部材２ａに配されるピストンは、中継軸７のピニオンギア（小歯車）と噛み合う大歯車８との干渉を避けるため一部を切り欠いた形状となる。

第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２は、発進デバイスとしての構造を表したものである。第２ブレーキＢ２のトルク容量は、入力軸のトルクを１として、前進１速で３．５８９となり、第１ブレーキＢ１のトルク容量は、後進（Ｒｅｖ）で１．０８３となる。Ｃタイプ９ＡＴとは、第２ブレーキＢ２のトルク容量が少し高くなるだけである。Ｃタイプ９ＡＴと同様に、摩擦部材の摩擦部の中央同一径部に複数の貫通長穴を設け、摩擦部材がすべっている間中、エンドプレートを通して変速機ケース１ｂから冷却油を貫通穴に流し込み、確実に冷却できる構造とした。詳細は、図２２に記載している。前述したように、トルクコンバータ２００ａや流体継手２００ｂの容量を上げて、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材をすべらせて発進に用い、燃費の向上を可能としたためである。

主変速機構となるラビニョー遊星ギアは、隔壁に軸支された出力カウンターギア５の後方に配され、プラネットキャリアＰにはロングピニオンギアとショートピニオンギアが噛み合って配され、ロングピニオンギアと噛み合うサンギアＳ２とリングギアＲが、出力カウンターギア５側に配され、ショートピニオンギアが噛み合うサンギアＳ１がサンギアＳ２の後方に配される。当然、サンギアＳ２の方がサンギアＳ１より径が大きくなり、サンギアＳ２は、隔壁の内周を通って前置変速装置と連結する入力軸３にブシュ４ｃで軸支される連結軸１７とスプライン連結し、サンギアＳ１には、入力軸３の回転を入力する第２クラッチＣ２のクラッチハブが溶着される。また、プラネットキャリアＰは、隔壁１００側のサイド部材が隔壁１００の内周に延材されて連結軸１７にブシュ４ｍで軸支されるとともに、もう一方のサイド部材がラビニョー遊星ギアの外周に延材され、第３クラッチＣ３のクラッチハブと第３ブレーキＢ３のブレーキハブとなる。リングギアＲは、出力カウンターギア５と連結部材でスプライン連結される。

変速機ケース１ｂ後部のリアケース１ｃには、第３クラッチＣ３と第２クラッチＣ２が、クラッチドラムが共有された２連クラッチとして配される。第２、第３クラッチＣ２、Ｃ３は、共有したクラッチドラムと、クラッチドラムの内周スプラインの軸方向中央にリティニングリングで固定されたエンドプレートと、エンドプレートの後方でクラッチドラムの内周スプラインに係止される第２クラッチＣ２の摩擦部材（ドリブンプレート）と、サンギアＳ１に溶着されたた第２クラッチＣ２のクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、摩擦部材を押圧するピストンと、エンドプレートの前方でクラッチドラムの内周スプラインに係止される第３クラッチＣ３の摩擦部材（ドリブンプレート）と、プラネットキャリアＰの外周スプラインを第３クラッチＣ３のクラッチハブとして係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、摩擦部材をリティニングリングで固定されたＬ字型フランジで押圧するピストンと、スタッドピンでピストンに連結され、ピストンをクラッチドラムに戻すリターンスプリングの支点となるキャンセラプレートとから成っている。第２、第３クラッチＣ２、Ｃ３のクラッチドラムは、リアケース１ｃの内周ボス部外周から作動油が供給される入力軸３にスプライン連結されたクラッチハブに溶着され、第２クラッチＣ２のピストンと第３クラッチＣ３のピストンは、クラッチドラムを挟んで配され、第２クラッチＣ２は、プッシュタイプのピストンで入力軸３とサンギアＳ１の締結及び開放をつかさどり、第３クラッチＣ３は、プルタイプのピストンで入力軸３とプラネットキャリアＰの締結及び開放をつかさどる。２連クラッチＣ２、Ｃ３は、クラッチドラムとリターンスプリングとキャンセラプレート及びエンドプレートを共有して軸方向にコンパクトに配することができるもので、本願出願人が特開２００７−５１６５１で提案したものである。

ラビニョー遊星ギアの外周部に配された第３ブレーキＢ３は、隔壁１００に形成された作動油圧室に配されたピストンと、変速機ケース１ｂの外周部にリティニングリングで固定されたスプリングホルダーとピストンとの間に配されたリターンスプリングと、変速機ケース１ｂの内周に形成されたスプラインに係止される摩擦部材（ドリブンプレート）、及び変速機ケース１ｂの内周部に軸方向がリティニングリングで規制されるエンドプレートと、プラネットキャリアＰの外周スプラインを第３ブレーキＢ３のブレーキハブとして係止される摩擦部材（ドライブプレート）とからなり、プラネットキャリアＰの制動及び開放をつかさどる。ここで、第３ブレーキＢ３のトルク容量はＣタイプ９ＡＴのように小さくはできず、入力軸トルクの７倍程度と大きな容量となる、そこで、ピストンの押し付け面積を、隔壁の内周ボス部から外周にかけて大きくとり、摩擦部材の枚数を増やした。なお、ピストンをリアケース１ｃに配することも可能である。

図２０のＡタイプ９ＡＴでは、段落「０１１０」でＢタイプ８ＡＴと比較説明したように、Ｂタイプ８ＡＴよりラビニョー遊星ギアが強度的に有利となり、ギア巾を短くできる。加えて、コンパクトな２連クラッチを用い、第２クラッチＣ２を除く２個のクラッチと３個のブレーキの摩擦部材を遊星ギア列の外周部に配したので、ＦＦとして成立させることができる。なお、ＦＦとして中継軸７のピニオンギア（小歯車）と噛み合う大歯車８と、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材との干渉を考慮しなければならない。後述する図２１でその位置関係を説明する。

図２１は、ＦＦ用の変速装置を後部から見た各カウンターギアの噛み合いを示す図である。入力軸３と同軸の出力カウンターギア５は、中継軸７に連結されたカウンターギア６と噛み合い、中継軸７と一体のピニオンギアが出力軸を含んだディファレンシャル装置９のキャリアに連結された大歯車８と噛み合っている。図２１において、図１１及び図１２の第２遊星歯車列２０のリングギアＲ２と、図２０の第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材が、図２１の黒で塗りつぶしたところで干渉する。したがって、図１１、図１２、及び図２０の断面図に示したように、出力カウンターギア５とカウンターギア６の噛み合う位置と、中継軸７と一体のピニオンギアと大歯車８の噛み合う位置の間に、リングギアＲ２または第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材を配すれば、これらのギアとの干渉を避けることができる。

図２２は、本発明で用いる第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材の詳細を示したものである。図２２において、図の右方向にピストンが配され、図の左方向にエンドプレートがハウジングに規制され配置されている。摩擦部材となる複数のドリブンプレート５２とドライブプレート５１は交互に配され、ハウジングにドリブンプレート５２とフロントプレート５４が回転不能で軸方向移動可能な状態で配され、制動される部材のスプラインにドライブプレート５１が回転不能で軸方向移動可能な状態で配される。図示しないピストンによりフロントプレート５４が押圧され、ドライブプレート５１が制動される。ドライブプレート５１には芯金となる金属プレートの両面に０．５ｍｍ程度のペーパフェーシングが貼り付けられており、円周に深さ０．１５ｍｍ程度の油溝Ｖと油溝Ｖから外周に繋がる油溝Ｗが形成され、油溝Ｖの位置の複数箇所に芯金とともに長孔Ｘが開けられている。同じく、ドリブンプレート５２には、油溝Ｖとなる円周溝位置に複数の長孔Ｙが開けられている。第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を発進デバイスとして用いる場合、図示しないコントロールバルブから低圧の冷却油がハウジングを通ってエンドプレートに供給され、ドリブンプレート５２の長孔Ｙとドライブプレート５１の長孔Ｘを通り、ドライブプレート５１の油溝Ｖと油溝Ｗを通り排出される。この間、ドリブンプレート５２とドライブプレート５１の摩擦面が、むらなく確実に冷却される。この構造は、高負荷状態では短時間しかすべらすことはできないが、発進デバイスとして必須となる車両のクリープが必要な低負荷状態で長時間すべらす場合の有効な手段となる。

１ａフロントケース
１ｂ変速機ケース
１ｃ、１ｅリアケース
２ａ、２ｂ、２ｃ保持部材
３、３ａ、３ｂ入力軸
４ａ〜４ｍ軸受け
１０、２０、３０、４０遊星ギア列
１７、１８連結軸
１００隔壁
２００ａトルクコンバータ
２００ｂ流体継手
２００ｃ回転変動吸収ダンパ
３００モータジェネレータ
Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４クラッチ
Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４ブレーキ

このＡタイプ６ＡＴ、Ｂタイプ６ＡＴ、Ｃタイプ５ＡＴをベースとして、さらに、多段化したものが考案されている。実用化されたものとしては、特許文献４とＳＡＥＰＡＰＥＲ２００４−０１−０６４９に記載された、ＢｅｎｚのＣタイプ７ＡＴ（前進７速後進２速）と、特許文献５とＳＡＥＰＡＰＥＲ２００７−０１−１１０１に記載された、ＴｏｙｏｔａのＢタイプ８ＡＴ（前進８速後進２速）である。Ｃタイプ７ＡＴは、Ｃタイプ５ＡＴに減速用遊星歯車を追加し、さらに大きな減速回転を、ブレーキによりシンプソン遊星ギアの主動側の構成要素となるリングギアに入力したもので、４個の遊星ギア列と６個の締結要素からなっている。また、Ｂタイプ８ＡＴは、Ｂタイプ６ＡＴにクラッチを追加し、入力軸の回転を、クラッチを介して主変速機構の受動側の構成要素に入力し、さらに大きな減速回転を、ラビニョー遊星ギアの主動側の構成要素となるサンギアに入力したもので、３個の遊星ギア列と６個の締結要素からなっている。一方、３列以上に配した遊星ギア列の構成要素の組み換えを行うことで変速を行う特殊な形態（Ｄタイプとする）の多段変速装置として、Ａタイプ６ＡＴに匹敵する遊星ギアの優れた噛み合い効率となる４個の遊星ギア列と５個の締結要素からなる８ＡＴ（前進８速後進１速）が、ＺＦから特許文献６で考案され実用化されている。いずれも、後輪駆動となる乗用車に用いられるＦＲの多段自動変速機である。これらの構造と速度線図、及び変速比を、本願の図２３に「Ｂ−ＴｙｐｅＴＯＹＯＴＡ８ＡＴ」として、図２４に「Ｃ−ＴｙｐｅＢＥＮＺ７ＡＴ」として、図２５に「Ｄ−ＴｙｐｅＺＦ８ＡＴ」として提示した。いずれも、締結要素となるクラッチの一部が軸方向に並べられた遊星ギア列の間に配置されるため、軸方向が長くなるとともに油圧サーボへの油路構造が複雑となっている。軸方向に余裕がある乗用車用ＦＲ変速機としては大きな問題とはならないが、軸方向に余裕のない乗用車用ＦＦ変速機やバス用ＲＲ変速機としては問題が出る。なお、内燃機関に懸架されるトラック用ＦＲ変速機としても強度的に軸方向のコンパクトさが要求され、クラッチの一部が軸方向に並べられた遊星ギア列の間に配置される構造は不利となる。また、この図のＧＥＡＲＥＦＦは、遊星ギアの噛み合い効率を表し、本願出願人が算出したものである。この効率計算は、動力が伝達される全ての歯車の動力通過量を求め、各歯車の噛み合い損失を算出し、合計したものである。燃費は変速比に左右されるが、多段化により悪化する遊星ギアの噛み合い効率を押さえることが、燃費向上の重要課題となるため、本出願では、提示した全ての多段自動変速機に、遊星ギアの噛み合い効率を表記した。

Ｃタイプ９ＡＴの前置変速機構により５種の回転を得る方式は、特許文献７、８，９以外にもあり、それは、Ａタイプ９ＡＴの前置変速機構により３種の回転を得る方式と相通じるところがあるため、主変速機構も含めて本願で提案するものである。特に、この前置変速機構の２列の遊星ギアには、負荷トルクが小さくなる組み合わせが適用できる利点がある。加えて、締結要素となる６個のクラッチ及びブレーキの配置が特許文献９と同じようにコンパクトに配置でき、特許文献９同様、この配置を提案するものである。

さらに、先進的なＡＴとして、ＢＥＮＺのＣタイプ７ＡＴでは、トルクコンバータに代えて湿式クラッチを発進デバイスとして用いた方式も実用化している。それに対し、前進１速と後進段で締結する同じブレーキを滑らせて発進デバイスとする方式を、本願出願人は、特開２００９−２３６２３４に提示している。この方式は、発進段で締結するブレーキの、交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、発進時、ブレーキにすべり制御を行うとともに、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようにした提案である。特許文献９では、前進１速と後進段で締結するブレーキＢ１の負荷トルクは、減速比の小さな前置変速機構に設けてあるため小さくなり、摩擦部材の枚数や受圧面積を大きくし、摩擦部材を確実に冷却してすべりエネルギーを吸収しやすいすべり制御に適した構造となる。したがって、前置変速機構のブレーキＢ１の滑り制御の特許も請求している。本願のＡ及びＣタイプ９ＡＴにおいて、前置変速機構で締結する前進１速と後進段のブレーキは、特許文献９のようにブレーキＢ１の１個とはならなく、ブレーキＢ１とＢ２の２個となるが、いずれも既存の多段変速装置よりブレーキ容量が小さくでき、滑らせるには最適となるため、この２個のブレーキの構造も特許請求した。なお、発進時、原動機の回転上昇を防ぐため、トルクコンバータや流体継手の容量を大きくし、これらブレーキを滑らせて発進することも可能となる。また、発進デバイスとしてモータジェネレータを用いたＨＥＶ方式でも、ブレーキを発進デバイスとして併用できるようにしておけば、より安全性が高まる。

本発明の第１の課題は、それぞれ４個の構成要素からなる２個の遊星ギア列を有した前置変速機構と主変速機構の、前置変速機構の入力軸の減速回転と逆回転を得る変速形態を規定し、「背景技術」に記載した、ギアレンジが大きくとれるＡ及びＣタイプとなる２種類の前進９速後進１速の、軸方向がコンパクトとなる多段変装置を得ることであり、その前置変速機構は、既に提案された前進９速後進１速の多段変装置である特許文献７、８、９とは異なる形態とすることである。

請求項１に係わる本発明は、それぞれ４個の構成要素からなる２個の遊星ギア列を有した前置変速機構と主変速機構と、６個の締結要素からなる前進９速後進１速の変速段が実現できる「背景技術」に記載したＡ及びＣタイプの多段変速装置の前置変速機構の変速形態と各構成部位の、特にクラッチの配置に関するもので、第１の課題を解決するための手段であり、入力軸を変速する複数の遊星ギア列を有した変速装置の共通の速度線図上に、少なくとも前記入力軸に対する前進の減速段において、第１、第２、第３、及び第４構成要素を順に並べて配した第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）からなる主変速機構と、Ａ、Ｂ、Ｃ、及びＤの４個の構成要素を順に並べて配した第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）からなる前置変速機構の、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）と第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）と出力カウンターギアギア（５）、及び第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）を軸方向に並べて配し、前置変速機構の構成要素Ｃと主変速機構の第１構成要素を連結軸（１７）で連結し、少なくとも６個のクラッチ及びブレーキの締結要素の選択的な締結により、入力軸に対して前進９速後進１速の変速段が実現できる多段変速装置であって、前置変速機構の構成要素Ａに入力軸の回転を入力、あるいは、入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とすることにより、構成要素Ｃが、少なくとも入力軸の減速回転と逆回転を得るようになし、全てのクラッチの油圧サーボを、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）と第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）と出力カウンターギア（５）、及び第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の軸方向外側に配するようになした。

請求項２に係わる本発明は、「背景技術」に記載したＣタイプの前進９速後進１速の多段変装置における前置変速機構と主変速機構の変速形態に関するもので、第２と第４の課題を解決するための手段であり、前置変速機構の構成要素Ａ及びＢに第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）で入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とし、第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）又は第１及び第２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、主変速機構の第１構成要素と連結軸（１７）で連結された構成要素Ｃが、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸の２種の減速回転、それに制動を含めた５種の回転に規制されるようになし、主変速機構の第４構成要素を第３ブレーキ（Ｂ３）で制動可能にし、第２構成要素に入力軸の回転を第３クラッチ（Ｃ３）で入力可能とし、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）で規制することにより、あるいは、主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチを介して入力軸の回転を入力可能とし、主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素をハウジングに固定し、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、第３、及び第４クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４）と第1及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で規制することにより、第３構成要素が、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸のそれぞれ４種の減速回転と増速回転、を得るようになし、第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）を、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）側の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）から遠ざかる位置に配すると共に、第３クラッチ（Ｃ３）、あるいは、第４クラッチ（Ｃ４）を、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）側の第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）から遠ざかる位置に配するようになした。

請求項３に係わる本発明は、「背景技術」に記載したＡタイプの前進９速後進１速の多段変装置における前置変速機構と主変速機構の変速形態に関するもので、第３と第４の課題を解決するための手段であり、前置変速機構の構成要素Ａに第1クラッチ（Ｃ１）で入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とし、第1クラッチ（Ｃ１）又は第１及び第２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、あるいは、前置変速機構の構成要素Ａと入力軸を連結し、構成要素Ｄ、Ｂ、及びＣを第１、第２、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ４）で制動可能とし、第１、第２、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ４）の何れか１個のブレーキを選択的に締結することにより、主変速機構の第１構成要素と連結軸（１７）で連結された構成要素Ｃが、入力軸の減速回転と逆回転、それに制動を含めた３種の回転に規制されるようになし、主変速機構の第４構成要素に入力軸の回転を第２クラッチ（Ｃ２）で入力可能とし、第２構成要素に入力軸の回転を第３クラッチ（Ｃ３）で入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）、あるいは、第２及び第３クラッチ（Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、第３、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で規制することにより、あるいは、主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチ（Ｃ３）を介して入力軸の回転を入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素と入力軸を連結し、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第３、及び第４クラッチ（Ｃ１、Ｃ３、Ｃ４）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）、あるいは、第３及び第４クラッチ（Ｃ３、Ｃ４）と第1、第２、第３、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で規制することにより、第３構成要素が、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸の５種の減速回転と３種の増速回転、を得るようになし、第1クラッチ（Ｃ１）を、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）側の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）から遠ざかる位置に配すると共に、第２及び３クラッチ（Ｃ２、Ｃ３）を、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）から遠ざかる位置に配するようになし、あるいは、第１、第２及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）を、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）側の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）から遠ざかる位置に配するようになし、あるいは、第1及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）を、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）側の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）から遠ざかる位置に配すると共に、第４クラッチ（Ｃ４）を、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）側の第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）から遠ざかる位置に配するようになした。

請求項１記載の構成では、入力軸を変速する複数の遊星ギア列を有した変速装置の共通の速度線図上に、少なくとも入力軸に対する前進の減速段において、第１、第２、第３、及び第４構成要素を順に並べて配した第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）からなる主変速機構と、Ａ、Ｂ、Ｃ、及びＤの４個の構成要素を順に並べて配した第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）からなる前置変速機構の、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）と第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）と出力カウンターギアギア（５）、及び第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）を軸方向に並べて配し、前置変速機構の構成要素Ｃと主変速機構の第１構成要素を連結軸（１７）で連結し、少なくとも６個のクラッチ及びブレーキの締結要素の選択的な締結により、入力軸に対して前進９速後進１速の変速段が実現できる多段変速装置であって、前置変速機構の構成要素Ａに入力軸の回転を入力、あるいは、入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とすることにより、構成要素Ｃが、少なくとも入力軸の減速回転と逆回転を得るようになし、全てのクラッチの油圧サーボを、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）と第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）、あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）と出力カウンターギア（５）、及び第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の軸方向外側に配するようになしたので、前置変速機構が主変速機構を制御する範囲が広がると共に全てのクラッチの油圧サーボへの供給油路が簡素化されクラッチがコンパクトに配され、シンプルな形態で軸方向がコンパクトな２種の前進９速後進１速の変速段が実現できる。

請求項２記載の構成では、前置変速機構の構成要素Ａ及びＢに第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）で入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とし、第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）又は第１及び第２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、主変速機構の第１構成要素と連結軸（１７）で連結された構成要素Ｃが、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸の２種の減速回転、それに制動を含めた５種の回転に規制されるようになし、主変速機構の第４構成要素を第３ブレーキ（Ｂ３）で制動可能にし、第２構成要素に入力軸の回転を第３クラッチ（Ｃ３）で入力可能とし、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）で規制することにより、あるいは、主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチを介して入力軸の回転を入力可能とし、主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素をハウジングに固定し、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、第３、及び第４クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４）と第1及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で規制することにより、第３構成要素が、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸のそれぞれ４種の減速回転と増速回転、を得るようになし、第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）を、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）側の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）から遠ざかる位置に配すると共に、第３クラッチ（Ｃ３）、あるいは、第４クラッチ（Ｃ４）を、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）側の第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）から遠ざかる位置に配するようになしたので、特許文献９とは別の前置変速機構の変速形態で、特許文献９と同様、ギアレンジの大きくとれる優れた変速比をもつ前進９速後進１速の変速装置が、シンプル・コンパクトな構造で実現できる。また、一部の組み合わせでは、入力軸の増速時、主変速機構の２個の遊星ギアを開放することで第４構成要素を固定し、高速回転となることを防止できる。

請求項３記載の構成では、前置変速機構の構成要素Ａに第1クラッチ（Ｃ１）で入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とし、第1クラッチ（Ｃ１）又は第１及び第２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、あるいは、前置変速機構の構成要素Ａと入力軸を連結し、構成要素Ｄ、Ｂ、及びＣを第１、第２、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ４）で制動可能とし、第１、第２、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ４）の何れか１個のブレーキを選択的に締結することにより、主変速機構の第１構成要素と連結軸（１７）で連結された構成要素Ｃが、入力軸の減速回転と逆回転、それに制動を含めた３種の回転に規制されるようになし、主変速機構の第４構成要素に入力軸の回転を第２クラッチ（Ｃ２）で入力可能とし、第２構成要素に入力軸の回転を第３クラッチ（Ｃ３）で入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）、あるいは、第２及び第３クラッチ（Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、第３、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で規制することにより、あるいは、主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチ（Ｃ３）を介して入力軸の回転を入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素と入力軸を連結し、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第３、及び第４クラッチ（Ｃ１、Ｃ３、Ｃ４）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）、あるいは、第３及び第４クラッチ（Ｃ３、Ｃ４）と第1、第２、第３、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で規制することにより、第３構成要素が、入力軸の直結回転と逆回転、及び入力軸の５種の減速回転と３種の増速回転、を得るようになし、第1クラッチ（Ｃ１）を、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）側の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）から遠ざかる位置に配すると共に、第２及び３クラッチ（Ｃ２、Ｃ３）を、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）から遠ざかる位置に配するようになし、あるいは、第１、第２及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）を、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）側の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）から遠ざかる位置に配するようになし、あるいは、第1及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）を、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）側の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）から遠ざかる位置に配すると共に、第４クラッチ（Ｃ４）を、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）側の第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）から遠ざかる位置に配するようになしたので、特許文献９とは別の形態の、ギアレンジの大きくとれる優れた変速比をもつ前進９速後進１速の変速装置が、シンプル・コンパクトな構造で実現できる。また、一部の組み合わせでは、入力軸の増速時、主変速機構の２個の遊星ギアを開放することで第４構成要素を入力軸に連結し、高速回転となることを防止できる。

本発明の２種の９ＡＴの１種である、Ｃタイプの前置変速機構と主変速機構の変速形態を表す速度線図と各変速段における締結要素。本発明の２種の９ＡＴの１種である、Ａタイプの前置変速機構と主変速機構の変速形態を表す速度線図と各変速段における締結要素。本発明の２種の９ＡＴの、主変速機構を構成する２個の遊星ギア列の６種の組み合わせを示す模式図と速度線図。本発明の２種の９ＡＴの、前置変速機構を構成する２個の遊星ギア列の６種の組み合わせを示す模式図と速度線図。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列を２階建てとコンパクトにし、ギアレンジが小さくなる前置変速機構を用いた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列を２階建てとコンパクトにし、ギアレンジが大きくなる前置変速機構を用いた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列を２階建てとコンパクトにし、ギアレンジが図５と図６の中間となる前置変速機構を用いた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＣタイプのＦＦ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列の負荷を押え、ギアレンジが小さくなる前置変速機構を用いた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表と、本発明とは異なるクラッチの配置をしたＣタイプのＦＲ用９ＡＴの参考模式図。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列の負荷を押え、ギアレンジが大きくなる前置変速機構を用いた、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＣタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の２個の遊星ギア列の一部が高回転になるのを防ぐ形態の、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。図５のＦＦ用模式図において、乗用車用としてブレーキＢ１及びＢ２を発進デバイスとしたＦＦ用９ＡＴの構造図。図６のＦＦ用模式図において、乗用車用としてトルクコンバータを発進デバイスとしたＦＦ用９ＡＴの構造図。図９のＦＦ用模式図において、乗用車用としてトルクコンバータを発進デバイスとしたＦＦ用９ＡＴの構造図。図９のＦＲ用模式図において、乗用車用としてトルクコンバータを発進デバイスとしたＦＲ用９ＡＴの構造図。図６のＦＲ用模式図において、トラックやバス用としてトルクコンバータを発進デバイスとしたＦＲ用９ＡＴの構造図。図１５のＦＲ用９ＡＴの構造図において、モータジェネレータを発進デバイスとして後部に配した構想図。本発明とは異なるクラッチの配置をしたＡタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの参考図。本発明のＡタイプのＦＦとＦＲ用９ＡＴの、主変速機構にラビニョー遊星ギアを用いてコンパクトにした、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。本発明のＡタイプのＦＲ用９ＡＴの、主変速機構の一般的な２個の遊星ギア列の組み合わせ形態と、２個の遊星ギア列の一部が高回転になるのを防ぐ組み合わせ形態を示した、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。図１８のＦＦ用模式図において、乗用車用として流体継手を発進デバイスとしたＦＦ用９ＡＴの構造図。図１１，図１２、及び図２０のＦＦ用９ＡＴの構造図におけるリングギアＲ２または第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）の摩擦部材と、中継軸及び出力軸のギアとの干渉を示す位置関係図。本発明の前置変速機構の第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）の摩擦部材の詳細図従来例となるＴＯＹＯＴＡのＢタイプ８ＡＴの、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛合い効率を示す表。従来例となるＢＥＮＺのＣタイプ７ＡＴの、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛合い効率を示す表。従来例となるＺＦのＤタイプ８ＡＴの、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛合い効率を示す表。従来例となる本願出願人が考案した特許文献９によるＣタイプ９ＡＴの、模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛合い効率を示す表。

本発明は、各２個の遊星ギア列からなる４個の構成要素を有した前置変速機構と主変速機構を、６個の締結要素により変速する前進９速後進１速の変速装置の、各２個の遊星ギアの組み合わせが同じにでき、主変速機構の変速形態は異なるが、前置変速機構の変速形態が類似するＡ及びＣタイプの多段変速装置の構造に関するもので、図１と図２にＣタイプとＡタイプの変速形態を、図３と図４に主変速機構と前置変速機構の各２個の遊星ギア列の色々な組み合わせと変速形態を示す。本発明の１種であるＣタイプ９ＡＴの色々な実施例として図５から図１０に、模式図と速度線図、及び変速比と遊星ギアの噛合い効率を示し、乗用車の前輪駆動方式となるＦＦ用Ｃタイプ９ＡＴとして、その具体的な全体構造を図１１から図１３に示し、乗用車の後輪駆動方式となるＦＲ用Ｃタイプ９ＡＴとして、その具体的な全体構造を図１４に示す。但し、図８に本発明とは異なるＦＲ用Ｃタイプ９ＡＴの模式図を参考として示す。また、特にトラックやバス用の後輪駆動方式となるＦＲ及びＲＲ用Ｃタイプ９ＡＴとして、その具体的な全体構造を図１５と図１６に示す。本発明のもう１種であるＡタイプ９ＡＴの色々な実施例として、図１８と図１９に、模式図と速度線図、及び変速比と遊星ギアの噛合い効率を示し、乗用車の前輪駆動方式となるＦＦ用Ａタイプ９ＡＴとして、その具体的な全体構造を図２０に示す。特に、図１１から図１６と図２０は、本発明の主変速機構と前置変速機構の各２個の遊星ギア列に対するクラッチとその油圧サーボの配置、及びその構造を具体的に示す実施例である。但し、図１７に本発明とは異なるＦＦとＦＲ用Ａタイプ９ＡＴの模式図を参考として示す。なお、主変速機構（ＭＡＩＮＧＥＡＲ）の２個の遊星ギア列の組み合わせ６種を、（Ｍ−１）から（Ｍ−６）、前置変速機構（ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ）の２個の遊星ギア列の組み合わせ６種を、（Ｆ−１）から（Ｆ−６）と命名し、図５から図２０の実施例に表記した。さらに、ＦＦ用多段自動変速機は、入力軸がカウンターギアでオフセットされて出力されるため、図１１，図１２のように遊星ギア列を２階建てにしたり、図２０のようにブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材を遊星ギア列の外周に配する場合、オフセットするカウンターギアとの干渉が問題となる。そのため、その干渉状態を図２１に示した。また、ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材の冷却構造の詳細を図２２に示した。

本発明の請求項１は、少なくとも入力軸に対する前進の減速段において、各２個の遊星ギア列からなる４個の構成要素を有した前置変速機構と主変速機構を、６個の締結要素により変速する前進９速後進１速の変速装置の変速形態を限定し、そのクラッチの油圧サーボの配置を請求したもので、図１と図２に本発明の対象となるＣタイプ９ＡＴとＡタイプ９ＡＴの変速形態を示し、図３と図４に主変速機構と前置変速機構の２個の遊星ギア列の色々な組み合わせを示して、その変速形態を限定したものである。なお、請求項１の実施例は、図５から図１０、及び図１８と図１９にその模式図と変速形態を表し、模式図では不明瞭なクラッチの油圧サーボの配置を図１１から図１６と図２０の具体的な構造図に表したものである。但し、図５から図９、及び図１８、図１９の一部は、入力軸に対する前進の減速段と増速段において、前置変速機構と主変速機構が４個の構成要素を有するが、図１０と図１９の一部は、増速段で主変速機構が４個の構成要素とはならないものである。したがって、請求項１では、「少なくとも入力軸に対する前進の減速段において、」と条件を設定した。なお、図１８のＦＲ図と図１７の模式図は、クラッチの配置が本発明とは異なるが、変速形態が同じであるＣタイプとＡタイプの９ＡＴを参考として示したものである。請求項２は、Ｃタイプ９ＡＴにおける前置変速機構の構造と変速形態を限定したもので、図１、図３、図４に基本形態を示すとともに、図５から図１０と図１１から図１６にその実施例を示す。請求項３は、Ａタイプ９ＡＴにおける前置変速機構の構造と変速形態を限定したもので、図２、図３、図４に基本形態を示すとともに、図１８から図１９と図２０にその実施例を示す。請求項４は、前置変速機構のブレーキＢ１とＢ２の摩擦部材の構造に関するもので、Ｃタイプ９ＡＴの構造を表す図１１から図１６と、Ａタイプ９ＡＴの構造を表す図２０、及びブレーキＢ１とＢ２の摩擦部材の詳細構造を表す図２２にその構造を示す。請求項５は、Ａ及びＣタイプ９ＡＴの前置変速機構の２個の遊星ギアの組み合わせに関するもので、図４にその組み合わせを示す。同じく、請求項６は、Ａ及びＣタイプ９ＡＴの主変速機構の２個の遊星ギアの組み合わせに関するもので、図３にその組み合わせを示す。なお、請求項６における一部の２個の遊星ギア列の組み合わせの連結方法を変えるものを、図１０と図１９の一部にその実施例を示したが、１０と図１９は、請求項６の「あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１、第２、及び第３構成要素を第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結し、第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）を第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）と連結し、第４構成要素を第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）とした、」を示したもので、「あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１、第２、及び第３構成要素を第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、及び第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）の何れか一方を連結するとともに、何れか他方を第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結し、第４構成要素を第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）とした、」の実施例は本願では示していない。しかし、成立することは明白である。そのため、請求項２では、「あるいは、前記主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチを介して前記入力軸の回転を入力可能とし、前記主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、前記主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素をハウジングに固定し、」という表現をし、請求項３では、「あるいは、前記主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチ（Ｃ３）を介して前記入力軸の回転を入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、前記主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、前記主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素と前記入力軸を連結し、」という表現をして、複数の遊星ギアの組み合わせを包括する請求とした。請求項７は、ＨＥＶ仕様としてモータジェネレータを搭載したもので、Ｃタイプを図５と図１０の模式図で示し、Ａタイプを参考とした図１７の模式図で示す。なお、トラックやバス用に、Ｃタイプの後部にモータジェネレータを搭載した構造図を図１６に示す。

本発明の「請求項１」と「請求項２」は、図１と、図５から図１０のＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の速度線図における変速形態について、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４とその油圧サーボの配置を、図５から図１０、及び図１１から図１６を実施例として請求したものであり、「請求項１」「請求項３」は、図２と、図１８及び図１９のＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の速度線図における変速形態について、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４とその油圧サーボの配置を、図１８と図１９、及び図２０を実施例として請求したものである。Ｃタイプ９ＡＴは、「背景技術」に記載した特許文献７、８、９で、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）、及び６個の締結要素による構造が公開されている。特許文献７、８、９の変速形態は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に関しては本発明と同じであるが、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）に関して本発明と異なるものである。このＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の変速形態の違いを後述する図４で説明する。

本発明の「請求項１」は、Ｃタイプ９ＡＴとＡタイプ９ＡＴのＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の変速形態において、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４とその油圧サーボの配置を請求するものである。第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を締結して零回転を得る変速形態も共通するが、Ａタイプ９ＡＴには、第４ブレーキＢ４で零回転を得る変速形態もある。なお、１個の減速回転と逆回転を得る手段は、図２６に記載した特許文献７、８、及び９のように、構成要素Ｂを出力とし、クラッチで入力軸の回転を構成要素ＡとＤに切り換えて入力することでも可能となる。この方式は、Ｃタイプ９ＡＴの５種の変速形態を得るには有効な手段となるが、Ａタイプ９ＡＴの３種の変速形態を得る手段としては、減速比が適切な値にとれないことや、クラッチが合計で４個になりコンパクトに配することができなくなる欠点がある。なお、Ｃタイプ９ＡＴの５種の変速形態を得る手段として、本発明と特許文献７、８、及び９の手段はそれぞれ多少の利点欠点はあるが、大差はない。

ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）とＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）からなるＣタイプ９ＡＴの実施例である図５から図１０と、Ａタイプ９ＡＴの実施例である図１８と図１９は、「Ｍ−１」から「Ｍ−６」と、「Ｆ−１」から「Ｆ−６」の各６種の組み合わせにおいて、より適切な組み合わせを用いたものである。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−１、Ｍ−２）＞
図５は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−２」の第１遊星ギア列１０の径方向上部に第２遊星ギア列２０を２階建てに重ねて配した、極めてコンパクトになる変速装置である。乗用車のＦＦ用として、原動機と入力軸との間にダンパを配して直結とし、発進デバイスを第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２とした模式図と、トラックやバスのＦＲ（ＲＲ）用として、発進デバイスにモータジェネレータを出力軸に連結した模式図を示す。乗用車では、変速装置の後部にモータジェネレータを配するスペースはない。本願の図２６に参考として記載した特許文献９のＣ１−タイプ９ＡＴと比較し、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）は同一であり、各３個のクラッチとブレーキの配置や、変速装置への動力の入出力形態が同じとなる。したがって、大きさは同じとなる。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−１」となる２個の遊星ギア列の組み合わせも同じとなるが、段落「００６１」で説明したように、４個の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、及びＤの動力の入出力形態のみ異なるものである。特許文献９では、この極めてコンパクトになる配置を特許申請しており、本願でも同様、軸方向に並んで配された「Ｆ−１」と「Ｍ−２」の、「Ｍ−２」の「Ｆ−１」から遠ざかる位置にクラッチＣ３と、その軸方向外側に油圧サーボを配し、「Ｆ−１」の「Ｍ−２」から遠ざかる位置にクラッチＣ１、Ｃ２と、その軸方向外側に油圧サーボを配した構造を特許申請するものである。変速比を比較すると、図２６の特許文献９が前進１速段の４．８１１から前進９速段の０．４９２で、ギアレンジが９．７９となり、本発明の「Ｆ−１、Ｍ−２」の組み合わせが前進１速段の４．３５３から前進９速段の０．４９５で、ギアレンジが８．７９となり、若干、変速比がクロスになる。ギアの噛み合い効率は図２６の特許文献９と大差はなく、本願の図２３に示したＴＯＹＯＴＡのＢタイプ８ＡＴよりかなりよく、本願の図２４に示したＢＥＮＺのＣタイプ７ＡＴと図２５に示したＺＦのＤタイプ８ＡＴには若干及ばない。なお、この組み合わせは、入出力軸を同軸に配さねばならないＦＲ用としても極めてコンパクトな配置が可能となる。乗用車にもこの方式が適用できるが、入出力軸をコンパクトに同軸に配さねばならない用途としては、車体後部にパワーラインを配さねばならないＲＲ仕様のバスがある。特に、原動機を含めたパワーラインを車体の後部に横置きに配さなければならないインターシティバスや観光バスに最適となる。なお、トラックやバスのＦＲ（ＲＲ）用変速装置は、乗用車と異なり、原動機にぶら下げて配されるため、ある程度胴回りを太くし、軸方向をコンパクトにして強度的に耐え得る形状にしなければならず、この組み合わせは最適となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−２、Ｍ−２）＞
図６は、図５同様、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−２」の第１遊星ギア列１０の径方向上部に第２遊星ギア列２０を２階建てに重ねて配した、極めてコンパクトになる変速装置である。クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３の配置に関しては、図５同様、軸方向に並んで配された「Ｆ−２」と「Ｍ−２」の、「Ｍ−２」の「Ｆ−２」から遠ざかる位置にクラッチＣ３と、その軸方向外側に油圧サーボを配し、「Ｆ−２」の「Ｍ−２」から遠ざかる位置にクラッチＣ１、Ｃ２と、その軸方向外側に油圧サーボを配した構造となる。ＦＦ及びＦＲ用として、発進デバイスにトルクコンバータを用いた模式図を示す。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−２」となる２個の遊星ギア列の組み合わせも「Ｆ−１」と同じとなるが、段落「００６４」で説明したように、４個の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、及びＤの構成が異なる。ＦＦ用の模式図を構造図に表した図１２からわかるように、第４遊星ギア列４０のギア巾は「Ｆ−１」より大きくなるが、連結がコンパクトになるので、大きさは図２６の特許文献９や図５と同じく、極めてコンパクトな配置となる。変速比を比較すると、「Ｆ−２、Ｍ−２」の組み合わせが前進１速段の５．１９０から前進９速段の０．５０７で、ギアレンジが１０．２４と図２６の特許文献９より大きくなる。原動機の出力に対して、車体重量が大きくなるような車両に向いたギアトレンとなるが、変速比の連なりはワイドでもなく、一般の車両に適した変速比となり、ギアの噛み合い効率も「Ｆ−１、Ｍ−２」の組み合わせとほとんど同じとなる。当然、「Ｆ−１、Ｍ−２」の組み合わせと同様、トラックやバスの変速装置として、最適となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−３、Ｍ−２）＞
図７は、図５同様、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−２」の第１遊星ギア列１０の径方向上部に第２遊星ギア列２０を２階建てに重ねて配した、コンパクトになる変速装置である。クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３の配置に関しては、図５同様、軸方向に並んで配された「Ｆ−３」と「Ｍ−２」の、「Ｍ−２」の「Ｆ−３」から遠ざかる位置にクラッチＣ３と、その軸方向外側に油圧サーボを配し、「Ｆ−３」の「Ｍ−２」から遠ざかる位置にクラッチＣ１、Ｃ２と、その軸方向外側に油圧サーボを配した構造となる。ＦＦ及びＦＲ用として、発進デバイスにトルクコンバータを用いた模式図を示す。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−３」となる２個の遊星ギア列の組み合わせは、段落「００６５」で説明したように、強度に対する利点はなく、第３及び第４遊星ギア列３０，４０のギア巾を「Ｆ−１」より大きくしなければならず、ＦＦ用としては「Ｆ−１、Ｍ−２」及び「Ｆ−２、Ｍ−２」の組み合わせより劣る。変速比に関しては、「Ｆ−１、Ｍ−２」や「Ｆ−２、Ｍ−２」に対応可能な幅広い自由度がある。図７に示した変速比は、図２６の特許文献９の変速比に近くなるものを記載し、前進１速段が４．８５８、前進９速段が０．４９５で、ギアレンジが９．８１とした。ギアの噛み合い効率は、「Ｆ−１、Ｍ−２」及び「Ｆ−２、Ｍ−２」の組み合わせとほとんど同じとなる。当然、「Ｆ−１、Ｍ−２」の組み合わせと同様、トラックやバスの変速装置として、最適となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−１、Ｍ−１）＞
図８は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−１」のシンプソン遊星ギアを配した変速装置である。ＦＦ用として記載した模式図のクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３の配置に関しては、図５同様、軸方向に並んで配された「Ｆ−１」と「Ｍ−１」の、「Ｍ−１」の「Ｆ−１」から遠ざかる位置にクラッチＣ３と、その軸方向外側に油圧サーボを配し、「Ｆ−１」の「Ｍ−１」から遠ざかる位置にクラッチＣ１、Ｃ２と、その軸方向外側に油圧サーボを配した構造となる。但し、ＦＲ用として記載した模式図は、本発明とは異なり、クラッチＣ３が「Ｆ−１」と「Ｍ−１」の間に配される組み合わせとなる。後述する図９と図９のＦＲ用模式図の具体的な構造を示した図１４のＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）を構成する「Ｍ−１」のシンプソン遊星ギアは、歯数比も含めて図８と全く同一のものであり、図１４から明確なように、図８のＦＲとして記載した模式図のようにクラッチＣ３の摩擦部材を第１遊星ギア列１０の径方向外側に配置すると径が大きくなりすぎる。当然、変速装置の軸方向を長くしてクラッチＣ３の摩擦部材を「Ｆ−１」と「Ｍ−１」の間に配せば成立するが、クラッチＣ３の油圧サーボの油路と「Ｍ−１」の第１及び第２遊星ギア列１０、２０への潤滑油路が混在するため構造が複雑となる。本発明は、変速装置の軸長がコンパクトで構造がシンプルになるクラッチの配置を請求したもので、図８のＦＲとして記載した模式図からはわかりにくいが、図９及び図１４と比較すれば一目瞭然である。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）を構成する第１及び第２遊星ギア列１０、２０は、段落「００５３」で説明したように、負荷荷重が小さくなるため、ギア巾が小さく配置できる。但し、「Ｍ−１」は第１及び第２遊星ギア列１０、２０を軸方向に並べて配するため、２階建てにして配する「Ｍ−２」より、第１遊星ギア列１０のギア巾が小さくても、全体の配置巾は大きくなる。変速比は、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）に左右され、ここでは「Ｆ−１」を用いるので、図５の「Ｆ−１、Ｍ−２」の組み合わせと同じように、前進１速段が４．３５１、前進９速段が０．５２９で、ギアレンジが８．２２となる。ギアの噛み合い効率は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）にシンプソン遊星ギアを用いたので、前進の減速段において、図５、図６、及び図７の「Ｍ−２」を用いたギアトレンよりよく、図２４に示したＢＥＮＺのＣタイプ７ＡＴと同等となる。なお、乗用車のＦＲ用変速装置は、原動機と一体として変速装置も懸架され、軸方向の長さはあまり制限されないため、ギアの噛み合い効率がよいこの組み合わせは最適となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−２、Ｍ−１）＞
図９は、図８同様、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−１」のシンプソン遊星ギアを配した変速装置である。ＦＦ及びＦＲ用として、発進デバイスにトルクコンバータを用いた模式図を示す。クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３の配置に関しては、図５同様、軸方向に並んで配された「Ｆ−２」と「Ｍ−１」の、「Ｍ−１」の「Ｆ−２」から遠ざかる位置にクラッチＣ３と、その軸方向外側に油圧サーボを配し、「Ｆ−２」の「Ｍ−１」から遠ざかる位置にクラッチＣ１、Ｃ２と、その軸方向外側に油圧サーボを配した構造となる。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）は、図６同様「Ｆ−２」を用い図８の「Ｆ−１」とは異なるが、ＦＦ用としての変速装置の大きさは図８と変わらない。但し、ＦＲ用としてのクラッチＣ３とその油圧サーボの配置が図８と異なり、本発明の「Ｆ−２」から遠ざかる「Ｍ−１」の後部に配される。変速比は、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）に左右され、ここでは「Ｆ−２」を用いるので、図６の「Ｆ−２、Ｍ−２」の組み合わせと同じように、前進１速段が５．４５６、前進９速段が０．５４１で、ギアレンジが１０．０９となる。ギアの噛み合い効率は、図８と変わらない。当然、乗用車のＦＲ用変速装置として、最適となる。

＜Ｃ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−３、Ｍ−３）＞
図１０は、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）に「Ｍ−３」の組み合わせを配した変速装置である。ＦＦ及びＦＲ用として、発進デバイスにモータジェネレータ（ＭＧ）を入力軸と連結したＨＥＶ仕様の模式図を示す。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）を構成する第１及び第２遊星ギア列１０、２０は、段落「００５５」で説明したように、負荷荷重が小さくならないため、ギア巾が小さく配置できない。ここでは、第１遊星ギア列１０のサンギアＳ１を直接ハウジングに固定し、プラネットキャリアＰ２と第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の間にドグクラッチとなる第４クラッチＣ４を配する構造とした。これは、図５から図９の速度線図に記載したように、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が増速段で高回転となるのを防ぐためである。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が固定状態となる前進の減速段と後進段では、第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０は互いのプラネットキャリアとリングギアが連結して両方の遊星ギア列に動力が負荷されるが、入力軸の直結段及び増速段では、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１、第２、及び第３構成要素が、第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２、プラネットキャリアＰ２、リングギアＲ２となるため、第１遊星ギア列１０には動力が負荷されない。第１及び第２遊星ギア列１０，２０が連結状態では、図５から図９の速度線図に記載したように、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が増速段で高回転となる。そこで、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素をハウジングに常時固定し、プラネットキャリアＰ２と第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の間にドグクラッチとなる第４クラッチＣ４を配し、直結段及び増速段で第４クラッチＣ４を開放し連結を解くと、速度線図に示すように、第１及び第２遊星ギア列１０，２０が、それぞれ別の速度線図を形成し、高回転化を防ぐことができる。なお、第４クラッチＣ４をドグクラッチとしたのは、この連結力が入力軸トルクの７倍と大きくなるためで、摩擦部材による締結では、スペース的に困難となる。ドグクラッチは回転が同期しなければ係脱が困難であり、制御性が課題となる。「請求項２」と「請求項６」の一部は、この構造に関して請求したものである。なお、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）には図７と同じく「Ｆ−３」を用いて変速比の自由度が高いものとし、前進１速段が５．０９６、前進９速段が０．５６５で、ギアレンジが９．０２とした。ギアの噛み合い効率は、「Ｆ−１、Ｍ−２」及び「Ｆ−２、Ｍ−２」と「Ｆ−１、Ｍ−１」及び「Ｆ−２、Ｍ−１」の組み合わせの間となる。なお、図１０に関して、次の図１１から図１６示す構造図は示さなかったが、クラッチＣ３とドグクラッチとなるクラッチＣ４とを、「Ｍ−３」の「Ｆ−３」から遠ざかる位置に配することができるので、これらのクラッチの油圧サーボを、「Ｍ−３」の軸方向外側に配することができる。クラッチＣ１,Ｃ２は、図５同様、軸方向に並んで配された「Ｆ−３」と「Ｍ−３」の、「Ｍ−３」から遠ざかる「Ｆ−３」の軸方向外側にクラッチＣ１、Ｃ２の油圧サーボを配した構造となる。

図１１から図１６は、本発明におけるＣタイプ９ＡＴの実用性を確認するためにコンセプトした構造図であり、全て実用性の高いもので、「請求項１」と「請求項２」に示したクラッチとその油圧サーボの配置が、変速装置をコンパクトする具体的な事例である。乗用車のＦＦ用の代表的な実施例として、図５、図６、及び図９の模式図を図１１、図１２、及び図１３として構想設計し、乗用車のＦＲ用の代表的な実施例として、図９の模式図を図１４とし、トラックやバスのＦＲ（ＲＲ）用の代表的な実施例として、図６の模式図を図１５とし、図１５を図５の形態のＨＥＶ仕様として図１６に構想設計したものである。

変速機ケース１ｂの閉ざされた後部には、第２クラッチＣ２と第１クラッチＣ１が、クラッチドラムが共有された２連クラッチとして配される。第１、第２クラッチＣ１、Ｃ２は、共有したクラッチドラムと、クラッチドラムの内周スプラインの軸方向中央にリティニングリングで固定されたエンドプレートと、エンドプレートの後方でクラッチドラムの内周スプラインに係止される第１クラッチＣ１の摩擦部材（ドリブンプレート）と、リングギアＲ４に溶着されたた第１クラッチＣ１のクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、摩擦部材を押圧するピストンと、エンドプレートの前方でクラッチドラムの内周スプラインに係止される第２クラッチＣ２の摩擦部材（ドリブンプレート）と、プラネットキャリアＰ４に連結された第２クラッチＣ２のクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、摩擦部材をリティニングリングで固定されたＬ字型フランジで押圧するピストンと、スタッドピンでピストンに連結され、ピストンをクラッチドラムに戻すリターンスプリングの支点となるキャンセラプレートとから成っている。第１、第２クラッチＣ１、Ｃ２のクラッチドラムは、変速機ケース１ｂの閉ざされた後部の内周ボス部外周から作動油が供給される入力軸３にスプライン連結されたクラッチハブに溶着され、第１クラッチＣ１のピストンと第２クラッチＣ２のピストンは、クラッチドラムを挟んで配され、第１クラッチＣ１は、プッシュタイプのピストンで入力軸３とリングギアＲ４の締結及び開放をつかさどり、第２クラッチＣ２は、プルタイプのピストンで入力軸３とプラネットキャリアＰ４の締結及び開放をつかさどる。２連クラッチＣ１、Ｃ２は、クラッチドラムとリターンスプリングとキャンセラプレート及びエンドプレートを共有して軸方向にコンパクトに配することができるもので、本願出願人が特開２００７−５１６５１で提案したものである。ここで、２連クラッチＣ１、Ｃ２の油圧サーボは、第３及び第４遊星ギア列３０、４０の後方に配される。

第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２は、摩擦部材を軸方向に並べて第３遊星ギア列３０の外周に配した、第２クラッチＣ２がプルタイプで第１クラッチＣ１がプッシュタイプとなる２連クラッチであり、図１１、図１２、及び図１３の第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２と同じ構造で、第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２の油圧サーボは、第３及び第４遊星ギア列３０、４０の前方に配される。ここで、第１クラッチＣ１は、入力軸３ａの回転を第３及び第４遊星ギア列３０、４０のサンギアＳ３、Ｓ４に入力可能とし、第２クラッチＣ２は、入力軸３ａの回転を第３遊星ギア列３０のプラネットキャリアＰ３に入力可能とする。第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２の外周には、第２ブレーキＢ２が配され、前端の保持部材２ａに油圧サーボが配され変速機ケース１ｄの内周スプラインに摩擦部材が係止される。ここで、第２ブレーキＢ２は、第３遊星ギア列３０のプラネットキャリアＰ３を制動可能にする。隔壁１００は、断面がＴ字型形状で、内周が連結軸１７近くまで延材され、内周の前方が逆Ｌ字型に成形され、逆Ｌ字の外周にワンウェイクラッチＯＷＣのアウターレースがスプライン連結され、後述する第１及び第２遊星ギア列１０、２０の一体成形されるサンギアＳ１、Ｓ２の延材部をインナーレースとしてアウターレースとの間にワンウェイクラッチＯＷＣが配される。隔壁１００のＴ字型形状の前方となる外周のドラム部が、第４遊星ギア列４０の外周に延材され変速機ケース１ｄと一体になるよう変速機ケース１ｄの内周にスプライン連結され、外周のドラム部に第１ブレーキＢ１の摩擦部材が係止され、ワンウェイクラッチＯＷＣの外周部の隔壁１００に第１ブレーキＢ１の油圧サーボが配される。ここで、第１ブレーキＢ１は、第４遊星ギア列４０のリングギアＲ４を制動可能にし、ワンウェイクラッチＯＷＣは、第１及び第２遊星ギア列１０、２０のサンギアＳ１、Ｓ２を入力軸の回転と同方向にしか回転させない役目を担う。図１４の第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材は、「請求項４」に記載しているように、同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するような構造になっている。特に、第４遊星ギア列４０の外周の広い空間に摩擦部材を配することで、第１ブレーキＢ１のすべりによる発熱に対応できる冷却構造を実現したものである。なお、第２ブレーキＢ２も摩擦部材を配する空間が広くとれ、同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するような構造がとれる。なお、ワンウェイクラッチＯＷＣは補助的な役目であり、特に装備する必要はない。

Ｔ字型形状の隔壁１００は、後部外周のドラムに第３ブレーキＢ３の摩擦部材を係止し、隔壁１００の内周から外周にかけ第３ブレーキＢ３の油圧サーボが配される。ここで、第３ブレーキＢ３は、第１及び第２遊星ギア列１０，２０の連結されたサンギアＳ１、Ｓ２を制動可能にする。なお、第３ブレーキＢ３はすべらす必要がないため、摩擦部材の締結面圧を上げる仕様として隔壁１００の内周から外周にかけ摩擦部材を押圧するピストンを配したので、受圧面積が大きくなり締結力が増し、摩擦部材の枚数や摩擦面積を減らしてコンパクトに配すことができるとともに、連れ周り損失を低減することができる。第３クラッチＣ３は、入力軸３ｂの後端に溶着されたドラムが第２遊星ギア列２０の外周まで延材され摩擦部材を係止し、入力軸の回転を第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１に連結された第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２に入力可能とする。なお、第３クラッチＣ３の油圧サーボは第１及び第２遊星ギア列１０、２０の後方に配され、作動油は、変速機ケース１ｂの後部の出力軸３ｃを軸支する軸受け４ｉと４ｈの間に配されたスリーブ２ｄから、出力軸３ｃと入力軸３ｂの後方に設けられた油穴を通って供給され、入力軸３ｂの前方に設けられた第１及び第２遊星ギア列１０、２０の潤滑油路と混在することはない。

図１５において、ハウジングは変速機ケース１ｄとリアケース１ｅに２体化されており、変速機ケース１ｄの軸方向中央部に隔壁が設けられ、隔壁の前方にＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速装置）が配され、隔壁の後方にＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速装置）が配される。これは、ブレーキやクラッチといった締結要素も含めて図１４と同じ配置である。隔壁の前方には第１ブレーキＢ１の油圧サーボが配され、隔壁の後方には第３ブレーキＢ３の油圧サーボが配される。図１４では、第１ブレーキＢ１のピストンにリターンスプリングを付けたが、変速機ケース１ｄの外周溝の摩擦部材の両端のエンドプレートとドリブンプレートの間にリターンスプリングを配したので、リターンスプリング分軸方向が短くなる。隔壁前方のＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（装置前置変速）の構造は、図１４と全く同じのため、説明を省略する。変速機の回転中心部には、入力軸３ａとスプライン連結した入力軸３ｂが配され、後端で出力軸３ｃに軸受け４ｄで軸支されるとともに、第３クラッチＣ３のクラッチドラムが溶着される。ここで、入力軸３ａ、３ｂは、変速機の前端で第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２と連結し、後端で第３クラッチＣ３と連結し、第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２の油圧サーボは第３及び第４遊星ギア列３０、４０の前方に配され、第３クラッチＣ３の油圧サーボは第１及び第２遊星ギア列１０、２０の後ろ方に配されたことになる。入力軸３ｂの外周には軸受け４ｃで軸支された連結軸１７が配される。連結軸１７は、隔壁の内周を通して前置変速装置の出力構成要素と主変速装置の第１構成要素を連結する。

隔壁後部の変速機ケース１ｄのスプライン部には第３ブレーキＢ３の摩擦部材を係止され、第１遊星ギア列１０の連結されたサンギアＳ１を制動可能にする。なお、第３ブレーキＢ３はすべらす必要がないため、摩擦部材の締結面圧を上げる仕様として隔壁の内周から外周にかけ摩擦部材を押圧するピストンを配したので、受圧面積が大きくなり締結力が増し、摩擦部材の枚数や摩擦面積を減らしてコンパクトに配すことができるとともに、連れ周り損失を低減することができる。第３クラッチＣ３は、入力軸３ｂの後端に溶着されたドラムが第２遊星ギア列２０の外周まで延材され摩擦部材を係止し、入力軸の回転を第１及び第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ１，Ｐ２に入力可能とする。なお、第３クラッチＣ３の作動油は、変速機ケース１ｂの後部の出力軸３ｃを軸支する軸受け４ｉと４ｈの間に配されたスリーブ２ｆから、出力軸３ｃと入力軸３ｂに設けられた油穴を通って供給され、入力軸３ｂの前方に設けられた第１及び第２遊星ギア列１０、２０の潤滑油路と混在することはない。

＜Ａ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−１、Ｍ−１）＞
図１７は、本発明のもう１種の変速形態であるＡタイプ９ＡＴと同じ変速形態でありながら、クラッチの配置が本発明とは異なる模式図であり、次の図１８、図１９の発進デバイスをモータジェネレータ（ＭＧ）とした場合の参考として示したものである。図１８、図１９のＡタイプ９ＡＴにも発進デバイスとしてモータジェネレータ（ＭＧ）の配置が可能となる。原動機と入力軸との間に回転変動吸収ダンパを配し、発進デバイスは第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２としてもよいが、原動機をアシストするモータジェネレータ（ＭＧ）とし、所謂モータアシスト型ハイブリッド車両（ＨＥＶ）の変速装置とした。当然、Ｃタイプ９ＡＴにも発進デバイスとして図１７のようなモータジェネレータ（ＭＧ）の配置が可能となる。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−１」とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の「Ｍ−１」の、両方ともシンプソン遊星ギアを使った組み合わせは、図８のＣタイプ９ＡＴと同じである。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−１」は、段落「００６３」で説明したように、第３及び第４遊星ギア列３０、４０のギア巾が小さくでき、強度的に有利な組み合わせとなる。ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の組み合わせが同じとなる図８と変速比を比較すると、Ｃタイプ９ＡＴである図８が、前進１速段の４．３５１から前進９速段の０．５２９で、ギアレンジが８．２２となり、Ａタイプ９ＡＴである図１７が、前進１速段の５．１７９から前進９速段の０．５９１で、ギアレンジが８．７６となり、ギア比の連なりはＡタイプ９ＡＴが前進２速段と前進３速段の間でクロスになるが、高速段ではＡタイプ９ＡＴの方がよく、全体的には若干Ａタイプ９ＡＴの方が勝っている。遊星ギアの噛み合い効率を比較すると、Ａタイプ９ＡＴである図１７が、入力軸の逆回転を用いる前進１速段と前進３速段でＣタイプ９ＡＴである図８より悪いが、その他の前進段では、Ａタイプ９ＡＴが勝っている。しかし、各部位の配置構造を比較すると、Ａタイプ９ＡＴである図１７は、入力軸の回転がＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の２構成要素に入力する第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３の配置が難しく、図８のＣタイプ９ＡＴのようにコンパクトにはならない。また第３ブレーキＢ３の容量が前進１速段と後進段で入力軸トルクの７倍程度となり、図８のＣタイプ９ＡＴの前進１速段の２．１４７倍、後進段の１．８０３倍と比べ、３倍以上の容量が必要となる。但し、図８のＣタイプ９ＡＴ同様、減速した動力の１００％が第１構成要素に入力する前進１速段と後進段で、リングギア入力となるため遊星ギアが負荷する荷重が小さくなり、強度的に有利となる。

図１７のＦＦとＦＲの模式図において、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の配置は、ＦＦでは変速装置の後端部で、ＦＲでは前端部で、図８のＣタイプ９ＡＴと同じ配置となる。但し、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）には、入力軸の回転は構成要素Ａの１箇所となるので、構成要素Ａ、Ｂの２箇所となるＣタイプ９ＡＴより第２クラッチＣ２の配置がないのでコンパクトになる。ＦＦの模式図では、出力カウンターギアを軸支する隔壁の前方に第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３と、出力カウンターギアが配され、隔壁の後方に第１、第２、第３、及び第４遊星ギア列１０、２０、３０、４０が順に並べて配され、第１遊星ギア列１０の外周部に第３ブレーキＢ３の摩擦部材が配され、第３、及び第４遊星ギア列３０、４０の外周部に第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２と第１クラッチＣ１の摩擦部材が配される。隔壁の前方に第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３が独立して配されるため、本発明のようにコンパクトさには不利となる。ＦＲの模式図では、ＦＦとは逆に、変速装置の後方から第１、第２、第３、及び第４遊星ギア列１０、２０、３０、４０が順に並べて配され、第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３が、第１及び第２遊星ギア列１０、２０と第３、及び第４遊星ギア列３０、４０の間に配されるため、コンパクトにはならない。

図１８のＦＦとＦＲの模式図において、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）はＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の前方に配され、クラッチ及びブレーキの配置もＦＦ、ＦＲともにほぼ同じとなる。クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３の配置に関しては、軸方向に並んで配された「Ｆ−１」と「Ｍ−４」の、「Ｍ−４」の「Ｆ−１」から遠ざかる位置にクラッチＣ２、Ｃ３と、その軸方向外側に油圧サーボを配し、「Ｆ−１」の「Ｍ−４」から遠ざかる位置にクラッチＣ１と、その軸方向外側に油圧サーボを配した構造となる。ＦＦの模式図では、出力カウンターギアを軸支する隔壁の前方に、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の第３遊星ギア列３０と第４遊星ギア列４０及び第１クラッチＣ１が順に配され、第１クラッチＣ１と第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材が第３及び第４遊星ギア列３０、４０の外周に配され、隔壁の後方に、出力カウンターギアとラビニョー遊星ギアと第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３が順に配され、ラビニョー遊星ギアの外周に第３ブレーキＢ３と第３クラッチＣ３の摩擦部材が配される。ＦＲの模式図では、ラビニョー遊星ギアの出力となるリングギアＲから、第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３の外周を通って変速装置の後部に出力される形態がＦＦと異なるだけで、その他はＦＦと同じ構造配置となる。ここで、図１７との違いは、第２及び第３クラッチＣ２、Ｃ３の油圧サーボの配置をＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の後方とし、摩擦部材をラビニョー遊星ギアの外周に配してラビニョー遊星ギアとともにコンパクトにしたことである。但し、図１７のＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）にシンプソン遊星ギアを用いた構造と異なり、径の大きなサンギアＳ２に入力することでＢタイプ８ＡＴよりはラビニョー遊星ギアの負荷を小さくしたが、径の大きなリングギアに入力するシンプソン遊星ギアほど負荷を小さくできないため、ギアレンジを図１７の８．７６から８．０３と小さくし負荷を軽減した。

＜Ａ−タイプ９ＡＴ（Ｆ−３、Ｍ−３）＞
図１９は、ＦＲＯＮＴＧＥＡＲ（前置変速機構）の「Ｆ−３」とＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の「Ｍ−３」の、両方とも互いのリングギアとプラネットキャリアを連結した４ＡＴに多く実用化されている４個の構成要素で、各変速段で動力が通過するギア数が少なく、図１７及び図１８のＡタイプ９ＡＴより遊星ギアの噛み合い効率もよく、無理のない配置ができる。図１７及び図１８のような強度的な有利性はないが、変速比の設定に自由度が高く、図１９は、前進１速段の５．０００から前進９速段の０．６００で、ギアレンジが８．３３とし、ギア比の連なりも悪くはなく、理想に近い変速比がとれる。図１９の２種のＦＲの模式図は、左図が通常の形態で、入力軸の回転を、第２クラッチＣ２を介してＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素であるサンギアＳ１に入力したもので、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３の配置に関しては、軸方向に並んで配された「Ｆ−３」と「Ｍ−４」の、「Ｆ−３」の「Ｍ−４」から遠ざかる位置にクラッチＣ１，Ｃ２、Ｃ３と、その軸方向外側に油圧サーボを配する構造となる。右図は、入力軸を直接ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素であるサンギアＳ１に入力し、第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２と第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の間にドグクラッチとなる第４クラッチＣ４を配する構造とした。これは、図１７及び図１８の速度線図に記載したように、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が増速段で高回転となるのを防ぐためである。ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の前進１速段を除く前進の減速段では、第１遊星ギア列１０と第２遊星ギア列２０は互いのプラネットキャリアとリングギアが連結して両方の遊星ギア列に動力が負荷されるが、前進１速段と後進段、及び入力軸の直結段と増速段では、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第１、第２、及び第３構成要素が、第２遊星ギア列２０のサンギアＳ２、プラネットキャリアＰ２、リングギアＲ２となるため、第１遊星ギア列１０には動力が負荷されない。第１及び第２遊星ギア列１０，２０が連結状態では、図１７と図１８の速度線図に記載したように、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が増速段で高回転となる。そこで、ＭＡＩＮＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素を入力軸に直結し、第２遊星ギア列２０のプラネットキャリアＰ２と第１遊星ギア列１０のリングギアＲ１の間にドグクラッチとなる第４クラッチＣ４を配し、直結段及び増速段で第４クラッチＣ４を開放し連結を解くと、速度線図の点線部に示すように、第１遊星ギア列１０が、第２遊星ギア列２０と別の速度線図を形成し、高回転化を防ぐことができる。なお、第４クラッチＣ４をドグクラッチとしたのは、この連結力が最大入力軸トルクの７倍と大きくなるためで、摩擦部材による締結では、スペース的に困難となる。ドグクラッチは回転が同期しなければ係脱が困難であり、制御性が課題となる。「請求項３」と「請求項６」は、この構造に関して請求したものである。ここで、クラッチＣ１、Ｃ３、Ｃ４の配置に関しては、軸方向に並んで配された「Ｆ−３」と「Ｍ−３」の、「Ｍ−３」の「Ｆ−３」から遠ざかる位置にクラッチＣ４と、その軸方向外側に油圧サーボを配し、「Ｆ−３」の「Ｍ−３」から遠ざかる位置にクラッチＣ１、Ｃ３と、その軸方向外側に油圧サーボを配した構造となる。

変速機ケース１ｂ後部のリアケース１ｃには、第３クラッチＣ３と第２クラッチＣ２が、クラッチドラムが共有された２連クラッチとして配される。第２、第３クラッチＣ２、Ｃ３は、共有したクラッチドラムと、クラッチドラムの内周スプラインの軸方向中央にリティニングリングで固定されたエンドプレートと、エンドプレートの後方でクラッチドラムの内周スプラインに係止される第２クラッチＣ２の摩擦部材（ドリブンプレート）と、サンギアＳ１に溶着されたた第２クラッチＣ２のクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、摩擦部材を押圧するピストンと、エンドプレートの前方でクラッチドラムの内周スプラインに係止される第３クラッチＣ３の摩擦部材（ドリブンプレート）と、プラネットキャリアＰの外周スプラインを第３クラッチＣ３のクラッチハブとして係止される摩擦部材（ドライブプレート）と、摩擦部材をリティニングリングで固定されたＬ字型フランジで押圧するピストンと、スタッドピンでピストンに連結され、ピストンをクラッチドラムに戻すリターンスプリングの支点となるキャンセラプレートとから成っている。第２、第３クラッチＣ２、Ｃ３のクラッチドラムは、リアケース１ｃの内周ボス部外周から作動油が供給される入力軸３にスプライン連結されたクラッチハブに溶着され、第２クラッチＣ２のピストンと第３クラッチＣ３のピストンは、クラッチドラムを挟んで配され、第２クラッチＣ２は、プッシュタイプのピストンで入力軸３とサンギアＳ１の締結及び開放をつかさどり、第３クラッチＣ３は、プルタイプのピストンで入力軸３とプラネットキャリアＰの締結及び開放をつかさどる。２連クラッチＣ２、Ｃ３は、クラッチドラムとリターンスプリングとキャンセラプレート及びエンドプレートを共有して軸方向にコンパクトに配することができるもので、本願出願人が特開２００７−５１６５１で提案したものである。ここで、２連クラッチＣ２、Ｃ３の油圧サーボは、ラビニョー遊星ギアの後方に配される。

Claims

入力軸を変速する複数の遊星ギア列を有した変速装置の共通の速度線図上に、少なくとも前記入力軸に対する前進の減速段において、第１、第２、第３、及び第４構成要素を順に並べて配した第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）からなる主変速機構と、Ａ、Ｂ、Ｃ、及びＤの４個の構成要素を順に並べて配した第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）からなる前置変速機構の、
前記前置変速機構の構成要素Ｃと前記主変速機構の第１構成要素を連結軸（１７）で連結し、少なくとも６個のクラッチ及びブレーキの締結要素の選択的な締結により、前記入力軸に対して前進９速後進１速の変速段が実現できる多段変速装置であって、
前記前置変速機構の構成要素Ａに前記入力軸の回転を入力、あるいは、入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とすることにより、構成要素Ｃが、少なくとも前記入力軸の減速回転と逆回転を得るようになした前進９速後進１速の多段変速装置。
前記前置変速機構の構成要素Ａ及びＢに第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）で前記入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とし、前記第1及び第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）又は第１及び第２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、前記主変速機構の第１構成要素と連結軸（１７）で連結された構成要素Ｃが、前記入力軸の直結回転と逆回転、及び前記入力軸の２種の減速回転、それに制動を含めた５種の回転に規制されるようになし、
前記主変速機構の第４構成要素を第３ブレーキ（Ｂ３）で制動可能にし、第２構成要素に前記入力軸の回転を第３クラッチ（Ｃ３）で入力可能とし、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）で規制することにより、
あるいは、前記主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチを介して前記入力軸の回転を入力可能とし、前記主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、前記主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素をハウジングに固定し、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、第３、及び第４クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４）と第1及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で規制することにより、
第３構成要素が、前記入力軸の直結回転と逆回転、及び前記入力軸のそれぞれ４種の減速回転と増速回転、を得るようになした請求項１記載の前進９速後進１速の多段変速装置。
前記前置変速機構の構成要素Ａに第1クラッチ（Ｃ１）で前記入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Ｄ及びＢを第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能とし、第1クラッチ（Ｃ１）又は第１及び第２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、
あるいは、前記前置変速機構の構成要素Ａと前記入力軸を連結し、構成要素Ｄ、Ｂ、及びＣを第１、第２、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ４）で制動可能とし、第１、第２、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ４）の何れか１個のブレーキを選択的に締結することにより、
前記主変速機構の第１構成要素と連結軸（１７）で連結された構成要素Ｃが、前記入力軸の減速回転と逆回転、それに制動を含めた３種の回転に規制されるようになし、
前記主変速機構の第４構成要素に前記入力軸の回転を第２クラッチ（Ｃ２）で入力可能とし、第２構成要素に前記入力軸の回転を第３クラッチ（Ｃ３）で入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第２、及び第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）、あるいは、第２及び第３クラッチ（Ｃ２、Ｃ３）と第1、第２、第３、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で規制することにより、
あるいは、前記主変速機構の第１、第２、及び第３構成要素を、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）として第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）に第３クラッチ（Ｃ３）を介して前記入力軸の回転を入力可能とするとともに第３ブレーキ（Ｂ３）を配して制動可能にし、前記主変速機構の第１又は第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素の何れか一方の構成要素と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）又はプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結可能とし、前記主変速機構の第４構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の構成要素と前記入力軸を連結し、
第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を、第1、第３、及び第４クラッチ（Ｃ１、Ｃ３、Ｃ４）と第1、第２、及び第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）、あるいは、第３及び第４クラッチ（Ｃ３、Ｃ４）と第1、第２、第３、及び第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で規制することにより、
第３構成要素が、前記入力軸の直結回転と逆回転、及び前記入力軸の５種の減速回転と３種の増速回転、を得るようになした請求項１記載の前進９速後進１速の多段変速装置。
前記前置変速機構の第１及び第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、該摩擦部材の端部側面から該貫通穴に冷却油を供給するようになした請求項１記載の前進９速後進１速の多段変速装置。
前記前置変速機構の第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）は、
第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）と第４遊星ギア列（４０）のプラネットキャリア（Ｐ４）を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のプラネットキャリア（Ｐ３）を構成要素Ｃとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのサンギア（Ｓ３、Ｓ４）を連結して構成要素Ｄとした、
あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのサンギア（Ｓ３、Ｓ４）を連結して構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のプラネットキャリア（Ｐ３）を構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）と第４遊星ギア列（４０）のプラネットキャリア（Ｐ４）を連結して構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を構成要素Ｄとした、
あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）と第４遊星ギア列（４０）のプラネットキャリア（Ｐ４）を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のプラネットキャリア（Ｐ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ｃとし、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）を構成要素Ｄとした、
あるいは、第３遊星ギア列（３０）をダブル遊星ギアとし、第４遊星ギア列（３０）をシンプル遊星ギアとし、リングギア（Ｒ）とプラネットキャリア（Ｐ）を共有させ、ダブル遊星ギアとなる第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ）と噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）を構成要素Ａとし、共有するリングギア（Ｒ）を構成要素Ｂとし、共有するプラネットキャリア（Ｐ）を構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ｄとした、
あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ａとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）を構成要素Ｂとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ３、Ｐ４）を連結して構成要素Ｃとし、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ｄとした、
あるいは、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）をシンプル遊星ギアとして、第３遊星ギア列（３０）のサンギア（Ｓ３）と第４遊星ギア列（４０）のリングギア（Ｒ４）を連結して構成要素Ａとし、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ３、Ｐ４）を連結して構成要素Ｂとし、第３遊星ギア列（３０）のリングギア（Ｒ３）を構成要素Ｃとし、第４遊星ギア列（４０）のサンギア（Ｓ４）を構成要素Ｄとした、
請求項２と３記載の前進９速後進１速の多段変速装置。
前記主変速機構の第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）は、
第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を第１構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）を第３構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の互いのサンギア（Ｓ１、Ｓ２）を連結して第４構成要素とした、
あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を連結して第１構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ１、Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第４構成要素とした、
あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第１構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）と第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を連結して第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第４構成要素とした、
あるいは、第１遊星ギア列（１０）をダブル遊星ギアとし、第２遊星ギア列（２０）をシンプル遊星ギアとし、リングギア（Ｒ）とプラネットキャリア（Ｐ）を共有させ、ダブル遊星ギアとなる第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ）と噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第１構成要素とし、共有するプラネットキャリア（Ｐ）を第２構成要素とし、共有するリングギア（Ｒ）を第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第４構成要素とした、
あるいは、第１遊星ギア列（１０）をダブル遊星ギアとし、第２遊星ギア列（２０）をシンプル遊星ギアとし、リングギア（Ｒ）とプラネットキャリア（Ｐ）を共有させ、ダブル遊星ギアとなる第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ）と噛み合うピニオンギアをロングピニオンとして第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）に噛み合わせた所謂ラビニョー遊星ギアとして、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）を第１構成要素とし、共有するリングギア（Ｒ）を第２構成要素とし、共有するプラネットキャリア（Ｐ）を第３構成要素とし、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第４構成要素とした、
あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）を第１構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）を第２構成要素とし、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の互いのプラネットキャリア（Ｐ１、Ｐ２）を連結して第３構成要素とし、第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）と第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）を連結して第４構成要素とした、
あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１、第２、及び第３構成要素を第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、及び第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）の何れか一方を連結するとともに、何れか他方を第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結し、第４構成要素を第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）とした、
あるいは、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）をシンプル遊星ギアとして、第１、第２、及び第３構成要素を第２遊星ギア列（２０）のサンギア（Ｓ２）、プラネットキャリア（Ｐ２）、及びリングギア（Ｒ２）とし、第１遊星ギア列（１０）のリングギア（Ｒ１）と第２遊星ギア列（２０）のプラネットキャリア（Ｐ２）を、第４クラッチ（Ｃ４）を介して連結し、第１遊星ギア列（１０）のプラネットキャリア（Ｐ１）を第２遊星ギア列（２０）のリングギア（Ｒ２）と連結し、第４構成要素を第１遊星ギア列（１０）のサンギア（Ｓ１）とした、
請求項２及び３記載の前進９速後進１速の多段変速装置。
変速機ケースの前方の、該変速機ケースと一体となるケースに配されたモータジェネレータで、入力軸を駆動または制動するようになした、
あるいは、変速機ケースの後方の、該変速機ケースと一体となるケースに配されたモータジェネレータで、出力軸を駆動または制動するようになした、
請求項１記載の前進９速後進１速の多段変速装置。