JP3848242B2 - Gear transmission for automatic transmission - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、入力部と、三組の遊星ギヤと、３つのクラッチと、３つのブレーキと、出力部とを有して構成され、変速要素である３つのクラッチと３つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進７速・後退１速を得る自動変速機用歯車変速装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、入力軸と、一組のダブルピニオン型遊星ギヤと、ダブルピニオンにそれぞれサンギヤを噛み合わせた複合遊星歯車列（以下、ラビニオ型複合遊星歯車列という）と、３つのクラッチと、３つのブレーキと、出力軸とを有して構成され、変速要素である３つのクラッチと３つのブレーキを適宜締結・解放することで、前進７速・後退１速以上の変速段を得る自動変速機用歯車変速装置としては、例えば、特許文献１に記載のものが提案されている。
【０００３】
【特許文献１】
ドイツ特許 DE 100 43 510 A1（Fig1）。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、このラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置は、下記に列挙する問題点を有する。
(i)歯車列の最大トルク（１速）を、ラビニオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星ギヤで受け持つので、強度的に不利である。
(ii)減速装置としての一組のダブルピニオン型遊星ギヤで増大したトルクを、１速〜４速において、ラビニオ型複合遊星歯車列のサンギヤから入力するため、リングギヤ入力に比較して、接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で不利である。
(iii)１速におけるラビニオ型複合遊星歯車列の強度（歯車強度や歯車寿命）の確保と、ラビニオ型複合遊星歯車列の歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の向上と、が共に要求されることで、ラビニオ型複合遊星歯車列を大型化する必要があり、この結果、自動変速機の大型化を招く。
(iv)２速においてラビニオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する２速では、伝達効率の低下により、燃費が悪化する。
本発明は、上記課題に着目してなされたもので、歯車列の強度的有利性と、歯車強度や歯車寿命等の有利性と、燃費の向上と、入力部と出力部の同軸配置と、自動変速機の小型化と、を併せて達成しながら、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いる場合に比べてギヤ比の選択自由度を高めることができる自動変速機用歯車変速装置を提供することを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の発明では、駆動源からの回転を入力する入力部と、変速された回転を出力する出力部と、三組の遊星ギヤと、複数の回転要素間を一体的に連結する複数のメンバと、前記入力部，前記出力部，前記メンバ及び前記三組の遊星ギヤの各回転要素間に配置され、選択的に断接する３つのクラッチと選択的に固定する３つのブレーキと、を備え、前記３つのクラッチと前記３つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進７速・後退１速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、前記三組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、入力回転を減速する減速装置とし、残り二組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、２つのサンギヤと、該２つのサンギヤの各々と噛み合うピニオンと、前記２つのサンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバを有するキャリヤと、前記ピニオンに噛み合う１つのリングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとし、前記減速装置である遊星ギヤを第１遊星ギヤ、前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを第３遊星ギヤ、残りの遊星ギヤを第２遊星ギヤとしたとき、前記第１遊星ギヤは、前記入力部に連結する第１の減速遊星ギヤメンバと、第３ブレーキに連結して選択的に停止可能な第２の減速遊星ギヤメンバと、前記第２の減速遊星ギヤメンバの停止時に減速回転を出力する第３の減速遊星ギヤメンバとを有し、前記第２遊星ギヤと前記第３遊星ギヤとは、前記第２遊星ギヤの回転メンバと前記第３遊星ギヤの回転メンバとを一体的に連結する連結メンバを含んで５つの回転メンバで構成される遊星ギヤセットであって、
前記第３遊星ギヤの一方のサンギヤを含み、該サンギヤを選択的に停止（固定）可能な第２ブレーキに連結する第１回転メンバと、前記第３遊星ギヤの他方のサンギヤを含み、該サンギヤと前記第３の減速遊星ギヤメンバとを選択的に断接可能な第２クラッチに連結する第２回転メンバと、前記連結メンバを含み、前記出力部に連結する第３回転メンバと、前記第１の減速遊星ギヤメンバとを選択的に断接可能な第３クラッチと選択的に停止（固定）可能な第１ブレーキとに連結する第４回転メンバと、前記第３の減速遊星ギヤメンバとを選択的に断接可能な第１クラッチに連結する第５回転メンバと、を有し、前記第１クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により１速、前記第１クラッチと前記第２ブレーキと前記第３ブレーキの締結により２速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３ブレーキの締結により３速、前記第１クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により４速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により５速、前記第２クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により６速、前記第３クラッチと前記第３ブレーキと前記第２ブレーキの締結により７速、前記第２クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により後退速とし、少なくとも前進７速で後退１速を得る変速制御手段を設けたことで、上記課題を解決するに至った。
【０００６】
【発明の作用及び効果】
すなわち、本発明は、一組の遊星ギヤに組み合わせる歯車列として、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いることなく、基本的に二組のシングルピニオン型遊星ギヤを組み合わせた歯車列を用い、３つのクラッチと３つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進７速・後退１速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、前記三組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、入力回転を常時減速する減速装置とし、残り二組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、２つのサンギヤと、該２つのサンギヤの各々と噛み合うピニオンと、前記２つのサンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバを有するキャリヤと、前記ピニオンに噛み合う１つのリングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとした。
【０００７】
このダブルサンギヤ型遊星ギヤは、基本的なギヤ性能としてはシングルピニオン型遊星ギヤと同様であるが、（サンギヤから２つのメンバ）＋（リングギヤから１つのメンバ）＋（キャリヤから軸方向と径方向に２つのメンバ）＝５つのメンバというように、３つのメンバであるシングルピニオン型遊星ギヤに比べてメンバ数が多くなるという特徴を持つ。
【０００８】
よって、ダブルピニオンにそれぞれサンギヤを噛み合わせた複合遊星歯車列である「ラビニオ型複合遊星歯車列」や、二組のシングルピニオン型遊星ギヤの組み合わせた「シンプソン型遊星歯車列」とは区別するため、シングルピニオン型遊星ギヤとダブルサンギヤ型遊星ギヤとを組み合わせた歯車列を、発明者名を引用して「イシマル型遊星歯車列」と命名する。
【０００９】
このように、一組の遊星ギヤと、基本性能はシンプソン型遊星歯車列と同様であるイシマル型遊星歯車列とを組み合わせた構成としたため、リングギヤ入力が可能であることによる遊星ギヤの強度的有利性と、１速のトルクフローが全メンバを介して分担可能であることによる遊星ギヤの歯車強度や歯車寿命等の有利性と、を達成することができる。
【００１０】
また、残り二組の遊星ギヤとしてイシマル型遊星歯車列を用い、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いない構成としたため、２速においてトルク循環の無い高い伝達効率により、燃費の向上を達成することができる。
【００１１】
さらに、残り二組の遊星ギヤ（イシマル型遊星歯車列）のうち、一組の遊星ギヤとして、２つのサンギヤ間に配置されたセンターメンバを有するダブルサンギヤ型遊星ギヤを用いたため、オーバードライブ変速段を達成するキャリヤへの入力経路が成立し、自動車の自動変速機に適する入力部と出力部の同軸配置を達成することができる。
【００１２】
加えて、ギヤ比（＝サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）の設定に際し、一般的に適用可能なギヤ比範囲で、且つ、高速段になるほど段間比が小さいという条件を考慮した場合、イシマル型遊星歯車列は、ラビニオ型複合遊星歯車列に比べ、適用できる変速比幅が拡大し、ギヤ比の選択自由度を高めることができる。また、２速にてトルク循環を無くすことで高い燃費の向上が図られる。また、第３ブレーキの解放により５速として直結変速段を設けることが可能であり、トルク伝達効率が向上し、燃費に寄与する。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の自動変速機用歯車変速装置を実現する第１実施例〜第１１実施例を、添付図面に基づいて説明する。
【００１４】
（第１実施例）
【００１５】
まず、構成を説明する。
【００１６】
第１実施例は、請求項１，２，６，９に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図１は第１実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【００１７】
図１において、Ｇ１は第１遊星ギヤ、Ｇ２は第２遊星ギヤ、Ｇ３は第３遊星ギヤ、Ｍ１は第１連結メンバ、Ｍ２は第２連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ、Ｃ２は第２クラッチ、Ｃ３は第３クラッチ、Ｂ１は第１ブレーキ、Ｂ２は第２ブレーキ、Ｂ３は第３ブレーキ、Inputは入力軸（入力部）、Outputは出力ギヤ（出力部）である。
【００１８】
第１実施例の自動変速機用歯車変速装置（減速シングルタイプ１という）は、図１の左端部に減速装置としてのシングルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１を配置し、中央部にシングルピニオン型の第２遊星ギヤＧ２を配置し、右端部にダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３を配置した例である。そして、前記第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により、いわゆる、イシマル型遊星歯車列を構成している。
【００１９】
前記第１遊星ギヤＧ１は、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、両ギヤS1,R1に噛み合う第１ピニオンP1を支持する第１キャリヤPC1と、を有する減速装置としてのシングルピニオン型遊星ギヤである。
【００２０】
前記第２遊星ギヤＧ２は、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、両ギヤS2,R2に噛み合う第２ピニオンP2を支持する第２キャリヤPC2と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。
【００２１】
前記第３遊星ギヤＧ３は、２つの第３サンギヤS3及び第４サンギヤS4と、第３及び第４サンギヤＳ３，Ｓ４の各々に噛み合う第３ピニオンP3と、この第３ピニオンP3を支持する軸方向の第３キャリヤPC3と、該第３キャリヤPC3に接続され、前記両サンギヤＳ３，Ｓ４の間に配置されるセンターメンバCMと、前記第３ピニオンP3に噛み合う１つの第３リングギヤR3と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである。なお、前記センターメンバCMは、第３キャリヤPC3の円周上に隣接する複数の第３ピニオンP3との空間位置において、第３キャリヤPC3に結合されている。
【００２２】
前記入力軸Inputは、第１リングギヤR1に連結され、駆動源である図外のエンジンからの回転駆動力を、トルクコンバータ等を介して入力する。
【００２３】
前記出力ギヤOutputは、第２キャリヤPC2に連結され、出力回転駆動力を図外のファイナルギヤ等を介して駆動輪に伝達する。
【００２４】
前記第１連結メンバＭ１は、第２サンギヤS2と第３サンギヤS3とを一体的に連結するメンバである。
【００２５】
前記第２連結メンバＭ２は、第２キャリヤPC2と第３リングギヤR3とを一体的に連結するメンバである。
【００２６】
前記第１クラッチＣ１は、第１キャリヤPC1と第２リングギヤR2とを選択的に断接するクラッチである。
【００２７】
前記第２クラッチＣ２は、第１キャリヤPC1と第２サンギヤS2とを選択的に断接するクラッチである。
【００２８】
前記第３クラッチＣ３は、入力軸InputとセンターメンバCMとを選択的に断接するクラッチである。
【００２９】
前記第１ブレーキＢ１は、第３キャリヤPC3の回転を選択的に停止させるブレーキである。
【００３０】
前記第２ブレーキＢ２は、第４サンギヤS4の回転を選択的に停止させるブレーキである。
【００３１】
前記第３ブレーキＢ３は、第１サンギヤS1の回転を選択的に停止させるブレーキである。
【００３２】
前記各クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３及び各ブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３には、図２（ａ）の締結作動表に示すように、前進７速後退１速の各変速段にて締結圧（○印）や解放圧（無印）を作り出す図外の変速油圧制御装置（変速制御手段）が接続されている。なお、変速油圧制御装置としては、油圧制御タイプ，電子制御タイプ，油圧＋電子制御タイプ等が採用される。
【００３３】
次に、作用を説明する。
【００３４】
［変速作用］
【００３５】
図２は第１実施例の自動変速機用歯車変速装置での前進７速後退１速の締結作動表を示す図、図３は第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における前進７速後退１速の各変速段でのメンバの回転停止状態を示す共線図、図４〜図７は第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における前進７速後退１速の各変速段でのトルクフローを示す図である。図３において、太線は第１遊星ギヤＧ１の共線図、中線はイシマル遊星歯車列の共線図である。図４〜図７においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。以下、前進７速後退１速の各変速段での変速作用を説明する。
【００３６】
〈１速〉
【００３７】
１速は、図２（ａ）に示すように、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３の締結により得られる。
【００３８】
この１速では、第１遊星ギヤＧ１において、第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２遊星ギヤＧ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２リングギヤR2に入力される。
【００３９】
一方、第３遊星ギヤＧ３においては、第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリヤPC3がケースに固定されるため、第３リングギヤR3からの出力回転に対し、第３サンギヤS3の回転は、回転方向が逆方向の減速回転となる。そして、この第３サンギヤS3の回転は、第１連結メンバＭ１を介し、第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤS2に伝達される。
【００４０】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤR2から正方向の減速回転が入力され、第２サンギヤS2から逆方向の減速回転が入力されることになり、第２リングギヤR2からの減速回転をさらに減速した回転が、第２キャリヤPC2から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【００４１】
すなわち、１速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリヤPC3の回転を停止する第１ブレーキＢ１の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速して出力ギヤOutputから出力する。
【００４２】
この１速でのトルクフローは、図４（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。つまり、１速では、第１遊星ギヤＧ１と、イシマル型遊星歯車列を構成する第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３とがトルク伝達に関与する。
【００４３】
〈２速〉
【００４４】
２速は、図２（ａ）に示すように、１速での第１ブレーキＢ１を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する、つまり、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【００４５】
この２速では、第１遊星ギヤＧ１において、第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２遊星ギヤＧ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２リングギヤR2に入力される。
【００４６】
一方、第３遊星ギヤＧ３においては、第２ブレーキＢ２の締結により、第４サンギヤS4がケースに固定されるため、第３ピニオンP3により連結されている第３サンギヤS3が固定される。そして、第３サンギヤS3とは第１連結メンバＭ１を介して連結されている第２サンギヤS2がケースに固定される。
【００４７】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤR2から正方向の減速回転が入力され、第２サンギヤS2が固定されることになり、第２リングギヤR2からの減速回転をさらに減速した回転が、第２キャリヤPC2から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【００４８】
すなわち、２速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第４サンギヤS4の回転を停止する第２ブレーキＢ２の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速（１速よりも高速）として出力ギヤOutputから出力する。
【００４９】
この２速でのトルクフローは、図４（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１及び第２遊星ギヤＧ２にトルクが作用することになる。なお、第３遊星ギヤＧ３については、固定である両サンギヤS3,S4の回りを、非拘束の第３ピニオンP3が第３リングギヤR3の出力回転に伴って公転するだけであり、回転メンバとして機能するだけで、トルク伝達には関与しない。
【００５０】
〈３速〉
【００５１】
３速は、図２（ａ）に示すように、２速での第２ブレーキＢ２を解放し、第２クラッチＣ２を締結すること、つまり、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３ブレーキＢ３とを締結することにより得られる。
【００５２】
この３速では、第１遊星ギヤＧ１において、第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２遊星ギヤＧ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２リングギヤR2に入力される。同時に、第２クラッチＣ２の締結により、この減速回転が第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤS2に入力される。
【００５３】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤR2と第２サンギヤS2とから同一の減速回転が入力されることで、両ギヤR2,S2と一体に回転する第２キャリヤPC2から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ減速回転（＝第１遊星ギヤＧ１の減速回転）が出力される。
【００５４】
すなわち、３速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２サンギヤS2への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速（＝第１遊星ギヤＧ１の減速比）して出力ギヤOutputから出力する。
【００５５】
この３速でのトルクフローは、図４（ｃ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１及び第２遊星ギヤＧ２にトルクが作用することになる。すなわち、第３遊星ギヤＧ３はトルク伝達に何ら関与しない。
【００５６】
〈４速〉
【００５７】
４速は、図２（ａ）に示すように、３速での第２クラッチＣ２を解放し、第３クラッチＣ３を締結すること、つまり、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【００５８】
この４速では、第１遊星ギヤＧ１において、第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２遊星ギヤＧ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２リングギヤR2に入力される。
【００５９】
一方、第３遊星ギヤＧ３においては、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第３キャリヤPC3に入力される。このため、第３サンギヤS3の回転は、第３リングギヤR3の出力回転よりも増速され、この第３サンギヤS3の増速回転は、第１連結メンバＭ１を介して第２サンギヤS2に伝達される。
【００６０】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤR2から減速回転が入力され、第２サンギヤS2から増速回転が入力されることになり、第２リングギヤR2からの減速回転を増速した回転（入力回転よりも僅かに低回転）が、第２キャリヤPC2から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【００６１】
すなわち、４速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリヤPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を僅かに減速して出力ギヤOutputから出力する。
【００６２】
この４速でのトルクフローは、図５（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。
【００６３】
（５速）
【００６４】
５速は、図２（ａ）に示すように、４速での第３ブレーキＢ３を解放し、第２クラッチＣ２を締結する、つまり、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３を締結することにより得られる。
【００６５】
この５速では、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第３キャリヤPC3に入力される。同時に、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星ギヤＧ１により減速された第１キャリアPC1からの回転が第２リングギヤR2，第２サンギヤS2及び第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤS3に入力される。
【００６６】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第３キャリヤPC3に入力回転が入力され、第３サンギヤS3にも入力回転が入力されることで、第３遊星ギヤＧ３が一体となって回転し、入力回転が第３リングギヤR3から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【００６７】
すなわち、５速は、図３の共線図に示すように、第３キャリヤPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、第２リングギヤR2と第２サンギヤS2が一体となって回転する第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転をそのまま出力ギヤOutputから出力する（直結段）。
【００６８】
この５速でのトルクフローは、図５（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第３クラッチＣ３と第４クラッチＣ４と各メンバと、ハッチングで示す第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。
【００６９】
（６速）
【００７０】
６速は、図２（ａ）に示すように、５速での第１クラッチＣ１を解放し、第３ブレーキＣ３を締結する、つまり、第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【００７１】
この６速では、第１遊星ギヤＧ１において、第３ブレーキＢ３の締結により第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２サンギヤS2及び第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤS3に入力される。同時に、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第３キャリヤPC3に入力される。
【００７２】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第３キャリヤPC3に入力回転が入力され、第３サンギヤS3に第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が入力されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第３リングギヤR3から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【００７３】
すなわち、６速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第３サンギヤS3への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第３キャリヤPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を僅かに増速して出力ギヤOutputから出力する。
【００７４】
この６速でのトルクフローは、図６（ａ）に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。
【００７５】
（７速）
【００７６】
７速は、図２（ａ）に示すように、６速での第２クラッチＣ２を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する、つまり、第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３とを締結することにより得られる。
【００７７】
この７速では、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第３遊星ギヤＧ３のセンターメンバCMを介して第３キャリヤPC3に入力される。また、第２ブレーキＢ２の締結により、第３遊星ギヤＧ３の第４サンギヤS4がケースに固定される。尚、第３ブレーキの締結により第１サンギヤS1は固定されるが、トルク伝達には関与しない。
【００７８】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第３キャリヤPC3に入力回転が入力され、第４サンギヤS4がケースに固定されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第３リングギヤR3から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【００７９】
すなわち、７速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第３キャリヤPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、第４サンギヤS4をケースに固定とする第２ブレーキＢ２の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を増速して出力ギヤOutputから出力する。
【００８０】
この７速でのトルクフローは、図６（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２と各メンバと、ハッチングで示す第３遊星ギヤＧ３（第３サンギヤS3を除く）にトルクが作用することになる。
【００８１】
（後退１速）
【００８２】
後退１速は、図２（ａ）に示すように、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【００８３】
この後退１速では、第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２サンギヤS2及び第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤS3に入力される。一方、第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリヤPC3がケースに固定される。
【００８４】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第３サンギヤS3に正方向の減速回転が入力され、第３キャリヤPC3がケースに固定となり、第３リングギヤR3からは、減速した逆回転が、第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【００８５】
すなわち、後退１速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第３サンギヤS3への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第３キャリヤPC3の回転を停止する第１ブレーキＢ１の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を逆方向に減速して出力ギヤOutputから出力する。
【００８６】
この後退１速でのトルクフローは、図７に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。
【００８７】
［対比による優位点］
【００８８】
本発明の自動変速機用歯車変速装置の基本的な考え方は、３クラッチと３ブレーキにより少なくとも前進７速以上を成立させると共に、遊星ギヤ＋シンプソン型遊星歯車列をベースとしながらも、シンプソン型遊星歯車列の問題点を補い、さらに、遊星ギヤ＋ラビニオ型複合遊星歯車列による歯車変速装置を超える歯車変速装置を提供しようとするものである。以下、シンプソン型遊星歯車列やラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置と対比しながら優位性を述べる。
【００８９】
・シンプソン型遊星歯車列の特徴
【００９０】
(i)シンプソン型遊星歯車列では、最大トルクとなる１速でのトルク伝達の流れが、図９（ａ）に示すように、全メンバを介して分担するので、強度的に有利である。
【００９１】
(ii)シンプソン型遊星歯車列は、リングギヤ入力であるため、サンギヤ入力に比較して、接線力が半分程度になり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で有利である。すなわち、図１０に示すように、遊星ギヤに同じトルクが入力した場合、リングギヤ入力ｆが、サンギヤ入力Ｆに比較して接線力が、１／２〜１／２．５に減少する。
【００９２】
(iii)オーバードライブの変速段を得るには、シンプソン型遊星歯車列へのキャリヤ入力が必要であるが、入力軸と出力軸とを同軸に設けると、シングルピニオン型の遊星ギヤでは、図１１（ａ）に示すように、回転メンバが３メンバに限られるため、図１１（ｂ）の点線に示すように、キャリヤへの入力経路が不成立となる。
【００９３】
よって、キャリヤへの入力経路を成立させるため、入力軸と出力軸とを異なる軸線上に平行軸配置で設ける必要があり、その結果、自動変速機の大型化を招くという問題点を有する。
【００９４】
・ラビニオ型複合遊星歯車列の問題点
【００９５】
そこで、前記(iii)の問題点を解消するために、シンプソン型遊星歯車列に代えて、ラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置にすると、入力軸と出力軸とを同軸配置を達成できるものの、下記に列挙する問題点を有する。
【００９６】
(v)歯車列の最大トルク（１速）を、図９（ｂ）に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星ギヤで受け持つので、強度的に不利である。
【００９７】
(vi)減速装置としての一組のシングルピニオン型遊星ギヤで増大したトルクを、図８及び図９（ｂ）に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列のサンギヤから入力するため、上記(ii)の理由により、リングギヤ入力に比較して、接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で不利である。
【００９８】
(vii)１速におけるラビニオ型複合遊星歯車列の強度（歯車強度や歯車寿命）の確保やキャリヤ剛性等の向上が要求されることで、ラビニオ型複合遊星歯車列を大型化する必要があり、この結果、自動変速機の大型化を招く。
【００９９】
(viii)２速では、図８に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する２速では、伝達効率の低下により、燃費が悪化する。ここで、トルク循環とは、図８に示すように、第３リングギヤＲ３から出力トルク（２，３６２）と循環トルク（１．７７）とが分岐して発生し、このうち、循環トルクは、２速の間、第３リングギヤＲ３と第２ピニオンＰ２とを内部循環する。
【０１００】
・イシマル型遊星歯車列の特徴
【０１０１】
本発明において採用したシングルピニオン型遊星ギヤとダブルサンギヤ型遊星ギヤとを組み合わせたイシマル型遊星歯車列の特徴について説明する。
【０１０２】
(a)オーバードライブの変速段を得るには、キャリヤ入力が必要であるが、キャリヤ入力を達成しながら、イシマル型遊星歯車列では、ラビニオ型複合遊星歯車列と同様に、入力部と出力部とを同軸に配置することができる。すなわち、図１１（ｃ）に示すように、イシマル型遊星歯車列を構成するダブルサンギヤ型遊星ギヤは、（サンギヤから２つのメンバ）＋（リングギヤから１つのメンバ）＋（キャリヤから軸方向と径方向に２つのメンバ）＝５つのメンバというように、メンバ数が多くなり、特に、センターメンバにより２つのサンギヤの間から径方向に入力が取れることで、オーバードライブを含む高変速段（第１実施例では６速〜７速）が成立するキャリヤ入力が達成される。
【０１０３】
(b)イシマル型遊星歯車列では、歯車列に最大トルクが作用する１速において、図４（ａ）に示すように、イシマル型遊星歯車列を構成する第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３の両方で受け持ち、１速のトルクフローが全メンバを介して分担可能であるため、強度的に有利である。
【０１０４】
(c)減速装置としての一組の第１遊星ギヤＧ１で増大したトルクを、例えば、伝達トルクが大きい１速と２速において、図４（ａ）と図４（ｂ）に示すように、イシマル型遊星歯車列の第２リングギヤR2から入力するため、サンギヤ入力であるラビニオ型複合遊星歯車列に比較して、接線力が小さくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で有利（小型化可能）である。
【０１０５】
(d)ラビニオ型複合遊星歯車列に比べ、イシマル型遊星歯車列は、強度的に有利で、かつ、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で有利であると共に、ラビニオ型複合遊星歯車列と同様に、入力部と出力部とが同軸配置による構成とすることができるため、歯車変速装置がコンパクトとなり、自動変速機の小型化を達成することができる。
【０１０６】
(e)イシマル型遊星歯車列の２速では、図４（ｂ）に示すように、トルク循環の発生が無く、トルク循環が発生するラビニオ型複合遊星歯車列の２速に比べて、伝達効率が向上し、燃費が向上する。例えば、一般的に適用可能なギヤ比α（＝サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）の範囲(α＝0.35〜0.65)で、且つ、好ましいといわれている高速段になるほど段間比が小さいという条件を考慮した場合、２速でのラビニオ型複合遊星歯車列の伝達効率は、0.950または0.952であるのに対し、２速でのイシマル型遊星歯車列の伝達効率は、第１遊星ギヤＧ１がシングルピニオン型の場合は0.972、ダブルピニオン型の場合0.968となり、明らかに高い伝達効率を示した。
【０１０７】
(f)ラビニオ型複合遊星歯車列は、ギヤ比αの設定に際し、リングギヤ歯数が一定であるという規制があるため、一般的に適用可能なギヤ比範囲(α＝0.35〜0.65)で、且つ、好ましいといわれている高速段になるほど段間比が小さいという条件を考慮した場合、適用できる変速比幅であるレシオカバレージ（＝１速ギヤ比／７速ギヤ比）が制限される。
【０１０８】
これに対し、イシマル型遊星歯車列は、ラビニオ型複合遊星歯車列に比べ、適用できるレシオカバレージが拡大し、ギヤ比の選択自由度を高めることができる。
【０１０９】
ちなみに、図２（ａ）には、各遊星ギヤＧ１，Ｇ２，Ｇ３のギヤ比α1,α2,α3の一例と、そのときの各変速段での変速比の例を示す。
【０１１０】
(g)イシマル型遊星歯車列は、図１に示すスケルトンから第３ブレーキＢ３を削除し、図２（ｂ）に示す締結表を達成する変速油圧制御装置と組み合わせることで、適切な変速比幅と段間比を持った前進６速を、基本設計を変更することなく簡単に作ることができる。すなわち、図１に示すスケルトンは、変速比選択自由度の広い（前進６速・前進７速の何れかと、後退１速の何れかとの組み合わせが可能）、高ポテンシャルなスケルトンであるということができる。
【０１１１】
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第１実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
【０１１２】
（１）．駆動源からの回転を入力する入力軸Ｉｎｐｕｔと、変速された回転を出力する出力ギヤＯｕｔｐｕｔと、三組の遊星ギヤＧ１，Ｇ２，Ｇ３と、複数の回転要素間を一体的に連結する複数のメンバＭ１，Ｍ２と、入力軸Ｉｎｐｕｔ，出力ギヤＯｕｔｐｕｔ，連結メンバＭ１，Ｍ２及び三組の遊星ギヤＧ１，Ｇ２，Ｇ３の各回転要素間に配置され、選択的に断接する４つのクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３と選択的に固定する２つのブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３と、を備え、前記３つのクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３と３つのブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３を適宜締結・解放することで、少なくとも前進７速・後退１速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、前記三組の遊星ギヤＧ１，Ｇ２，Ｇ３のうち、一組の遊星ギヤＧ１を、入力回転を減速する減速装置とし、残り二組の遊星ギヤＧ２，Ｇ３のうち、一組の遊星ギヤＧ３を、サンギヤＳ３，Ｓ４と、該サンギヤＳ３，Ｓ４の各々と噛み合うピニオンＰ３と、前記サンギヤＳ３，Ｓ４間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバＣＭを有する第３キャリヤＰＣ３と、前記ピニオンＰ３に噛み合う１つのリングギヤＲ３と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとしたため、下記に列挙する効果を併せて達成することができる（請求項１に対応）。
(i)二組の遊星ギヤＧ２，Ｇ３にて構成されるイシマル型歯車列は強度的（歯車強度や歯車寿命等）に有利である。
(ii)２速にてトルク循環を無くすことで燃費の向上を図ることができる。
(iii)入力軸Ｉｎｐｕｔと出力ギヤＯｕｔｐｕｔとを同軸配置とすることができる。
(iv)入力軸Ｉｎｐｕｔと出力ギヤＯｕｔｐｕｔとの同軸配置と、要求強度が低いイシマル型歯車列の小型化により、自動変速機をコンパクトにすることができる。
(v)ラビニオ型複合遊星歯車列を用いる場合に比べてギヤ比の選択自由度を高めることができる。
(vi)一組の遊星ギヤＧ１を、入力回転を常時減速する減速装置としたため、減速装置の小型化を達成できる。自動変速機のさらなるコンパクト化を図ることができる。
【０１１３】
（２）減速装置である第１遊星ギヤＧ１を、シングルピニオン型遊星ギヤとしたため、ギヤノイズや部分点数が低減できると共に、伝達効率が向上し、さらに、燃費の向上につながる（請求項６に対応）。
【０１１４】
（３）減速装置である遊星ギヤを第１遊星ギヤＧ１、ダブルサンギヤ型遊星ギヤを第３遊星ギヤＧ３、残りの遊星ギヤを第２遊星ギヤＧ２としたとき、前記第２遊星ギヤＧ２と前記第３遊星ギヤＧ３とは、第２遊星ギヤＧ２の回転メンバと第３遊星ギヤＧ３の回転メンバとを一体的に連結する連結メンバＭ１，Ｍ２を含んで５つの回転メンバで構成される遊星ギヤセットであって、図２（ａ）に示す締結表にしたがって前進７速で後退１速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を併せて得ることができる（請求項１に対応）。
(i)２速にてトルク循環を無くすことで高い燃費の向上が図られる。
(ii)第３ブレーキＢ３の解放により５速として直結変速段を設けることが可能であり、トルク伝達効率が向上し、燃費に寄与する。
【０１１５】
（４）第１の減速遊星ギヤメンバＲ１と、第２の減速遊星ギヤメンバＳ１と、第１の減速遊星ギヤメンバＲ１及び第２の減速遊星ギヤメンバＳ１とに噛み合う第１ピニオンＰ１を支持する第１キャリヤＰＣ１と、を有する減速装置であるシングルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１と、第２サンギヤＳ２と、第２リングギヤＲ２と、両ギヤＳ２，Ｒ２に噛み合う第２ピニオンＰ２を支持する第２キャリヤＰＣ２と、を有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤＧ２と、第３サンギヤＳ３及び第４サンギヤＳ４と、両サンギヤＳ３，Ｓ４の各々に噛み合う第３ピニオンＰ３を支持する第３キャリヤＰＣ３及びセンターメンバＣＭと、前記第３ピニオンＰ３に噛み合う１つの第３リングギヤＲ３と、を有するダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３と、第１の減速遊星ギヤメンバＲ１に連結される入力軸Ｉｎｐｕｔと、第２キャリヤＰＣ２に連結される出力ギヤＯｕｔｐｕｔと、第２サンギヤＳ２と第３サンギヤＳ３とを一体的に連結する第１連結メンバＭ１と、第２キャリヤＰＣ２と第３リングギヤＲ３とを一体的に連結する第２連結メンバＭ２と、第１キャリヤＰＣ１と第２リングギヤＲ２とを選択的に断接する第１クラッチＣ１と、第１キャリヤＰＣ１と第２サンギヤＳ２を選択的に断接する第２クラッチＣ２と、入力軸ＩｎｐｕｔとセンターメンバＣＭを選択的に断接する第３クラッチＣ３と、第３キャリヤＰＣ３の回転を選択的に停止させる第１ブレーキＢ１と、第４サンギヤＳ４の回転を選択的に停止させる第２ブレーキＢ２と、第２の減速遊星ギヤメンバＳ１の回転を選択的に停止させる第３ブレーキＢ３と前進７速で後退１速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を併せて得ることができる（請求項２に対応）。
(i)大トルク入力となる１速及び２速において、第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により構成される、いわゆる、イシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。
(ii)２速においてトルク循環が無くなるため、２速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図れる。
(iii)第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２を締結することで第２遊星ギヤＧ２を一体とし、第３クラッチＣ３の一方を入力軸Ｉｎｐｕｔとし、５速において直結変速段を設けることができるため、トルク伝達効率が向上し、燃費に寄与する。
【０１１６】
（５）ダブルサンギヤ型遊星ギヤである第３遊星ギヤＧ３を、同じ歯数を有する２つのサンギヤＳ３，Ｓ４と、該２つのサンギヤＳ３，Ｓ４の各々に噛み合うピニオンＰ３と、を有する遊星ギヤとしたため、ピニオンＰ３の加工が容易であり、製造容易という効果が得られる。また、音や振動に対しても非常に有利となる（請求項９に対応）。
【０１１７】
（第２実施例）
まず、構成を説明する。第２実施例は、請求項１，３，６，９に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図１２は第２実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【０１１８】
図１２において、Ｇ１は第１遊星ギヤ、Ｇ２は第２遊星ギヤ、Ｇ３は第３遊星ギヤ、Ｍ１は第１連結メンバ、Ｍ２は第２連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ、Ｃ２は第２クラッチ、Ｃ３は第３クラッチ、Ｂ１は第１ブレーキ、Ｂ２は第２ブレーキ、Ｂ３は第３ブレーキ、Inputは入力軸（入力部）、Outputは出力ギヤ（出力部）である。
【０１１９】
第２実施例の自動変速機用歯車変速装置（減速シングルタイプ２という）は、図１２の左端部に減速装置としてのシングルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１を配置し、中央部にダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３を配置し、右端部にシングルピニオン型の第２遊星ギヤＧ２を配置した例である。そして、前記第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により、いわゆる、イシマル型遊星歯車列を構成している。
【０１２０】
前記第１遊星ギヤＧ１は、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、両ギヤS1,R1に噛み合う第１ピニオンP1を支持する第１キャリヤPC1と、を有する減速装置である。
【０１２１】
前記第２遊星ギヤＧ２は、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、両ギヤS2,R2に噛み合う第２ピニオンP2を支持する第２キャリヤPC2と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。
【０１２２】
前記第３遊星ギヤＧ３は、２つの第３サンギヤS3及び第４サンギヤS4と、該両サンギヤS3,S4の各々に噛み合う第３ピニオンP3を支持するセンターメンバCMと、前記第３ピニオンP3に噛み合う１つの第３リングギヤR3と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである。
【０１２３】
前記入力軸Inputは、第１リングギヤR1に連結され、前記出力ギヤOutputは、第２キャリヤPC2に連結される。
【０１２４】
前記第１連結メンバＭ１は、第２サンギヤS2と第３サンギヤS3とを一体的に連結する。前記第２連結メンバＭ２は、第２キャリヤPC2と第３リングギヤR3とを一体的に連結する。
【０１２５】
前記第１クラッチＣ１は、第１キャリヤPC1と第２リングギヤR2とを選択的に断接する。前記第２クラッチＣ２は、第１キャリヤPC1と第４サンギヤS4とを選択的に断接する。前記第３クラッチＣ３は、入力軸InputとセンターメンバCMとを選択的に断接する。
【０１２６】
前記第１ブレーキＢ１は、センターメンバCMの回転を選択的に停止させる。前記第２ブレーキＢ２は、第２サンギヤS2の回転を選択的に停止させる。前記第３ブレーキＢ３は、第１サンギヤS1の回転を選択的に停止させる。
【０１２７】
前記各クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３及び各ブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３には、図２（ａ）の締結作動表に示すように、前進７速後退１速の各変速段にて締結圧（○印）や解放圧（無印）を作り出す図外の変速油圧制御装置（請求項１，３に記載の変速制御手段）が接続されている。
【０１２８】
次に、作用を説明する。
［変速作用］
【０１２９】
図１３〜図１８は第２実施例の自動変速機用歯車変速装置の各変速段でのトルクフローを示す図である。図１３〜図１８においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。
【０１３０】
なお、第２実施例装置での締結作動表は図２に示す第１実施例装置での締結作動表と同じであり、また、第２実施例装置での各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図は図３に示す第１実施例装置での共線図と同じであり、図示ならびに説明を省略する。
【０１３１】
以下、前進７速後退１速の各変速段でのトルクフローを説明する。
【０１３２】
〈１速〉
【０１３３】
１速は、図２（ａ）に示すように、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３の締結により得られる。
【０１３４】
この１速でのトルクフローは、図１３に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。つまり、１速では、イシマル型遊星歯車列を構成する第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３がトルク伝達に関与する。
【０１３５】
〈２速〉
【０１３６】
２速は、図２（ａ）に示すように、１速での第１ブレーキＢ１を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する、つまり、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０１３７】
この２速でのトルクフローは、図１４に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１及び第２遊星ギヤＧ２にトルクが作用することになる。すなわち、第３遊星ギヤＧ３は、回転メンバとして機能するだけで、トルク伝達に何ら関与しない。
【０１３８】
〈３速〉
【０１３９】
３速は、図２（ａ）に示すように、２速での第２ブレーキＢ２を解放し、第２クラッチＣ２を締結すること、つまり、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０１４０】
この３速でのトルクフローは、図１５に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１及び第２遊星ギヤＧ２にトルクが作用することになる。なお、第３遊星ギヤＧ３については、減速回転である両サンギヤS3,S4の回りを、非拘束の第３ピニオンP3が第３リングギヤR3の出力回転に伴って自転および公転するだけであり、トルク伝達には関与しない。
【０１４１】
〈４速〉
【０１４２】
４速は、図２（ａ）に示すように、３速での第２クラッチＣ２を解放し、第３クラッチＣ３を締結すること、つまり、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０１４３】
この４速でのトルクフローは、図１６に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。
【０１４４】
（５速）
【０１４５】
５速は、図２（ａ）に示すように、４速での第３ブレーキＢ３を解放し、第２クラッチＣ２を締結する、つまり、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３を締結することにより得られる。
【０１４６】
この５速でのトルクフローは、図１７（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と各メンバと、ハッチングで示す第３遊星ギヤＧ３（第３サンギヤS3を除く）にトルクが作用することになる。
【０１４７】
（６速）
【０１４８】
６速は、図２（ａ）に示すように、５速での第１クラッチＣ１を解放し、第３ブレーキＢ３を締結する、つまり、第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０１４９】
この６速でのトルクフローは、図１７（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第３遊星ギヤＧ３（第３サンギヤS3を除く）にトルクが作用することになる。
【０１５０】
（７速）
【０１５１】
７速は、図２（ａ）に示すように、６速での第２クラッチＣ２を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する、つまり、第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０１５２】
この７速でのトルクフローは、図１７（ｃ）に示す通りであり、太線で示す第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２と各メンバと、ハッチングで示す第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。尚、第３ブレーキの締結により第１サンギヤS1は固定されるが、トルク伝達には関与しない。
【０１５３】
（後退１速）
【０１５４】
後退１速は、図２（ａ）に示すように、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０１５５】
この後退速でのトルクフローは、図１８に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第３遊星ギヤＧ３（第３サンギヤS3を除く）にトルクが作用することになる。
【０１５６】
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第２実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第１実施例装置の(1),(2),(3),(5)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
【０１５７】
（６）第１の減速遊星ギヤメンバＲ１と、第２の減速遊星ギヤメンバＳ１と、第１の減速遊星ギヤメンバＲ１及び第２の減速遊星ギヤメンバＳ１とに噛み合う第１ピニオンＰ１を支持する第１キャリヤＰＣ１と、を有する減速装置であるシングルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１と、第２サンギヤＳ２と、第２リングギヤＲ２と、両ギヤＳ２，Ｒ２に噛み合う第２ピニオンＰ２を支持する第２キャリヤＰＣ２と、を有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤＧ２と、第３サンギヤＳ３及び第４サンギヤＳ４と、両サンギヤＳ３，Ｓ４の各々に噛み合う第３ピニオンＰ３を支持するセンターメンバＣＭと、前記第３ピニオンＰ３に噛み合う１つの第３リングギヤＲ３と、を有するダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３と、第１の減速遊星ギヤメンバＲ１に連結される入力軸Ｉｎｐｕｔと、第２キャリヤＰＣ２に連結される出力ギヤＯｕｔｐｕｔと、第２サンギヤＳ２と第３サンギヤＳ３とを一体的に連結する第１連結メンバＭ１と、第２キャリヤＰＣ２と第３リングギヤＲ３とを一体的に連結する第２連結メンバＭ２と、第１キャリヤＰＣ１と第２リングギヤＲ２とを選択的に断接する第１クラッチＣ１と、第１キャリヤＰＣ１と第４サンギヤＳ４を選択的に断接する第２クラッチＣ２と、入力軸ＩｎｐｕｔとセンターメンバＣＭを選択的に断接する第３クラッチＣ３と、センターメンバＣＭの回転を選択的に停止させる第１ブレーキＢ１と、第２サンギヤＳ２の回転を選択的に停止させる第２ブレーキＢ２と、第２の減速遊星ギヤメンバＳ１の回転を選択的に停止させる第３ブレーキＢ３と、前進７速で後退１速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を得ることができる（請求項３に対応）。
(i)１速及び２速において、第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により構成される、いわゆる、イシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。
(ii)２速においてトルク循環が無くなるため、２速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
(iii)２速では、第３遊星ギヤＧ２の第２サンギヤＳ２が、第３，第４サンギヤＳ３，Ｓ４を経由せず、直接、第２ブレーキＢ２により固定されるため、第１実施例装置よりも歯車の伝達効率が高く、燃費の向上に寄与する。
(iv)第３ブレーキＢ３の解放により５速として直結変速段を設けることができるため、トルク伝達効率が向上し、燃費に寄与する。
【０１５８】
（第３実施例）
まず、構成を説明する。第３実施例は、請求項１，４，７，９に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図１９は第３実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【０１５９】
図１９において、Ｇ１は第１遊星ギヤ、Ｇ２は第２遊星ギヤ、Ｇ３は第３遊星ギヤ、Ｍ１は第１連結メンバ、Ｍ２は第２連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ、Ｃ２は第２クラッチ、Ｃ３は第３クラッチ、Ｂ１は第１ブレーキ、Ｂ２は第２ブレーキ、Ｂ３は第３ブレーキ、Inputは入力軸（入力部）、Outputは出力ギヤ（出力部）である。
【０１６０】
第３実施例の自動変速機用歯車変速装置（減速ダブルタイプ１という）は、図１９の左端部に減速装置としてのダブルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１を配置し、中央部にシングルピニオン型の第２遊星ギヤＧ２を配置し、右端部にダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３を配置した例である。そして、前記第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により、いわゆる、イシマル型遊星歯車列を構成している。
【０１６１】
前記第１遊星ギヤＧ１は、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、両ギヤS1,R1に噛み合う第１ダブルピニオンP1を支持する第１キャリヤPC1と、を有する減速装置としてのダブルピニオン型遊星ギヤである。
【０１６２】
前記第２遊星ギヤＧ２は、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、両ギヤS2,R2に噛み合う第２ピニオンP2を支持する第２キャリヤPC2と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。
【０１６３】
前記第３遊星ギヤＧ３は、２つの第３サンギヤS3及び第４サンギヤS4と、第３及び第４サンギヤＳ３，Ｓ４の各々に噛み合う第３ピニオンP3と、この第３ピニオンP3を支持する軸方向の第３キャリヤPC3と、該第３キャリヤPC3に接続され、前記両サンギヤＳ３，Ｓ４の間に配置されるセンターメンバCMと、前記第３ピニオンP3に噛み合う１つの第３リングギヤR3と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである。
【０１６４】
前記入力軸Inputは、第１キャリヤPC1に連結され、駆動源である図外のエンジンからの回転駆動力を、トルクコンバータ等を介して入力する。
【０１６５】
前記出力ギヤOutputは、第２キャリヤPC2に連結され、出力回転駆動力を図外のファイナルギヤ等を介して駆動輪に伝達する。
【０１６６】
前記第１連結メンバＭ１は、第２サンギヤS2と第３サンギヤS3とを一体的に連結する。前記第２連結メンバＭ２は、第２キャリヤPC2と第３リングギヤR3とを一体的に連結する。
【０１６７】
前記第１クラッチＣ１は、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを選択的に断接するクラッチである。前記第２クラッチＣ２は、第１リングギヤR1と第２サンギヤS2とを選択的に断接するクラッチである。前記第３クラッチＣ３は、入力軸InputとセンターメンバCMとを選択的に断接するクラッチである。
【０１６８】
前記第１ブレーキＢ１は、第３キャリヤPC3の回転を選択的に停止させるブレーキである。前記第２ブレーキＢ２は、第４サンギヤS4の回転を選択的に停止させるブレーキである。前記第３ブレーキＢ３は、第１サンギヤS1の回転を選択的に停止させるブレーキである。
【０１６９】
前記各クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３及び各ブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３には、図２（ａ）の締結作動表に示すように、前進７速後退１速の各変速段にて締結圧（○印）や解放圧（無印）を作り出す図外の変速油圧制御装置（請求項４に記載の変速制御手段）が接続されている。
【０１７０】
次に、作用を説明する。
【０１７１】
［変速作用］
【０１７２】
図２０は第３実施例の自動変速機用歯車変速装置において各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図、図２１〜図２４は第３実施例の自動変速機用歯車変速装置の各変速段でのトルクフローを示す図である。
【０１７３】
なお、図２１〜図２４においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。
【０１７４】
以下、前進７速後退１速の各変速段における変速作用を説明する。
【０１７５】
〈１速〉
【０１７６】
１速は、図２（ａ）に示すように、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３の締結により得られる。
【０１７７】
この１速では、第１遊星ギヤＧ１において、第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２遊星ギヤＧ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２リングギヤR2に入力される。
【０１７８】
一方、第３遊星ギヤＧ３においては、第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリヤPC3がケースに固定されるため、第３リングギヤR3からの出力回転に対し、第３サンギヤS3の回転は、回転方向が逆方向の減速回転となる。そして、この第３サンギヤS3の回転は、第１連結メンバＭ１を介し、第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤS2に伝達される。
【０１７９】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤR2から正方向の減速回転が入力され、第２サンギヤS2から逆方向の減速回転が入力されることになり、第２リングギヤR2からの減速回転をさらに減速した回転が、第２キャリヤPC2から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【０１８０】
すなわち、１速は、図２０の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリヤPC3の回転を停止する第１ブレーキＢ１の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速して出力ギヤOutputから出力する。
【０１８１】
この１速でのトルクフローは、図２１（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。つまり、１速では、第１遊星ギヤＧ１と、イシマル型遊星歯車列を構成する第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３とがトルク伝達に関与する。
【０１８２】
〈２速〉
【０１８３】
２速は、図２（ａ）に示すように、１速での第１ブレーキＢ１を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する、つまり、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０１８４】
この２速では、第１遊星ギヤＧ１において、第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２遊星ギヤＧ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２リングギヤR2に入力される。
【０１８５】
一方、第３遊星ギヤＧ３においては、第２ブレーキＢ２の締結により、第４サンギヤS4がケースに固定されるため、第３ピニオンP3により連結されている第３サンギヤS3が固定される。そして、第３サンギヤS3とは第１連結メンバＭ１を介して連結されている第２サンギヤS2がケースに固定される。
【０１８６】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤR2から正方向の減速回転が入力され、第２サンギヤS2が固定されることになり、第２リングギヤR2からの減速回転をさらに減速した回転が、第２キャリヤPC2から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【０１８７】
すなわち、２速は、図２０の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第４サンギヤS4の回転を停止する第２ブレーキＢ２の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速（１速よりも高速）として出力ギヤOutputから出力する。
【０１８８】
この２速でのトルクフローは、図２１（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１及び第２遊星ギヤＧ２にトルクが作用することになる。なお、第３遊星ギヤＧ３については、固定である両サンギヤS3,S4の回りを、非拘束の第３ピニオンP3が第３リングギヤR3の出力回転に伴って公転するだけであり、回転メンバとして機能するだけで、トルク伝達には関与しない。
【０１８９】
〈３速〉
【０１９０】
３速は、図２（ａ）に示すように、２速での第２ブレーキＢ２を解放し、第２クラッチＣ２を締結すること、つまり、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０１９１】
この３速では、第１遊星ギヤＧ１において、第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２遊星ギヤＧ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２リングギヤR2に入力される。同時に、第２クラッチＣ２の締結により、この減速回転が第２遊星ギヤＧ２の第２サンギヤS2に入力される。
【０１９２】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤR2と第２サンギヤS2とから同一の減速回転が入力されることで、両ギヤR2,S2と一体に回転する第２キャリヤPC2から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ減速回転（＝第１遊星ギヤＧ１の減速回転）が出力される。
【０１９３】
すなわち、３速は、図２０の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２サンギヤS2への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速（＝第１遊星ギヤＧ１の減速比）して出力ギヤOutputから出力する。
【０１９４】
この３速でのトルクフローは、図２１（ｃ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３ブレーキと各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１及び第２遊星ギヤＧ２にトルクが作用することになる。すなわち、第３遊星ギヤＧ３はトルク伝達に何ら関与しない。
【０１９５】
〈４速〉
【０１９６】
４速は、図２（ａ）に示すように、３速での第２クラッチＣ２を解放し、第３クラッチＣ３を締結すること、つまり、第１クラッチＣ１と第３クラッチと第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０１９７】
この４速では、第１遊星ギヤＧ１において、第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２遊星ギヤＧ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２リングギヤR2に入力される。
【０１９８】
一方、第３遊星ギヤＧ３においては、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第３キャリヤPC3に入力される。このため、第３サンギヤS3の回転は、第３リングギヤR3の出力回転よりも増速され、この第３サンギヤS3の増速回転は、第１連結メンバＭ１を介して第２サンギヤS2に伝達される。
【０１９９】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤR2から減速回転が入力され、第２サンギヤS2から増速回転が入力されることになり、第２リングギヤR2からの減速回転を増速した回転（入力回転よりも僅かに低回転）が、第２キャリヤPC2から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【０２００】
すなわち、４速は、図２０の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第２リングギヤR2への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリヤPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を僅かに減速して出力ギヤOutputから出力する。
【０２０１】
この４速でのトルクフローは、図２２（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。
【０２０２】
（５速）
【０２０３】
５速は、図２（ａ）に示すように、４速での第３ブレーキＢ３を解放し、第２クラッチＣ２を締結する、つまり、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３を締結することにより得られる。
【０２０４】
この５速では、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第３キャリヤPC3に入力される。同時に、第４クラッチＣ４の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第２サンギヤS2及び第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤS3に入力される。
【０２０５】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第３キャリヤPC3に入力回転が入力され、第３サンギヤS3にも入力回転が入力されることで、第３遊星ギヤＧ３が一体となって回転し、入力回転が第３リングギヤR3から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【０２０６】
すなわち、５速は、図２０の共線図に示すように、第３キャリヤPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、第３サンギヤS3の回転を入力回転とする第４クラッチＣ４の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転をそのまま出力ギヤOutputから出力する（直結段）。
【０２０７】
この５速でのトルクフローは、図２２（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と各メンバと、ハッチングで示す第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。
【０２０８】
（６速）
【０２０９】
６速は、図２（ａ）に示すように、５速での第１クラッチＣ１を解放し、第３ブレーキＢ３を締結する、つまり、第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３とダイダンブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０２１０】
この６速では、第２クラッチＣ２及び第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２サンギヤS2及び第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤS3に入力される。同時に、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第３キャリヤPC3に入力される。
【０２１１】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第３キャリヤPC3に入力回転が入力され、第３サンギヤS3に第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が入力されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第３リングギヤR3から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【０２１２】
すなわち、６速は、図２０の共線図に示すように、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第３サンギヤS3への入力回転とする第２クラッチＣ２及び第３ブレーキＢ３の締結点と、第３キャリヤPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を僅かに増速して出力ギヤOutputから出力する。
【０２１３】
この６速でのトルクフローは、図２３（ａ）に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。
【０２１４】
（７速）
【０２１５】
７速は、図２（ａ）に示すように、６速での第２クラッチＣ２を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する、つまり、第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０２１６】
この７速では、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第３遊星ギヤＧ３のセンターメンバCMを介して第３キャリヤPC3に入力される。また、第２ブレーキＢ２の締結により、第３遊星ギヤＧ３の第４サンギヤS4がケースに固定される。
【０２１７】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第３キャリヤPC3に入力回転が入力され、第４サンギヤS4がケースに固定されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第３リングギヤR3から第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【０２１８】
すなわち、７速は、図２０の共線図に示すように、第３キャリヤPC3の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、第４サンギヤS4をケースに固定とする第２ブレーキＢ２の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を増速して出力ギヤOutputから出力する。
【０２１９】
この７速でのトルクフローは、図２３（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２と各メンバと、ハッチングで示す第３遊星ギヤＧ３（第３サンギヤS3を除く）にトルクが作用することになる。
【０２２０】
（後退１速）
【０２２１】
後退１速は、図２（ａ）に示すように、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０２２２】
この後退１速では、第２クラッチＣ２及び第３ブレーキＢ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第２サンギヤS2及び第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤS3に入力される。一方、第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリヤPC3がケースに固定される。
【０２２３】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第３サンギヤS3に正方向の減速回転が入力され、第３キャリヤPC3がケースに固定となり、第３リングギヤR3からは、減速した逆回転が、第２連結メンバＭ２を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
【０２２４】
すなわち、後退１速は、図２０の共線図に示すように、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第３サンギヤS3への入力回転とする第２クラッチＣ２及び第３ブレーキＢ３の締結点と、第３キャリヤPC3の回転を停止する第１ブレーキＢ１の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を逆方向に減速して出力ギヤOutputから出力する。
【０２２５】
この後退１速でのトルクフローは、図２４に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。
【０２２６】
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第３実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第１実施例の(1),(3),(5)の効果に加え、下記に列挙する効果を得ることができる。
【０２２７】
(7)減速装置の一組の第１遊星ギヤＧ１を、ダブルピニオン型遊星ギヤとしたため、レイアウト自由度を高めることができる（請求項７に対応）。
【０２２８】
すなわち、出力部として、第３実施例の減速ダブルタイプ１に示すように出力ギヤOutputとする以外に、第４，第５実施例の減速ダブルタイプ２，３に示すように、入力軸Inputの反対側に同軸配置に出力軸Outputを配置することが可能であり、フロントエンジン・フロントドライブ車（ＦＦ車）の自動変速機に適しているレイアウトを得ることができると共に、フロントエンジン・リヤドライブ車（ＦＲ車）の自動変速機に適しているレイアウトを得ることができる。
【０２２９】
（８）第１の減速遊星ギヤメンバＰＣ１と、第２の減速遊星ギヤメンバＳ１と、第１リングギヤＲ１と、を有する減速装置であるダブルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１と、第２サンギヤＳ２と、第２リングギヤＲ２と、両ギヤＳ２，Ｒ２に噛み合う第２ピニオンＰ２を支持する第２キャリヤＰＣ２と、を有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤＧ２と、第３サンギヤＳ３及び第４サンギヤＳ４と、両サンギヤＳ３，Ｓ４の各々に噛み合う第３ピニオンＰ３を支持する第３キャリヤＰＣ３及びセンターメンバＣＭと、前記第３ピニオンＰ３に噛み合う１つの第３リングギヤＲ３と、を有するダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３と、第１の減速遊星ギヤメンバＰＣ１に連結される入力軸Ｉｎｐｕｔと、第２キャリヤＰＣ２に連結される出力ギヤＯｕｔｐｕｔと、第２サンギヤＳ２と第３サンギヤＳ３とを一体的に連結する第１連結メンバＭ１と、第２キャリヤＰＣ３と第３リングギヤＲ３とを一体的に連結する第２連結メンバＭ２と、第１リングギヤＲ１と第２リングギヤＲ２とを選択的に断接する第１クラッチＣ１と、第１リングギヤＲ１と第２サンギヤＳ２とを選択的に断接する第２クラッチＣ２と、入力軸ＩｎｐｕｔとセンターメンバＣＭとを選択的に断接する第３クラッチＣ３と、第３キャリヤＰＣ３の回転を選択的に停止させる第１ブレーキＢ１と、第４サンギヤＳ４の回転を選択的に停止させる第２ブレーキＢ２と、第２の減速遊星ギヤメンバＳ１の回転を選択的に停止させる第３ブレーキＢ３と、少なくとも前進７速で後退１速を得る変速油圧制御装置と、を設けたため、下記に列挙する効果を得ることができる（請求項４に対応）。
(i)大きなトルクが作用する１速及び２速において、第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により構成されるイシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。
(ii)２速において、トルク循環が無くなるため、２速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
(iii)第３ブレーキＢ３を解放し、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２の締結により第２リングギヤＲ２と第２サンギヤＳ２を一体に回転することで、５速を直結変速段とすることができ、トルク伝達効率が向上し、燃費の向上に寄与することが可能となる。
【０２３０】
（第４実施例）
【０２３１】
まず、構成を説明する。
【０２３２】
第４実施例は、請求項１，４，７，９に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図２５は第４実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【０２３３】
図２５において、Ｇ１は第１遊星ギヤ、Ｇ２は第２遊星ギヤ、Ｇ３は第３遊星ギヤ、Ｍ１は第１連結メンバ、Ｍ２は第２連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ、Ｃ２は第２クラッチ、Ｃ３は第３クラッチ、Ｂ１は第１ブレーキ、Ｂ２は第２ブレーキ、Ｂ３は第３ブレーキ、Inputは入力軸（入力部）、Outputは出力軸（出力部）である。
【０２３４】
第４実施例の自動変速機用歯車変速装置（減速ダブルタイプ２という）は、図２５の左端部に減速装置としてのダブルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１を配置し、中央部にシングルピニオン型の第２遊星ギヤＧ２を配置し、右端部にダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３を配置した例である。そして、前記第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により、いわゆる、イシマル型遊星歯車列を構成している。
【０２３５】
第４実施例の自動変速機用歯車変速装置（減速ダブルタイプ２）の第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３との配置関係は、減速ダブルタイプ１の配置関係と同じである。そして、第１クラッチＣ１を第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２との間に配置し、第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２を第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３との間に配置し、第３ブレーキＢ３を第１遊星ギヤよりも外側に配置し、第３遊星ギヤＧ３の外側にはクラッチ・ブレーキを何も配置しないことで、出力部を、出力ギヤOutputに代えて、入力軸Inputと同軸上の出力軸Outputとした点である。なお、他の構成は、第３実施例の減速ダブルタイプ１と同様であるので説明を省略する。
【０２３６】
また、図２６〜図２９は第４実施例の自動変速機用歯車変速装置の各変速段でのトルクフローを示す図である。この図２６〜図２９においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。各変速段でのトルクフローは、第３実施例の減速ダブルタイプ１と同様であるので説明を省略する。
【０２３７】
さらに、第４実施例の自動変速機用歯車変速装置の効果は、第３実施例の自動変速機用歯車変速装置の効果と同様であるので説明を省略する。
【０２３８】
（第５実施例）
【０２３９】
まず、構成を説明する。
【０２４０】
第５実施例は、請求項１，４，７，９に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図３０は第５実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【０２４１】
図３０において、Ｇ１は第１遊星ギヤ、Ｇ２は第２遊星ギヤ、Ｇ３は第３遊星ギヤ、Ｍ１は第１連結メンバ、Ｍ２は第２連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ、Ｃ２は第２クラッチ、Ｃ３は第３クラッチ、Ｂ１は第１ブレーキ、Ｂ２は第２ブレーキ、Ｂ３は第３ブレーキ、Inputは入力軸（入力部）、Outputは出力軸（出力部）である。
【０２４２】
第５実施例の自動変速機用歯車変速装置（減速ダブルタイプ３という）は、図３０の左端部に減速装置としてのダブルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１を配置し、中央部にダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３を配置し、右端部にシングルピニオン型の第２遊星ギヤＧ２を配置した例である。そして、前記第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により、いわゆる、イシマル型遊星歯車列を構成している。
【０２４３】
第７実施例の自動変速機用歯車変速装置（減速ダブルタイプ３）の第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３との配置関係は、第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３とを入れ替えた点で減速ダブルタイプ１と配置関係が異なる。そして、第３ブレーキＢ３を第１遊星ギヤＧ１の外側に配置し、第３クラッチＣ３と第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２を第１遊星ギヤＧ１と第３遊星ギヤＧ３との間に配置し、第３遊星ギヤＧ３と第２遊星ギヤＧ２との間にはクラッチ・ブレーキを何も配置せず、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２を、第２遊星ギヤＧ２の外側に配置することで、出力部を、入力軸Inputと同軸の出力軸Outputとした点である。なお、他の構成は、減速ダブルタイプ１と同様であるので説明を省略する。
【０２４４】
また、図３１〜図３５は第５実施例の自動変速機用歯車変速装置の各変速段でのトルクフローを示す図である。この図３１〜図３５においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。各変速段でのトルクフローは、減速ダブルタイプ１と同様であるので説明を省略する。
【０２４５】
さらに、第５実施例の自動変速機用歯車変速装置の効果は、第３実施例の自動変速機用歯車変速装置の効果と同様であるので説明を省略する。
【０２４６】
（第６実施例）
【０２４７】
まず、構成を説明する。
【０２４８】
第６実施例は、請求項１，５，７，９に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図３６は第６実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【０２４９】
図３６において、Ｇ１は第１遊星ギヤ、Ｇ２は第２遊星ギヤ、Ｇ３は第３遊星ギヤ、Ｍ１は第１連結メンバ、Ｍ２は第２連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ、Ｃ２は第２クラッチ、Ｃ３は第３クラッチ、Ｂ１は第１ブレーキ、Ｂ２は第２ブレーキ、Ｂ３は第３ブレーキ、Inputは入力軸（入力部）、Outputは出力軸（出力部）である。
【０２５０】
第６実施例の自動変速機用歯車変速装置（減速ダブルタイプ４という）は、図３６の左端部に減速装置としてのダブルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１を配置し、中央部にダブルサンギヤ型の第２遊星ギヤＧ２を配置し、右端部にシングルピニオン型の第３遊星ギヤＧ３を配置した例である。そして、前記第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により、いわゆる、イシマル型遊星歯車列を構成している。
【０２５１】
前記第１遊星ギヤＧ１は、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、両ギヤS1,R1に噛み合う第１ダブルピニオンP1を支持する第１キャリヤPC1と、を有する減速装置であるダブルピニオン型遊星ギヤである。
【０２５２】
前記第２遊星ギヤＧ２は、２つの第２サンギヤS2及び第４サンギヤS4と、両サンギヤS2,S4の各々に噛み合う第２ピニオンP2を支持する第２キャリヤPC2及びセンターメンバCMと、前記第２ピニオンP2に噛み合う１つの第２リングギヤR2と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである。
【０２５３】
前記第３遊星ギヤＧ３は、第３サンギヤS3と、第３リングギヤR3と、両ギヤS3,R3に噛み合う第３ピニオンP3を支持する第３キャリヤPC3と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。
【０２５４】
前記入力軸Inputは、第１キャリヤPC1に連結され、前記出力軸Outputは、センターメンバCMに連結される。
【０２５５】
前記第１連結メンバＭ１は、第２サンギヤS2と第３サンギヤS3とを一体的に連結し、前記第２連結メンバＭ２は、第２キャリヤPC2と第３リングギヤR2とを一体的に連結する。
【０２５６】
前記第１クラッチＣ１は、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを選択的に断接する。前記第２クラッチＣ２は、第１リングギヤR1と第４サンギヤS4とを選択的に断接する。前記第３クラッチＣ３は、入力軸Inputと第３キャリヤPC3とを選択的に断接する。
【０２５７】
前記第１ブレーキＢ１は、第３キャリヤPC3の回転を選択的に停止させる。前記第２ブレーキＢ２は、第３サンギヤS3の回転を選択的に停止させる。前記第３ブレーキＢ３は、第１サンギヤS1の回転を選択的に停止させる。
【０２５８】
前記各クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３及び各ブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３には、図２（ａ）の締結作動表に示すように、前進７速後退１速の各変速段にて締結圧（○印）や解放圧（無印）を作り出す図外の変速油圧制御装置（請求項１，５に記載の変速制御手段）が接続されている。
【０２５９】
次に、作用を説明する。
【０２６０】
［変速作用］
【０２６１】
図３７〜図４０は第６実施例の自動変速機用歯車変速装置の各変速段でのトルクフローを示す図であり、図３７〜図４０においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。
【０２６２】
なお、第６実施例装置での各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図は図２０に示す第３実施例装置の共線図と同じであるため図示を省略する。第６実施例装置の締結作動表は、図２に示す第１実施例装置の締結作動表と同じであるため図示を省略する。
【０２６３】
以下、前進７速後退１速の各変速段でのトルクフローについて説明する。
【０２６４】
〈１速〉
【０２６５】
１速は、図２（ａ）に示すように、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３の締結により得られる。
【０２６６】
この１速でのトルクフローは、図３７（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第２遊星ギヤＧ２（第４サンギヤS4を除く）と第３遊星ギヤＧ３にトルクが作用することになる。つまり、１速では、イシマル型遊星歯車列を構成する第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３がトルク伝達に関与する。
【０２６７】
〈２速〉
【０２６８】
２速は、図２（ａ）に示すように、１速での第１ブレーキＢ１を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する、つまり、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０２６９】
この２速でのトルクフローは、図３７（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２（第４サンギヤS4を除く）にトルクが作用することになる。
【０２７０】
〈３速〉
【０２７１】
３速は、図２（ａ）に示すように、２速での第２ブレーキＢ２を解放し、第２クラッチＣ２を締結すること、つまり、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０２７２】
この３速でのトルクフローは、図３８（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２（第２サンギヤS2を除く）にトルクが作用することになる。
【０２７３】
〈４速〉
【０２７４】
４速は、図２（ａ）に示すように、３速での第２クラッチＣ２を解放し、第３クラッチＣ３を締結すること、つまり、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０２７５】
この４速でのトルクフローは、図３８（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２（第４サンギヤS4を除く）と第３遊星ギヤＧ３にトルクが作用することになる。
【０２７６】
（５速）
【０２７７】
５速は、図２（ａ）に示すように、４速での第３ブレーキＢ３を解放し、第２クラッチＣ２を締結する、つまり、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３を締結することにより得られる。
【０２７８】
この５速でのトルクフローは、図３９（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と各メンバと、ハッチングで示す第３遊星ギヤＧ３にトルクが作用することになる。
【０２７９】
（６速）
【０２８０】
６速は、図２（ａ）に示すように、５速での第１クラッチＣ１を解放し、第３ブレーキＢ３を締結する、つまり、第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０２８１】
この６速でのトルクフローは、図３９（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１と第３遊星ギヤＧ３にトルクが作用することになる。
【０２８２】
（７速）
【０２８３】
７速は、図２（ａ）に示すように、６速での第２クラッチＣ２を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する、つまり、第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０２８４】
この７速でのトルクフローは、図３９（ｃ）に示す通りであり、太線で示す第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２と各メンバと、ハッチングで示す第３遊星ギヤＧ３にトルクが作用することになる。
【０２８５】
（後退１速）
【０２８６】
後退速は、図２（ａ）に示すように、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３を締結することにより得られる。
【０２８７】
この後退１速でのトルクフローは、図４０に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１と第３ブレーキＢ３と各メンバと、ハッチングで示す第１位遊星ギヤＧ１と第３遊星ギヤＧ３にトルクが作用することになる。
【０２８８】
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第６実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第１実施例の(1),(3),(5),(6)の効果、第３実施例の(7)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
【０２８９】
（９）第１の減速遊星ギヤメンバＰＣ１と、第２の減速遊星ギヤメンバＳ１と、第１リングギヤＲ１と、を有する減速装置であるダブルピニオン型の第１遊星ギヤＧ１と、第２サンギヤＳ２及び第４サンギヤＳ４と、両サンギヤＳ２，Ｓ４の各々に噛み合う第２ピニオンＰ２を支持する第２キャリヤＰＣ２及びセンターメンバＣＭと、前記第２ピニオンＰ２に噛み合う１つの第２リングギヤＲ２と、を有するダブルサンギヤ型の第２遊星ギヤＧ２と、第３サンギヤＳ３と、第３リングギヤＲ３と、両ギヤＳ３，Ｒ３に噛み合う第３ピニオンＰ３を支持する第３キャリヤＰＣ３と、を有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤＧ３と、第１の減速遊星ギヤメンバＰＣ１に連結される入力軸Ｉｎｐｕｔと、センターメンバＣＭに連結される出力軸Ｏｕｔｐｕｔと、第２サンギヤＳ２と第３サンギヤＳ３とを一体的に連結する第１連結メンバＭ１と、第２キャリヤＰＣ２と第３リングギヤＲ２とを一体的に連結する第２連結メンバＭ２と、第１リングギヤＲ１と第２リングギヤＲ２とを選択的に断接する第１クラッチＣ１と、第１リングギヤＲ１と第４サンギヤＳ４とを選択的に断接する第２クラッチＣ２と、入力軸Ｉｎｐｕｔと第３キャリヤＰＣ３とを選択的に断接する第３クラッチＣ３と、第３キャリヤＰＣ３の回転を選択的に停止させる第１ブレーキＢ１と、第３サンギヤＳ３の回転を選択的に停止させる第２ブレーキＢ２と、第２の減速遊星ギヤメンバＳ１の回転を選択的に停止させる第３ブレーキＢ３と、少なくとも前進７速で後退１速を得る変速油圧制御装置と、を設けたため、下記に列挙する特有の効果を得ることができる（請求項５に対応）。
(i)大きなトルクが作用する１速及び２速において、第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により構成されるイシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。
(ii)２速において、トルク循環が無くなるため、２速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
(iii)ＦＲ車の自動変速機に適用するにあたって、ダブルサンギヤ型の第２遊星ギヤＧ２の内側を通るメンバの数を１つにしたレイアウトに設定することができ、イシマル型遊星歯車列を小型化することが可能であり、変速装置のコンパクト化が達成できる。
(iv)最高段である７速においてシングルピニオン型の第３遊星ギヤＧ３でトルクを伝達するので、ギヤ噛み合い率が向上し、振動騒音上有利となる。
(v)第３ブレーキＢ３を解放し、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２の締結により第２リングギヤＲ２と第２サンギヤＳ２を一体に回転することで、５速を直結変速段とすることができ、トルク伝達効率が向上し、燃費の向上に寄与することができる。
【０２９０】
（第７実施例）
【０２９１】
まず、構成を説明する。
第７実施例は、請求項１，２，６，８に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、第１実施例装置（減速シングルタイプ１）の第３遊星ギヤＧ３を段付きピニオンにした例（減速シングルタイプ１＋段付きピニオンタイプ）である。
【０２９２】
図４１（ａ）は、第１実施例装置（減速シングルタイプ１）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の大径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０２９３】
図４１（ｂ）は、第１実施例装置（減速シングルタイプ１）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の小径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０２９４】
図４２（ａ）は、第１実施例装置（減速シングルタイプ１）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3に噛み合う部分が小径で第４サンギヤS4に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の小径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０２９５】
図４２（ｂ）は、第１実施例装置（減速シングルタイプ１）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3に噛み合う部分が小径で第４サンギヤS4に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の大径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０２９６】
なお、他の構成は第１実施例と同様であるので説明を省略する。
【０２９７】
次に、作用を説明する。
【０２９８】
図４３は図４１に示す第７実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図、図４４は図４２に示す第７実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
【０２９９】
第１実施例と比較すると、第７実施例では、第２，第３サンギヤS2,S3の回転数と第４サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図４３の共線図と図４４の共線図とでは、第２，第３サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第４サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
【０３００】
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第７実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第１実施例の効果（(5)の効果を除く）に加え、下記の効果を得ることができる。
【０３０１】
（１０）ダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３を、異なる歯数を有する２つのサンギヤＳ３，Ｓ４と、該２つのサンギヤＳ３，Ｓ４の各々に噛み合う歯数の異なる第３段付きピニオンＰ３と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、２速及び最高速段の変速比の自由度が増える（請求項８に対応）。
【０３０２】
（第８実施例）
【０３０３】
まず、構成を説明する。
第８実施例は、請求項１，４，７，８に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、第８実施例は第３実施例装置（減速ダブルタイプ１）の第３遊星ギヤＧ３を段付きピニオンにした例（減速ダブルタイプ１＋段付きピニオンタイプ）である。
【０３０４】
図４５（ａ）は、第３実施例装置（減速ダブルタイプ１）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の大径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３０５】
図４５（ｂ）は、第３実施例装置（減速ダブルタイプ１）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の小径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３０６】
図４５（ｃ）は、第３実施例装置（減速ダブルタイプ１）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第４サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第３サンギヤS3に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の小径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３０７】
図４５（ｄ）は、第３実施例装置（減速ダブルタイプ１）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第４サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第３サンギヤS3に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の大径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３０８】
なお、他の構成は第５実施例と同様であるので説明を省略する。
【０３０９】
次に、作用を説明する。
【０３１０】
図４６は図４５（ａ），（ｂ）に示す第８実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図、図４７は図４５（ｃ），（ｄ）に示す第８実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
【０３１１】
第３実施例と比較すると、第８実施例では、第２，第３サンギヤS2,S3の回転数と第４サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図４６の共線図と図４７の共線図とでは、第２，第３サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第４サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
【０３１２】
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第８実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第３実施例の効果（(5)の効果を除く）に加え、ダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３を、異なる歯数を有する２つのサンギヤS3,S4と、該２つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第３段付きピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、２速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
【０３１３】
（第９実施例）
【０３１４】
まず、構成を説明する。
第９実施例は、請求項１，４，７，８に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、第９実施例は第４実施例装置（減速ダブルタイプ２）の第３遊星ギヤＧ３を段付きピニオンにした例（減速ダブルタイプ２＋段付きピニオンタイプ）である。
【０３１５】
図４８（ａ）は、第４実施例装置（減速ダブルタイプ２）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3に噛み合う部分が小径で第４サンギヤS4に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の大径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３１６】
図４８（ｂ）は、第４実施例装置（減速ダブルタイプ２）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3に噛み合う部分が小径で第４サンギヤS4に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の小径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３１７】
図４８（ｃ）は、第４実施例装置（減速ダブルタイプ２）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第３サンギヤS3に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の小径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３１８】
図４８（ｄ）は、第４実施例装置（減速ダブルタイプ２）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第３サンギヤS3に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の大径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３１９】
なお、他の構成は第４実施例と同様であるので説明を省略する。
【０３２０】
次に、作用を説明する。
【０３２１】
図４９は図４８（ａ），（ｂ）に示す第１４実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図、図５０は図４８（ｃ），（ｄ）に示す第９実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
【０３２２】
第４実施例と比較すると、第９実施例では、第２，第３サンギヤS2,S3の回転数と第４サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図４９の共線図と図５０の共線図とでは、第２，第３サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第４サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
【０３２３】
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第９実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第４実施例の効果（(5)の効果を除く）に加え、ダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３を、異なる歯数を有する２つのサンギヤS3,S4と、該２つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第３段付きピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、２速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
【０３２４】
（第１０実施例）
【０３２５】
まず、構成を説明する。
第１０実施例は、請求項１，４，７，８に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、第１０実施例は第５実施例装置（減速ダブルタイプ３）の第３遊星ギヤＧ３を段付きピニオンにした例（減速ダブルタイプ３＋段付きピニオンタイプ）である。
【０３２６】
図５１（ａ）は、第５実施例装置（減速ダブルタイプ３）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の小径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３２７】
図５１（ｂ）は、第５実施例装置（減速ダブルタイプ３）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第３サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の大径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３２８】
図５１（ｃ）は、第５実施例装置（減速ダブルタイプ３）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第３サンギヤS3に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の大径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３２９】
図５１（ｄ）は、第５実施例装置（減速ダブルタイプ３）の第３サンギヤS3と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第３ピニオンP3を、第４サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第３サンギヤS3に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第３段付きピニオンP3とし、第３段付きピニオンP3の小径部分に第３リングギヤR3を噛み合わせた例である。
【０３３０】
なお、他の構成は第５実施例と同様であるので説明を省略する。
【０３３１】
次に、作用を説明する。
【０３３２】
図５２は図５１（ａ），（ｂ）に示す第１５実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図、図５３は図５１（ｃ），（ｄ）に示す第１０実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
【０３３３】
第５実施例と比較すると、第１０実施例では、第２，第３サンギヤS2,S3の回転数と第４サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図５２の共線図と図５３の共線図とでは、第２，第３サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第４サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
【０３３４】
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第１０実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第５実施例の効果（(5)の効果を除く）に加え、ダブルサンギヤ型の第３遊星ギヤＧ３を、異なる歯数を有する２つのサンギヤS3,S4と、該２つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第３段付きピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、２速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
【０３３５】
（第１１実施例）
【０３３６】
まず、構成を説明する。
第１１実施例は、請求項１，５，７，８に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、第１１実施例は第６実施例装置（減速ダブルタイプ４）の第２遊星ギヤＧ２を段付きピニオンにした例（減速ダブルタイプ４＋段付きピニオンタイプ）である。
【０３３７】
図５４（ａ）は、第６実施例装置（減速ダブルタイプ４）の第２サンギヤS2と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第２ピニオンP2を、第４サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第２サンギヤS2に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第２段付きピニオンP2とし、第２段付きピニオンP2の大径部分に第２リングギヤR2を噛み合わせた例である。
【０３３８】
図５４（ｂ）は、第６実施例装置（減速ダブルタイプ４）の第２サンギヤS2と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第２ピニオンP2を、第４サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第２サンギヤS2に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第２段付きピニオンP2とし、第２段付きピニオンP2の小径部分に第２リングギヤR2を噛み合わせた例である。
【０３３９】
図５４（ｃ）は、第６実施例装置（減速ダブルタイプ４）の第２サンギヤS2と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第２ピニオンP2を、第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第２サンギヤS2に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第２段付きピニオンP2とし、第２段付きピニオンP2の小径部分に第２リングギヤR2を噛み合わせた例である。
【０３４０】
図５４（ｄ）は、第６実施例装置（減速ダブルタイプ４）の第２サンギヤS2と第４サンギヤS4の歯数を異ならせ、第２ピニオンP2を、第４サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第２サンギヤS2に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第２段付きピニオンP2とし、第２段付きピニオンP2の大径部分に第２リングギヤR2を噛み合わせた例である。
【０３４１】
なお、他の構成は第６実施例と同様であるので説明を省略する。
【０３４２】
次に、作用を説明する。
【０３４３】
図５５は図５４（ａ），（ｂ）に示す第１１実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図、図５６は図５４（ｃ），（ｄ）に示す第１１実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
【０３４４】
第６実施例と比較すると、第１１実施例では、第２，第３サンギヤS2,S3の回転数と第４サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図５５の共線図と図５６の共線図とでは、第２，第３サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第４サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
【０３４５】
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第１１実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第６実施例の効果（(5)の効果を除く）に加え、ダブルサンギヤ型の第２遊星ギヤＧ２を、異なる歯数を有する２つのサンギヤS2,S4と、該２つのサンギヤS2,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第２段付きピニオンP2と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、２速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
【０３４６】
以上、本発明の自動変速機用歯車変速装置を第１実施例〜第１１実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に記載された本発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。例えば、第１及び第２実施例において、減速装置である第１遊星ギヤＧ１は、入力部と連結する第１の減速遊星ギヤメンバとして第１リングギヤR1、第３ブレーキB3に連結する第２の減速遊星ギヤメンバとして第１サンギヤS1の例を使って説明してきたが、第１サンギヤS1を入力部に連結させて第１の減速遊星ギヤメンバとし、第１リングギヤR1を第２の減速遊星ギヤメンバとしたものでもよい。同様に、第３及び第４実施例において、第１サンギヤS1を入力部に連結して第１の減速遊星ギヤメンバとし、第１ピニオンキャリヤPC1を第３ブレーキに連結して第２の減速遊星ギヤメンバとしたものでもよい。また、本発明に係る自動変速機用歯車変速装置は、変速段の多段化要求がある車両の変速装置として有用であり、特に、駆動源としてエンジンやモータが搭載された自動車の駆動源出力軸に接続される自動変速機の歯車変速部に用いるのに適している。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【図２】第１実施例の自動変速機用歯車変速装置の締結表である。
【図３】第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における共線図である。
【図４】第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における１速、２速、３速のトルクフロー図である。
【図５】第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における４速、５速のトルクフロー図である。
【図６】第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における６速、７速のトルクフロー図である。
【図７】第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退１速のトルクフロー図である。
【図８】ラビニオ型複合遊星歯車列を用いた自動変速機用歯車変速装置における２速でのトルク循環説明図である。
【図９】シンプソン型遊星歯車列とラビニオ型複合遊星歯車列とでの１速におけるトルク伝達経路を示す図である。
【図１０】キャリヤ入力よりもリングギヤ入力が有利であることの説明図である。
【図１１】シンプソン型遊星歯車列の場合にオーバードライブ変速段を得るキャリヤ入力が実現できないことの説明図とダブルサンギヤ型遊星ギヤが５つのメンバを持つことの説明図である。
【図１２】第２実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【図１３】第２実施例の自動変速機用歯車変速装置における１速のトルクフロー図である。
【図１４】第２実施例の自動変速機用歯車変速装置における２速のトルクフロー図である。
【図１５】第２実施例の自動変速機用歯車変速装置における３速のトルクフロー図である。
【図１６】第２実施例の自動変速機用歯車変速装置における４速のトルクフロー図である。
【図１７】第２実施例の自動変速機用歯車変速装置における５速、６速、７速のトルクフロー図である。
【図１８】第２実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退１速のトルクフロー図である。
【図１９】第３実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【図２０】第３実施例の自動変速機用歯車変速装置における共線図である。
【図２１】第３実施例の自動変速機用歯車変速装置における１速、２速、３速のトルクフロー図である。
【図２２】第３実施例の自動変速機用歯車変速装置における４速、５速のトルクフロー図である。
【図２３】第３実施例の自動変速機用歯車変速装置における６速、７速のトルクフロー図である。
【図２４】第３実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退１速のトルクフロー図である。
【図２５】第４実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【図２６】第４実施例の自動変速機用歯車変速装置における１速、２速のトルクフロー図である。
【図２７】第４実施例の自動変速機用歯車変速装置における３速、４速のトルクフロー図である。
【図２８】第４実施例の自動変速機用歯車変速装置における５速、６速、７速のトルクフロー図である。
【図２９】第４実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退１速のトルクフロー図である。
【図３０】第５実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【図３１】第５実施例の自動変速機用歯車変速装置における１速のトルクフロー図である。
【図３２】第５実施例の自動変速機用歯車変速装置における２速のトルクフロー図である。
【図３３】第５実施例の自動変速機用歯車変速装置における３速、４速のトルクフロー図である。
【図３４】第５実施例の自動変速機用歯車変速装置における５速、６速、７速のトルクフロー図である。
【図３５】第５実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退１速のトルクフロー図である。
【図３６】第６実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
【図３７】第６実施例の自動変速機用歯車変速装置における１速、２速のトルクフロー図である。
【図３８】第６実施例の自動変速機用歯車変速装置における３速、４速のトルクフロー図である。
【図３９】第６実施例の自動変速機用歯車変速装置における５速、６速、７速のトルクフロー図である。
【図４０】第６実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退１速のトルクフロー図である。
【図４１】第７実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
【図４２】第７実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
【図４３】図４１は図４２に示す第７実施例装置における共線図である。
【図４４】図４２に示す第７実施例装置における共線図である。
【図４５】第８実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
【図４６】図４５(a),(b)に示す第８実施例装置における共線図である。
【図４７】図４５(c),(d)に示す第８実施例装置における共線図である。
【図４８】第９実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
【図４９】図４８(a),(b)に示す第９実施例装置における共線図である。
【図５０】図４８(c),(d)に示す第９実施例装置における共線図である。
【図５１】第１０実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
【図５２】図５１(a),(b)に示す第１０実施例装置における共線図である。
【図５３】図５１(c),(d)に示す第１５実施例装置における共線図である。
【図５４】第１１実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
【図５５】図５４(a),(b)に示す第１１実施例装置における共線図である。
【図５６】図５４(c),(d)に示す第１１実施例装置における共線図である。
【符号の説明】
Ｃ１ 第１クラッチ
Ｃ２ 第２クラッチ
Ｃ３ 第３クラッチ
Ｂ１ 第１ブレーキ
Ｂ２ 第２ブレーキ
Ｂ３ 第３ブレーキ
Ｇ１ 第１遊星ギヤ
Ｇ２ 第２遊星ギヤ
Ｇ３ 第３遊星ギヤ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention includes an input unit, three sets of planetary gears, three clutches, three brakes, and an output unit. The three clutches and three brakes, which are transmission elements, are appropriately engaged / The present invention relates to a gear transmission for an automatic transmission that obtains at least seven forward speeds and one reverse speed by releasing.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, an input shaft, a pair of double pinion type planetary gears, a compound planetary gear train (hereinafter referred to as a Rabinio type compound planetary gear train) in which a sun gear is engaged with each double pinion, three clutches, and three brakes. And an output shaft, and a gear for an automatic transmission that obtains a shift speed of 7 forward speeds and 1 reverse speed or more by appropriately engaging and releasing three clutches and three brakes as transmission elements. As the transmission, for example, the one described in Patent Document 1 has been proposed.
[0003]
[Patent Document 1]
German patent DE 100 43 510 A1 (Fig1).
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
  However, the gear transmission employing this Ravinio compound planetary gear train has the problems listed below.
(i)The maximum torque (first speed) of the gear train is handled by the double pinion planetary gear on one side of the Ravigneaux type planetary gear train, which is disadvantageous in terms of strength.
(ii)The torque increased by a pair of double pinion type planetary gears as a reduction gear is input from the sun gear of the Ravigneaux type planetary gear train at the 1st to 4th speeds, so the tangential force is greater than the ring gear input. This is disadvantageous in terms of gear strength, gear life, carrier rigidity, and the like.
(iii)By ensuring both the strength (gear strength and gear life) of the Ravinio compound planetary gear train at the first speed and the improvement of the gear strength, gear life, carrier rigidity, etc. of the Ravinio compound planetary gear train, It is necessary to increase the size of the Ravigneaux type planetary gear train. As a result, the automatic transmission is increased in size.
(iv)In the second speed, torque circulation occurs in the Ravigneaux type compound planetary gear train, and in the second speed where torque circulation occurs, the fuel efficiency deteriorates due to a decrease in transmission efficiency.
The present invention has been made paying attention to the above-mentioned problems, such as a gear train strength advantage, gear strength, gear life and other advantages, fuel efficiency improvement, coaxial arrangement of the input portion and the output portion, To provide a gear transmission for an automatic transmission that can increase the degree of freedom in selecting a gear ratio as compared with the case of using a Ravigneaux type compound planetary gear train while simultaneously achieving downsizing of the automatic transmission. Objective.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
  In the first aspect of the present invention, the input unit for inputting the rotation from the driving source, the output unit for outputting the rotated rotation, the three sets of planetary gears, and the plurality of rotating elements are integrally connected. Multiple members,SaidInput section,SaidOutput section,SaidMembers andSaidThree clutches arranged between the rotating elements of the three sets of planetary gears, selectively connected and disconnected, and three brakes for selectively fixing, the three clutches,SaidIn a gear transmission for an automatic transmission having shift control means for obtaining at least seven forward speeds and one reverse speed by appropriately engaging and releasing three brakes, a set of planetary gears among the three planetary gears. Is a reduction gear that decelerates the input rotation, and among the remaining two sets of planetary gears, one set of planetary gears is arranged between two sun gears, a pinion that meshes with each of the two sun gears, and the two sun gears. And a double sun gear planetary gear having a carrier having a center member for inputting or outputting rotation and one ring gear meshing with the pinion, wherein the planetary gear serving as the reduction device is the first planetary gear, the double gear. When the sun gear type planetary gear is a third planetary gear and the remaining planetary gears are second planetary gears, the first planetary gear is a first reduction planetary gear connected to the input unit. A second reduction planetary gear member that can be selectively stopped by being connected to a third brake, and a third reduction planetary gear member that outputs reduced rotation when the second reduction planetary gear member is stopped, The second planetary gear and the third planetary gear are:SaidWith the rotating member of the second planetary gearSaidA planetary gear set comprising five rotating members including a connecting member that integrally connects the rotating members of the third planetary gear;
A first rotating member that includes one sun gear of the third planetary gear and that is coupled to a second brake capable of selectively stopping (fixing) the sun gear; and the other sun gear of the third planetary gear, And beforeNo.A third rotating member connected to a second clutch capable of selectively connecting and disconnecting the three reduction planetary gear members, a third rotating member including the connecting member and connected to the output portion,No.A fourth rotating member coupled to a first clutch capable of selectively connecting and disconnecting one reduction planetary gear member and a first brake capable of selectively stopping (fixing);No.A fifth rotating member that is coupled to a first clutch capable of selectively connecting and disconnecting the three reduction planetary gear members, and the first clutchSaidWith the first brakeSaid1st speed by engaging the 3rd brake,SaidWith the first clutchSaidWith the second brakeSaid2nd speed by engaging the 3rd brake,SaidWith the first clutchSaidWith the second clutchSaid3rd speed by third brake,SaidWith the first clutchSaidWith the third clutchSaid4th speed by engaging the third brake,SaidWith the first clutchSaidWith the second clutchSaid5-speed by engaging the third clutch,SaidWith the second clutchSaidWith the third clutchSaid6th speed by third brake,SaidWith the third clutchSaidWith the third brakeSaid7th speed by engaging the second brake,SaidWith the second clutchSaidWith the first brakeSaidThe above problem has been solved by providing a shift control means for obtaining a reverse speed by at least 7 forward speeds by setting the reverse speed by engaging the third brake.
[0006]
[Action and effect of the invention]
That is, the present invention basically uses a gear train that is a combination of two single-pinion type planetary gears without using a Ravigneaux type compound planetary gear train as a gear train that is combined with a set of planetary gears, and has three clutches. In the automatic transmission gear transmission having shift control means for obtaining at least seven forward speeds and one reverse speed by appropriately engaging and releasing the three brakes, one of the three planetary gears, The gear is a reduction device that constantly decelerates input rotation, and of the remaining two planetary gears, one set of planetary gears includes two sun gears, a pinion that meshes with each of the two sun gears, and the two sun gears. And a carrier having a center member for inputting or outputting rotation, and one ring gear meshing with the pinion. And a gear.
[0007]
This double sun gear type planetary gear has the same basic gear performance as the single pinion type planetary gear, but (sun gear to two members) + (ring gear to one member) + (carrier to axial and radial directions) 2 members) = 5 members, the number of members is larger than that of the single pinion type planetary gear, which is three members.
[0008]
Therefore, in order to distinguish from “Rabinio type compound planetary gear train” which is a compound planetary gear train in which a sun gear is engaged with a double pinion, and “Simpson type planetary gear train” which is a combination of two single pinion type planetary gears. A gear train combining a single pinion type planetary gear and a double sun gear type planetary gear is named “Ishimaru type planetary gear train” with reference to the inventor's name.
[0009]
As described above, since a set of planetary gears and an isimal type planetary gear train whose basic performance is similar to that of the Simpson type planetary gear train are combined, a ring gear input is possible, and the planetary gear has a strength advantage. And the advantages such as the gear strength of the planetary gear and the gear life due to the fact that the first-speed torque flow can be shared through all members.
[0010]
In addition, since the isimal type planetary gear train is used as the remaining two sets of planetary gears, and the Ravigneaux type compound planetary gear train is not used, the fuel efficiency can be improved by the high transmission efficiency without torque circulation in the second speed. it can.
[0011]
Furthermore, since the double sun gear type planetary gear having the center member disposed between the two sun gears is used as one set of the planetary gears of the remaining two sets of planetary gears (ishimal type planetary gear train), the overdrive speed stage The input path to the carrier that achieves the above is established, and the coaxial arrangement of the input part and the output part suitable for the automatic transmission of the automobile can be achieved.
[0012]
  In addition, when setting the gear ratio (= number of sun gear teeth / number of ring gear teeth), considering the condition that the gear ratio range is generally applicable and the interstage ratio is smaller at higher speeds, the isimal type The planetary gear train can be applied with a wider gear ratio range and the gear ratio can be selected more freely than the Ravigneaux type planetary gear train.In addition, high fuel efficiency can be improved by eliminating torque circulation at the second speed. Further, it is possible to provide a direct gear shift stage with the fifth speed by releasing the third brake, which improves torque transmission efficiency and contributes to fuel efficiency.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, first to eleventh embodiments for realizing a gear transmission for an automatic transmission according to the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0014]
(First embodiment)
[0015]
First, the configuration will be described.
[0016]
  The first embodiment is described in claims 1, 2, and 2.6,9FIG. 1 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
[0017]
In FIG. 1, G1 is a first planetary gear, G2 is a second planetary gear, G3 is a third planetary gear, M1 is a first connecting member, M2 is a second connecting member, C1 is a first clutch, and C2 is a second clutch. , C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, B3 is a third brake, Input is an input shaft (input unit), and Output is an output gear (output unit).
[0018]
The automatic transmission gear transmission (referred to as a single reduction type 1) of the first embodiment has a single pinion type first planetary gear G1 as a reduction gear disposed at the left end of FIG. 1, and a single pinion type at the center. The second planetary gear G2 is arranged, and a double sun gear type third planetary gear G3 is arranged at the right end. The second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constitute a so-called isimal planetary gear train.
[0019]
The first planetary gear G1 has a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 that supports a first pinion P1 that meshes with both gears S1 and R1, and is a single pinion planetary as a speed reducer. It is a gear.
[0020]
The second planetary gear G2 is a single pinion type planetary gear having a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 supporting a second pinion P2 meshing with both the gears S2, R2.
[0021]
The third planetary gear G3 includes two third sun gears S3 and a fourth sun gear S4, a third pinion P3 that meshes with each of the third and fourth sun gears S3 and S4, and an axial direction that supports the third pinion P3. A third carrier PC3, a center member CM connected to the third carrier PC3 and disposed between the sun gears S3 and S4, and a third ring gear R3 meshing with the third pinion P3. It is a double sun gear type planetary gear. The center member CM is coupled to the third carrier PC3 at a spatial position with a plurality of third pinions P3 adjacent on the circumference of the third carrier PC3.
[0022]
The input shaft Input is connected to the first ring gear R1 and inputs a rotational driving force from an unillustrated engine as a drive source via a torque converter or the like.
[0023]
The output gear Output is connected to the second carrier PC2, and transmits the output rotational driving force to the drive wheels via a final gear or the like not shown.
[0024]
The first connecting member M1 is a member that integrally connects the second sun gear S2 and the third sun gear S3.
[0025]
The second connecting member M2 is a member that integrally connects the second carrier PC2 and the third ring gear R3.
[0026]
The first clutch C1 is a clutch that selectively connects and disconnects the first carrier PC1 and the second ring gear R2.
[0027]
The second clutch C2 is a clutch that selectively connects and disconnects the first carrier PC1 and the second sun gear S2.
[0028]
The third clutch C3 is a clutch that selectively connects and disconnects the input shaft Input and the center member CM.
[0029]
The first brake B1 is a brake that selectively stops the rotation of the third carrier PC3.
[0030]
The second brake B2 is a brake that selectively stops the rotation of the fourth sun gear S4.
[0031]
The third brake B3 is a brake that selectively stops the rotation of the first sun gear S1.
[0032]
The clutches C1, C2, C3 and the brakes B1, B2, B3, as shown in the engagement operation table of FIG. ) And release pressure (no mark) are connected to an unillustrated shift hydraulic pressure control device (shift control means). Note that a hydraulic control type, an electronic control type, a hydraulic pressure + electronic control type, and the like are employed as the transmission hydraulic pressure control device.
[0033]
Next, the operation will be described.
[0034]
[Shifting action]
[0035]
FIG. 2 is a diagram showing a fastening operation table of forward 7-speed reverse 1-speed in the automatic transmission gear transmission of the first embodiment, and FIG. 3 is forward 7-speed in the automatic transmission gear transmission of the first embodiment. FIG. 4 to FIG. 7 are diagrams showing the forward speed of the seventh forward speed and the reverse speed of the first gear in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment. It is a figure which shows the torque flow of. In FIG. 3, the bold line is a collinear diagram of the first planetary gear G1, and the middle line is a collinear diagram of the Ishimaru planetary gear train. 4 to 7, the torque transmission path of the clutch / brake member is indicated by a thick line, and the torque transmission path of the gear is indicated by hatching. Hereinafter, the shifting operation at each of the forward speed, the seventh speed, and the first speed will be described.
[0036]
<First gear>
[0037]
As shown in FIG. 2A, the first speed is obtained by engaging the first clutch C1, the first brake B1, and the third brake B3.
[0038]
At the first speed, the first planetary gear G1 outputs the reduced rotation from the first planetary gear G1 by engaging the third brake B3, and the second planetary gear G2 outputs the first clutch C1 by engaging the first clutch C1. Reduced rotation from the planetary gear G1 is input to the second ring gear R2.
[0039]
On the other hand, in the third planetary gear G3, since the third carrier PC3 is fixed to the case by the engagement of the first brake B1, the rotation of the third sun gear S3 is the rotation of the output rotation from the third ring gear R3. The direction is reduced and rotated in the reverse direction. The rotation of the third sun gear S3 is transmitted to the second sun gear S2 of the second planetary gear G2 via the first connecting member M1.
[0040]
Therefore, in the second planetary gear G2, a forward reduced rotation is input from the second ring gear R2, and a reverse reduced rotation is input from the second sun gear S2, so that the reduced rotation from the second ring gear R2 is input. The rotation further decelerated is output from the second carrier PC2 to the output gear Output after passing through the second connecting member M2.
[0041]
That is, as shown in the nomogram of FIG. 3, the first speed is applied to the second ring gear R2 by applying the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the reduced rotation from the first planetary gear G1. It is defined by a line connecting the engagement point of the first clutch C1 to be rotated and the engagement point of the first brake B1 that stops the rotation of the third carrier PC3, and the rotation input from the input shaft Input is decelerated and output. Output from Gear Output.
[0042]
The torque flow at the first speed is as shown in FIG. 4 (a). The first clutch C1, the first brake B1, the third brake B3, each member indicated by a thick line, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. The torque acts on the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 (excluding the fourth sun gear S4). That is, at the first speed, the first planetary gear G1, the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constituting the isimal planetary gear train are involved in torque transmission.
[0043]
<Second gear>
[0044]
In the second speed, as shown in FIG. 2A, the first brake B1 at the first speed is released and the second brake B2 is engaged, that is, the first clutch C1, the second brake B2, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0045]
In the second speed, the first planetary gear G1 outputs the reduced rotation from the first planetary gear G1 by engaging the third brake B3, and the second planetary gear G2 outputs the first clutch C1 by engaging the first clutch C1. Reduced rotation from the planetary gear G1 is input to the second ring gear R2.
[0046]
On the other hand, in the third planetary gear G3, the fourth sun gear S4 is fixed to the case by the engagement of the second brake B2, so that the third sun gear S3 connected by the third pinion P3 is fixed. The second sun gear S2, which is connected to the third sun gear S3 via the first connecting member M1, is fixed to the case.
[0047]
Therefore, in the second planetary gear G2, the forward reduced rotation is input from the second ring gear R2, and the second sun gear S2 is fixed, and the reduced rotation from the second ring gear R2 is further reduced. The second carrier PC2 passes through the second connecting member M2 and is output to the output gear Output.
[0048]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 3, the second speed is applied to the second ring gear R2 by applying the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the decelerated rotation from the first planetary gear G1. Rotation input from the input shaft Input is decelerated (1) defined by a line connecting the engagement point of the first clutch C1 to be rotated and the engagement point of the second brake B2 that stops the rotation of the fourth sun gear S4. Output from the output gear Output.
[0049]
The torque flow at the second speed is as shown in FIG. 4B. The first clutch C1, the second brake B2, the third brake B3, each member indicated by a thick line, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. In addition, torque acts on the second planetary gear G2. As for the third planetary gear G3, the unconstrained third pinion P3 only revolves around the fixed sun gears S3 and S4 with the output rotation of the third ring gear R3, and functions as a rotating member. It does not participate in torque transmission.
[0050]
<3rd speed>
[0051]
In the third speed, as shown in FIG. 2A, the second brake B2 in the second speed is released and the second clutch C2 is engaged, that is, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third brake. It is obtained by fastening B3.
[0052]
In the third speed, the first planetary gear G1 outputs the reduced rotation from the first planetary gear G1 by engaging the third brake B3, and the second planetary gear G2 outputs the first clutch C1 by engaging the first clutch C1. Reduced rotation from the planetary gear G1 is input to the second ring gear R2. At the same time, the reduced rotation is input to the second sun gear S2 of the second planetary gear G2 by the engagement of the second clutch C2.
[0053]
Therefore, in the second planetary gear G2, when the same reduced rotation is input from the second ring gear R2 and the second sun gear S2, the second carrier PC2 that rotates together with the two gears R2, S2 is connected to the second planetary gear G2. After passing through the member M2, the reduced rotation (= the reduced rotation of the first planetary gear G1) is output to the output gear Output.
[0054]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 3, the third speed is obtained by inputting the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the decelerated rotation from the first planetary gear G1 to the second ring gear R2. The input is defined by a line connecting the engagement point of the first clutch C1 to be rotated and the engagement point of the second clutch C2 to be the rotation rotation input from the first planetary gear G1 to the second sun gear S2. The rotation input from the shaft Input is decelerated (= reduction ratio of the first planetary gear G1) and output from the output gear Output.
[0055]
The torque flow at the third speed is as shown in FIG. 4 (c). The first clutch C1, the second clutch C2, the third brake B3, each member indicated by thick lines, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. And torque acts on the second planetary gear G2. That is, the third planetary gear G3 is not involved in torque transmission at all.
[0056]
<4th speed>
[0057]
In the fourth speed, as shown in FIG. 2A, the second clutch C2 at the third speed is released and the third clutch C3 is engaged, that is, the first clutch C1, the third clutch C3, and the third brake. It is obtained by fastening B3.
[0058]
At the fourth speed, the first planetary gear G1 outputs the reduced rotation from the first planetary gear G1 by engaging the third brake B3, and the second planetary gear G2 outputs the first clutch C1 by engaging the first clutch C1. Reduced rotation from the planetary gear G1 is input to the second ring gear R2.
[0059]
On the other hand, in the third planetary gear G3, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 via the center member CM by the engagement of the third clutch C3. Therefore, the rotation of the third sun gear S3 is increased more than the output rotation of the third ring gear R3, and the increased rotation of the third sun gear S3 is transmitted to the second sun gear S2 via the first connecting member M1. The
[0060]
Therefore, in the second planetary gear G2, the reduced speed rotation is input from the second ring gear R2 and the increased speed rotation is input from the second sun gear S2, and the reduced speed rotation from the second ring gear R2 is increased. (Slightly lower than the input rotation) is output from the second carrier PC2 to the output gear Output after passing through the second connecting member M2.
[0061]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 3, the fourth speed is applied to the second ring gear R2 with the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the reduced rotation from the first planetary gear G1. The rotation input from the input shaft Input is slightly defined by a line connecting the engagement point of the first clutch C1 to be rotated and the engagement point of the third clutch C3 to be the rotation of the third carrier PC3. Decelerate to output from the output gear Output.
[0062]
The torque flow at the fourth speed is as shown in FIG. 5 (a). The first clutch C1, the third clutch C3, the third brake B3, each member indicated by bold lines, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. The torque acts on the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0063]
(5-speed)
[0064]
As shown in FIG. 2A, the fifth speed releases the third brake B3 at the fourth speed and engages the second clutch C2, that is, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3. Can be obtained by fastening
[0065]
In the fifth speed, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 via the center member CM by the engagement of the third clutch C3. At the same time, the rotation from the first carrier PC1 decelerated by the first planetary gear G1 due to the engagement of the first clutch C1 and the second clutch C2 is transmitted via the second ring gear R2, the second sun gear S2, and the first connecting member M1. Input to the third sun gear S3.
[0066]
Therefore, in the third planetary gear G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the input rotation is also input to the third sun gear S3, so that the third planetary gear G3 rotates as a unit, The rotation is output from the third ring gear R3 to the output gear Output after passing through the second connecting member M2.
[0067]
That is, for the fifth speed, as shown in the collinear diagram of FIG. 3, the engagement point of the third clutch C3 that uses the rotation of the third carrier PC3 as an input rotation, the second ring gear R2, and the second sun gear S2 are integrated. The rotation input from the input shaft Input is output as it is from the output gear Output (direct connection stage) as defined by a line connecting the engagement points of the first clutch C1 and the second clutch C2 that rotate.
[0068]
The torque flow at the fifth speed is as shown in FIG. 5 (b). The third clutch C3, the fourth clutch C4, each member indicated by bold lines, and the third planetary gear G3 (fourth sun gear S4 indicated by hatching). Torque).
[0069]
(6-speed)
[0070]
As shown in FIG. 2 (a), the sixth speed releases the first clutch C1 at the fifth speed and engages the third brake C3, that is, the second clutch C2, the third clutch C3, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0071]
At the sixth speed, the first planetary gear G1 outputs the reduced rotation from the first planetary gear G1 by engaging the third brake B3, and the second clutch C2 engages the reduced rotation from the first planetary gear G1. It is input to the third sun gear S3 via the second sun gear S2 and the first connecting member M1. At the same time, due to the engagement of the third clutch C3, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 via the center member CM.
[0072]
Therefore, in the third planetary gear G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the decelerated rotation from the first planetary gear G1 is input to the third sun gear S3, which is faster than the input rotation. The rotation is output from the third ring gear R3 to the output gear Output after passing through the second connecting member M2.
[0073]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 3, the 6th speed is input to the third sun gear S3 with the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the reduced rotation from the first planetary gear G1. Rotation input from the input shaft Input is slightly defined by a line connecting the engagement point of the second clutch C2 to be rotated and the engagement point of the third clutch C3 to be the rotation of the third carrier PC3. And output from the output gear Output.
[0074]
The torque flow at the sixth speed is as shown in FIG. 6 (a). The second clutch C2, the third clutch C3, the third brake B3, each member indicated by a thick line, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. Thus, torque acts on the third planetary gear G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0075]
(7th gear)
[0076]
As shown in FIG. 2 (a), the seventh speed releases the second clutch C2 at the sixth speed and engages the second brake B2, that is, the third clutch C3, the second brake B2, and the third brake B3. Is obtained by fastening
[0077]
In the seventh speed, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 through the center member CM of the third planetary gear G3 by the engagement of the third clutch C3. Further, the fourth sun gear S4 of the third planetary gear G3 is fixed to the case by the engagement of the second brake B2. The first sun gear S1 is fixed by engaging the third brake, but is not involved in torque transmission.
[0078]
Therefore, in the third planetary gear G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the fourth sun gear S4 is fixed to the case, and the rotation that is faster than the input rotation is generated from the third ring gear R3. After passing through the second connecting member M2, it is output to the output gear Output.
[0079]
That is, in the seventh speed, as shown in the collinear diagram of FIG. 3, the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the engagement of the third clutch C3 that uses the rotation of the third carrier PC3 as the input rotation. This is defined by a line connecting the point and the engagement point of the second brake B2 that fixes the fourth sun gear S4 to the case. The rotation input from the input shaft Input is increased and output from the output gear Output.
[0080]
The torque flow at the seventh speed is as shown in FIG. 6 (b). The third clutch C3, the second brake B2, each member indicated by the thick line, and the third planetary gear G3 indicated by the hatching (the third sun gear S3). Torque).
[0081]
(Reverse 1st speed)
[0082]
As shown in FIG. 2A, the first reverse speed is obtained by engaging the second clutch C2, the first brake B1, and the third brake B3.
[0083]
At the first reverse speed, the reduced rotation from the first planetary gear G1 is output by the engagement of the third brake B3, and the reduced rotation from the first planetary gear G1 is performed by the engagement of the second sun gear S2 and the engagement of the second clutch C2. It is input to the third sun gear S3 via the first connecting member M1. On the other hand, the third carrier PC3 is fixed to the case by the engagement of the first brake B1.
[0084]
Therefore, in the third planetary gear G3, the forward decelerated rotation is input to the third sun gear S3, the third carrier PC3 is fixed to the case, and the decelerated reverse rotation is transmitted from the third ring gear R3 to the second connection. After passing through the member M2, it is output to the output gear Output.
[0085]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 3, the first reverse speed is obtained by applying the third brake B3, which decelerates the output rotation of the engine, and the reduced rotation from the first planetary gear G1 to the third sun gear S3. It is defined by a line connecting the engagement point of the second clutch C2 for input rotation and the engagement point of the first brake B1 for stopping the rotation of the third carrier PC3, and the rotation input from the input shaft Input is reversed. Decelerate and output from output gear Output.
[0086]
The torque flow at the first reverse speed is as shown in FIG. 7, and the second clutch C2, the first brake B1, the third brake B3, each member indicated by a thick line, the first planetary gear G1 indicated by hatching, and the first Torque acts on the three planetary gears G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0087]
[Advantages of comparison]
[0088]
The basic concept of the gear transmission for an automatic transmission according to the present invention is to establish at least seven forward speeds or more by three clutches and three brakes, and based on a planetary gear + Simpson type planetary gear train, but also a Simpson type planetary gear. The object of the present invention is to compensate for the problems of the gear train and to provide a gear transmission that exceeds the gear transmission by the planetary gear + Rabinio type compound planetary gear train. Hereinafter, the superiority will be described in comparison with a gear transmission employing a Simpson type planetary gear train or a Rabinio type compound planetary gear train.
[0089]
・ Characteristics of Simpson type planetary gear train
[0090]
  (i)In the Simpson type planetary gear train, the torque transmission flow at the first speed, which is the maximum torque, is shared through all the members as shown in FIG. 9A, which is advantageous in terms of strength.
[0091]
  (ii)Since the Simpson type planetary gear train is a ring gear input, the tangential force is about half that of the sun gear input, which is advantageous in terms of gear strength, gear life, carrier rigidity, and the like. That is, as shown in FIG. 10, when the same torque is input to the planetary gear, the tangential force of the ring gear input f is reduced to 1/2 to 1 / 2.5 compared to the sun gear input F.
[0092]
  (iii)In order to obtain the overdrive gear position, carrier input to the Simpson type planetary gear train is required. However, when the input shaft and the output shaft are provided coaxially, in the single pinion type planetary gear, FIG. As shown in FIG. 11, since the rotating member is limited to three members, the input path to the carrier is not established as shown by the dotted line in FIG.
[0093]
Therefore, in order to establish the input path to the carrier, it is necessary to provide the input shaft and the output shaft in parallel axes on different axes, and as a result, there is a problem that the size of the automatic transmission is increased.
[0094]
・ Problems of Rabinio type compound planetary gear train
[0095]
  Therefore, said(iii)In order to eliminate this problem, a gear transmission employing a Ravinio compound planetary gear train instead of a Simpson planetary gear train can achieve a coaxial arrangement between the input shaft and the output shaft, but is listed below. Have problems.
[0096]
  (v)As shown in FIG. 9B, the maximum torque (first speed) of the gear train is received by the double pinion planetary gear on one side of the Ravigneaux type compound planetary gear train, which is disadvantageous in terms of strength.
[0097]
  (vi)As shown in FIGS. 8 and 9 (b), the torque increased by a pair of single pinion planetary gears as a reduction gear is input from the sun gear of the Rabinio compound planetary gear train.(ii)For this reason, the tangential force becomes larger than the ring gear input, which is disadvantageous in terms of gear strength, gear life, carrier rigidity, and the like.
[0098]
  (vii)Rabinio type compound planetary gear trains need to be enlarged by securing the strength (gear strength and gear life) of the Ravinio type compound planetary gear trains at the first speed and improving the rigidity of the carrier. Increases the size of the automatic transmission.
[0099]
  (viii)In the second speed, as shown in FIG. 8, torque circulation occurs in the Ravigneaux type compound planetary gear train, and in the second speed where torque circulation occurs, the fuel efficiency deteriorates due to the decrease in transmission efficiency. Here, as shown in FIG. 8, the torque circulation is generated by branching the output torque (2,362) and the circulation torque (1.77) from the third ring gear R3. During the second speed, the third ring gear R3 and the second pinion P2 are internally circulated.
[0100]
・ Features of Ishimaru type planetary gear train
[0101]
The characteristics of the isimal type planetary gear train combining the single pinion type planetary gear and the double sun gear type planetary gear employed in the present invention will be described.
[0102]
(a) In order to obtain an overdrive gear stage, a carrier input is required. In the isimal type planetary gear train, while achieving the carrier input, an input unit and an output unit are provided in the same manner as in the ravinio type compound planetary gear train. Can be arranged coaxially. That is, as shown in FIG. 11C, the double sun gear type planetary gear constituting the isimal type planetary gear train is composed of (two members from the sun gear) + (one member from the ring gear) + (the axial direction and the diameter from the carrier). (2 members in the direction) = 5 members, and the number of members increases. In particular, the center member can input the radial direction from between the two sun gears, so that the high speed stage including the overdrive (the first gear) In the embodiment, the carrier input in which the sixth speed to the seventh speed) are established is achieved.
[0103]
(b) In the first planetary gear train, at the first speed at which the maximum torque acts on the gear train, as shown in FIG. 4 (a), the second planetary gear G2 and the third planetary gear constituting the ismal planetary gear train. Since it is handled by both G3 and the first-speed torque flow can be shared through all members, it is advantageous in terms of strength.
[0104]
(c) As shown in FIGS. 4 (a) and 4 (b), the torque increased by the pair of first planetary gears G1 as the speed reducer, for example, at the first speed and the second speed with a large transmission torque, Because it is input from the second ring gear R2 of the isimal type planetary gear train, the tangential force is smaller than the sun gear input Rabinio compound planetary gear train, which is advantageous in terms of gear strength, gear life, carrier rigidity, etc. ( It can be downsized).
[0105]
(d) Compared to the Ravinio type compound planetary gear train, the Ishimaru type planetary gear train is advantageous in terms of strength and advantageous in terms of gear strength, gear life, carrier rigidity, etc. Similarly, since the input portion and the output portion can be configured by coaxial arrangement, the gear transmission can be made compact, and the automatic transmission can be downsized.
[0106]
(e) As shown in FIG. 4B, in the second speed of the isimal type planetary gear train, there is no torque circulation, and the transmission efficiency is higher than that of the second speed of the Ravinio compound planetary gear train in which torque circulation occurs. Improves fuel efficiency. For example, a condition that the gear ratio α (= sun gear teeth number / ring gear teeth number) (α = 0.35 to 0.65), which is generally applicable, and the higher gear speed, which is said to be preferable, is smaller. , The transmission efficiency of the Ravigneaux-type compound planetary gear train at the second speed is 0.950 or 0.952, whereas the transmission efficiency of the second planetary gear train at the second speed is the same as that of the first planetary gear G1. The pinion type was 0.972, and the double pinion type was 0.968, which clearly showed high transmission efficiency.
[0107]
(f) The Ravinio compound planetary gear train has a restriction that the number of teeth of the ring gear is constant when setting the gear ratio α, so that it is generally applicable in the gear ratio range (α = 0.35 to 0.65), and Considering the condition that the step ratio is smaller as the high speed stage is said to be preferable, the ratio coverage (= first speed gear ratio / 7th gear ratio) that is an applicable speed ratio width is limited.
[0108]
On the other hand, compared to the Ravigneaux type planetary gear train, the Ishimaru type planetary gear train can be applied with an increased ratio coverage, and the gear ratio can be selected more freely.
[0109]
Incidentally, FIG. 2A shows an example of the gear ratios α1, α2, and α3 of the planetary gears G1, G2, and G3 and examples of the gear ratios at the respective gear speeds at that time.
[0110]
(g) In the Ishimaru type planetary gear train, the third brake B3 is deleted from the skeleton shown in FIG. 1 and combined with a transmission hydraulic pressure control device that achieves the engagement table shown in FIG. 6 forward speeds with a step ratio can be easily created without changing the basic design. That is, it can be said that the skeleton shown in FIG. 1 is a high-potential skeleton with a wide degree of freedom in selecting a gear ratio (a combination of either forward 6-speed or forward 7-speed or reverse 1-speed is possible). .
[0111]
Next, the effect will be described.
As described above, the effects described below can be obtained in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
[0112]
  (1). An input shaft Input for inputting rotation from the drive source, an output gear Output for outputting the rotated rotation, three sets of planetary gears G1, G2, and G3, and a plurality of integrally connecting a plurality of rotating elements Four clutches C1, C2 that are arranged between the members M1, M2 and the rotary elements of the input shaft Input, the output gear Output, the connecting members M1, M2 and the three sets of planetary gears G1, G2, G3, and selectively connect and disconnect. , C3 and two brakes B1, B2, B3 that are selectively fixed, and at least advancing by appropriately engaging and releasing the three clutches C1, C2, C3 and the three brakes B1, B2, B3 In the gear transmission for an automatic transmission having a shift control means for obtaining the seventh speed and the first reverse speed, a set of planetary gears G1 out of the three sets of planetary gears G1, G2, and G3 is connected to the input gear. And a deceleration device for decelerating a of the remaining two sets of planetary gears G2, G3, a pair of planetary gears G3, SaGear S3, S4,ThePinion P3 meshing with each of the gears S3, S4, and the frontRecordA double sun gear planetary gear having a third carrier PC3 having a center member CM arranged between the gears S3 and S4 and having a center member CM for inputting or outputting rotation and one ring gear R3 meshing with the pinion P3. The effects listed in (1) can be achieved together (corresponding to claim 1).
(i)The isimal gear train composed of two sets of planetary gears G2 and G3 is advantageous in terms of strength (gear strength, gear life, etc.).
(ii)It is possible to improve fuel efficiency by eliminating torque circulation at the second speed.
(iii)The input shaft Input and the output gear Output can be coaxially arranged.
(iv)The automatic transmission can be made compact by the coaxial arrangement of the input shaft Input and the output gear Output and the miniaturization of the isimal gear train having a low required strength.
(v)The degree of freedom in selecting the gear ratio can be increased as compared with the case where a Ravinio compound planetary gear train is used.
(vi)Since the set of planetary gears G1 is a reduction gear that constantly decelerates the input rotation, the reduction gear can be reduced in size. The automatic transmission can be further downsized.
[0113]
  (2) Since the first planetary gear G1, which is a reduction gear, is a single pinion type planetary gear, gear noise and the number of parts can be reduced, transmission efficiency is improved, and fuel efficiency is further improved.6Corresponding).
[0114]
  (3) When the planetary gear serving as a reduction gear is the first planetary gear G1, the double sun gear type planetary gear is the third planetary gear G3, and the remaining planetary gears are the second planetary gear G2, the second planetary gear G2 and the The third planetary gear G3 is a planetary gear set composed of five rotating members including connecting members M1 and M2 that integrally connect the rotating member of the second planetary gear G2 and the rotating member of the third planetary gear G3. Since the shift hydraulic pressure control device that obtains the first reverse speed with the seventh forward speed according to the fastening table shown in FIG. 2 (a) is provided, the effects listed below can also be obtained.1Corresponding).
(i)By eliminating torque circulation at the second speed, high fuel efficiency can be improved.
(ii)By releasing the third brake B3, it is possible to provide a direct-coupled gear position as the fifth speed, improving torque transmission efficiency and contributing to fuel efficiency.
[0115]
  (4) The first carrier PC1 that supports the first pinion P1 that meshes with the first reduction planetary gear member R1, the second reduction planetary gear member S1, and the first reduction planetary gear member R1 and the second reduction planetary gear member S1. A single-pinion type first planetary gear G1, a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 that supports a second pinion P2 that meshes with both gears S2 and R2. A single pinion type second planetary gear G2 havingThe secondA third sun gear S3 and a fourth sun gear S4; a third carrier PC3 and a center member CM that support a third pinion P3 that meshes with each of the sun gears S3 and S4; and a third ring gear R3 that meshes with the third pinion P3. , A double sun gear type third planetary gear G3, an input shaft Input coupled to the first reduction planetary gear member R1, an output gear Output coupled to the second carrier PC2, a second sun gear S2 and a third A first connection member M1 that integrally connects the sun gear S3, a second connection member M2 that integrally connects the second carrier PC2 and the third ring gear R3, and the first carrier PC1 and the second ring gear R2. A first clutch C1 that selectively connects and disconnects, and a second clutch C2 that selectively connects and disconnects the first carrier PC1 and the second sun gear S2. The third clutch C3 that selectively connects and disconnects the input shaft Input and the center member CM, the first brake B1 that selectively stops the rotation of the third carrier PC3, and the rotation of the fourth sun gear S4 are selectively stopped. Since the second brake B2, the third brake B3 for selectively stopping the rotation of the second reduction planetary gear member S1, and the transmission hydraulic pressure control device for obtaining the first reverse speed at the seventh forward speed are provided, the effects listed below are also combined. (Claims)2Corresponding).
(i)Ring gear input can be achieved for the so-called Ishimaru type planetary gear train composed of the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 in the first and second gears, which are large torque inputs. It can be made compact.
(ii)Since torque circulation is eliminated at the second speed, transmission efficiency at the second speed is improved, and fuel efficiency can be improved.
(iii)By engaging the first clutch C1 and the second clutch C2, the second planetary gear G2 can be integrated, and one of the third clutches C3 can be used as the input shaft Input, so that a direct-coupled gear stage can be provided at the fifth speed. Increases efficiency and contributes to fuel efficiency.
[0116]
  (5) A planetary gear having a third planetary gear G3, which is a double sungear planetary gear, having two sun gears S3 and S4 having the same number of teeth and a pinion P3 meshing with each of the two sun gears S3 and S4. Therefore, the processing of the pinion P3 is easy, and the effect of easy manufacture is obtained. It is also very advantageous for sound and vibration.9Corresponding).
[0117]
  (Second embodiment)
First, the configuration will be described. The second embodiment is claimed in claim 1.3, 6, 9FIG. 12 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a second embodiment.
[0118]
In FIG. 12, G1 is the first planetary gear, G2 is the second planetary gear, G3 is the third planetary gear, M1 is the first connecting member, M2 is the second connecting member, C1 is the first clutch, and C2 is the second clutch. , C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, B3 is a third brake, Input is an input shaft (input unit), and Output is an output gear (output unit).
[0119]
The automatic transmission gear transmission (referred to as a reduction single type 2) of the second embodiment has a single pinion type first planetary gear G1 as a reduction gear disposed at the left end of FIG. 12, and a double sun gear type at the center. The third planetary gear G3 is arranged, and a single pinion type second planetary gear G2 is arranged at the right end. The second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constitute a so-called isimal planetary gear train.
[0120]
The first planetary gear G1 is a speed reducer that includes a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 that supports a first pinion P1 that meshes with both gears S1, R1.
[0121]
The second planetary gear G2 is a single pinion type planetary gear having a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 supporting a second pinion P2 meshing with both the gears S2, R2.
[0122]
The third planetary gear G3 meshes with two third sun gears S3 and a fourth sun gear S4, a center member CM that supports a third pinion P3 that meshes with each of the sun gears S3 and S4, and the third pinion P3. This is a double sun gear type planetary gear having one third ring gear R3.
[0123]
The input shaft Input is connected to the first ring gear R1, and the output gear Output is connected to the second carrier PC2.
[0124]
The first connecting member M1 integrally connects the second sun gear S2 and the third sun gear S3. The second connecting member M2 integrally connects the second carrier PC2 and the third ring gear R3.
[0125]
The first clutch C1 selectively connects / disconnects the first carrier PC1 and the second ring gear R2. The second clutch C2 selectively connects and disconnects the first carrier PC1 and the fourth sun gear S4. The third clutch C3 selectively connects and disconnects the input shaft Input and the center member CM.
[0126]
The first brake B1 selectively stops the rotation of the center member CM. The second brake B2 selectively stops the rotation of the second sun gear S2. The third brake B3 selectively stops the rotation of the first sun gear S1.
[0127]
  The clutches C1, C2, C3 and the brakes B1, B2, B3, as shown in the engagement operation table of FIG. ) And release pressure (no mark) to create a shift hydraulic control device (not shown)1,3Is connected.
[0128]
Next, the operation will be described.
[Shifting action]
[0129]
FIGS. 13 to 18 are diagrams showing torque flows at the respective shift stages of the gear transmission for an automatic transmission according to the second embodiment. In FIGS. 13 to 18, the torque transmission path of the clutch / brake member is indicated by a bold line, and the torque transmission path of the gear is indicated by hatching.
[0130]
The fastening operation table in the second embodiment device is the same as the fastening operation table in the first embodiment device shown in FIG. 2, and the rotation stop state of the member at each gear position in the second embodiment device. Is the same as that in the first embodiment apparatus shown in FIG. 3, and illustration and description thereof are omitted.
[0131]
Hereinafter, the torque flow at each gear position of the forward 7th speed and the reverse 1st speed will be described.
[0132]
<First gear>
[0133]
As shown in FIG. 2A, the first speed is obtained by engaging the first clutch C1, the first brake B1, and the third brake B3.
[0134]
The torque flow at the first speed is as shown in FIG. 13, and the first clutch C1, the first brake B1, the third brake B3, each member indicated by the thick line, the first planetary gear G1 indicated by the hatching, and the second Torque acts on the planetary gear G2 and the third planetary gear G3 (except for the fourth sun gear S4). That is, at the first speed, the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constituting the isimal type planetary gear train are involved in torque transmission.
[0135]
<Second gear>
[0136]
In the second speed, as shown in FIG. 2A, the first brake B1 at the first speed is released and the second brake B2 is engaged, that is, the first clutch C1, the second brake B2, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0137]
The torque flow at the second speed is as shown in FIG. 14, and the first clutch C1, the second brake B2, the third brake B3, each member indicated by a bold line, the first planetary gear G1 and the second second indicated by hatching. Torque acts on the planetary gear G2. That is, the third planetary gear G3 only functions as a rotating member and does not participate in torque transmission at all.
[0138]
<3rd speed>
[0139]
In the third speed, as shown in FIG. 2A, the second brake B2 in the second speed is released and the second clutch C2 is engaged, that is, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third brake. It is obtained by fastening B3.
[0140]
The torque flow at the third speed is as shown in FIG. 15, and the first clutch C1, the second clutch C2, the third brake B3, each member indicated by bold lines, the first planetary gear G1 and the second indicated by hatching. Torque acts on the planetary gear G2. For the third planetary gear G3, the unconstrained third pinion P3 only rotates and revolves around the sun gears S3 and S4 which are decelerated rotations along with the output rotation of the third ring gear R3. Not involved in transmission.
[0141]
<4th speed>
[0142]
In the fourth speed, as shown in FIG. 2A, the second clutch C2 at the third speed is released and the third clutch C3 is engaged, that is, the first clutch C1, the third clutch C3, and the third brake. It is obtained by fastening B3.
[0143]
The torque flow at the fourth speed is as shown in FIG. 16, and the first clutch C1, the third clutch C3, the third brake B3, each member indicated by bold lines, the first planetary gear G1 indicated by hatching, and the second Torque acts on the planetary gear G2 and the third planetary gear G3 (except for the fourth sun gear S4).
[0144]
(5-speed)
[0145]
As shown in FIG. 2A, the fifth speed releases the third brake B3 at the fourth speed and engages the second clutch C2, that is, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3. Can be obtained by fastening
[0146]
The torque flow at the fifth speed is as shown in FIG. 17 (a). The first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, each member indicated by bold lines, and the third planetary gear G3 indicated by hatching. Torque acts on (except the third sun gear S3).
[0147]
(6-speed)
[0148]
As shown in FIG. 2 (a), the sixth speed releases the first clutch C1 at the fifth speed and engages the third brake B3, that is, the second clutch C2, the third clutch C3, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0149]
The torque flow at the sixth speed is as shown in FIG. 17 (b). The second clutch C2, the third clutch C3, the third brake B3, each member indicated by thick lines, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. As a result, torque acts on the third planetary gear G3 (excluding the third sun gear S3).
[0150]
(7th gear)
[0151]
As shown in FIG. 2 (a), the seventh speed releases the second clutch C2 at the sixth speed and engages the second brake B2, that is, the third clutch C3, the second brake B2, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0152]
The torque flow at the seventh speed is as shown in FIG. 17 (c). The third clutch C3, the second brake B2, each member indicated by a thick line, and the third planetary gear G3 indicated by hatching (the fourth sun gear S4). Torque). The first sun gear S1 is fixed by engaging the third brake, but is not involved in torque transmission.
[0153]
(Reverse 1st speed)
[0154]
As shown in FIG. 2A, the first reverse speed is obtained by engaging the second clutch C2, the first brake B1, and the third brake B3.
[0155]
The torque flow at the reverse speed is as shown in FIG. 18, and the second clutch C2, the first brake B1, the third brake B3, each member indicated by a thick line, the first planetary gear G1 indicated by hatching, and the third Torque acts on the planetary gear G3 (excluding the third sun gear S3).
[0156]
Next, the effect will be described.
As described above, in the gear transmission for an automatic transmission according to the second embodiment, in addition to the effects (1), (2), (3), (5) of the first embodiment, The effect of can be obtained.
[0157]
  (6) The first carrier PC1 that supports the first pinion P1 that meshes with the first reduction planetary gear member R1, the second reduction planetary gear member S1, and the first reduction planetary gear member R1 and the second reduction planetary gear member S1. A single-pinion type first planetary gear G1, a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 that supports a second pinion P2 that meshes with both gears S2 and R2. A single pinion type second planetary gear G2 havingThe secondA double sun gear having a third sun gear S3 and a fourth sun gear S4, a center member CM supporting a third pinion P3 meshing with each of the sun gears S3 and S4, and one third ring gear R3 meshing with the third pinion P3. Type third planetary gear G3, input shaft Input connected to first reduction planetary gear member R1, output gear Output connected to second carrier PC2, second sun gear S2 and third sun gear S3 are integrated. The first connecting member M1, which is connected to each other, the second connecting member M2, which integrally connects the second carrier PC2 and the third ring gear R3, and the first carrier PC1 and the second ring gear R2 are selectively connected and disconnected. A first clutch C1, a second clutch C2 that selectively connects and disconnects the first carrier PC1 and the fourth sun gear S4, and an input shaft Input. A third clutch C3 for selectively connecting / disconnecting the center member CM, a first brake B1 for selectively stopping rotation of the center member CM, and a second brake B2 for selectively stopping rotation of the second sun gear S2. Since the third brake B3 for selectively stopping the rotation of the second reduction planetary gear member S1 and the transmission hydraulic pressure control device for obtaining the first reverse speed at the seventh forward speed are provided, the effects listed below can be obtained (claims) Term3Corresponding).
(i)In the first speed and the second speed, ring gear input can be achieved with respect to a so-called isimal type planetary gear train constituted by the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3, and further, the automatic transmission can be made compact. it can.
(ii)Since torque circulation is eliminated at the second speed, transmission efficiency at the second speed is improved, and fuel efficiency can be improved.
(iii)In the second speed, the second sun gear S2 of the third planetary gear G2 is directly fixed by the second brake B2 without passing through the third and fourth sun gears S3 and S4. High transmission efficiency contributes to improved fuel efficiency.
(iv)By releasing the third brake B3, it is possible to provide a direct-coupled gear stage as the fifth speed, so that torque transmission efficiency is improved and contributes to fuel consumption.
[0158]
(Third embodiment)
First, the configuration will be described. The third embodiment is claimed in claim 1.,4,7,9FIG. 19 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a third embodiment.
[0159]
In FIG. 19, G1 is the first planetary gear, G2 is the second planetary gear, G3 is the third planetary gear, M1 is the first connecting member, M2 is the second connecting member, C1 is the first clutch, and C2 is the second clutch. , C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, B3 is a third brake, Input is an input shaft (input unit), and Output is an output gear (output unit).
[0160]
A gear transmission for automatic transmission (referred to as a reduction double type 1) of the third embodiment has a double pinion type first planetary gear G1 as a reduction device disposed at the left end portion of FIG. 19, and a single pinion type at the center portion. The second planetary gear G2 is arranged, and a double sun gear type third planetary gear G3 is arranged at the right end. The second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constitute a so-called isimal planetary gear train.
[0161]
The first planetary gear G1 includes a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 that supports a first double pinion P1 that meshes with both gears S1, R1. It is a planetary gear.
[0162]
The second planetary gear G2 is a single pinion type planetary gear having a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 supporting a second pinion P2 meshing with both the gears S2, R2.
[0163]
The third planetary gear G3 includes two third sun gears S3 and a fourth sun gear S4, a third pinion P3 that meshes with each of the third and fourth sun gears S3 and S4, and an axial direction that supports the third pinion P3. A third carrier PC3, a center member CM connected to the third carrier PC3 and disposed between the sun gears S3 and S4, and a third ring gear R3 meshing with the third pinion P3. It is a double sun gear type planetary gear.
[0164]
The input shaft Input is connected to the first carrier PC1 and inputs a rotational driving force from an unillustrated engine as a driving source via a torque converter or the like.
[0165]
The output gear Output is connected to the second carrier PC2, and transmits the output rotational driving force to the drive wheels via a final gear or the like not shown.
[0166]
The first connecting member M1 integrally connects the second sun gear S2 and the third sun gear S3. The second connecting member M2 integrally connects the second carrier PC2 and the third ring gear R3.
[0167]
The first clutch C1 is a clutch that selectively connects and disconnects the first ring gear R1 and the second ring gear R2. The second clutch C2 is a clutch that selectively connects and disconnects the first ring gear R1 and the second sun gear S2. The third clutch C3 is a clutch that selectively connects and disconnects the input shaft Input and the center member CM.
[0168]
The first brake B1 is a brake that selectively stops the rotation of the third carrier PC3. The second brake B2 is a brake that selectively stops the rotation of the fourth sun gear S4. The third brake B3 is a brake that selectively stops the rotation of the first sun gear S1.
[0169]
  The clutches C1, C2, C3 and the brakes B1, B2, B3, as shown in the engagement operation table of FIG. ) And release pressure (no mark) to create a shift hydraulic control device (not shown)4Is connected.
[0170]
Next, the operation will be described.
[0171]
[Shifting action]
[0172]
FIG. 20 is a collinear diagram showing the rotation stop state of members at each gear stage in the gear transmission for an automatic transmission of the third embodiment, and FIGS. 21 to 24 are diagrams of the gear transmission for the automatic transmission of the third embodiment. It is a figure which shows the torque flow in each gear stage.
[0173]
21 to 24, the torque transmission path of the clutch / brake member is indicated by a thick line, and the torque transmission path of the gear is indicated by hatching.
[0174]
Hereinafter, the shift operation at each of the forward speed, the reverse speed and the reverse speed will be described.
[0175]
<First gear>
[0176]
As shown in FIG. 2A, the first speed is obtained by engaging the first clutch C1, the first brake B1, and the third brake B3.
[0177]
At the first speed, the first planetary gear G1 outputs the reduced rotation from the first planetary gear G1 by engaging the third brake B3, and the second planetary gear G2 outputs the first clutch C1 by engaging the first clutch C1. Reduced rotation from the planetary gear G1 is input to the second ring gear R2.
[0178]
On the other hand, in the third planetary gear G3, since the third carrier PC3 is fixed to the case by the engagement of the first brake B1, the rotation of the third sun gear S3 is the rotation of the output rotation from the third ring gear R3. The direction is reduced and rotated in the reverse direction. The rotation of the third sun gear S3 is transmitted to the second sun gear S2 of the second planetary gear G2 via the first connecting member M1.
[0179]
Therefore, in the second planetary gear G2, a forward reduced rotation is input from the second ring gear R2, and a reverse reduced rotation is input from the second sun gear S2, so that the reduced rotation from the second ring gear R2 is input. The rotation further decelerated is output from the second carrier PC2 to the output gear Output after passing through the second connecting member M2.
[0180]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 20, the first speed is input to the second ring gear R2 by engaging the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the decelerated rotation from the first planetary gear G1. It is defined by a line connecting the engagement point of the first clutch C1 to be rotated and the engagement point of the first brake B1 that stops the rotation of the third carrier PC3, and the rotation input from the input shaft Input is decelerated and output. Output from Gear Output.
[0181]
The torque flow at the first speed is as shown in FIG. 21 (a). The first clutch C1, the first brake B1, the third brake B3, each member indicated by a thick line, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. The torque acts on the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 (excluding the fourth sun gear S4). That is, at the first speed, the first planetary gear G1, the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constituting the isimal planetary gear train are involved in torque transmission.
[0182]
<Second gear>
[0183]
In the second speed, as shown in FIG. 2A, the first brake B1 at the first speed is released and the second brake B2 is engaged, that is, the first clutch C1, the second brake B2, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0184]
In the second speed, the first planetary gear G1 outputs the reduced rotation from the first planetary gear G1 by engaging the third brake B3, and the second planetary gear G2 outputs the first clutch C1 by engaging the first clutch C1. Reduced rotation from the planetary gear G1 is input to the second ring gear R2.
[0185]
On the other hand, in the third planetary gear G3, the fourth sun gear S4 is fixed to the case by the engagement of the second brake B2, so that the third sun gear S3 connected by the third pinion P3 is fixed. The second sun gear S2, which is connected to the third sun gear S3 via the first connecting member M1, is fixed to the case.
[0186]
Therefore, in the second planetary gear G2, the forward reduced rotation is input from the second ring gear R2, and the second sun gear S2 is fixed, and the reduced rotation from the second ring gear R2 is further reduced. The second carrier PC2 passes through the second connecting member M2 and is output to the output gear Output.
[0187]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 20, the second speed is applied to the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the reduced rotation from the first planetary gear G1 to the second ring gear R2. Rotation input from the input shaft Input is decelerated (1) defined by a line connecting the engagement point of the first clutch C1 to be rotated and the engagement point of the second brake B2 that stops the rotation of the fourth sun gear S4. Output from the output gear Output.
[0188]
The torque flow at the second speed is as shown in FIG. 21 (b). The first clutch C1, the second brake B2, each member indicated by a bold line, the first planetary gear G1 and the second planetary gear indicated by hatching. Torque acts on G2. As for the third planetary gear G3, the unconstrained third pinion P3 only revolves around the fixed sun gears S3 and S4 with the output rotation of the third ring gear R3, and functions as a rotating member. It does not participate in torque transmission.
[0189]
<3rd speed>
[0190]
In the third speed, as shown in FIG. 2A, the second brake B2 in the second speed is released and the second clutch C2 is engaged, that is, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third brake. It is obtained by fastening B3.
[0191]
In the third speed, the first planetary gear G1 outputs the reduced rotation from the first planetary gear G1 by engaging the third brake B3, and the second planetary gear G2 outputs the first clutch C1 by engaging the first clutch C1. Reduced rotation from the planetary gear G1 is input to the second ring gear R2. At the same time, the reduced rotation is input to the second sun gear S2 of the second planetary gear G2 by the engagement of the second clutch C2.
[0192]
Therefore, in the second planetary gear G2, when the same reduced rotation is input from the second ring gear R2 and the second sun gear S2, the second carrier PC2 that rotates together with the two gears R2, S2 is connected to the second planetary gear G2. After passing through the member M2, the reduced rotation (= the reduced rotation of the first planetary gear G1) is output to the output gear Output.
[0193]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 20, the third speed is input to the second ring gear R2 by engaging the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the decelerated rotation from the first planetary gear G1. The input is defined by a line connecting the engagement point of the first clutch C1 to be rotated and the engagement point of the second clutch C2 to be the rotation rotation input from the first planetary gear G1 to the second sun gear S2. The rotation input from the shaft Input is decelerated (= the reduction ratio of the first planetary gear G1) and output from the output gear Output.
[0194]
The torque flow at the third speed is as shown in FIG. 21 (c). The first clutch C1, the second clutch C2, the third brake, each member indicated by bold lines, the first planetary gear G1 indicated by hatching, and Torque acts on the second planetary gear G2. That is, the third planetary gear G3 is not involved in torque transmission at all.
[0195]
<4th speed>
[0196]
In the fourth speed, as shown in FIG. 2A, the second clutch C2 at the third speed is released and the third clutch C3 is engaged, that is, the first clutch C1, the third clutch, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0197]
At the fourth speed, the first planetary gear G1 outputs the reduced rotation from the first planetary gear G1 by engaging the third brake B3, and the second planetary gear G2 outputs the first clutch C1 by engaging the first clutch C1. Reduced rotation from the planetary gear G1 is input to the second ring gear R2.
[0198]
On the other hand, in the third planetary gear G3, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 via the center member CM by the engagement of the third clutch C3. Therefore, the rotation of the third sun gear S3 is increased more than the output rotation of the third ring gear R3, and the increased rotation of the third sun gear S3 is transmitted to the second sun gear S2 via the first connecting member M1. The
[0199]
Therefore, in the second planetary gear G2, the reduced speed rotation is input from the second ring gear R2 and the increased speed rotation is input from the second sun gear S2, and the reduced speed rotation from the second ring gear R2 is increased. (Slightly lower than the input rotation) is output from the second carrier PC2 to the output gear Output after passing through the second connecting member M2.
[0200]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 20, the fourth speed is input to the second ring gear R2 by engaging the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the decelerated rotation from the first planetary gear G1. The rotation input from the input shaft Input is slightly defined by a line connecting the engagement point of the first clutch C1 to be rotated and the engagement point of the third clutch C3 to be the rotation of the third carrier PC3. Decelerate to output from the output gear Output.
[0201]
The torque flow at the fourth speed is as shown in FIG. 22 (a). The first clutch C1, the third clutch C3, the third brake B3, each member indicated by bold lines, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. The torque acts on the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0202]
(5-speed)
[0203]
As shown in FIG. 2A, the fifth speed releases the third brake B3 at the fourth speed and engages the second clutch C2, that is, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3. Can be obtained by fastening
[0204]
In the fifth speed, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 via the center member CM by the engagement of the third clutch C3. At the same time, as the fourth clutch C4 is engaged, the input rotation from the input shaft Input is input to the third sun gear S3 via the second sun gear S2 and the first connecting member M1.
[0205]
Therefore, in the third planetary gear G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the input rotation is also input to the third sun gear S3, so that the third planetary gear G3 rotates as a unit, The rotation is output from the third ring gear R3 to the output gear Output after passing through the second connecting member M2.
[0206]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 20, the fifth speed is a fourth engagement point where the rotation of the third carrier PC3 is the input rotation and the third clutch C3 is the input rotation. Rotation input from the input shaft Input is output as it is from the output gear Output (direct connection stage) as defined by a line connecting the engagement point of the clutch C4.
[0207]
The torque flow at the fifth speed is as shown in FIG. 22 (b). The first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, each member indicated by bold lines, and the third planetary gear G3 indicated by hatching. Torque acts on (except the fourth sun gear S4).
[0208]
(6-speed)
[0209]
As shown in FIG. 2 (a), the sixth speed releases the first clutch C1 at the fifth speed and engages the third brake B3. That is, the second clutch C2, the third clutch C3, and the Daidan brake B3 are engaged. It is obtained by fastening.
[0210]
In the sixth speed, the reduced rotation from the first planetary gear G1 is input to the third sun gear S3 via the second sun gear S2 and the first connecting member M1 by the engagement of the second clutch C2 and the third brake B3. At the same time, due to the engagement of the third clutch C3, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 via the center member CM.
[0211]
Therefore, in the third planetary gear G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the decelerated rotation from the first planetary gear G1 is input to the third sun gear S3, which is faster than the input rotation. The rotation is output from the third ring gear R3 to the output gear Output after passing through the second connecting member M2.
[0212]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 20, the sixth speed is obtained by engaging the engagement point of the second clutch C2 and the third brake B3 with the reduced rotation from the first planetary gear G1 as the input rotation to the third sun gear S3. , The rotation of the third carrier PC3 is defined by a line connecting the engagement point of the third clutch C3 with the input rotation, and the rotation input from the input shaft Input is slightly increased and output from the output gear Output. .
[0213]
The torque flow at the sixth speed is as shown in FIG. 23 (a). The second clutch C2, the third clutch C3, the third brake B3, each member indicated by bold lines, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. Thus, torque acts on the third planetary gear G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0214]
(7th gear)
[0215]
As shown in FIG. 2 (a), the seventh speed releases the second clutch C2 at the sixth speed and engages the second brake B2, that is, the third clutch C3, the second brake B2, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0216]
In the seventh speed, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 through the center member CM of the third planetary gear G3 by the engagement of the third clutch C3. Further, the fourth sun gear S4 of the third planetary gear G3 is fixed to the case by the engagement of the second brake B2.
[0217]
Therefore, in the third planetary gear G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the fourth sun gear S4 is fixed to the case, and the rotation that is faster than the input rotation is generated from the third ring gear R3. After passing through the second connecting member M2, it is output to the output gear Output.
[0218]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 20, the seventh speed is the second brake in which the third clutch C3 is engaged with the rotation of the third carrier PC3 as the input rotation and the fourth sun gear S4 is fixed to the case. The rotation speed input from the input shaft Input is increased and output from the output gear Output.
[0219]
The torque flow at the seventh speed is as shown in FIG. 23 (b). The third clutch C3, the second brake B2, each member indicated by the thick line, and the third planetary gear G3 indicated by the hatching (the third sun gear S3). Torque).
[0220]
(Reverse 1st speed)
[0221]
As shown in FIG. 2A, the first reverse speed is obtained by engaging the second clutch C2, the first brake B1, and the third brake B3.
[0222]
In the first reverse speed, the reduced rotation from the first planetary gear G1 is input to the third sun gear S3 via the second sun gear S2 and the first connecting member M1 by the engagement of the second clutch C2 and the third brake B3. . On the other hand, the third carrier PC3 is fixed to the case by the engagement of the first brake B1.
[0223]
Therefore, in the third planetary gear G3, the forward decelerated rotation is input to the third sun gear S3, the third carrier PC3 is fixed to the case, and the decelerated reverse rotation is transmitted from the third ring gear R3 to the second connection. After passing through the member M2, it is output to the output gear Output.
[0224]
That is, as shown in the collinear diagram of FIG. 20, the first reverse speed is the engagement point of the second clutch C2 and the third brake B3 in which the reduced rotation from the first planetary gear G1 is the input rotation to the third sun gear S3. And a line connecting the engagement point of the first brake B1 that stops the rotation of the third carrier PC3, the rotation input from the input shaft Input is decelerated in the reverse direction and output from the output gear Output.
[0225]
The torque flow at the first reverse speed is as shown in FIG. 24. The second clutch C2, the first brake B1, the third brake B3, each member indicated by a thick line, the first planetary gear G1 indicated by hatching, and the first Torque acts on the three planetary gears G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0226]
Next, the effect will be described.
As described above, the gear transmission for automatic transmission according to the third embodiment has the following effects in addition to the effects (1), (3), (5) of the first embodiment. Obtainable.
[0227]
  (7) Since the first planetary gear G1 of the set of reduction gears is a double pinion type planetary gear, the degree of freedom in layout can be increased.7Corresponding).
[0228]
That is, as the output unit, in addition to the output gear Output as shown in the deceleration double type 1 of the third embodiment, as shown in the deceleration double types 2 and 3 of the fourth and fifth embodiments, the input shaft Input The output shaft Output can be arranged coaxially on the opposite side, and a layout suitable for an automatic transmission of a front engine / front drive vehicle (FF vehicle) can be obtained, and a front engine / rear drive vehicle can be obtained. A layout suitable for the automatic transmission of the (FR vehicle) can be obtained.
[0229]
  (8) a double pinion type first planetary gear G1, which is a reduction gear having a first reduction planetary gear member PC1, a second reduction planetary gear member S1, and a first ring gear R1, and a second sun gear S2. A single pinion type second planetary gear G2 having a second ring gear R2 and a second carrier PC2 supporting a second pinion P2 meshing with both gears S2, R2.The secondA third sun gear S3 and a fourth sun gear S4; a third carrier PC3 and a center member CM supporting a third pinion P3 meshing with each of the sun gears S3 and S4; and a third ring gear R3 meshing with the third pinion P3. , A double sun gear type third planetary gear G3, an input shaft Input connected to the first reduction planetary gear member PC1, an output gear Output connected to the second carrier PC2, a second sun gear S2 and a third A first connection member M1 that integrally connects the sun gear S3, a second connection member M2 that integrally connects the second carrier PC3 and the third ring gear R3, and a first ring gear R1 and a second ring gear R2. The first clutch C1 that selectively connects / disconnects, and the second clutch that selectively connects / disconnects the first ring gear R1 and the second sun gear S2. 2, the third clutch C3 that selectively connects and disconnects the input shaft Input and the center member CM, the first brake B1 that selectively stops the rotation of the third carrier PC3, and the rotation of the fourth sun gear S4. A second brake B2 that is stopped at a time, a third brake B3 that selectively stops the rotation of the second reduction planetary gear member S1, and a transmission hydraulic pressure control device that obtains the first reverse speed at least seven forward speeds. The effects listed below can be obtained (claims)4Corresponding).
(i)Ring gear input can be achieved for the first planetary gear train constituted by the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 in the first and second gears where a large torque acts, and the automatic transmission can be made compact. be able to.
(ii)Since the torque circulation is eliminated at the second speed, the transmission efficiency of the second speed is improved, and the fuel efficiency can be improved.
(iii)By releasing the third brake B3 and rotating the second ring gear R2 and the second sun gear S2 together by engaging the first clutch C1 and the second clutch C2, the fifth speed can be set as a direct-coupled gear, and torque The transmission efficiency is improved and it is possible to contribute to the improvement of fuel consumption.
[0230]
(Fourth embodiment)
[0231]
First, the configuration will be described.
[0232]
  The fourth embodiment is claimed in claim 1., 4,7,9FIG. 25 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a fourth embodiment.
[0233]
In FIG. 25, G1 is the first planetary gear, G2 is the second planetary gear, G3 is the third planetary gear, M1 is the first connecting member, M2 is the second connecting member, C1 is the first clutch, and C2 is the second clutch. , C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, B3 is a third brake, Input is an input shaft (input unit), and Output is an output shaft (output unit).
[0234]
The automatic transmission gear transmission (referred to as a reduction double type 2) of the fourth embodiment has a double pinion type first planetary gear G1 as a reduction device disposed at the left end in FIG. 25 and a single pinion type at the center. The second planetary gear G2 is arranged, and a double sun gear type third planetary gear G3 is arranged at the right end. The second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constitute a so-called isimal planetary gear train.
[0235]
The arrangement relationship of the first planetary gear G1, the second planetary gear G2, and the third planetary gear G3 of the gear transmission for automatic transmission (deceleration double type 2) of the fourth embodiment is the same as the arrangement relationship of the reduction double type 1. The same. The first clutch C1 is disposed between the first planetary gear G1 and the second planetary gear G2, and the second clutch C2, the third clutch C3, the first brake B1, and the second brake B2 are connected to the second planetary gear G2. And the third planetary gear G3, the third brake B3 is arranged outside the first planetary gear, and no clutch / brake is arranged outside the third planetary gear G3. The point is that instead of the output gear Output, the output shaft is coaxial with the input shaft Input. In addition, since the other structure is the same as that of the deceleration double type 1 of the 3rd example, explanation is omitted.
[0236]
FIGS. 26 to 29 are diagrams showing torque flows at the respective speed stages of the gear transmission for an automatic transmission according to the fourth embodiment. In FIG. 26 to FIG. 29, the torque transmission path of the clutch / brake member is indicated by a thick line, and the torque transmission path of the gear is indicated by hatching. Since the torque flow at each gear stage is the same as that of the deceleration double type 1 of the third embodiment, the description thereof is omitted.
[0237]
Furthermore, the effect of the gear transmission for an automatic transmission according to the fourth embodiment is the same as the effect of the gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment, and a description thereof will be omitted.
[0238]
(5th Example)
[0239]
First, the configuration will be described.
[0240]
  The fifth embodiment is claimed in claim 1., 4,7,9FIG. 30 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a fifth embodiment.
[0241]
In FIG. 30, G1 is the first planetary gear, G2 is the second planetary gear, G3 is the third planetary gear, M1 is the first connecting member, M2 is the second connecting member, C1 is the first clutch, and C2 is the second clutch. , C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, B3 is a third brake, Input is an input shaft (input unit), and Output is an output shaft (output unit).
[0242]
The automatic transmission gear transmission (referred to as a reduction double type 3) of the fifth embodiment has a double pinion type first planetary gear G1 as a reduction device disposed at the left end portion of FIG. 30, and a double sun gear type at the center portion. The third planetary gear G3 is arranged, and a single pinion type second planetary gear G2 is arranged at the right end. The second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constitute a so-called isimal planetary gear train.
[0243]
The arrangement relationship of the first planetary gear G1, the second planetary gear G2, and the third planetary gear G3 of the gear transmission for automatic transmission (deceleration double type 3) of the seventh embodiment is as follows. The arrangement relationship is different from that of the reduction double type 1 in that the planetary gear G3 is replaced. The third brake B3 is disposed outside the first planetary gear G1, and the third clutch C3, the first brake B1, and the second brake B2 are disposed between the first planetary gear G1 and the third planetary gear G3. No clutch / brake is disposed between the third planetary gear G3 and the second planetary gear G2, and the first clutch C1 and the second clutch C2 are disposed outside the second planetary gear G2. The output unit is an output shaft Output that is coaxial with the input shaft Input. In addition, since the other structure is the same as that of the deceleration double type 1, description is abbreviate | omitted.
[0244]
FIGS. 31 to 35 are diagrams showing torque flows at respective gear stages of the gear transmission for an automatic transmission according to the fifth embodiment. In FIGS. 31 to 35, the torque transmission path of the clutch / brake member is indicated by a thick line, and the torque transmission path of the gear is indicated by hatching. Since the torque flow at each gear stage is the same as that of the deceleration double type 1, description thereof is omitted.
[0245]
Furthermore, the effect of the gear transmission for an automatic transmission according to the fifth embodiment is the same as the effect of the gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment, and a description thereof will be omitted.
[0246]
(Sixth embodiment)
[0247]
First, the configuration will be described.
[0248]
  The sixth embodiment is characterized in that5,7,9FIG. 36 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a sixth embodiment.
[0249]
36, G1 is the first planetary gear, G2 is the second planetary gear, G3 is the third planetary gear, M1 is the first connecting member, M2 is the second connecting member, C1 is the first clutch, and C2 is the second clutch. , C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, B3 is a third brake, Input is an input shaft (input unit), and Output is an output shaft (output unit).
[0250]
In the gear transmission for automatic transmission (referred to as a reduction double type 4) of the sixth embodiment, a double pinion type first planetary gear G1 as a reduction device is arranged at the left end of FIG. 36, and a double sun gear type is provided at the center. The second planetary gear G2 is arranged, and a single pinion type third planetary gear G3 is arranged at the right end. The second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constitute a so-called isimal planetary gear train.
[0251]
The first planetary gear G1 is a double pinion type that is a reduction gear having a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 that supports a first double pinion P1 that meshes with both gears S1, R1. It is a planetary gear.
[0252]
The second planetary gear G2 includes two second sun gears S2 and a fourth sun gear S4, a second carrier PC2 and a center member CM that support a second pinion P2 engaged with each of the sun gears S2 and S4, and the second This is a double sun gear type planetary gear having one second ring gear R2 meshing with the pinion P2.
[0253]
The third planetary gear G3 is a single pinion type planetary gear having a third sun gear S3, a third ring gear R3, and a third carrier PC3 supporting a third pinion P3 meshing with both gears S3 and R3.
[0254]
The input shaft Input is connected to the first carrier PC1, and the output shaft Output is connected to the center member CM.
[0255]
The first connecting member M1 integrally connects the second sun gear S2 and the third sun gear S3, and the second connecting member M2 integrally connects the second carrier PC2 and the third ring gear R2.
[0256]
The first clutch C1 selectively connects and disconnects the first ring gear R1 and the second ring gear R2. The second clutch C2 selectively connects and disconnects the first ring gear R1 and the fourth sun gear S4. The third clutch C3 selectively connects and disconnects the input shaft Input and the third carrier PC3.
[0257]
The first brake B1 selectively stops the rotation of the third carrier PC3. The second brake B2 selectively stops the rotation of the third sun gear S3. The third brake B3 selectively stops the rotation of the first sun gear S1.
[0258]
  The clutches C1, C2, C3 and the brakes B1, B2, B3, as shown in the engagement operation table of FIG. ) And release pressure (no mark) to create a shift hydraulic control device (not shown)1,5Is connected.
[0259]
Next, the operation will be described.
[0260]
[Shifting action]
[0261]
FIGS. 37 to 40 are diagrams showing torque flows at respective gear stages of the gear transmission for an automatic transmission according to the sixth embodiment. In FIGS. 37 to 40, the torque transmission path of the clutch / brake member is indicated by a bold line. The gear torque transmission path is indicated by hatching.
[0262]
In addition, since the alignment chart which shows the rotation stop state of the member in each gear position in the sixth embodiment apparatus is the same as the alignment chart of the third embodiment apparatus shown in FIG. 20, the illustration is omitted. The fastening operation table of the sixth embodiment device is the same as the fastening operation table of the first embodiment device shown in FIG.
[0263]
Hereinafter, the torque flow at each of the forward speed, the reverse speed and the reverse speed will be described.
[0264]
<First gear>
[0265]
As shown in FIG. 2A, the first speed is obtained by engaging the first clutch C1, the first brake B1, and the third brake B3.
[0266]
The torque flow at the first speed is as shown in FIG. 37 (a). The first clutch C1, the first brake B1, the third brake B3, each member indicated by a thick line, and the second planetary gear G2 indicated by hatching. Torque acts on the third planetary gear G3 (except for the fourth sun gear S4). That is, at the first speed, the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constituting the isimal type planetary gear train are involved in torque transmission.
[0267]
<Second gear>
[0268]
In the second speed, as shown in FIG. 2A, the first brake B1 at the first speed is released and the second brake B2 is engaged, that is, the first clutch C1, the second brake B2, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0269]
The torque flow at the second speed is as shown in FIG. 37 (b). The first clutch C1, the second brake B2, the third brake B3, each member indicated by a thick line, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. Thus, torque acts on the second planetary gear G2 (except for the fourth sun gear S4).
[0270]
<3rd speed>
[0271]
In the third speed, as shown in FIG. 2A, the second brake B2 in the second speed is released and the second clutch C2 is engaged, that is, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third brake. It is obtained by fastening B3.
[0272]
The torque flow at the third speed is as shown in FIG. 38 (a). The first clutch C1, the second clutch C2, the third brake B3, each member indicated by thick lines, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. Thus, torque acts on the second planetary gear G2 (excluding the second sun gear S2).
[0273]
<4th speed>
[0274]
In the fourth speed, as shown in FIG. 2A, the second clutch C2 at the third speed is released and the third clutch C3 is engaged, that is, the first clutch C1, the third clutch C3, and the third brake. It is obtained by fastening B3.
[0275]
The torque flow at the fourth speed is as shown in FIG. 38 (b). The first clutch C1, the third clutch C3, the third brake B3, each member indicated by bold lines, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. Thus, torque acts on the second planetary gear G2 (excluding the fourth sun gear S4) and the third planetary gear G3.
[0276]
(5-speed)
[0277]
As shown in FIG. 2A, the fifth speed releases the third brake B3 at the fourth speed and engages the second clutch C2, that is, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3. Can be obtained by fastening
[0278]
The torque flow at the fifth speed is as shown in FIG. 39 (a). The first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, each member indicated by bold lines, and the third planetary gear G3 indicated by hatching. Torque acts on the.
[0279]
(6-speed)
[0280]
As shown in FIG. 2 (a), the sixth speed releases the first clutch C1 at the fifth speed and engages the third brake B3, that is, the second clutch C2, the third clutch C3, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0281]
The torque flow at the sixth speed is as shown in FIG. 39 (b). The second clutch C2, the third clutch C3, the third brake B3, each member indicated by a thick line, and the first planetary gear G1 indicated by hatching. Thus, torque acts on the third planetary gear G3.
[0282]
(7th gear)
[0283]
As shown in FIG. 2 (a), the seventh speed releases the second clutch C2 at the sixth speed and engages the second brake B2, that is, the third clutch C3, the second brake B2, and the third brake B3. Can be obtained by fastening
[0284]
The torque flow at the seventh speed is as shown in FIG. 39 (c), and torque acts on the third clutch C3, the second brake B2, each member indicated by the thick line, and the third planetary gear G3 indicated by the hatching. It will be.
[0285]
(Reverse 1st speed)
[0286]
The reverse speed is obtained by engaging the second clutch C2, the first brake B1, and the third brake B3 as shown in FIG.
[0287]
The torque flow at the first reverse speed is as shown in FIG. 40. The second clutch C2, the first brake B1, the third brake B3, each member indicated by a thick line, the first planetary gear G1 indicated by hatching, and Torque acts on the third planetary gear G3.
[0288]
Next, the effect will be described.
As described above, in the gear transmission for an automatic transmission according to the sixth embodiment, the effects (1), (3), (5), (6) of the first embodiment, the third embodiment In addition to the effect (7), the following effect can be obtained.
[0289]
  (9) A double pinion type first planetary gear G1 which is a reduction gear having a first reduction planetary gear member PC1, a second reduction planetary gear member S1, and a first ring gear R1.The secondA second sun gear S2 and a fourth sun gear S4; a second carrier PC2 and a center member CM that support a second pinion P2 that meshes with each of the sun gears S2 and S4; and a second ring gear R2 that meshes with the second pinion P2. , A second sun gear-type second planetary gear G2, a third sun gear S3, a third ring gear R3, and a third pinion P3 that supports a third pinion P3 that meshes with both gears S3 and R3. Type third planetary gear G3, input shaft Input connected to first reduction planetary gear member PC1, output shaft Output connected to center member CM, second sun gear S2 and third sun gear S3 are integrated. A first connecting member M1, which is connected to the second carrier PC2, and a second ring PC, which integrally connects the third ring gear R2. A member M2, a first clutch C1 that selectively connects and disconnects the first ring gear R1 and the second ring gear R2, a second clutch C2 that selectively connects and disconnects the first ring gear R1 and the fourth sun gear S4, and an input shaft A third clutch C3 that selectively connects and disconnects the Input and the third carrier PC3, a first brake B1 that selectively stops the rotation of the third carrier PC3, and a first clutch that selectively stops the rotation of the third sun gear S3. Since the second brake B2, the third brake B3 for selectively stopping the rotation of the second reduction planetary gear member S1, and the transmission hydraulic pressure control device for obtaining the first reverse speed with at least seven forward speeds are provided, they are listed below. A unique effect can be obtained.5Corresponding).
(i)Ring gear input can be achieved for the first planetary gear train constituted by the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 in the first and second gears where a large torque acts, and the automatic transmission can be made compact. be able to.
(ii) Since there is no torque circulation in the second speed, the transmission efficiency of the second speed is improved, and the fuel efficiency can be improved.
(iii)When applying to an automatic transmission of an FR vehicle, the layout can be set so that the number of members passing through the inside of the second planetary gear G2 of the double sun gear type is one, and the isimal type planetary gear train can be downsized. The transmission can be made compact.
(iv)Since the torque is transmitted by the single pinion type third planetary gear G3 at the highest speed of the seventh speed, the gear meshing rate is improved, which is advantageous in terms of vibration noise.
(v)By releasing the third brake B3 and rotating the second ring gear R2 and the second sun gear S2 together by engaging the first clutch C1 and the second clutch C2, the fifth speed can be set as a direct-coupled gear, and torque Transmission efficiency is improved, which can contribute to improvement of fuel consumption.
[0290]
(Seventh embodiment)
[0291]
  First, the configuration will be described.
The seventh embodiment provides claims 1, 2,6,8In the gear transmission for an automatic transmission corresponding to the invention described in 1), the third planetary gear G3 of the first embodiment device (reduction single type 1) is a stepped pinion (reduction single type 1 + stepped pinion type). It is.
[0292]
FIG. 41 (a) shows that the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the first embodiment (deceleration single type 1) is different, and the portion that meshes the third pinion P3 with the third sun gear S3 is large. This is an example in which the portion engaged with the fourth sun gear S4 in the diameter is the third stepped pinion P3 having a small diameter and different number of teeth, and the third ring gear R3 is engaged with the large diameter portion of the third stepped pinion P3.
[0293]
FIG. 41 (b) shows that the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the first embodiment (deceleration single type 1) is different, and the portion that meshes the third pinion P3 with the third sun gear S3 is large. This is an example in which the portion engaged with the fourth sun gear S4 in the diameter is a third stepped pinion P3 having a small diameter and different number of teeth, and the third ring gear R3 is engaged with the small diameter portion of the third stepped pinion P3.
[0294]
FIG. 42 (a) shows a difference in the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the first embodiment device (reduction single type 1), and the portion engaging the third pinion P3 with the third sun gear S3 has a small diameter. In this example, the third step gear S4 has a third stepped pinion P3 having a large diameter and a different number of teeth, and the third ring gear R3 is in mesh with the third stepped pinion P3.
[0295]
FIG. 42 (b) shows that the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the first embodiment device (reduction single type 1) is different, and the portion that meshes the third pinion P3 with the third sun gear S3 has a small diameter. In this example, the third step gear pin P3 has a large diameter and a different number of teeth, and the third ring gear R3 is meshed with the large diameter portion of the third step pinion P3.
[0296]
Since other configurations are the same as those of the first embodiment, description thereof is omitted.
[0297]
Next, the operation will be described.
[0298]
43 is a collinear diagram showing the rotation stop state of the members at the respective shift speeds in the seventh embodiment shown in FIG. 41, and FIG. 44 is the rotation stop state of the members at the respective shift speeds in the seventh embodiment shown in FIG. FIG.
[0299]
Compared to the first embodiment, in the seventh embodiment, the rotational speeds of the second and third sun gears S2, S3 and the rotational speed of the fourth sun gear S4 are different. In the collinear diagram of FIG. 43 and the collinear diagram of FIG. 44, the position of the rotating member having the second and third sun gears S2 and S3 and the position of the rotating member having the fourth sun gear S4 are reversed. .
[0300]
Next, the effect will be described.
As described above, in the gear transmission for automatic transmission according to the seventh embodiment, the following effects can be obtained in addition to the effects of the first embodiment (excluding the effect of (5)).
[0301]
  (10) A double sun gear-type third planetary gear G3 includes two sun gears S3 and S4 having different numbers of teeth, and a third stepped pinion P3 having a different number of teeth meshing with each of the two sun gears S3 and S4; Since the planetary gear has the gear ratio, the gear ratio range can be further increased, the degree of freedom in gear ratio selection is further improved, and the degree of freedom in design is increased. Specifically, the degree of freedom of the speed ratio of the second speed and the highest speed is increased.8Corresponding).
[0302]
(Eighth embodiment)
[0303]
  First, the configuration will be described.
The eighth embodiment is claimed in claim 1., 4,7,8The eighth embodiment is an example in which the third planetary gear G3 of the third embodiment device (reduction double type 1) is a stepped pinion (reduction double type 1+). Stepped pinion type).
[0304]
FIG. 45 (a) shows that the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the third embodiment (deceleration double type 1) is different, and the portion that meshes the third pinion P3 with the third sun gear S3 is large. This is an example in which the portion engaged with the fourth sun gear S4 in the diameter is the third stepped pinion P3 having a small diameter and different number of teeth, and the third ring gear R3 is engaged with the large diameter portion of the third stepped pinion P3.
[0305]
FIG. 45 (b) shows the third pinion P3, the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 by changing the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the third embodiment (deceleration double type 1). The third pinion P3 is a third stepped pinion P3 having a large diameter part engaged with the third sun gear S3 and a small diameter part engaging with the fourth sun gear S4 and having a different number of teeth. This is an example in which the third ring gear R3 is engaged with the small diameter portion of the pinion P3.
[0306]
FIG. 45 (c) shows that the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the third embodiment (deceleration double type 1) is different, and the portion that meshes the third pinion P3 with the fourth sun gear S4 is large. This is an example in which the portion engaged with the third sun gear S3 in the diameter is a third stepped pinion P3 having a small diameter and different number of teeth, and the third ring gear R3 is engaged with the small diameter portion of the third stepped pinion P3.
[0307]
FIG. 45 (d) shows that the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the third embodiment (deceleration double type 1) is different, and the portion that meshes the third pinion P3 with the fourth sun gear S4 is large. This is an example in which the portion engaged with the third sun gear S3 in the diameter is the third stepped pinion P3 having a small diameter and different number of teeth, and the third ring gear R3 is engaged with the large diameter portion of the third stepped pinion P3.
[0308]
The other configuration is the same as that of the fifth embodiment, and the description thereof is omitted.
[0309]
Next, the operation will be described.
[0310]
FIG. 46 is a collinear diagram showing the rotation stop state of the member at each gear position in the eighth embodiment shown in FIGS. 45 (a) and 45 (b), and FIG. 47 is the nomogram shown in FIGS. It is a collinear diagram which shows the rotation stop state of the member in each gear stage in 8 Example apparatus.
[0311]
Compared to the third embodiment, in the eighth embodiment, the rotation speeds of the second and third sun gears S2, S3 and the rotation speed of the fourth sun gear S4 are different. In the collinear diagram of FIG. 46 and the collinear diagram of FIG. 47, the position of the rotating member having the second and third sun gears S2 and S3 and the position of the rotating member having the fourth sun gear S4 are reversed. .
[0312]
Next, the effect will be described.
As described above, in the gear transmission for an automatic transmission according to the eighth embodiment, in addition to the effects of the third embodiment (excluding the effect of (5)), the double sun gear type third planetary gear G3. Is a planetary gear having two sun gears S3, S4 having different number of teeth and a third stepped pinion P3 having a different number of teeth meshing with each of the two sun gears S3, S4. The degree of freedom in selecting the gear ratio is further improved, and the degree of freedom in design is increased. Specifically, the degree of freedom of the speed ratio of the second speed and the highest speed stage is increased.
[0313]
(Ninth embodiment)
[0314]
  First, the configuration will be described.
The ninth embodiment is claimed in claim 1., 4,7,8In the ninth embodiment, the third planetary gear G3 of the fourth embodiment (deceleration double type 2) is a stepped pinion (deceleration double type 2+). Stepped pinion type).
[0315]
FIG. 48 (a) shows a difference in the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the fourth embodiment (deceleration double type 2), and the portion engaging the third pinion P3 with the third sun gear S3 has a small diameter. In this example, the third step gear pin P3 has a large diameter and a different number of teeth, and the third ring gear R3 is meshed with the large diameter portion of the third step pinion P3.
[0316]
FIG. 48 (b) shows that the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the fourth embodiment (deceleration double type 2) have different numbers of teeth, the third pinion P3, the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4. The third pinion P3 is a third stepped pinion P3 with a small diameter part engaged with the third sun gear S3 and a large part diameter part engaged with the fourth sun gear S4 and a different number of teeth. This is an example in which the third ring gear R3 is engaged with the small diameter portion of the pinion P3.
[0317]
FIG. 48 (c) shows a difference in the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the fourth embodiment (deceleration double type 2), and the portion engaging the third pinion P3 with the fourth sun gear S4 has a small diameter. In this example, the third gear S3 is engaged with the third stepped pinion P3 having a large diameter and a different number of teeth, and the third ring gear R3 is engaged with the small diameter portion of the third stepped pinion P3.
[0318]
FIG. 48 (d) shows a difference in the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the fourth embodiment (deceleration double type 2), and the portion engaging the third pinion P3 with the fourth sun gear S4 has a small diameter. In this example, the third gear S3 is a third-stage pinion P3 having a large diameter and a different number of teeth, and the third ring gear R3 is meshed with the large-diameter part of the third-stage pinion P3.
[0319]
The other configuration is the same as that of the fourth embodiment, and the description thereof is omitted.
[0320]
Next, the operation will be described.
[0321]
FIG. 49 is a collinear diagram showing the rotation stop state of the members at the respective shift speeds in the fourteenth embodiment shown in FIGS. 48 (a) and 48 (b), and FIG. 50 is the nomogram shown in FIGS. It is a collinear diagram which shows the rotation stop state of the member in each gear position in 9th Example apparatus.
[0322]
Compared to the fourth embodiment, in the ninth embodiment, the rotation speeds of the second and third sun gears S2, S3 and the rotation speed of the fourth sun gear S4 are different. In the alignment chart of FIG. 49 and the alignment chart of FIG. 50, the position of the rotating member having the second and third sun gears S2 and S3 and the position of the rotating member having the fourth sun gear S4 are reversed. .
[0323]
Next, the effect will be described.
As described above, in the gear transmission for an automatic transmission according to the ninth embodiment, in addition to the effects of the fourth embodiment (excluding the effect of (5)), the double sun gear type third planetary gear G3 is used. Is a planetary gear having two sun gears S3, S4 having different number of teeth and a third stepped pinion P3 having a different number of teeth meshing with each of the two sun gears S3, S4. The degree of freedom in selecting the gear ratio is further improved, and the degree of freedom in design is increased. Specifically, the degree of freedom of the speed ratio of the second speed and the highest speed stage is increased.
[0324]
(Tenth embodiment)
[0325]
First, the configuration will be described.
The tenth embodiment is claimed in claim 1., 4,7,8In the gear transmission for an automatic transmission corresponding to the invention described in the above, the tenth embodiment is an example in which the third planetary gear G3 of the fifth embodiment (deceleration double type 3) is a stepped pinion (deceleration double type 3+ Stepped pinion type).
[0326]
FIG. 51 (a) shows that the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the fifth embodiment (deceleration double type 3) is different, and the portion that meshes the third pinion P3 with the third sun gear S3 is large. This is an example in which the portion engaged with the fourth sun gear S4 in the diameter is a third stepped pinion P3 having a small diameter and different number of teeth, and the third ring gear R3 is engaged with the small diameter portion of the third stepped pinion P3.
[0327]
FIG. 51 (b) shows that the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the fifth embodiment (deceleration double type 3) have different numbers of teeth, the third pinion P3, the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4. The third pinion P3 is a third stepped pinion P3 having a large diameter part engaged with the third sun gear S3 and a small diameter part engaging with the fourth sun gear S4 and having a different number of teeth. This is an example in which the third ring gear R3 is engaged with the large diameter portion of the pinion P3.
[0328]
FIG. 51 (c) shows that the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the fifth embodiment (deceleration double type 3) is different, and the portion that meshes the third pinion P3 with the fourth sun gear S4 has a small diameter. In this example, the third gear S3 is a third-stage pinion P3 having a large diameter and a different number of teeth, and the third ring gear R3 is meshed with the large-diameter part of the third-stage pinion P3.
[0329]
FIG. 51 (d) shows that the number of teeth of the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 of the fifth embodiment (deceleration double type 3) is different, and the portion that meshes the third pinion P3 with the fourth sun gear S4 is large. This is an example in which the portion engaged with the third sun gear S3 in the diameter is a third stepped pinion P3 having a small diameter and different number of teeth, and the third ring gear R3 is engaged with the small diameter portion of the third stepped pinion P3.
[0330]
The other configuration is the same as that of the fifth embodiment, and the description thereof is omitted.
[0331]
Next, the operation will be described.
[0332]
FIG. 52 is a collinear diagram showing the rotation stop state of the member at each gear position in the fifteenth embodiment shown in FIGS. 51 (a) and 51 (b), and FIG. 53 is the nomogram shown in FIGS. It is a collinear diagram which shows the rotation stop state of the member in each gear position in 10 Example apparatus.
[0333]
Compared with the fifth embodiment, in the tenth embodiment, the rotation speeds of the second and third sun gears S2, S3 and the rotation speed of the fourth sun gear S4 are different. 52 and the collinear diagram of FIG. 53, the position of the rotating member having the second and third sun gears S2 and S3 and the position of the rotating member having the fourth sun gear S4 are reversed. .
[0334]
Next, the effect will be described.
As described above, in the gear transmission for an automatic transmission according to the tenth embodiment, in addition to the effects of the fifth embodiment (excluding the effect of (5)), the double sun gear type third planetary gear G3 is used. Is a planetary gear having two sun gears S3, S4 having different number of teeth and a third stepped pinion P3 having a different number of teeth meshing with each of the two sun gears S3, S4. The degree of freedom in selecting the gear ratio is further improved, and the degree of freedom in design is increased. Specifically, the degree of freedom of the speed ratio of the second speed and the highest speed stage is increased.
[0335]
(Eleventh embodiment)
[0336]
  First, the configuration will be described.
First11An embodiment is claimed in claim 1, 5, 7, 8In the eleventh embodiment, the second planetary gear G2 of the sixth embodiment (deceleration double type 4) is a stepped pinion (deceleration double type 4+). Stepped pinion type).
[0337]
FIG. 54 (a) shows that the number of teeth of the second sun gear S2 and the fourth sun gear S4 of the sixth embodiment (deceleration double type 4) is different, and the portion that meshes the second pinion P2 with the fourth sun gear S4 is large. This is an example in which the portion engaged with the second sun gear S2 in diameter is the second stepped pinion P2 having a small diameter and different number of teeth, and the second ring gear R2 is engaged with the large diameter portion of the second stepped pinion P2.
[0338]
FIG. 54 (b) shows that the number of teeth of the second sun gear S2 and the fourth sun gear S4 of the sixth embodiment (deceleration double type 4) is different, and the portion that meshes the second pinion P2 with the fourth sun gear S4 is large. This is an example in which the second gear stage pinion P2 having a small diameter and a different number of teeth is used as the second step gear pinion P2, and the second ring gear R2 is meshed with the second diameter pinion portion P2.
[0339]
FIG. 54 (c) shows a difference in the number of teeth of the second sun gear S2 and the fourth sun gear S4 of the sixth embodiment (deceleration double type 4), and the portion where the second pinion P2 meshes with the fourth sun gear S4 has a small diameter. In this example, the portion engaged with the second sun gear S2 is the second stepped pinion P2 having a large diameter and different number of teeth, and the second ring gear R2 is engaged with the small diameter portion of the second stepped pinion P2.
[0340]
FIG. 54 (d) shows a difference in the number of teeth of the second sun gear S2 and the fourth sun gear S4 of the sixth embodiment (deceleration double type 4), and the portion that meshes the second pinion P2 with the fourth sun gear S4 has a small diameter. In this example, the second gear stage pinion P2 having a large diameter and a different number of teeth is engaged with the second sun gear S2, and the second ring gear R2 is meshed with the large diameter part of the second stepped pinion P2.
[0341]
Since other configurations are the same as those of the sixth embodiment, description thereof is omitted.
[0342]
Next, the operation will be described.
[0343]
FIG. 55 is a collinear diagram showing the rotation stop state of the member at each gear position in the eleventh embodiment shown in FIGS. 54 (a) and 54 (b). FIG. 56 is a nomographic chart showing the members shown in FIGS. It is a collinear diagram which shows the rotation stop state of the member in each gear position in 11th Example apparatus.
[0344]
Compared to the sixth embodiment, in the eleventh embodiment, the rotation speeds of the second and third sun gears S2, S3 and the rotation speed of the fourth sun gear S4 are different. 55 and the collinear diagram of FIG. 56, the position of the rotating member having the second and third sun gears S2 and S3 and the position of the rotating member having the fourth sun gear S4 are reversed. .
[0345]
Next, the effect will be described.
As described above, in the gear transmission for an automatic transmission according to the eleventh embodiment, in addition to the effects of the sixth embodiment (excluding the effect of (5)), the double sun gear type second planetary gear G2 is used. Is a planetary gear having two sun gears S2 and S4 having different number of teeth and a second stepped pinion P2 having a different number of teeth meshing with each of the two sun gears S2 and S4. The degree of freedom in selecting the gear ratio is further improved, and the degree of freedom in design is increased. Specifically, the degree of freedom of the speed ratio of the second speed and the highest speed stage is increased.
[0346]
As mentioned above, although the gear transmission for automatic transmissions of the present invention has been described based on the first to eleventh embodiments, the specific configuration is not limited to these embodiments, and Design changes and additions are allowed without departing from the scope of the present invention described in the claims of the scope. For example, in the first and second embodiments, the first planetary gear G1, which is a reduction device, is connected to the first ring gear R1 and the third brake B3 as the first reduction planetary gear member connected to the input unit. Although the first sun gear S1 has been described as an example of the planetary gear member, the first sun gear S1 is connected to the input unit to be the first reduction planetary gear member, and the first ring gear R1 is the second reduction planetary gear member. But you can. Similarly, in the third and fourth embodiments, the first sun gear S1 is connected to the input section to be the first reduction planetary gear member, and the first pinion carrier PC1 is connected to the third brake to be the second reduction planetary gear member. It may be a thing. The gear transmission for an automatic transmission according to the present invention is useful as a transmission for a vehicle that requires a multi-stage shift stage. It is suitable for use in a gear transmission part of an automatic transmission connected to the.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a first embodiment.
FIG. 2 is a fastening table of a gear transmission for an automatic transmission according to a first embodiment.
FIG. 3 is an alignment chart in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
FIG. 4 is a torque flow diagram of first speed, second speed, and third speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
FIG. 5 is a torque flow diagram of fourth speed and fifth speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
FIG. 6 is a torque flow diagram of sixth speed and seventh speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
FIG. 7 is a torque flow diagram of the first reverse speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
FIG. 8 is an explanatory diagram of torque circulation at the second speed in a gear transmission for an automatic transmission using a Ravigneaux type compound planetary gear train.
FIG. 9 is a diagram showing a torque transmission path at the first speed in the Simpson type planetary gear train and the Ravigneaux type planetary gear train.
FIG. 10 is an explanatory diagram showing that a ring gear input is more advantageous than a carrier input.
FIG. 11 is an explanatory diagram showing that carrier input for obtaining an overdrive gear stage cannot be realized in the case of a Simpson type planetary gear train, and an explanatory diagram showing that a double sun gear type planetary gear has five members.
FIG. 12 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a second embodiment.
FIG. 13 is a first-speed torque flow diagram in the gear transmission for an automatic transmission according to the second embodiment.
FIG. 14 is a second-speed torque flow diagram in the gear transmission for an automatic transmission according to the second embodiment;
FIG. 15 is a third-speed torque flow diagram in the gear transmission for an automatic transmission according to the second embodiment;
FIG. 16 is a fourth-speed torque flow diagram in the gear transmission for an automatic transmission according to the second embodiment;
FIG. 17 is a torque flow diagram of fifth speed, sixth speed, and seventh speed in the gear transmission for automatic transmission according to the second embodiment.
FIG. 18 is a torque flow diagram of the first reverse speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the second embodiment.
FIG. 19 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a third embodiment.
FIG. 20 is an alignment chart in a gear transmission for an automatic transmission according to a third embodiment.
FIG. 21 is a torque flow diagram of first speed, second speed and third speed in the gear transmission for automatic transmission according to the third embodiment;
FIG. 22 is a torque flow diagram of fourth speed and fifth speed in the gear transmission for automatic transmission according to the third embodiment.
FIG. 23 is a torque flow diagram of sixth speed and seventh speed in the gear transmission for automatic transmission according to the third embodiment.
FIG. 24 is a torque flow diagram of first reverse speed in the gear transmission for automatic transmission according to the third embodiment;
FIG. 25 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a fourth embodiment.
FIG. 26 is a torque flow diagram of first speed and second speed in the gear transmission for automatic transmission according to the fourth embodiment.
FIG. 27 is a third- and fourth-speed torque flow diagram in the automatic transmission gear transmission according to the fourth embodiment;
FIG. 28 is a torque flow diagram of fifth speed, sixth speed, and seventh speed in the gear transmission for automatic transmission according to the fourth embodiment.
FIG. 29 is a torque flow diagram of the first reverse speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the fourth embodiment.
FIG. 30 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a fifth embodiment.
FIG. 31 is a first-speed torque flow diagram in the automatic transmission gear transmission of the fifth embodiment;
FIG. 32 is a second-speed torque flow diagram in the gear transmission for an automatic transmission according to the fifth embodiment.
FIG. 33 is a third- and fourth-speed torque flow diagram for the automatic transmission gear transmission according to the fifth embodiment;
FIG. 34 is a torque flow diagram of fifth speed, sixth speed, and seventh speed in the gear transmission for automatic transmission according to the fifth embodiment.
FIG. 35 is a torque flow diagram of first reverse speed in the gear transmission for automatic transmission according to the fifth embodiment.
FIG. 36 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a sixth embodiment.
FIG. 37 is a torque flow diagram of first speed and second speed in the gear transmission for automatic transmission according to the sixth embodiment.
FIG. 38 is a third and fourth torque flow diagram of the automatic transmission gear transmission according to the sixth embodiment;
FIG. 39 is a torque flow diagram of fifth speed, sixth speed, and seventh speed in the gear transmission for automatic transmission according to the sixth embodiment;
FIG. 40 is a torque flow diagram of first reverse speed in the gear transmission for automatic transmission according to the sixth embodiment.
FIG. 41 is a skeleton diagram showing a stepped pinion pattern of a gear transmission for an automatic transmission according to a seventh embodiment.
FIG. 42 is a skeleton diagram showing a stepped pinion pattern of a gear transmission for an automatic transmission according to a seventh embodiment.
FIG. 41 is a collinear diagram for the seventh embodiment apparatus shown in FIG. 42;
44 is a collinear diagram for the seventh embodiment apparatus shown in FIG. 42; FIG.
FIG. 45 is a skeleton diagram showing a stepped pinion pattern of a gear transmission for an automatic transmission according to an eighth embodiment.
46 is a collinear diagram for the apparatus of the eighth embodiment shown in FIGS. 45 (a) and 45 (b). FIG.
47 is a collinear diagram for the apparatus of the eighth embodiment shown in FIGS. 45 (c) and 45 (d). FIG.
FIG. 48 is a skeleton diagram showing a stepped pinion pattern of a gear transmission for an automatic transmission according to a ninth embodiment.
49 is a collinear diagram for the ninth embodiment shown in FIGS. 48 (a) and 48 (b). FIG.
50 is a collinear diagram for the ninth embodiment shown in FIGS. 48 (c) and 48 (d). FIG.
FIG. 51 is a skeleton diagram showing a stepped pinion pattern of a gear transmission for an automatic transmission according to a tenth embodiment.
52 is a collinear diagram for the apparatus of the tenth embodiment shown in FIGS. 51 (a) and 51 (b). FIG.
FIG. 53 is a collinear diagram for the fifteenth embodiment apparatus shown in FIGS. 51 (c) and 51 (d).
FIG. 54 is a skeleton diagram showing a stepped pinion pattern of a gear transmission for an automatic transmission according to an eleventh embodiment.
55 is a collinear diagram for the eleventh embodiment apparatus shown in FIGS. 54 (a) and 54 (b). FIG.
56 is a collinear diagram for the eleventh embodiment apparatus shown in FIGS. 54 (c) and 54 (d). FIG.
[Explanation of symbols]
C1 1st clutch
C2 Second clutch
C3 3rd clutch
B1 First brake
B2 Second brake
B3 3rd brake
G1 1st planetary gear
G2 Second planetary gear
G3 3rd planetary gear

Claims (9)

駆動源からの回転を入力する入力部と、
変速された回転を出力する出力部と、
三組の遊星ギヤと、
複数の回転要素間を一体的に連結する複数のメンバと、
前記入力部，前記出力部，前記メンバ及び前記三組の遊星ギヤの各回転要素間に配置され、選択的に断接する３つのクラッチと選択的に固定する３つのブレーキと、を備え、
前記３つのクラッチと前記３つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進７速・後退１速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、
前記三組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、入力回転を減速する減速装置とし、
残り二組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、２つのサンギヤと、該２つのサンギヤの各々と噛み合うピニオンと、前記２つのサンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバを有するキャリヤと、前記ピニオンに噛み合う１つのリングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとし、
前記減速装置である遊星ギヤを第１遊星ギヤ、前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを第３遊星ギヤ、残りの遊星ギヤを第２遊星ギヤとしたとき、
前記第１遊星ギヤは、前記入力部に連結する第１の減速遊星ギヤメンバと、第３ブレーキに連結して選択的に停止可能な第２の減速遊星ギヤメンバと、前記第２の減速遊星ギヤメンバの停止時に減速回転を出力する第３の減速遊星ギヤメンバとを有し、
前記第２遊星ギヤと前記第３遊星ギヤとは、前記第２遊星ギヤの回転メンバと前記第３遊星ギヤの回転メンバとを一体的に連結する連結メンバを含んで５つの回転メンバで構成される遊星ギヤセットであって、
前記第３遊星ギヤの一方のサンギヤを含み、該サンギヤを選択的に停止（固定）可能な第２ブレーキに連結する第１回転メンバと、
前記第３遊星ギヤの他方のサンギヤを含み、該サンギヤと前記第３の減速遊星ギヤメンバとを選択的に断接可能な第２クラッチに連結する第２回転メンバと、
前記連結メンバを含み、前記出力部に連結する第３回転メンバと、
前記第１の減速遊星ギヤメンバとを選択的に断接可能な第３クラッチと選択的に停止（固定）可能な第１ブレーキとに連結する第４回転メンバと、
前記第３の減速遊星ギヤメンバとを選択的に断接可能な第１クラッチに連結する第５回転メンバと、を有し、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により１速、前記第１クラッチと前記第２ブレーキと前記第３ブレーキの締結により２速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３ブレーキの締結により３速、前記第１クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により４速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により５速、前記第２クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により６速、前記第３クラッチと前記第３ブレーキと前記第２ブレーキの締結により７速、前記第２クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により後退速とし、少なくとも前進７速で後退１速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。An input unit for inputting rotation from a driving source;
An output unit for outputting the rotated rotation;
Three sets of planetary gears,
A plurality of members integrally connecting the plurality of rotating elements;
The input unit, the output unit is disposed between the rotary elements of the members and the three planetary gears, provided with three brakes selectively securing the three clutches selectively disengaging the,
By appropriately engaging and disengaging the three brakes and the three clutches, the gear change device for an automatic transmission having a shift control means for obtaining at least seven forward speeds, one reverse speed,
Of the three sets of planetary gears, one set of planetary gears is a reduction gear that decelerates input rotation,
Of the remaining two sets of planetary gears, one set of planetary gears is arranged between two sun gears, a pinion that meshes with each of the two sun gears, and a center that inputs or outputs rotation. A double sun gear planetary gear having a carrier having a member and one ring gear meshing with the pinion;
When the planetary gear which is the reduction gear is a first planetary gear, the double sun gear type planetary gear is a third planetary gear, and the remaining planetary gears are second planetary gears,
The first planetary gear includes a first reduction planetary gear member connected to the input unit, a second reduction planetary gear member that can be selectively stopped by being connected to a third brake, and the second reduction planetary gear member. A third reduction planetary gear member that outputs a reduced speed rotation when stopped,
Wherein the second planetary gear and said third planetary gear, is composed of five rotating members include a connecting member for integrally connecting the rotary member and the rotation member of the second planetary gear and the third planetary gear Planetary gear set
A first rotating member including one sun gear of the third planetary gear and connected to a second brake capable of selectively stopping (fixing) the sun gear;
Wherein the other sun gear of said third planetary gear, a second rotary member for selectively connecting the connecting and disconnecting possible second clutch and the sun gear and the front Symbol third reduction planetary transmission element,
A third rotating member including the connecting member and connected to the output unit;
A fourth rotary member connected to the front Symbol first reduction planetary transmission element and selectively connecting and disconnecting possible third clutch and selectively stopping (fixed) can first brake,
Before SL has a fifth rotary member connected to the third selectively connecting and disconnecting can first clutch and a speed reduction planetary transmission element of the,
First speed by engaging said first clutch and said first brake third brake, fastened by a second speed of the first clutch and the second brake and the third brake, and said first clutch and said second clutch the third third speed through engagement of the brake, wherein the first clutch and the third clutch third fourth speed by engaging the brake, the fifth speed by engaging said first clutch and said second clutch and said third clutch, 6 speed by engaging the third brake and the said second clutch third clutch, 7 speed by engaging the third said clutch and said third brake second brake, and the second clutch and the first brake A gear transmission for an automatic transmission, comprising a shift control means for obtaining a reverse speed by at least seven forward speeds by setting the reverse speed by engaging the third brake. 第１の減速遊星ギヤメンバと、第２の減速遊星ギヤメンバと、前記第１の減速遊星ギヤメンバと前記第２の減速遊星ギヤメンバとに噛み合う第１ピニオンを支持する第１キャリヤと、を有する減速装置としてのシングルピニオン型遊星ギヤである第１遊星ギヤと、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合う第２ピニオンを支持する第２キャリヤと、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである第２遊星ギヤと、
第３サンギヤ及び第４サンギヤと、両サンギヤの各々に噛み合う第３ピニオンと、前記第３サンギヤ及び前記第４サンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバを有し、前記第３ピニオンを支持する第３キャリヤと、前記第３ピニオンに噛み合う１つの第３リングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである第３遊星ギヤと、
前記第１の減速遊星ギヤメンバに連結され、駆動源からの回転を入力する入力部と、
前記第２キャリヤに連結され、変速された回転を出力する出力部と、
前記第２サンギヤと前記第３サンギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
前記第２キャリヤと前記第３リングギヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを選択的に断接する第１クラッチと、
前記第１キャリヤと前記第２サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
前記入力部と前記第３キャリヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
前記第３キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
前記第４サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
前記第２の減速遊星ギヤメンバを選択的に停止（固定）可能な第３ブレーキと、
を備え、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により１速、前記第１クラッチと前記第２ブレーキと前記第３ブレーキの締結により２速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３ブレーキの締結により３速、前記第１クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により４速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により５速、前記第２クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により６速、前記第３クラッチと前記第３ブレーキと前記第２ブレーキの締結により７速、前記第２クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により後退速とし、少なくとも前進７速で後退１速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。A first speed reduction planetary transmission element, and a second reduction planetary transmission element, reducing that having a, a first a carrier for supporting a first pinion meshing with said first reduction planetary transmission element and the second speed-reducing planetary transmission element A first planetary gear which is a single pinion type planetary gear as a speed device;
A second planetary gear that is a single pinion planetary gear having a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier that supports a second pinion meshing with both gears;
A third sun gear and the fourth sun gear, a third pinion meshing with each of the two sun gears is disposed between the third sun gear and the fourth sun gear and having a center member for inputting or outputting rotation, said first 3 and a third carrier supporting the pinion, a third planetary gear is holder Burusangiya type planetary gear having a, and one third ring gear meshing with the third pinion,
Coupled to the first reduction planetary transmission element, an input unit for inputting a rotation from a drive source,
Is connected to the second carrier, and an output unit that outputs the rotation speed is changed,
A first connecting member for integrally connecting the third sun gear and the second sun gear,
A second connecting member for integrally connecting the third ring gear and said second carrier,
A first clutch that is in contact selectively connects and disconnects the second ring gear and the first carrier,
A second clutch that is in contact selectively connects and disconnects the second sun gear and the first carrier,
A third clutch which is in contact selectively connects and disconnects the third carrier and the input unit,
A first brake for selectively stopping the rotation of the third carrier;
A second brake for selectively stopping the rotation of the fourth sun gear;
A third brake for the front Stories second reduction planetary transmission element selectively stopped (fixed),
With
First speed by engaging said first clutch and said first brake third brake, fastened by a second speed of the first clutch and the second brake and the third brake, and said first clutch and said second clutch the third third speed through engagement of the brake, wherein the first clutch and the third clutch third fourth speed by engaging the brake, the fifth speed by engaging said first clutch and said second clutch and said third clutch, 6 speed by engaging the third brake and the said second clutch third clutch, 7 speed by engaging the third said clutch and said third brake second brake, and the second clutch and the first brake A gear transmission for an automatic transmission, comprising a shift control means for obtaining a reverse speed by at least seven forward speeds by setting the reverse speed by engaging the third brake. 第１の減速遊星ギヤメンバと、第２の減速遊星ギヤメンバと、前記第１の減速遊星ギヤメンバと前記第２の減速遊星ギヤメンバとに噛み合う第１ピニオンを支持する第１キャリヤと、を有する減速装置としてのシングルピニオン型遊星ギヤである第１遊星ギヤと、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合う第２ピニオンを支持する第２キャリヤと、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである第２遊星ギヤと、
第３サンギヤ及び第４サンギヤと、両サンギヤの各々に噛み合う第３ピニオンと、前記第３サンギヤ及び前記第４サンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバを有し、前記第３ピニオンを支持する第３キャリヤと、前記第３ピニオンに噛み合う１つの第３リングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである第３遊星ギヤと、
前記第１の減速遊星ギヤメンバに連結され、駆動源からの回転を入力する入力部と、
前記第２キャリヤに連結され、変速された回転を出力する出力部と、
前記第２サンギヤと前記第３サンギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
前記第２キャリヤと前記第３リングギヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
前記第１キャリヤと前記第２リングギヤとを選択的に断接する第１クラッチと、
前記第１キャリヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
前記入力部と前記第３キャリヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
前記第３キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
前記第２サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
前記第２の減速遊星ギヤメンバを選択的に停止（固定）可能な第３ブレーキと、
を備え、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により１速、前記第１クラッチと前記第２ブレーキと前記第３ブレーキの締結により２速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３ブレーキの締結により３速、前記第１クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により４速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により５速、前記第２クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により６速、前記第３クラッチと前記第３ブレーキと前記第２ブレーキの締結により７速、前記第２クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により後退速とし、少なくとも前進７速で後退１速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。A first speed reduction planetary transmission element, and a second reduction planetary transmission element, reducing that having a, a first a carrier for supporting a first pinion meshing with said first reduction planetary transmission element and the second speed-reducing planetary transmission element A first planetary gear which is a single pinion type planetary gear as a speed device;
A second planetary gear that is a single pinion planetary gear having a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier that supports a second pinion meshing with both gears;
A third sun gear and the fourth sun gear, a third pinion meshing with each of the two sun gears is disposed between the third sun gear and the fourth sun gear and having a center member for inputting or outputting rotation, said first 3 and a third carrier supporting the pinion, a third planetary gear is holder Burusangiya type planetary gear having a, and one third ring gear meshing with the third pinion,
Coupled to the first reduction planetary transmission element, an input unit for inputting a rotation from a drive source,
Is connected to the second carrier, and an output unit that outputs the rotation speed is changed,
A first connecting member for integrally connecting the third sun gear and the second sun gear,
A second connecting member for integrally connecting the third ring gear and said second carrier,
A first clutch that is in contact selectively connects and disconnects the second ring gear and the first carrier,
A second clutch that is in contact selectively connects and disconnects the fourth sun gear and the first carrier,
A third clutch which is in contact selectively connects and disconnects the third carrier and the input unit,
A first brake for selectively stopping the rotation of the third carrier;
A second brake for selectively stopping the rotation of the second sun gear;
A third brake for the front Stories second reduction planetary transmission element selectively stopped (fixed),
With
First speed by engaging said first clutch and said first brake third brake, fastened by a second speed of the first clutch and the second brake and the third brake, and said first clutch and said second clutch the third third speed through engagement of the brake, wherein the first clutch and the third clutch third fourth speed by engaging the brake, the fifth speed by engaging said first clutch and said second clutch and said third clutch, 6 speed by engaging the third brake and the said second clutch third clutch, 7 speed by engaging the third said clutch and said third brake second brake, and the second clutch and the first brake A gear transmission for an automatic transmission, comprising a shift control means for obtaining a reverse speed by at least seven forward speeds by setting the reverse speed by engaging the third brake. 第１の減速遊星ギヤメンバと、第２の減速遊星ギヤメンバと、第１リングギヤと、を有する減速装置としてのダブルピニオン型遊星ギヤである第１遊星ギヤと、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合う第２ピニオンを支持する第２キャリヤと、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである第２遊星ギヤと、
第３サンギヤ及び第４サンギヤと、両サンギヤの各々に噛み合う第３ピニオンと、前記第３サンギヤ及び前記第４サンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバを有し、前記第３ピニオンを支持する第３キャリヤと、前記第３ピニオンに噛み合う１つの第３リングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである第３遊星ギヤと、
前記第１の減速遊星ギヤメンバに連結され、駆動源からの回転を入力する入力部と、
前記第２キャリヤに連結され、変速された回転を出力する出力部と、
前記第２サンギヤと前記第３サンギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
前記第２キャリヤと前記第３リングギヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
前記第１リングギヤと前記第２リングギヤとを選択的に断接する第１クラッチと、
前記第１リングギヤと前記第２サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
前記入力部と前記第３キャリヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
前記第３キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
前記第４サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
前記第２の減速遊星ギヤメンバを選択的に停止（固定）可能な第３ブレーキと、
を備え、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により１速、前記第１クラッチと前記第２ブレーキと前記第３ブレーキの締結により２速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３ブレーキの締結により３速、前記第１クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により４速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により５速、前記第２クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により６速、前記第３クラッチと前記第３ブレーキと前記第２ブレーキの締結により７速、前記第２クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により後退速とし、少なくとも前進７速で後退１速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。A first planetary gear which is a double pinion planetary gear as a reduction gear having a first reduction planetary gear member, a second reduction planetary gear member, and a first ring gear;
A second planetary gear that is a single pinion planetary gear having a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier that supports a second pinion meshing with both gears;
A third sun gear and the fourth sun gear, a third pinion meshing with each of the two sun gears is disposed between the third sun gear and the fourth sun gear and having a center member for inputting or outputting rotation, said first A third planetary gear which is a double sun gear type planetary gear having a third carrier supporting a three pinion and one third ring gear meshing with the third pinion;
Coupled to the first reduction planetary transmission element, an input unit for inputting a rotation from a drive source,
Is connected to the second carrier, and an output unit that outputs the rotation speed is changed,
A first connecting member for integrally connecting the third sun gear and the second sun gear,
A second connecting member for integrally connecting the third ring gear and said second carrier,
A first clutch that is in contact selectively connects and disconnects the second ring gear and said first ring gear,
A second clutch that is in contact selectively connects and disconnects the second sun gear and said first ring gear,
A third clutch which is in contact selectively connects and disconnects the third carrier and the input unit,
A first brake for selectively stopping the rotation of the third carrier;
A second brake for selectively stopping the rotation of the fourth sun gear;
A third brake for the front Stories second reduction planetary transmission element selectively stopped (fixed),
With
First speed by engaging said first clutch and said first brake third brake, fastened by a second speed of the first clutch and the second brake and the third brake, and said first clutch and said second clutch the third third speed through engagement of the brake, wherein the first clutch and the third clutch third fourth speed by engaging the brake, the fifth speed by engaging said first clutch and said second clutch and said third clutch, 6 speed by engaging the third brake and the said second clutch third clutch, 7 speed by engaging the third said clutch and said third brake second brake, and the second clutch and the first brake A gear transmission for an automatic transmission, comprising a shift control means for obtaining a reverse speed by at least seven forward speeds by setting the reverse speed by engaging the third brake. 第１の減速遊星ギヤメンバと、第２の減速遊星ギヤメンバと、第１リングギヤと、を有する減速装置としてのダブルピニオン型遊星ギヤである第１遊星ギヤと、
第２サンギヤ及び第４サンギヤと、両サンギヤの各々に噛み合う第２ピニオンと、前記第２サンギヤ及び前記第４サンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバを有し、前記第２ピニオンを支持する第２キャリヤと、前記第２ピニオンに噛み合う１つの第２リングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである第２遊星ギヤと、
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合う第３ピニオンを支持する第３キャリヤと、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである第３遊星ギヤと、
前記第１の減速遊星ギヤメンバに連結され、駆動源からの回転を入力する入力部と、
前記第２キャリヤに連結され、変速された回転を出力する出力部と、
前記第２サンギヤと前記第３サンギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
前記第２キャリヤと前記第３リングギヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
前記第１リングギヤと前記第２リングギヤとを選択的に断接する第１クラッチと、
前記第１リングギヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
前記入力部と前記第３キャリヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
前記第３キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
前記第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
前記第２の減速遊星ギヤメンバを選択的に停止（固定）可能な第３ブレーキと、
を備え、
前記第１クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により１速、前記第１クラッチと前記第２ブレーキと前記第３ブレーキの締結により２速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３ブレーキの締結により３速、前記第１クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により４速、前記第１クラッチと前記第２クラッチと前記第３クラッチの締結により５速、前記第２クラッチと前記第３クラッチと前記第３ブレーキの締結により６速、前記第３クラッチと前記第３ブレーキと前記第２ブレーキの締結により７速、前記第２クラッチと前記第１ブレーキと前記第３ブレーキの締結により後退速とし、少なくとも前進７速で後退１速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。A first planetary gear which is a double pinion planetary gear as a reduction gear having a first reduction planetary gear member, a second reduction planetary gear member, and a first ring gear;
A second sun gear and the fourth sun gear, a second pinion meshing with each of the two sun gears is disposed between the second sun gear and said fourth sun gear and having a center member for inputting or outputting rotation, said first A second planetary gear that is a double sun gear planetary gear having a second carrier that supports two pinions, and one second ring gear that meshes with the second pinion;
A third planetary gear which is a single pinion planetary gear having a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier supporting a third pinion meshing with both gears;
Coupled to the first reduction planetary transmission element, an input unit for inputting a rotation from a drive source,
Is connected to the second carrier, and an output unit that outputs the rotation speed is changed,
A first connecting member for integrally connecting the third sun gear and the second sun gear,
A second connecting member for integrally connecting the third ring gear and said second carrier,
A first clutch that is in contact selectively connects and disconnects the second ring gear and said first ring gear,
A second clutch that is in contact selectively connects and disconnects the fourth sun gear and said first ring gear,
A third clutch which is in contact selectively connects and disconnects the third carrier and the input unit,
A first brake for selectively stopping the rotation of the third carrier;
A second brake for selectively stopping the rotation of the third sun gear;
A third brake for the front Stories second reduction planetary transmission element selectively stopped (fixed),
With
First speed by engaging said first clutch and said first brake third brake, fastened by a second speed of the first clutch and the second brake and the third brake, and said first clutch and said second clutch the third third speed through engagement of the brake, wherein the first clutch and the third clutch third fourth speed by engaging the brake, the fifth speed by engaging said first clutch and said second clutch and said third clutch, 6 speed by engaging the third brake and the said second clutch third clutch, 7 speed by engaging the third said clutch and said third brake second brake, and the second clutch and the first brake A gear transmission for an automatic transmission, comprising a shift control means for obtaining a reverse speed by at least seven forward speeds by setting the reverse speed by engaging the third brake. 請求項１に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第１遊星ギヤは、シングルピニオン型であることを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。The gear transmission for an automatic transmission according to claim 1,
A gear transmission for an automatic transmission, wherein the first planetary gear is a single pinion type. 請求項１に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第１遊星ギヤは、ダブルピニオン型であることを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。The gear transmission for an automatic transmission according to claim 1,
A gear transmission for an automatic transmission, wherein the first planetary gear is of a double pinion type. 請求項１ないし７いずれか１つに記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを、異なる歯数を有する２つのサンギヤと、該２つのサンギヤの各々に噛み合う歯数の異なる段付きピニオンと、を有する遊星ギヤとしたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。The gear transmission for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 7,
For the automatic transmission, the double sun gear planetary gear is a planetary gear having two sun gears having different numbers of teeth and stepped pinions having different numbers of teeth meshing with the two sun gears. Gear transmission. 請求項１ないし７いずれか１つに記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを、同じ歯数を有する２つのサンギヤと、該２つのサンギヤの各々に噛み合うピニオンと、を有する遊星ギヤとしたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。The gear transmission for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 7,
A gear transmission for an automatic transmission, characterized in that the double sun gear planetary gear is a planetary gear having two sun gears having the same number of teeth and a pinion meshing with each of the two sun gears.
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