JP2016095022A - 変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】 小型化および多段化を図りながら飛び変速時の多ステップ化を極力回避可能なトリプルクラッチ式の変速機を提供する。【解決手段】 通常のデュアルクラッチ式の変速機では、駆動源の駆動力が第１入力軸および第２入力軸の２系統に選択的に入力されるが、本実施の形態では、駆動源Ｐの駆動力が第１入力軸〜第３入力軸Ｉｍ１〜Ｉｍ３の３系統に選択的に入力されるために変速時のインターロックが発生し難くなって骨格の小型化が実現できるだけでなく、飛び変速時の多ステップ化を抑制して変速応答性を高めることができる。しかも通常のデュアルクラッチ式の変速機に対して摩擦係合装置Ｃ１〜Ｃ３の数が２個から３個に増加したので、現変速段で係合する摩擦係合装置と目標変速段で係合する摩擦係合装置とが一致してしまう確率が減少し、トルク抜けを発生させずにクラッチｔｏクラッチ変速が可能になる確率が増加することで、飛び変速時の多ステップ化を一層効果的に抑制して変速応答性を高めることができる。【選択図】 図１

Description

本発明は、同軸３重に配置した入力軸と、それぞれ同軸２重に配置した一対の出力軸とを備え、駆動源の駆動力を３個の摩擦クラッチを介して何れかの入力軸に選択的に入力するとともに、その駆動力を何れかの出力軸から選択的に出力するトリプルクラッチ式の変速機に関する。

同軸２重に配置した入力軸と、それぞれ同軸２重に配置した一対の出力軸とを備え、駆動源の駆動力を２個の摩擦クラッチを介して何れかの入力軸に選択的に入力するとともに、その駆動力を何れかの出力軸から選択的に出力する、いわゆるデュアルクラッチ式の変速機において、入力軸から一方の出力軸に直接駆動力を出力する単純フローの動力伝達経路と、入力軸から両方の出力軸を経て駆動力を出力する複雑フローの動力伝達経路とを併用することで、限られた個数のギヤを有効に利用して骨格の大型化を回避しながら１０段への多段化を図った変速機（図４０参照）が、下記特許文献１により公知である。

DE 10 2011 117 046 A1

ところで、変速機の変速には、連続する変速段間で変速する順次変速と、連続しない変速段間で変速する飛び変速とがあり、飛び変速には、例えば１速変速段から２速変速段を飛ばして３速変速段に変速する１段飛び変速や、１速変速段から２速変速段および３速変速段を飛ばして４速変速段に変速する２段飛び変速等がある。

デュアルクラッチ式の変速機の一種である上記従来の変速機は、順次変速を行う場合に予め次変速段をプリシフトした状態で２個の摩擦クラッチを掴み換えすることで、トルク抜けのない変速が可能になる。しかしながら、トルク抜けのない飛び変速を行おうとした場合、現変速段から目標変速段に直接飛び変速することができず、多くの場合に現変速段から目標変速段に変速する過程で複数の仮変速段を経由してトルク抜けを防止しながら変速する必要が生じてしまい（多ステップ変速）、そのために変速応答性が低下する問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、小型化および多段化を図りながら飛び変速時の多ステップ化を極力回避可能な変速機を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、少なくとも一部が重なり合うように同軸上に配置された第１入力軸、第２入力軸および第３入力軸と、前記第１入力軸を駆動源に接続する第１摩擦係合装置と、前記第２入力軸を前記駆動源に接続する第２摩擦係合装置と、前記第３入力軸を前記駆動源に接続する第３摩擦係合装置と、前記第１入力軸に固設された第１入力ギヤと、前記第２入力軸に固設された第２入力ギヤと、前記第３入力軸に固設された第３、第４入力ギヤと、前記第１入力軸と平行に配置された第１出力軸および第２出力軸と、前記第１出力軸の外周に同軸に配置されて第１噛合係合装置を介して該第１出力軸に結合可能な第１副出力軸と、前記第２出力軸の外周に同軸に配置されて第５噛合係合装置を介して該第２出力軸に結合可能な第２副出力軸と、前記第１副出力軸に相対回転自在に支持されて第２噛合係合装置を介して該第１副出力軸に結合可能な第１出力ギヤと、前記第１副出力軸に相対回転自在に支持されて第３噛合係合装置を介して該第１副出力軸に結合可能な第２出力ギヤと、前記第１副出力軸に相対回転自在に支持されて第４噛合係合装置を介して該第１副出力軸に選択的に結合可能な第３、第４出力ギヤと、前記第２副出力軸に相対回転自在に支持されて第６噛合係合装置を介して該第２副出力軸に結合可能な第５出力ギヤと、前記第２副出力軸に相対回転自在に支持されて第７噛合係合装置を介して該第２副出力軸に結合可能な第６出力ギヤと、前記第２副出力軸に相対回転自在に支持されて第８噛合係合装置を介して該第２副出力軸に選択的に結合可能な第７出力ギヤと、前記第１出力軸に固設された第１ファイナルドライブギヤと、前記第２出力軸に固設された第２ファイナルドライブギヤとを備え、前記第１入力ギヤは前記第１出力ギヤおよび前記第５出力ギヤに噛合し、前記第２入力ギヤは前記第２出力ギヤおよび前記第６出力ギヤに噛合し、前記第３入力ギヤは前記第３出力ギヤに噛合し、前記第４入力ギヤは前記第４出力ギヤおよび前記第７出力ギヤに噛合し、前記第１〜第３摩擦係合装置および前記第１〜第８噛合係合装置の選択的係合により、前記駆動源の駆動力を前記第１ファイナルドライブギヤまたは第２ファイナルドライブギヤに選択的に伝達して複数の変速段を確立可能であることを特徴とする変速機が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記第１入力軸の外周に前記第２入力軸が配置され、前記第２入力軸の外周に前記第３入力軸が配置されることを特徴とする変速機が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記第３入力軸の外周に前記第１入力軸が配置され、前記第１入力軸の外周に前記第２入力軸が配置されることを特徴とする変速機が提案される。

また請求項４に記載された発明によれば、請求項１〜請求項３の何れか１項の構成に加えて、前記複数の変速段は、最低変速段から所定段上の変速段までの低速変速段群と、最高変速段から所定段下の変速段までの高速変速段群と、前記低速変速段群および前記高速変速段群に挟まれた中速変速段群とからなり、前記低速変速段群および前記高速変速段群では前記駆動源の駆動力が前記第１、第２副出力軸の両方を経由して出力され、前記中速変速段群では前記駆動源の駆動力が前記第１、第２副出力軸の一方だけを経由して出力されることを特徴とする変速機が提案される。

また請求項５に記載された発明によれば、請求項１〜請求項４の何れか１項の構成に加えて、前記複数の変速段の中間に位置する中間変速段未満の低速側変速段では前記駆動源の駆動力が前記第１、第２出力軸の一方から出力され、前記中間変速段以上の高速側変速段では前記駆動源の駆動力が前記第１、第２出力軸の他方から出力されることを特徴とする変速機が提案される。

また請求項６に記載された発明によれば、請求項１〜請求項５の何れか１項の構成に加えて、前記第１副出力軸に固設されたリバースドライブギヤと、前記第２出力軸に相対回転自在に支持されて前記第１リバースドライブギヤに噛合するリバースドリブンギヤと、前記リバースドリブンギヤを前記第２出力軸に結合可能な第９噛合係合装置とを備え、前記第９噛合係合装置および前記第５噛合係合装置は相互に対向するように配置されて共通のシフトフォークで作動することを特徴とする変速機が提案される。

尚、実施の形態のエンジンＰは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の第１摩擦クラッチＣ１〜第３摩擦クラッチＣ３は本発明の第１〜第３摩擦係合装置に対応し、実施の形態の第１シンクロ装置Ａ〜第９シンクロ装置Ｉは本発明第１〜第９噛合係合装置に対応する。

請求項１の構成によれば、同軸に配置されて第１〜第３摩擦係合装置を介して駆動力が入力される第１〜第３入力軸と、同軸に配置された第１出力軸および第１副出力軸と、同軸に配置された第２出力軸および第２副出力軸とを３軸に配置し、それら３軸間を接続する第１〜第４入力ギヤおよび第１〜第７出力ギヤよりなる動力伝達経路を第１〜第３摩擦係合装置および第１〜第８噛合係合装置で切り換えるので、合計１１個のギヤで最大２５段の変速段を確立可能となり、各ギヤの歯数の設定により、２５段の変速段のうちから１１段の有効変速段を選択することで、少ないギヤ数で変速段の多段化が可能となる。

また通常のデュアルクラッチ式の変速機では、駆動源の駆動力が第１入力軸および第２入力軸の２系統に選択的に入力されるが、本発明では駆動源の駆動力が第１入力軸〜第３入力軸の３系統に選択的に入力されるために変速時のインターロックが発生し難くなり、飛び変速時の多ステップ化を抑制して変速応答性を高めることができる。しかも通常のデュアルクラッチ式の変速機に対して摩擦係合装置の数が２個から３個に増加するので、現変速段で係合する摩擦係合装置と目標変速段で係合する摩擦係合装置とが一致してしまう確率が減少し、トルク抜けを発生させずにクラッチｔｏクラッチ変速が可能になる確率が増加することで、飛び変速時の多ステップ化を一層効果的に抑制して変速応答性を高めることができる。

また請求項３の構成によれば、第３入力軸の外周に第１入力軸が配置され、第１入力軸の外周に第２入力軸が配置されるので、中間の第１入力軸は１個の第１入力ギヤだけを支持し、また最外周の第２入力軸は１個の第２入力ギヤだけを支持することから、第１入力軸および第２入力軸の軸方向長さを短縮することができる。その結果、最内周の最も細くて最も長い第３入力軸が撓んでも、第１〜第３入力軸間で干渉が発生し難くなり、その分だけ第１〜第３入力軸を小径化して変速機の小型軽量化を図ることができる。

また請求項４の構成によれば、複数の変速段は、最低変速段から所定段上の変速段までの低速変速段群（１速変速段および２速変速段）と、最高変速段から所定段下の変速段までの高速変速段群（１０速変速段および１１速変速段）と、低速変速段群および高速変速段群に挟まれた中速変速段群（３速変速段〜９速変速段）とからなり、低速変速段群および高速変速段群では駆動源の駆動力が第１、第２副出力軸の両方を経由して出力され、中速変速段群では駆動源の駆動力が第１、第２副出力軸の一方だけを経由して出力されるので、駆動力が第１、第２副出力軸の両方を経由する複雑フローを使用頻度が低い低速変速段群および高速変速段群に割り当てるとともに、駆動力が第１、第２副出力軸の一方だけを経由する単純フローを使用頻度が高い中速変速段群に割り当てることで、ギヤの噛み合い数を減らして動力損失を最小限に抑えることができる。

このとき、低速変速段群および高速変速段群では第１副出力軸および第２副出力軸間で第３入力ギヤおよび第４入力ギヤを介して駆動力が伝達されるため、第３入力ギヤおよび第４入力ギヤを減速ギヤとして機能させて低速変速段群の変速比を増加させるとともに、第３入力ギヤおよび第４入力ギヤを増速ギヤとして機能させて高速変速段群の変速比を減少させることで、変速機のレシオレンジを拡大することができる。

また請求項５の構成によれば、複数の変速段の中間に位置する中間変速段未満の低速側変速段（１速変速段〜６速変速段）では駆動源の駆動力が第１、第２出力軸の一方から出力され、中間変速段以上の高速側変速段（７速変速段〜１１速変速段）では駆動源の駆動力が第１、第２出力軸の他方から出力されるので、連続的にアップシフトあるいはダウンシフトする際に駆動力の伝達経路が頻繁にあるいは複雑に切り換わるのを防止し、動力損失の低減および変速応答性の確保が可能となる。

また請求項６の構成によれば、第１副出力軸に固設されたリバースドライブギヤと、第２出力軸に相対回転自在に支持されて第１リバースドライブギヤに噛合するリバースドリブンギヤと、リバースドリブンギヤを第２出力軸に結合可能な第９噛合係合装置とを備え、第９噛合係合装置および第５噛合係合装置は相互に対向するように配置されて共通のシフトフォークで作動するので、第９噛合係合装置および第５噛合係合装置をそれぞれ専用のシフトフォークで作動させる場合に比べて、シフトフォークの数を削減することができる。

変速機のスケルトン図。（第１の実施の形態） 図１の軸方向矢視図。（第１の実施の形態） 各入力ギヤおよび各出力ギヤの歯数を示す図。（第１の実施の形態） 各変速段のレシオおよび各変速段の公比を示す図。（第１の実施の形態） 摩擦クラッチおよびシンクロ装置の係合表。（第１の実施の形態） １速変速段→２速変速段の順次変速過程の説明図。（第１の実施の形態） ２速変速段→３速変速段の順次変速過程の説明図。（第１の実施の形態） ３速変速段→４速変速段の順次変速過程の説明図。（第１の実施の形態） ４速変速段→５速変速段の順次変速過程の説明図。（第１の実施の形態） ５速変速段→６速変速段の順次変速過程の説明図。（第１の実施の形態） ６速変速段→７速変速段の順次変速過程の説明図。（第１の実施の形態） ７速変速段→８速変速段の順次変速過程の説明図。（第１の実施の形態） ８速変速段→９速変速段の順次変速過程の説明図。（第１の実施の形態） ９速変速段→１０速変速段の順次変速過程の説明図。（第１の実施の形態） １０速変速段→１１速変速段の順次変速過程の説明図。（第１の実施の形態） 従来例および実施の形態の各変速段のギヤ噛み合い数を示す図。（第１の実施の形態） 各変速段の簡略なトルクフローを示す図。（第１の実施の形態） ３個の摩擦クラッチを設けたことの効果の説明図。（第１の実施の形態） 実施の形態の飛び変速のステップ数を示す図。（第１の実施の形態） 従来例の飛び変速のステップ数を示す図。（第１の実施の形態） 変速機のスケルトン図。（第２の実施の形態） 変速機のスケルトン図。（第３の実施の形態） 図２２の軸方向矢視図。（第３の実施の形態） 摩擦クラッチおよびシンクロ装置の係合表。（第３の実施の形態） １速変速段→２速変速段の順次変速過程の説明図。（第３の実施の形態） ２速変速段→３速変速段の順次変速過程の説明図。（第３の実施の形態） ３速変速段→４速変速段の順次変速過程の説明図。（第３の実施の形態） ４速変速段→５速変速段の順次変速過程の説明図。（第３の実施の形態） ５速変速段→６速変速段の順次変速過程の説明図。（第３の実施の形態） ６速変速段→７速変速段の順次変速過程の説明図。（第３の実施の形態） ７速変速段→８速変速段の順次変速過程の説明図。（第３の実施の形態） ８速変速段→９速変速段の順次変速過程の説明図。（第３の実施の形態） ９速変速段→１０速変速段の順次変速過程の説明図。（第３の実施の形態） １０速変速段→１１速変速段の順次変速過程の説明図。（第３の実施の形態） リバース変速段→１速変速段の変速過程の説明図。（第３の実施の形態） 各変速段の簡略なトルクフローを示す図。（第３の実施の形態） 比較例のシフトフォークの配置を示す図。（第３の実施の形態） シフトフォークの配置を示す図。（第３の実施の形態） 変速機のスケルトン図およびトルクフロー図。（第４の実施の形態） 変速機のスケルトン図。（従来例）

第１の実施の形態

以下、図１〜図２０に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。

図１および図２に示すように、本実施の形態の前進１１段のトリプルクラッチ式の変速機Ｔは、エンジンＰに第１摩擦クラッチＣ１を介して接続された第１入力軸Ｉｍ１と、第１入力軸Ｉｍ１の外周に相対回転自在に嵌合してエンジンＰに第２摩擦クラッチＣ２を介して接続された第２入力軸Ｉｍ２と、第２入力軸Ｉｍ２の外周に相対回転自在に嵌合してエンジンＰに第３摩擦クラッチＣ３を介して接続された第３入力軸Ｉｍ３とを備える。第１摩擦クラッチＣ１、第２摩擦クラッチＣ２および第３摩擦クラッチＣ３は、第１入力軸Ｉｍ１、第２入力軸Ｉｍ２および第３入力軸Ｉｍ３の軸端とエンジンＰとの間に一纏めにして配置される。

第１入力軸Ｉｍ１、第２入力軸Ｉｍ２および第３入力軸Ｉｍ３に対して第１出力軸Ｏｍ１および第２出力軸Ｏｍ２が平行に配置されており、第１出力軸Ｏｍ１の外周に第１副出力軸Ｏｓ１が相対回転自在に嵌合するとともに、第２出力軸Ｏｍ２の外周に第２副出力軸Ｏｓ２が相対回転自在に嵌合する。

第１入力軸Ｉｍ１に第１入力ギヤＧｉ１が固設され、第２入力軸Ｉｍ２に第２入力ギヤＧｉ２が固設され、第３入力軸Ｉｍ３に第３入力ギヤＧｉ３および第４入力ギヤＧｉ４が固設される。

第１入力ギヤＧｉ１は、第１副出力軸Ｏｓ１に相対回転自在に支持した第１出力ギヤＧｏ１と、第２副出力軸Ｏｓ２に相対回転自在に支持した第５出力ギヤＧｏ５とに噛合し、第２入力ギヤＧｉ２は、第１副出力軸Ｏｓ１に相対回転自在に支持した第２出力ギヤＧｏ２と、第２副出力軸Ｏｓ２に相対回転自在に支持した第６出力ギヤＧｏ６とに噛合し、第３入力ギヤＧｉ３は、第１副出力軸Ｏｓ１に相対回転自在に支持した第３出力ギヤＧｏ３に噛合し、第４入力ギヤＧｉ４は、第１副出力軸Ｏｓ１に相対回転自在に支持した第４出力ギヤＧｏ４と第２副出力軸Ｏｓ２に相対回転自在に支持した第７出力ギヤＧｏ７とに噛合する。

第１出力軸Ｏｍ１と第１副出力軸Ｏｓ１とは、第１シンクロ装置Ａにより結合可能であり、第１出力ギヤＧｏ１は第２シンクロ装置Ｂを介して第１副出力軸Ｏｓ１に結合可能であり、第２出力ギヤＧｏ２は第３シンクロ装置Ｃを介して第１副出力軸Ｏｓ１に結合可能であり、第３出力ギヤＧｏ３および第４出力ギヤＧｏ４は第４シンクロ装置Ｄ１，Ｄ２を介して第１副出力軸Ｏｓ１に選択的に結合可能である。第４シンクロ装置Ｄ１，Ｄ２は共通のシフトフォークで作動するもので、スリーブの左動により第３出力ギヤＧｏ３を第１副出力軸Ｏｓ１に結合し、スリーブの右動により第４出力ギヤＧｏ４を第１副出力軸Ｏｓ１に結合する。

第２出力軸Ｏｍ２と第２副出力軸Ｏｓ２とは、第５シンクロ装置Ｅにより結合可能であり、第５出力ギヤＧｏ５は第６シンクロ装置Ｆを介して第２副出力軸Ｏｓ２に結合可能であり、第６出力ギヤＧｏ６は第７シンクロ装置Ｇを介して第２副出力軸Ｏｓ２に結合可能であり、第７出力ギヤＧｏ７は第８シンクロ装置Ｈを介して第２副出力軸Ｏｓ２に結合可能である。

第１出力軸Ｏｍ１に固設した第１ファイナルドライブギヤＧｆ１と、第２出力軸Ｏｍ２に固設した第２ファイナルドライブギヤＧｆ２とが、左右の駆動輪Ｗ，Ｗに駆動力を配分するディファレンシャルギヤＧｄのケースに固設したファイナルドリブンギヤＧｆに噛合する。

このような骨格を備えた変速機Ｔは、第１摩擦クラッチＣ１〜第３摩擦クラッチＣ３の選択的な係合と、第１シンクロ装置Ａ〜第８シンクロ装置Ｈの選択的な係合との組み合わせにより最大で合計２５段の変速段を確立可能であるが、本実施の形態では、合計２５段の変速段のうちから合計１１段の変速段を選択して使用する。

図３には、第１入力ギヤＧｉ１〜第４入力ギヤＧｉ４および第１出力ギヤＧｏ１〜第７出力ギヤＧｏ７の歯数と、それらのうちの相互に噛合するギヤの歯数比とが示される。図４（Ａ）および図４（Ｂ）には、上記歯数設定により達成される１速変速段〜１１速変速段のレシオと、隣接する変速段間の公比とが示されており、１速変速段〜１１速変速段のレシオが適切な間隔で配分されていることが分かる。

図５は第１摩擦クラッチＣ１〜第３摩擦クラッチＣ３および第１シンクロ装置Ａ〜第８シンクロ装置Ｈの係合表であり、各変速段で係合する摩擦クラッチおよびシンクロ装置が○印で示される。また図６〜図１５は１速変速段〜１１速変速段の順次アップシフトの過程の説明図であり、そこでは係合しているシンクロ装置が黒塗りで示され、係合解除しているシンクロ装置が白抜きで示される。

以下、１速変速段〜１１速変速段のトルクフローを順番に説明する。

＜１速変速段＞
１速変速段の確立時には、第１摩擦クラッチＣ１が係合し、第１シンクロ装置Ａ、第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）、第６シンクロ装置Ｆおよび第８シンクロ装置Ｈが係合する。その結果、図６（Ａ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第１摩擦クラッチＣ１→第１入力軸Ｉｍ１→第１入力ギヤＧｉ１→第５出力ギヤＧｏ５→第６シンクロ装置Ｆ→第２副出力軸Ｏｓ２→第８シンクロ装置Ｈ→第７出力ギヤＧｏ７→第４入力ギヤＧｉ４→第３入力軸Ｉｍ３→第３入力ギヤＧｉ３→第３出力ギヤＧｏ３→第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）→第１副出力軸Ｏｓ１→第１シンクロ装置Ａ→第１出力軸Ｏｍ１→第１ファイナルドライブギヤＧｆ１→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

＜２速変速段＞
２速変速段の確立時には、第２摩擦クラッチＣ２が係合し、第１シンクロ装置Ａ、第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）、第７シンクロ装置Ｇおよび第８シンクロ装置Ｈが係合する。その結果、図７（Ａ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第２摩擦クラッチＣ２→第２入力軸Ｉｍ２→第２入力ギヤＧｉ２→第６出力ギヤＧｏ６→第７シンクロ装置Ｇ→第２副出力軸Ｏｓ２→第８シンクロ装置Ｈ→第７出力ギヤＧｏ７→第４入力ギヤＧｉ４→第３入力軸Ｉｍ３→第３入力ギヤＧｉ３→第３出力ギヤＧｏ３→第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）→第１副出力軸Ｏｓ１→第１シンクロ装置Ａ→第１出力軸Ｏｍ１→第１ファイナルドライブギヤＧｆ１→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

＜３速変速段＞
３速変速段の確立時には、第３摩擦クラッチＣ３が係合し、第１シンクロ装置Ａおよび第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）が係合する。その結果、図８（Ａ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第３摩擦クラッチＣ３→第３入力軸Ｉｍ３→第３入力ギヤＧｉ３→第３出力ギヤＧｏ３→第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）→第１副出力軸Ｏｓ１→第１シンクロ装置Ａ→第１出力軸Ｏｍ１→第１ファイナルドライブギヤＧｆ１→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

＜４速変速段＞
４速変速段の確立時には、第１摩擦クラッチＣ１が係合し、第１シンクロ装置Ａおよび第２シンクロ装置Ｂが係合する。その結果、図９（Ａ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第１摩擦クラッチＣ１→第１入力軸Ｉｍ１→第１入力ギヤＧｉ１→第１出力ギヤＧｏ１→第２シンクロ装置Ｂ→第１副出力軸Ｏｓ１→第１シンクロ装置Ａ→第１出力軸Ｏｍ１→第１ファイナルドライブギヤＧｆ１→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

＜５速変速段＞
５速変速段の確立時には、第２摩擦クラッチＣ２が係合し、第１シンクロ装置Ａおよび第３シンクロ装置Ｃが係合する。その結果、図１０（Ａ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第２摩擦クラッチＣ２→第２入力軸Ｉｍ２→第２入力ギヤＧｉ２→第２出力ギヤＧｏ２→第３シンクロ装置Ｃ→第１副出力軸Ｏｓ１→第１シンクロ装置Ａ→第１出力軸Ｏｍ１→第１ファイナルドライブギヤＧｆ１→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

＜６速変速段＞
６速変速段の確立時には、第３摩擦クラッチＣ３が係合し、第１シンクロ装置Ａおよび第４シンクロ装置Ｄ２（右動側）が係合する。その結果、図１１（Ａ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第３摩擦クラッチＣ３→第３入力軸Ｉｍ３→第４入力ギヤＧｉ４→第４出力ギヤＧｏ４→第４シンクロ装置Ｄ２（右動側）→第１副出力軸Ｏｓ１→第１シンクロ装置Ａ→第１出力軸Ｏｍ１→第１ファイナルドライブギヤＧｆ１→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

＜７速変速段＞
７速変速段の確立時には、第１摩擦クラッチＣ１が係合し、第５シンクロ装置Ｅおよび第６シンクロ装置Ｆが係合する。その結果、図１２（Ａ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第１摩擦クラッチＣ１→第１入力軸Ｉｍ１→第１入力ギヤＧｉ１→第５出力ギヤＧｏ５→第６シンクロ装置Ｆ→第２副出力軸Ｏｓ２→第５シンクロ装置Ｅ→第２出力軸Ｏｍ２→第２ファイナルドライブギヤＧｆ２→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

＜８速変速段＞
８速変速段の確立時には、第２摩擦クラッチＣ２が係合し、第５シンクロ装置Ｅおよび第７シンクロ装置Ｇが係合する。その結果、図１３（Ａ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第２摩擦クラッチＣ２→第２入力軸Ｉｍ２→第２入力ギヤＧｉ２→第６出力ギヤＧｏ６→第７シンクロ装置Ｇ→第２副出力軸Ｏｓ２→第５シンクロ装置Ｅ→第２出力軸Ｏｍ２→第２ファイナルドライブギヤＧｆ２→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

＜９速変速段＞
９速変速段の確立時には、第３摩擦クラッチＣ３が係合し、第５シンクロ装置Ｅおよび第８シンクロ装置Ｈが係合する。その結果、図１４（Ａ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第３摩擦クラッチＣ３→第３入力軸Ｉｍ３→第４入力ギヤＧｉ４→第７出力ギヤＧｏ７→第８シンクロ装置Ｈ→第２副出力軸Ｏｓ２→第５シンクロ装置Ｅ→第２出力軸Ｏｍ２→第２ファイナルドライブギヤＧｆ２→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

＜１０速変速段＞
１０速変速段の確立時には、第１摩擦クラッチＣ１が係合し、第２シンクロ装置Ｂ、第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）、第５シンクロ装置Ｅおよび第８シンクロ装置Ｈが係合する。その結果、図１５（Ａ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第１摩擦クラッチＣ１→第１入力軸Ｉｍ１→第１入力ギヤＧｉ１→第１出力ギヤＧｏ１→第２シンクロ装置Ｂ→第１副出力軸Ｏｓ１→第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）→第３出力ギヤＧｏ３→第３入力ギヤＧｉ３→第３入力軸Ｉｍ３→第４入力ギヤＧｉ４→第７出力ギヤＧｏ７→第８シンクロ装置Ｈ→第２副出力軸Ｏｓ２→第５シンクロ装置Ｅ→第２出力軸Ｏｍ２→第２ファイナルドライブギヤＧｆ２→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

＜１１速変速段＞
１１速変速段の確立時には、第２摩擦クラッチＣ２が係合し、第３シンクロ装置Ｃ、第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）、第５シンクロ装置Ｅおよび第８シンクロ装置Ｈが係合する。その結果、図１５（Ｄ）から明らかなように、エンジンＰの駆動力は、第２摩擦クラッチＣ２→第２入力軸Ｉｍ２→第２入力ギヤＧｉ２→第２出力ギヤＧｏ２→第３シンクロ装置Ｃ→第１副出力軸Ｏｓ１→第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）→第３出力ギヤＧｏ３→第３入力ギヤＧｉ３→第３入力軸Ｉｍ３→第４入力ギヤＧｉ４→第７出力ギヤＧｏ７→第８シンクロ装置Ｈ→第２副出力軸Ｏｓ２→第５シンクロ装置Ｅ→第２出力軸Ｏｍ２→第２ファイナルドライブギヤＧｆ２→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

以上のように、第１摩擦クラッチＣ１〜第３摩擦クラッチＣ３の係合および第１シンクロ装置Ａ〜第８シンクロ装置Ｈの係合を制御することで、１速変速段〜１１速変速段が確率する。

次に、１速変速段から１１速変速段へのアップシフトの順次変速の手順を説明する。

＜１速変速段→２速変速段＞
図６（Ａ）に示す１速変速段での走行状態から、図６（Ｂ）に示すシフト準備過程で、第７シンクロ装置Ｇを係合して第６出力ギヤＧｏ６を第２副出力軸Ｏｓ２に結合することで、２速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第２摩擦クラッチＣ２は未だ係合解除状態にあるため、１速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第２副出力軸Ｏｓ２に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。

図６（Ｃ）に示すクラッチ切替過程で、第１摩擦クラッチＣ１を係合解除して第２摩擦クラッチＣ２を係合すると、１速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく２速変速段が確立する。そして図６（Ｄ）に示すシフト解除過程で、１速変速段で係合していたが２速変速段では不要な第６シンクロ装置Ｆを係合解除することで、２速変速段へのアップシフトを完了する。

＜２速変速段→３速変速段＞
２速変速段に対して３速変速段で新たに係合するシンクロ装置は存在しないため、図７（Ａ）に示す２速変速段での走行状態から図７（Ｂ）に示すシフト準備過程に移行するときには、特に操作は行われない。

図７（Ｃ）に示すクラッチ切替過程で、第２摩擦クラッチＣ２を係合解除して第３摩擦クラッチＣ３を係合すると、２速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されるようになり、トルク抜けが発生することなく３速変速段が確立する。そして図７（Ｄ）に示すシフト解除過程で、２速変速段で係合していたが３速変速段では不要な第７シンクロ装置Ｇおよび第８シンクロ装置Ｈを係合解除することで、２速変速段へのアップシフトを完了する。

＜３速変速段→４速変速段＞
図８（Ａ）に示す３速変速段での走行状態から、図８（Ｂ）に示すシフト準備過程で、第２シンクロ装置Ｂを係合して第１出力ギヤＧｏ１を第１副出力軸Ｏｓ１に結合することで、４速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第１摩擦クラッチＣ１は未だ係合解除状態にあるため、３速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第１副出力軸Ｏｓ１に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。

図８（Ｃ）に示すクラッチ切替過程で、第３摩擦クラッチＣ３を係合解除して第１摩擦クラッチＣ１を係合すると、３速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく４速変速段が確立する。そして図８（Ｄ）に示すシフト解除過程で、３速変速段で係合していたが４速変速段では不要な第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）を係合解除することで、４速変速段へのアップシフトを完了する。

＜４速変速段→５速変速段＞
図９（Ａ）に示す４速変速段での走行状態から、図９（Ｂ）に示すシフト準備過程で、第３シンクロ装置Ｃを係合して第２出力ギヤＧｏ２を第１副出力軸Ｏｓ１に結合することで、５速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第２摩擦クラッチＣ２は未だ係合解除状態にあるため、４速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第１副出力軸Ｏｓ１に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。

図９（Ｃ）に示すクラッチ切替過程で、第１摩擦クラッチＣ１を係合解除して第２摩擦クラッチＣ２を係合すると、４速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく５速変速段が確立する。そして図９（Ｄ）に示すシフト解除過程で、４速変速段で係合していたが５速変速段では不要な第２シンクロ装置Ｂを係合解除することで、５速変速段へのアップシフトを完了する。

＜５速変速段→６速変速段＞
図１０（Ａ）に示す５速変速段での走行状態から、図１０（Ｂ）に示すシフト準備過程で、第４シンクロ装置Ｄ２（右動側）を係合して第４出力ギヤＧｏ４を第１副出力軸Ｏｓ１に結合することで、６速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第３摩擦クラッチＣ３は未だ係合解除状態にあるため、５速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第１副出力軸Ｏｓ１に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。

図１０（Ｃ）に示すクラッチ切替過程で、第２摩擦クラッチＣ２を係合解除して第３摩擦クラッチＣ３を係合すると、５速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく６速変速段が確立する。そして図１０（Ｄ）に示すシフト解除過程で、５速変速段で係合していたが６速変速段では不要な第３シンクロ装置Ｃを係合解除することで、６速変速段へのアップシフトを完了する。

＜６速変速段→７速変速段＞
図１１（Ａ）に示す６速変速段での走行状態から、図１１（Ｂ）に示すシフト準備過程で、第５シンクロ装置Ｅおよび第６シンクロ装置Ｆを係合して第２副出力軸Ｏｓ２を第２出力軸Ｏｍ２に結合するとともに第５出力ギヤＧｏ５を第２副出力軸Ｏｓ２に結合することで、７速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第１摩擦クラッチＣ１は未だ係合解除状態にあるため、６速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されているファイナルドリブンギヤＧｆに破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。

図１１（Ｃ）に示すクラッチ切替過程で、第３摩擦クラッチＣ３を係合解除して第１摩擦クラッチＣ１を係合すると、６速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく７速変速段が確立する。そして図１１（Ｄ）に示すシフト解除過程で、６速変速段で係合していたが７速変速段では不要な第１シンクロ装置Ａおよび第４シンクロ装置Ｄ２（右動側）を係合解除することで、７速変速段へのアップシフトを完了する。

＜７速変速段→８速変速段＞
図１２（Ａ）に示す７速変速段での走行状態から、図１２（Ｂ）に示すシフト準備過程で、第７シンクロ装置Ｇを係合して第６出力ギヤＧｏ６を第２副出力軸Ｏｓ２に結合することで、８速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第２摩擦クラッチＣ２は未だ係合解除状態にあるため、７速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第２副出力軸Ｏｓ２に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。

図１２（Ｃ）に示すクラッチ切替過程で、第１摩擦クラッチＣ１を係合解除して第２摩擦クラッチＣ２を係合すると、７速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく８速変速段が確立する。そして図１２（Ｄ）に示すシフト解除過程で、７速変速段で係合していたが８速変速段では不要な第６シンクロ装置Ｆを係合解除することで、８速変速段へのアップシフトを完了する。

＜８速変速段→９速変速段＞
図１３（Ａ）に示す８速変速段での走行状態から、図１３（Ｂ）に示すシフト準備過程で、第８シンクロ装置Ｈを係合して第７出力ギヤＧｏ７を第２副出力軸Ｏｓ２に結合することで、９速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第３摩擦クラッチＣ３は未だ係合解除状態にあるため、８速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第２副出力軸Ｏｓ２に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。

図１３（Ｃ）に示すクラッチ切替過程で、第２摩擦クラッチＣ２を係合解除して第３摩擦クラッチＣ３を係合すると、８速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく９速変速段が確立する。そして図１３（Ｄ）に示すシフト解除過程で、８速変速段で係合していたが９速変速段では不要な第７シンクロ装置Ｇを係合解除することで、９速変速段へのアップシフトを完了する。

＜９速変速段→１０速変速段＞
図１４（Ａ）に示す９速変速段での走行状態から、図１４（Ｂ）に示すシフト準備過程で、第２シンクロ装置Ｂおよび第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）を係合して第１出力ギヤＧｏ１および第３出力ギヤＧｏ３を第１副出力軸Ｏｓ１に結合することで、１０速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第１摩擦クラッチＣ１は未だ係合解除状態にあるため、９速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第２副出力軸Ｏｓ２に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。

図１４（Ｃ）に示すクラッチ切替過程で、第３摩擦クラッチＣ３を係合解除して第１摩擦クラッチＣ１を係合すると、９速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく１０速変速段が確立する。そして図１４（Ｄ）に示すシフト解除過程では、不要なシンクロ装置は係合していないために特に操作を行うことなく、１０側変速段へのアップシフトを完了する。

＜１０速変速段→１１速変速段＞
図１５（Ａ）に示す１０速変速段での走行状態から、図１５（Ｂ）に示すシフト準備過程で、第３シンクロ装置Ｃを係合して第２出力ギヤＧｏ２を第１副出力軸Ｏｓ１に結合することで、１１速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第２摩擦クラッチＣ２は未だ係合解除状態にあるため、１０速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第２副出力軸Ｏｓ２に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。

図１５（Ｃ）に示すクラッチ切替過程で、第１摩擦クラッチＣ１を係合解除して第２摩擦クラッチＣ２を係合すると、１０速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく１１速変速段が確立する。そして図１５（Ｄ）に示すシフト解除過程で、１０速変速段で係合していたが１１速変速段では不要な第２シンクロ装置Ｂを係合解除することで、１１速変速段へのアップシフトを完了する。

以上のように、本実施の形態によれば、いわゆるクラッチｔｏクラッチ変速により、つまりプリシフトを行った状態で第１〜第３摩擦クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３を掴み替えることにより、トルク抜けを発生させることなくアップシフトの順次変速を完了することができる。同様にして、クラッチｔｏクラッチ変速により、トルク抜けを発生させることなくダウンシフトの順次変速を完了することができる。

次に、上記特許文献１に記載の変速機（以下、従来例という）に対する、本実施の形態の変速機Ｔの利点を説明する。

図４０に示す従来例は、入力軸に支持した４個の入力ギヤと、一対の出力軸に支持した８個の出力ギヤとからなる合計１２個のギヤで１０段の変速段が確立可能であるが、本実施の形態は、入力軸に支持した４個の入力ギヤと、一対の出力軸に支持した７個の出力ギヤとからなる合計１１個のギヤで１１段の変速段が確立可能であり、従来例に対して１個少ないギヤ数で変速段数を１段増加させることができる。

また図１６に示すように、従来例は１０段の変速段のうちの３段でギヤの噛み合い数＝２であるが、残りの７段でギヤの噛み合い数が４であり、噛み合い数＝２となる２噛み合い率が３０％と低くなっている。変速機の動力伝達効率はギヤの噛み合い１カ所毎に１．５％低下するといわれており、従来例は噛み合い数＝４の変速段が多いために動力伝達効率が低下する問題がある。

本実施の形態は１１段の変速段のうちの７段でギヤの噛み合い数＝２であり、残りの４段でギヤの噛み合い数＝４であり、噛み合い数＝２となる２噛み合い率が６４％と高くなっている。このように、本実施の形態は噛み合い数＝４の変速段の数が減少することで、動力伝達効率の低下が最小限に抑えられる。

図１７は、本実施の形態の変速機の変速段毎のトルクフローを簡略的に示すものである。トルクフローは、第１入力軸Ｉｍ１、第２入力軸Ｉｍ２あるいは第３入力軸Ｉｍ３の駆動力が、第１副出力軸Ｏｓ１および第２副出力軸Ｏｓ２の何れか一方だけを経由してディファレンシャルギヤＧｄに出力される単純フロー（噛み合い数＝２）と、第１入力軸Ｉｍ１、第２入力軸Ｉｍ２あるいは第３入力軸Ｉｍ３の駆動力が、第１副出力軸Ｏｓ１および第２副出力軸Ｏｓ２の両方を経由してディファレンシャルギヤＧｄに出力される複雑フロー（噛み合い数＝４）とに分類されるが、本実施の形態では、低速変速段群である１速変速段および２速変速段と、高速変速段群である１０速変速段および１１速変速段との合計４個の変速段のトルクフローが複雑フローとなり、残りの３速変速段〜９速変速段の合計７個の変速段のトルクフローが単純フローとなるため、単純フローの変速段の比率が多くなってギヤの噛み合い数が減少することで動力伝達効率の低下が最小限に抑えられる。しかも噛み合い数＝２の単純フローの変速段である３速変速段〜９速変速段を、使用頻度の高い中速変速段群に纏めることが可能な骨格となるため、常用域での燃費向上を期待することができる。

しかしながら、従来例は１０段の変速段のうちの３段だけが単純フローであり、残りの７段が複雑フローであるため、複雑フローの変速段の比率が多くなってギヤの噛み合い数が増加することで、動力伝達効率が低下してしまう。

また図１７から明らかなように、本実施の形態は、低速変速段群である１速変速段および２速変速段のトルクフローが類似し、中速変速段群のうちの３速変速段〜６速変速段のトルクフローが類似し、中速変速段群のうちの７速変速段〜９速変速段のトルクフローが類似し、高速変速段群である１０速変速段および１１速変速段のトルクフローが類似するため、順次変速時に隣接する変速段間の動力伝達経路の変化が最小限に抑えられることで、つまりシンクロ装置の作動頻度が最小限に抑えられることで、動力伝達効率の向上および変速応答性の向上が可能になる。

しかも、低速変速段群および高速変速段群では第１副出力軸Ｏｓ１および第２副出力軸Ｏｓ２間で第３入力ギヤＧｉ３および第４入力ギヤＧｉ４を介して駆動力が伝達されるため、１速変速段および２速変速段では第３入力ギヤＧｉ３および第４入力ギヤＧｉ４を減速ギヤとして機能させて低速変速段群の変速比を増加させるとともに、１０速変速段および１１速変速段では第３入力ギヤＧｉ３および第４入力ギヤＧｉ４を増速ギヤとして機能させて高速変速段群の変速比を減少させることで、変速機Ｔのレシオレンジを拡大することができる。

更に、低速側変速段である１速変速段〜６速変速段では駆動力が全て第１出力軸Ｏｍ１から出力され、高速側変速段である７速変速段〜１１速変速段では駆動力が全て第２出力軸Ｏｍ２から出力されるため、順次変速時に隣接する変速段間の動力伝達経路の変化が最小限に抑えられることで、つまりシンクロ装置の作動頻度が最小限に抑えられることで、動力伝達効率の更なる向上および変速応答性の更なる向上が可能になる。

ところで、現変速段から目標変速段に飛び変速する際に、トルク抜けやインターロックの発生を回避するために、現変速段および目標変速段間に仮変速段を介在させながら変速を行う必要がある場合がある。現変速段および目標変速段間に二つ以上の仮変速段を介在させる必要がある飛び変速を多ステップ変速と呼ぶ。従来例に対する本実施の形態の大きな利点は、飛び変速時における多ステップ変速の回避にある。以下、本実施の形態において多ステップ変速が回避される理由を説明する。

図１８に示すように、本実施の形態では、第１摩擦クラッチＣ１の係合により、エンジンＰの駆動力が第１入力軸Ｉｍ１の第１入力ギヤＧｉ１から第１副出力軸Ｏｓ１の第１出力ギヤＧｏ１あるいは第２副出力軸Ｏｓ２の第５出力ギヤＧｏ５に伝達される動力伝達経路と、第２摩擦クラッチＣ２の係合により、エンジンＰの駆動力が第２入力軸Ｉｍ２の第２入力ギヤＧｉ２から第１副出力軸Ｏｓ１の第２出力ギヤＧｏ２あるいは第２副出力軸Ｏｓ２の第６出力ギヤＧｏ６に伝達される動力伝達経路と、第３摩擦クラッチＣ３の係合により、エンジンＰの駆動力が第３入力軸Ｉｍ３の第３入力ギヤＧｉ３あるいは第４入力ギヤＧｉ４から第１副出力軸Ｏｓ１の第３出力ギヤＧｏ３、第４出力ギヤＧｏ４あるいは第２副出力軸Ｏｓ２の第７出力ギヤＧｏ７に伝達される動力伝達経路とが存在する。このように、第１〜第３摩擦クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３を用いて入力を３系統化したことにより、変速過程でインターロックが発生する確率を小さくし、必要な仮変速段の数を減少させることができる。

また２段クラッチを有する従来のデュアルクラッチ式の変速機では、２個の摩擦クラッチの掴み替えによりトルク抜けのないクラッチｔｏクラッチ変速を可能にするので、現変速段で係合するクラッチと目標変速段で係合するクラッチとが同一クラッチである場合に、つまり１段飛びの飛び変速や３段飛びの飛び変速の場合に直接クラッチｔｏクラッチ変速することが不能になる。

一方、本実施の形態の変速機Ｔでは、３個の摩擦クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３の掴み替えによりトルク抜けのないクラッチｔｏクラッチ変速を可能にするので、現変速段で係合する摩擦クラッチと目標変速段で係合する摩擦クラッチとが同一クラッチである場合に、つまり３段飛びの飛び変速や６段飛びの飛び変速の場合に直接クラッチｔｏクラッチ変速することが不能になる。

このように、本実施の形態の変速機Ｔは３個の摩擦クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３を有するだけでなく、３個の摩擦クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３が変速段の並び順に交互に係合するので、２個の摩擦クラッチを有する従来例の変速機に対して、現変速段で係合する摩擦クラッチと目標変速段で係合する摩擦クラッチとが同一クラッチである確率が１／２から１／３に減少することで、仮変速段を介さずにクラッチｔｏクラッチ変速が可能になる確率が増加する。

図１９は、本実施の形態の変速機Ｔが順次変速、１段飛び変速、２段飛び変速、３段飛び変速および４段飛び変速する場合のステップ数を示すものである。例えば、「１→２」の表示は、１速変速段から２速変速段への順次変速が、トルク抜けやインターロックを起こさずに、かつ仮変速段を介さずに可能であることを示している。また「２→（３）→４」の表示は、２速変速段から４速変速段への１段飛び変速をトルク抜けやインターロックを起こさずに行うには、現変速段である２速変速段と目標変速段である４速変速段との間に仮３速変速段を介在させる必要があることを示している。

本実施の形態では、順次変速〜４段飛び変速の全てのパターンのうち、仮変速段を１個介在させる必要がある場合が１５回存在するが、仮変速段を２個以上介在させる必要がある場合、つまり多ステップ変速が必要となる場合は１回も存在しない。これは、単純フローのみを採用する従来のデュアルクラッチ式の変速機と同等である。

一方、図２０は、図４０に示す従来例の変速機が順次変速、１段飛び変速、２段飛び変速、３段飛び変速および４段飛び変速する場合のステップ数を示すものである。この従来例では、順次変速〜４段飛び変速の全てのパターンのうち、仮変速段を２個以上介在させる必要がある多ステップ変速が１１回も存在しており、多ステップ変速により変速応答性が低下する懸念がある。

以上のように、本実施の形態によれば、第１摩擦クラッチＣ１、第２摩擦クラッチＣ２および第３摩擦クラッチＣ３の３個の摩擦クラッチにより入力系統を３系統に増加してインターロックの発生を抑制したことと、現変速段と目標変速段とで同一摩擦クラッチが係合する確率を減らしたこととにより、多ステップ変速の発生を回避して変速応答性を高めるとともに、より少ないギヤ数で多くの変速段を作り出すことができる。

第２の実施の形態

次に、図２１に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第２の実施の形態は、第１の実施の形態の変速機Ｔにリバース変速段を追加したものである。

変速機Ｔは、第２副出力軸Ｏｓ２の反エンジンＰ側の軸端に相対回転自在に支持されたリバースドライブギヤＧｒ１と、第１副出力軸Ｏｓ１の反エンジンＰ側の軸端に固設されてリバースドライブギヤＧｒ１に噛合するリバースドリブンギヤＧｒ２とを備えており、リバースドライブギヤＧｒ１は第９シンクロ装置Ｉを介して第２副出力軸Ｏｓ２に結合可能である。

第１の実施の形態の第１シンクロ装置Ａおよび第５シンクロ装置Ｅは、それぞれ第１副出力軸Ｏｓ１および第２副出力軸Ｏｓ２の反エンジンＰ側の軸端に配置されているが、第２の実施の形態の第１シンクロ装置Ａおよび第５シンクロ装置Ｅは、リバースドリブンギヤＧｒ２およびリバースドライブギヤＧｒ１との干渉を回避するため、それぞれ第１副出力軸Ｏｓ１および第２副出力軸Ｏｓ２のエンジンＰ側の軸端に配置されている。

従って、リバース変速段の確立時には、第１摩擦クラッチＣ１が係合し、第６シンクロ装置Ｆおよび第９シンクロ装置Ｉが係合することで、エンジンＰの駆動力は、第１摩擦クラッチＣ１→第１入力軸Ｉｍ１→第１入力ギヤＧｉ１→第５出力ギヤＧｏ５→第６シンクロ装置Ｆ→第２副出力軸Ｏｓ２→第９シンクロ装置Ｉ→リバースドライブギヤＧｒ１→リバースドリブンギヤＧｒ２→第１出力軸Ｏｍ１→第１ファイナルドライブギヤＧｆ１→ファイナルドリブンギヤＧｆ→ディファレンシャルギヤＧｄの経路で逆回転となって駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。

第３の実施の形態

次に、図２２〜図３８に基づいて本発明の第３の実施の形態を説明する。

第１、第２の実施の形態では、第１入力軸Ｉｍ１の外周に第２入力軸Ｉｍ２を配置し、第２入力軸Ｉｍ２の外周に第３入力軸Ｉｍ３を配置しているが、第３の実施の形態では、図２２および図２３に示すように、第３入力軸Ｉｍ３の外周に第１入力軸Ｉｍ１を配置し、第１入力軸Ｉｍ１の外周に第２入力軸Ｉｍ２を配置している。

図２２および図２３に示すように、本実施の形態の前進１１段のトリプルクラッチ式の変速機Ｔは、エンジンＰに第３摩擦クラッチＣ３を介して接続された第３入力軸Ｉｍ３と、第３入力軸Ｉｍ３の外周に相対回転自在に嵌合してエンジンＰに第１摩擦クラッチＣ１を介して接続された第１入力軸Ｉｍ１と、第１入力軸Ｉｍ１の外周に相対回転自在に嵌合してエンジンＰに第２摩擦クラッチＣ２を介して接続された第２入力軸Ｉｍ２とを備える。第３入力軸Ｉｍ３は最内周に配置され、第２入力軸Ｉｍ２は最外周に配置され、第３入力軸Ｉｍ３および第２入力軸Ｉｍ２の中間に第１入力軸Ｉｍ１が配置される。第１摩擦クラッチＣ１、第２摩擦クラッチＣ２および第３摩擦クラッチＣ３は、第１入力軸Ｉｍ１、第２入力軸Ｉｍ２および第３入力軸Ｉｍ３の軸端とエンジンＰとの間に一纏めにして配置される。

第１入力軸Ｉｍ１、第２入力軸Ｉｍ２および第３入力軸Ｉｍ３に対して第１出力軸Ｏｍ１および第２出力軸Ｏｍ２が平行に配置されており、第１出力軸Ｏｍ１の外周に第１副出力軸Ｏｓ１が相対回転自在に嵌合するとともに、第２出力軸Ｏｍ２の外周に第２副出力軸Ｏｓ２が相対回転自在に嵌合する。

第１入力軸Ｉｍ１に第１入力ギヤＧｉ１が固設され、第２入力軸Ｉｍ２に第２入力ギヤＧｉ２が固設され、第３入力軸Ｉｍ３に第３入力ギヤＧｉ３および第４入力ギヤＧｉ４が固設される。

第１入力ギヤＧｉ１は、第１副出力軸Ｏｓ１に相対回転自在に支持した第１出力ギヤＧｏ１と、第２副出力軸Ｏｓ２に相対回転自在に支持した第５出力ギヤＧｏ５とに噛合し、第２入力ギヤＧｉ２は、第１副出力軸Ｏｓ１に相対回転自在に支持した第２出力ギヤＧｏ２と、第２副出力軸Ｏｓ２に相対回転自在に支持した第６出力ギヤＧｏ６とに噛合し、第３入力ギヤＧｉ３は、第１副出力軸Ｏｓ１に相対回転自在に支持した第３出力ギヤＧｏ３に噛合し、第４入力ギヤＧｉ４は、第１副出力軸Ｏｓ１に相対回転自在に支持した第４出力ギヤＧｏ４と第２副出力軸Ｏｓ２に相対回転自在に支持した第７出力ギヤＧｏ７とに噛合する。

第１出力軸Ｏｍ１と第１副出力軸Ｏｓ１とは、第１シンクロ装置Ａにより結合可能であり、第１出力ギヤＧｏ１は第２シンクロ装置Ｂを介して第１副出力軸Ｏｓ１に結合可能であり、第２出力ギヤＧｏ２は第３シンクロ装置Ｃを介して第１副出力軸Ｏｓ１に結合可能であり、第３出力ギヤＧｏ３および第４出力ギヤＧｏ４は第４シンクロ装置Ｄ１，Ｄ２を介して第１副出力軸Ｏｓ１に選択的に結合可能である。第４シンクロ装置Ｄ１，Ｄ２は、スリーブの右動により第３出力ギヤＧｏ３を第１副出力軸Ｏｓ１に結合し、スリーブの左動により第４出力ギヤＧｏ４を第１副出力軸Ｏｓ１に結合する。

第２出力軸Ｏｍ２と第２副出力軸Ｏｓ２とは、第５シンクロ装置Ｅにより結合可能であり、第５出力ギヤＧｏ５は第６シンクロ装置Ｆを介して第２副出力軸Ｏｓ２に結合可能であり、第６出力ギヤＧｏ６は第７シンクロ装置Ｇを介して第２副出力軸Ｏｓ２に結合可能であり、第７出力ギヤＧｏ７は第８シンクロ装置Ｈを介して第２副出力軸Ｏｓ２に結合可能である。

リバース変速段を確立するための構成は第２の実施の形態と異なっており、第１副出力軸Ｏｓ１のエンジンＰ側の端部にリバースドライブギヤＧｒ１が固設され、このリバースドライブギヤＧｒ１に噛合するリバースドリブンギヤＧｒ２が第２出力軸Ｏｍ２のエンジンＰ側の端部（第２ファイナルドライブギヤＧｆ２および第６出力ギヤＧｏ６間）に相対回転自在に支持される。リバースドリブンギヤＧｒ２を第２出力軸Ｏｍ２に結合する第９シンクロ装置Ｉは、第２副出力軸Ｏｓ２を第２出力軸Ｏｍ２に結合する第５シンクロ装置Ｅと相互に対向するように配置される。第５シンクロ装置Ｅおよび第９シンクロ装置Ｉは共通のアクチュエータで駆動される共通のシフトフォークで作動するもので、スリーブの左動により第２副出力軸Ｏｓ２を第２出力軸Ｏｍ２に結合し、スリーブの右動によりリバースドリブンギヤＧｒ２を第２出力軸Ｏｍ２に結合する。

第１出力軸Ｏｍ１に固設した第１ファイナルドライブギヤＧｆ１と、第２出力軸Ｏｍ２に固設した第２ファイナルドライブギヤＧｆ２とが、左右の駆動輪Ｗ，Ｗに駆動力を配分するディファレンシャルギヤＧｄのケースに固設したファイナルドリブンギヤＧｆに噛合する。

各入力ギヤの歯数および各出力ギヤの歯数は、図３で説明した第１の実施の形態と同じである。

図２４は第１摩擦クラッチＣ１〜第３摩擦クラッチＣ３および第１シンクロ装置Ａ〜第９シンクロ装置Ｉの係合表であり、リバース変速段およびニュートラル変速段を含む各変速段で係合する摩擦クラッチおよびシンクロ装置が○印で示される。

１速変速段〜１１速変速段における順次アップシフトの過程の説明は、既に説明した第１の実施の形態と同じであるため、図２５〜図３４および図３６にトルクフローだけを示すことで、重複する説明を省略する。

上記構成を備えた第３の実施の形態によれば、既に説明した第１の実施の形態および第２の実施の形態と同様の作用効果を達成することが可能であるが、その骨格の相違により、以下のような更なる作用効果を達成することができる。

図１に示す第１の実施の形態の変速機Ｔの骨格と、図２２に示す本実施の形態の変速機Ｔの骨格とを比較すると明らかなように、第１の実施の形態では、最内周に配置された第１入力軸Ｉｍ１に１個の入力ギヤ（第１入力ギヤＧｉ１）が支持され、中間の第２入力軸Ｉｍ２に１個の入力ギヤ（第２入力ギヤＧｉ２）が支持され、最外周の第３入力軸Ｉｍ３に２個の入力ギヤ（第３入力ギヤＧｉ３および第４入力ギヤＧｉ４）が支持されているため、必然的に第３入力軸Ｉｍ３が長くなり、その第３入力軸Ｉｍ３を外周に支持する第２入力軸Ｉｍ２も長くなる。

その結果、最内周の最も細くて最も長い第１入力軸Ｉｍ１が伝達する駆動力で曲げ変形したとき、第１入力軸Ｉｍ１がその外周に嵌合する第２入力軸Ｉｍ２と干渉したり、第２入力軸Ｉｍ２がその外周に嵌合する第３入力軸Ｉｍ３と干渉したりする可能性があり、これを防止するために第１入力軸Ｉｍ１、第２入力軸Ｉｍ２および第３入力軸Ｉｍ３を太くすると、重量が増加したり寸法が大型化したりする問題がある。

一方、本実施の形態では、最内周に配置された第３入力軸Ｉｍ３に２個の入力ギヤ（第３入力ギヤＧｉ３および第４入力ギヤＧｉ４）が支持され、中間の第１入力軸Ｉｍ１に１個の入力ギヤ（第１入力ギヤＧｉ１）が支持され、最外周の第２入力軸Ｉｍ２に１個の入力ギヤ（第２入力ギヤＧｉ２）が支持されているため、必然的に第２入力軸Ｉｍ２が短くなり、その第２入力軸Ｉｍ２を外周に支持する第１入力軸Ｉｍ１も短くなる。

その結果、最内周の最も細くて最も長い第３入力軸Ｉｍ３が伝達する駆動力で曲げ変形したとき、第３入力軸Ｉｍ３が第１入力軸Ｉｍ１と干渉したり、第１入力軸Ｉｍ１が第２入力軸Ｉｍ２と干渉したりすることが回避され、その分だけ第１入力軸Ｉｍ１、第２入力軸Ｉｍ２および第３入力軸Ｉｍ３を細くして重量の軽減および寸法の小型化を図ることができる。

図３７は、比較例である第２の実施の形態の（図２１参照）アクチュエータおよびシフトフォークの配置を示すものである。比較例は第１シンクロ装置Ａ〜第９シンクロ装置Ｉの合計１０個のシンクロ装置を備えている。第４シンクロ装置Ｄ１，Ｄ２は、両方が同時に係合することがなく、かつ係合時のスリーブの移動方向が相互に逆方向であるため、１個のアクチュエータＡｄで作動する１個のシフトフォークＦｄで駆動される両振り式である。

第２シンクロ装置Ｂおよび第６シンクロ装置Ｆは第１副出力軸Ｏｓ１および第２副出力軸Ｏｓ２に振り分けて配置されるが、両方が同時に係合することがなく、かつ係合時のスリーブの移動方向が相互に逆方向であるため、１個のアクチュエータＡｂｆで作動する２個のシフトフォークＦｂ，Ｆｆで駆動される並列両振り式である。同様に、第３シンクロ装置Ｃおよび第７シンクロ装置Ｇは第１副出力軸Ｏｓ１および第２副出力軸Ｏｓ２に振り分けて配置されるが、両方が同時に係合することがなく、かつ係合時のスリーブの移動方向が相互に逆方向であるため、１個のアクチュエータＡｃｇで作動する２個のシフトフォークＦｃ，Ｆｇで駆動される並列両振り式である。

残りの第１シンクロ装置Ａ、第５シンクロ装置Ｅ、第８シンクロ装置Ｈおよび第９シンクロ装置Ｉは、それぞれ１個のアクチュエータＡａ，Ａｅ，Ａｈ，Ａｉで作動する１個のシフトフォークＦａ，Ｆｅ，Ｆｈ，Ｆｉで駆動される片振り式である。従って、比較例は、両振り式のアクチュエータＡｄが１個、並列両振り式のアクチュエータＡｂｆ，Ａｃｇが２個、片振り式のアクチュエータＡａ，Ａｅ，Ａｈ，Ａｉが４個で、合計７個のアクチュエータを必要としている。

一方、図３８は、第３の実施の形態のアクチュエータおよびシフトフォークの配置を示すものである。第３の実施の形態も比較例と同様に第１シンクロ装置Ａ〜第９シンクロ装置Ｉの合計１０個のシンクロ装置を備えている。そして第４シンクロ装置Ｄ１，Ｄ２が１個のアクチュエータＡｄで作動する１個のシフトフォークＦｄで駆動される両振り式であり、第５シンクロ装置Ｅおよび第９シンクロ装置Ｉが１個のアクチュエータＡｅｉで作動する１個のシフトフォークＦｅｉで駆動される両振り式であり、第２シンクロ装置Ｂおよび第６シンクロ装置Ｆが１個のアクチュエータＡｂｆで作動する２個のシフトフォークＦｂ，Ｆｆで駆動される並列両振り式であり、第３シンクロ装置Ｃおよび第第７シンクロ装置Ｇが１個のアクチュエータＡｃｇで作動する２個のシフトフォークＦｃ，Ｆｇで駆動される並列両振り式であり、残りの第１シンクロ装置Ａおよび第８シンクロ装置Ｈが、それぞれ１個のアクチュエータＡａ，Ａｈで作動する１個のシフトフォークＦａ，Ｆｈで駆動される片振り式である。

従って、第３の実施の形態は、両振り式のアクチュエータＡｄ，Ａｅｉが２個、並列両振り式のアクチュエータＡｂｆ，Ａｃｇが２個、片振り式のアクチュエータＡａ，Ａｈが２個で、合計６個のアクチュエータを必要としており、比較例に比べてアクチュエータの数が１個減少している。

アクチュエータの数が１個減少した理由は、第５シンクロ装置Ｅおよび第９シンクロ装置Ｉを、１個のアクチュエータＡｅｉで作動する１個のシフトフォークＦｅｉで駆動される両振り式としたことにある。

即ち、リバースドリブンギヤＧｒ２を第２出力軸Ｏｍ２に結合する第９シンクロ装置Ｉと、第２副出力軸Ｏｓ２を第２出力軸Ｏｍ２に結合する第５シンクロ装置Ｅとは相互に対向するように配置され、かつ図２４の係合表から明らかなように、第９シンクロ装置Ｉおよび第５シンクロ装置Ｅは両方が同時に係合することがないため、第９シンクロ装置Ｉおよび第５シンクロ装置Ｅを共通のアクチュエータＡｅｉで作動させることが可能となり、アクチュエータの数の削減が達成される。

また雪路における発進時に駆動輪がスリップしたような場合、シフトレンジをＤレンジおよびＲレンジ間で交互に切り換えて脱出を図る場合があるが、このような場合にＤレンジおよびＲレンジ間の切り換えに時間が掛かることは望ましくない。

図２１に示す第２の実施の形態でＲレンジからＤレンジに切り換える場合には、Ｒレンジで第１摩擦クラッチＣ１が係合し、第６シンクロ装置Ｆおよび第９シンクロ装置Ｉが係合した状態から、第１摩擦クラッチＣ１を係合解除し、第１シンクロ装置Ａ、第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）および第８シンクロ装置Ｈを係合し、かつ第９シンクロ装置Ｉを係合解除してＮレンジにプリシフトした後に、第１摩擦クラッチＣ１を係合してＤレンジ（１速変速段）を確立する。この場合、ＲレンジからＮレンジに移行する過程で第１シンクロ装置Ａ、第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）および第８シンクロ装置Ｈが係合する必要があるため、その過程で時間が掛かってＤレンジの確立が遅れる可能性がある。

それに対して、本実施の形態でＲレンジからＤレンジに切り換える場合には、図２４の係合表に示すように、Ｒレンジで第１摩擦クラッチＣ１が係合し、第４シンクロ装置Ｄ１（右動側）、第６シンクロ装置Ｆ、第８シンクロ装置Ｈおよび第９シンクロ装置Ｉが係合した状態から（図３５（Ａ）参照）、第１摩擦クラッチＣ１を係合解除し、第１シンクロ装置Ａを係合し、かつ第９シンクロ装置Ｉを係合解除してＮレンジにプリシフトした後に（図３５（Ｂ）参照）、第１摩擦クラッチＣ１を係合してＤレンジ（１速変速段）を確立する（図３５（Ｃ）参照）。

この場合、ＲレンジからＮレンジに移行する過程で新たに係合するシンクロ装置は第１シンクロ装置Ａだけであるため、新たに係合するシンクロ装置の数が第２の実施の形態の３個（第１シンクロ装置Ａ、第４シンクロ装置Ｄ１（左動側）および第８シンクロ装置Ｈ）から１個（第１シンクロ装置Ａ）に減少し、その分だけＤレンジを速やかに確立することができる。

尚、ＤレンジからＲレンジに切り換える場合に新たに係合するシンクロ装置は、第２の実施の形態および第３の実施の形態の両方共、第９シンクロ装置Ｉの１個だけであり、両者ともＲレンジ（リバース変速段）は速やかに確立する。

図１（第１の実施の形態）および図２２（第３の実施の形態）を比較すると明らかなように、第３の実施の形態のギヤの配列は、第１の実施の形態のギヤの配列を組み換えたものに相当する。具体的には、第１の実施の形態の第１入力ギヤＧｉ１、第２入力ギヤＧｉ２、第１出力ギヤＧｏ１、第２出力ギヤＧｏ２、第５出力ギヤＧｏ５および第６出力ギヤＧｏ６は、第３の実施の形態でそのまま図中で右側に移動している。また第１の実施の形態の第３入力ギヤＧｉ３、第４入力ギヤＧｉ４、第３出力ギヤＧｏ３、第４出力ギヤＧｏ４および第７出力ギヤＧｏ７は、第３の実施の形態で図中で左右が反転して左側に移動している。即ち、第１の実施の形態では、第３入力ギヤＧｉ３および第３出力ギヤＧｏ３が左側にあり、第４入力ギヤＧｉ４、第４出力ギヤＧｏ４および第７出力ギヤＧｏ７が右側にあるのに対し、第３の実施の形態では、第３入力ギヤＧｉ３および第３出力ギヤＧｏ３が右側にあり、第４入力ギヤＧｉ４、第４出力ギヤＧｏ４および第７出力ギヤＧｏ７が左側にある。

しかしながら、図３に示す各ギヤの歯数は両実施の形態で同じであり、かつ図５に示す各シンクロ装置および各摩擦クラッチの係合状態も両実施の形態で同じであるため、図４に示す各変速段のレシオも両実施の形態で同じになり、第３の実施の形態は、ギヤの配列の組み換えにより支障が生じることはない。また第３の実施の形態は、第１の実施の形態と同様に、隣接する変速段間でクラッチｔｏクラッチ変速が全て可能であるばかりか、飛び変速時の多ステップ現象を最小限に抑えることが可能である（図１９参照）。

以上のように、第３の実施の形態によれば、第１の実施の形態の利点をそのまま維持しながら、ギヤの配列の組み換えにより、最外周の第２入力軸Ｉｍ２の長さを短縮して変速機Ｔの軸方向寸法を小型化し、必要なシンクロ装置の数を７個から６個に削減し、リバース変速段→１速変速段の切り替えを速やかに行うことができる。

第４の実施の形態

次に、図３９に基づいて本発明の第４の実施の形態を説明する。

第４の実施の形態は、図２２に示す第３の実施の形態に３個のギヤおよび２個のシンクロ装置を追加することで、前進変速段の数を第３の実施の形態の１１段から１５段に増加させたものである。

追加される３個のギヤは、第１入力軸Ｉｍ１に固設された第５入力ギヤＧｉ５と、第１副出力軸Ｏｓ１に相対回転自在に支持された第８出力ギヤＧｏ８と、第２副出力軸Ｏｓ２に相対回転自在に支持された第９出力ギヤＧｏ９とであり、第８出力ギヤＧｏ８は追加された第１０シンクロ装置Ｊで第１副出力軸Ｏｓ１に結合可能であり、第９出力ギヤＧｏ９は追加された第１１シンクロ装置Ｋで第２副出力軸Ｏｓ２に結合可能である。

本実施の形態によれば、第３の実施の形態の作用効果をそのまま達成しながら、３個のギヤおよび２個のシンクロ装置を追加するだけで前進変速段の数を１５段に増加させることができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明の駆動源は実施の形態のエンジンＰに限定されず、モータ・ジェネレータのような他の任意の駆動源であっても良い。

Ｃ１ 第１摩擦クラッチ（第１摩擦係合装置）
Ｃ２ 第２摩擦クラッチ（第２摩擦係合装置）
Ｃ３ 第３摩擦クラッチ（第３摩擦係合装置）
Ｉｍ１ 第１入力軸
Ｉｍ２ 第２入力軸
Ｉｍ３ 第３入力軸
Ｏｍ１ 第１出力軸
Ｏｍ２ 第２出力軸
Ｏｓ１ 第１副出力軸
Ｏｓ２ 第２副出力軸
Ｐ エンジン（駆動源）
Ａ 第１シンクロ装置（第１噛合係合装置）
Ｂ 第２シンクロ装置（第２噛合係合装置）
Ｃ 第３シンクロ装置（第３噛合係合装置）
Ｄ１ 第４シンクロ装置（第４噛合係合装置）
Ｄ２ 第４シンクロ装置（第４噛合係合装置）
Ｅ 第５シンクロ装置（第５噛合係合装置）
Ｆｅｉ シフトフォーク
Ｆ 第６シンクロ装置（第６噛合係合装置）
Ｇ 第７シンクロ装置（第７噛合係合装置）
Ｈ 第８シンクロ装置（第８噛合係合装置）
Ｉ 第９シンクロ装置（第９噛合係合装置）
Ｇｉ１ 第１入力ギヤ
Ｇｉ２ 第２入力ギヤ
Ｇｉ３ 第３入力ギヤ
Ｇｉ４ 第４入力ギヤ
Ｇｏ１ 第１出力ギヤ
Ｇｏ２ 第２出力ギヤ
Ｇｏ３ 第３出力ギヤ
Ｇｏ４ 第４出力ギヤ
Ｇｏ５ 第５出力ギヤ
Ｇｏ６ 第６出力ギヤ
Ｇｏ７ 第７出力ギヤ
Ｇｆ１ 第１ファイナルドライブギヤ
Ｇｆ２ 第２ファイナルドライブギヤ
Ｇｒ１ リバースドライブギヤ
Ｇｒ２ リバースドリブンギヤ

Claims (6)

1. 少なくとも一部が重なり合うように同軸上に配置された第１入力軸（Ｉｍ１）、第２入力軸（Ｉｍ２）および第３入力軸（Ｉｍ３）と、
   前記第１入力軸（Ｉｍ１）を駆動源（Ｐ）に接続する第１摩擦係合装置（Ｃ１）と、
   前記第２入力軸（Ｉｍ２）を前記駆動源（Ｐ）に接続する第２摩擦係合装置（Ｃ２）と、
   前記第３入力軸（Ｉｍ３）を前記駆動源（Ｐ）に接続する第３摩擦係合装置（Ｃ３）と、
   前記第１入力軸（Ｉｍ１）に固設された第１入力ギヤ（Ｇｉ１）と、
   前記第２入力軸（Ｉｍ２）に固設された第２入力ギヤ（Ｇｉ２）と、
   前記第３入力軸（Ｉｍ３）に固設された第３、第４入力ギヤ（Ｇｉ３，Ｇｉ４）と、
   前記第１入力軸（Ｉｍ１）と平行に配置された第１出力軸（Ｏｍ１）および第２出力軸（Ｏｍ２）と、
   前記第１出力軸（Ｏｍ１）の外周に同軸に配置されて第１噛合係合装置（Ａ）を介して該第１出力軸（Ｏｍ１）に結合可能な第１副出力軸（Ｏｓ１）と、
   前記第２出力軸（Ｏｍ２）の外周に同軸に配置されて第５噛合係合装置（Ｅ）を介して該第２出力軸（Ｏｍ２）に結合可能な第２副出力軸（Ｏｓ２）と、
   前記第１副出力軸（Ｏｓ１）に相対回転自在に支持されて第２噛合係合装置（Ｂ）を介して該第１副出力軸（Ｏｓ１）に結合可能な第１出力ギヤ（Ｇｏ１）と、
   前記第１副出力軸（Ｏｓ１）に相対回転自在に支持されて第３噛合係合装置（Ｃ）を介して該第１副出力軸（Ｏｓ１）に結合可能な第２出力ギヤ（Ｇｏ２）と、
   前記第１副出力軸（Ｏｓ１）に相対回転自在に支持されて第４噛合係合装置（Ｄ１，Ｄ２）を介して該第１副出力軸（Ｏｓ１）に選択的に結合可能な第３，第４出力ギヤ（Ｇｏ３，Ｇｏ４）と、
   前記第２副出力軸（Ｏｓ２）に相対回転自在に支持されて第６噛合係合装置（Ｆ）を介して該第２副出力軸（Ｏｓ２）に結合可能な第５出力ギヤ（Ｇｏ５）と、
   前記第２副出力軸（Ｏｓ２）に相対回転自在に支持されて第７噛合係合装置（Ｇ）を介して該第２副出力軸（Ｏｓ２）に結合可能な第６出力ギヤ（Ｇｏ６）と、
   前記第２副出力軸（Ｏｓ２）に相対回転自在に支持されて第８噛合係合装置（Ｈ）を介して該第２副出力軸（Ｏｓ２）に選択的に結合可能な第７出力ギヤ（Ｇｏ７）と、
   前記第１出力軸（Ｏｍ１）に固設された第１ファイナルドライブギヤ（Ｇｆ１）と、
   前記第２出力軸（Ｏｍ２）に固設された第２ファイナルドライブギヤ（Ｇｆ２）とを備え、
   前記第１入力ギヤ（Ｇｉ１）は前記第１出力ギヤ（Ｇｏ１）および前記第５出力ギヤ（Ｇｏ５）に噛合し、前記第２入力ギヤ（Ｇｉ２）は前記第２出力ギヤ（Ｇｏ２）および前記第６出力ギヤ（Ｇｏ６）に噛合し、前記第３入力ギヤ（Ｇｉ３）は前記第３出力ギヤ（Ｇｏ３）に噛合し、前記第４入力ギヤ（Ｇｉ４）は前記第４出力ギヤ（Ｇｏ４）および前記第７出力ギヤ（Ｇｏ７）に噛合し、
   前記第１〜第３摩擦係合装置（Ｃ１〜Ｃ３）および前記第１〜第８噛合係合装置（Ａ〜Ｈ）の選択的係合により、前記駆動源（Ｐ）の駆動力を前記第１ファイナルドライブギヤ（Ｇｆ１）または第２ファイナルドライブギヤ（Ｇｆ２）に選択的に伝達して複数の変速段を確立可能であることを特徴とする変速機。
2. 前記第１入力軸（Ｉｍ１）の外周に前記第２入力軸（Ｉｍ２）が配置され、前記第２入力軸（Ｉｍ２）の外周に前記第３入力軸（Ｉｍ３）が配置されることを特徴とする、請求項１に記載の変速機。
3. 前記第３入力軸（Ｉｍ３）の外周に前記第１入力軸（Ｉｍ１）が配置され、前記第１入力軸（Ｉｍ１）の外周に前記第２入力軸（Ｉｍ２）が配置されることを特徴とする、請求項１に記載の変速機。
4. 前記複数の変速段は、最低変速段から所定段上の変速段までの低速変速段群と、最高変速段から所定段下の変速段までの高速変速段群と、前記低速変速段群および前記高速変速段群に挟まれた中速変速段群とからなり、前記低速変速段群および前記高速変速段群では前記駆動源（Ｐ）の駆動力が前記第１、第２副出力軸（Ｏｓ１，Ｏｓ２）の両方を経由して出力され、前記中速変速段群では前記駆動源（Ｐ）の駆動力が前記第１、第２副出力軸（Ｏｓ１，Ｏｓ２）の一方だけを経由して出力されることを特徴とする、請求項１〜請求項３の何れか１項に記載の変速機。
5. 前記複数の変速段の中間に位置する中間変速段未満の低速側変速段では前記駆動源（Ｐ）の駆動力が前記第１、第２出力軸（Ｏｍ１，Ｏｍ２）の一方から出力され、前記中間変速段以上の高速側変速段では前記駆動源（Ｐ）の駆動力が前記第１、第２出力軸（Ｏｍ１，Ｏｍ２）の他方から出力されることを特徴とする、請求項１〜請求項４の何れか１項に記載の変速機。
6. 前記第１副出力軸（Ｏｓ１）に固設されたリバースドライブギヤ（Ｇｒ１）と、前記第２出力軸（Ｏｍ２）に相対回転自在に支持されて前記第１リバースドライブギヤ（Ｇｒ１）に噛合するリバースドリブンギヤ（Ｇｒ２）と、前記リバースドリブンギヤ（Ｇｒ２）を前記第２出力軸（Ｏｍ２）に結合可能な第９噛合係合装置（Ｉ）とを備え、前記第９噛合係合装置（Ｉ）および前記第５噛合係合装置（Ｅ）は相互に対向するように配置されて共通のシフトフォーク（Ｆｅｉ）で作動することを特徴とする、請求項１〜請求項５の何れか１項に記載の変速機。

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