JP3906576B2 - 車両用自動変速機 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両に搭載される横置式の自動変速機に関し、特に、そのギヤトレインにおける各変速機構成要素の配置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両用自動変速機の一形態として、フロントエンジン・フロントドライブ（ＦＦ）車又はリヤエンジン・リヤドライブ（ＲＲ）車用の横置式の自動変速機がある。こうした形式の自動変速機では、エンジンの出力軸と同軸の主軸と、これと並行する車軸と同軸のデフ軸との間に、カウンタ軸を配した３軸構成が採られる。横置式の自動変速機では、車両の左右ホイールの間にエンジンと自動変速機を直列に並べて搭載する配置となるため、自動変速機の軸長が著しく制限されるばかりでなく、配設スペースの制約や最低地上高の確保のために、上記３軸の軸間距離も制約される。そこで、こうした自動変速機のギヤトレインは、主として軸長を延ばす要素となる多数の変速要素をもつプラネタリギヤセットの使用を避け、また、主として軸間距離を広げる要素となるクラッチやブレーキの数を可能な限り少なくした構成のものとしなければならない。
【０００３】
他方、ドライバビリティの確保のみならず、省エネルギに不可欠な燃費の向上のために、自動変速機の多段化の要求があり、こうした要求に応えるには、ギヤトレインの変速段数当たりの変速要素数とクラッチやブレーキ数の一層の削減が必要となる。そこで、最小限の変速要素からなるプラネタリギヤセットを用い、それを操作する３つのクラッチと２つのブレーキとで、前進６速・後進１速を達成するギヤトレインが特開平４−２１９５５３号公報において提案されている。この提案に係るギヤトレインは、エンジン出力回転と、それを減速した回転とを３つのクラッチを用いて適宜変速機の４つの変速要素からなるプラネタリギヤセットへ２つの速度の異なる入力として入力させ、２つのブレーキで２つの変速要素を係止制御することで多段の６速を達成するものである。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記のように、この提案に係るギヤトレイン構成は、変速段数当たりの変速要素数、必要とするクラッチ及びブレーキの数において非常に合理的なものであるが、実用面での問題がないわけではない。横置式の自動変速機の場合、車両の幅方向の中心に対して外側、すなわち主軸上で後端（本明細書を通じて、動力が入力される側を前として軸上の位置関係を規定する）側に配置される変速機構成部材と車両側のメンバーとの干渉を避けるために、変速機全長の短縮と併せて、特に変速機後端部の小径化必要である。この点に関して上記構成では、プラネタリギヤセットの軸方向前側にまとめてクラッチ及びブレーキを配置し、後端部に主軸からの変速出力をカウンタ軸に伝達するカウンタギヤ列を配したレイアウトを採っているが、こうした配置では、変速機後端部の小径化は困難である。
【０００５】
また、横置式の自動変速機では、車種等によって異なる主軸とデフ軸との軸間距離に適宜対応可能なように、できるだけ大きなギヤ径のデフリングギヤの配設を可能としておき、車両に応じて軸間距離を詰める方向で、異なる車種への対応を取ることが通常行われる。したがって、この面で、可能な限り大きなデフリングギヤを配設可能とし、カウンタ軸とデフ軸との間で大きな減速比を得られるようにしておき、変速機全体としてのギヤ比の選択の自由度を増加させることが望ましいが、上記のように制限された軸間距離の中では、デフリングギヤのギヤ径を大きくすることは、デフリングギヤと主軸側の要素との干渉が問題となってくる。こうした点からみると、上記提案の構成では、デフリングギヤをトルクコンバータと変速機構の間の主軸側の要素のない軸方向位置に配置しており、主軸側の要素との干渉を避けることができるが、反面、こうした構成では、デフリングギヤを主軸側に入り込ませる分だけ主軸側の軸長が長くなり、しかもそれに関連してカウンタ軸長も長くなるため、変速機の質量増加を招くことになる。
【０００６】
そこで、こうした問題点を解決するために、カウンタドライブギヤを変速機の後端部より前方に配置し、後端部以外の部位で構成部材をできるだけ径方向に重ねる等の配置が想起される。しかしながら、単に構成部材を径方向に重ねた配置にすると、径方向寸法が増大してしまう。特に、変速機前端部は、デフリングギヤとの干渉が問題となる部位であり、この部位で主軸側の構成部材の径方向寸法が増大すると、主軸とデフ軸との制限された軸間距離の中で、デフリングギヤが小径化してしまい、十分なデフ比が得られず、変速機全体としてのギヤ比の選択の自由度が低下してしまう。
【０００７】
このように、制約された軸間距離の中でデフリングギヤの相対的大径化を維持しつつ、多段自動変速機の軽量・コンパクト化を図り、車両への搭載性を向上させることは、変速機を構成するギヤ、摩擦要素等の緻密なレイアウトの工夫なくしては、簡単に解決できない問題である。
【０００８】
本発明は、こうした事情に鑑みなされたものであり、軸長の短縮と所要部位の小径化により車両搭載性を向上させながら、変速機全体としてのギヤ比の選択の自由度を確保することを可能とする自動変速機のレイアウトを提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するため、本発明は、主軸と、カウンタ軸と、デフ軸とを備え、主軸上に、少なくとも４つの変速要素を有するプラネタリギヤセットと、減速プラネタリギヤと、カウンタドライブギヤと、少なくとも２つのブレーキと、３つのクラッチとが配置され、デフ軸上にデフリングギヤが配置された車両用自動変速機であって、第１〜第３のクラッチの選択的係合と、第１及び第２のブレーキの必要に応じた択一的係合とにより、主軸上の入力軸の回転が、一方で減速プラネタリギヤを介する減速回転としてプラネタリギヤセットの第１の変速要素及び第２の変速要素に入力され、他方で非減速回転を第３の変速要素に入力され、必要に応じて１つの変速要素が係止されることで、第４の変速要素の変速回転となってカウンタドライブギヤに出力されるものにおいて、
少なくとも第２のブレーキがバンドブレーキで構成され、
主軸上の前端側に第３の変速要素に非減速回転を入力する第２のクラッチが、またその外周側に前記バンドブレーキが、互いに軸方向位置が重なるように配置され、
前記第２のクラッチの軸方向後方側に前記カウンタドライブギヤが配置され、
該カウンタドライブギヤの軸方向後方側に、前記第１の変速要素に減速回転を入力する第１のクラッチ及び前記第２の変速要素に減速回転を入力する第３のクラッチが配置され、
前記デフ軸上のデフリングギヤが、前記第２のクラッチとバンドブレーキの軸方向位置と重なる軸方向位置を含むそれより前方に配置されたことを特徴とする。
【００１０】
上記の構成において、カウンタ軸の短縮との関連で、前記デフリングギヤは、第２のクラッチとバンドブレーキの軸方向位置と重なる軸方向位置に配置された構成とするのが有効である。
【００１１】
そして、カウンタ軸を更に短縮する意味で、前記カウンタドライブギヤは、主軸上で第２のクラッチとバンドブレーキに隣接する軸方向位置に配置された構成とするのが有効である。
【００１２】
更に、自動変速機後端部の小径化を図るうえでは、前記カウンタドライブギヤの一方側に、順次、プラネタリギヤセット、減速プラネタリギヤ、第１の変速要素に入力する第１のクラッチの油圧サーボ及び第２の変速要素に入力する第３のクラッチの油圧サーボが配置され、プラネタリギヤセットの外周側に、第１のクラッチと第３のクラッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置された構成を採るのが有効である。
【００１３】
一方、主軸の軸長を短縮するには、前記カウンタドライブギヤの一方側に、順次、プラネタリギヤセット、減速プラネタリギヤ及び第１の変速要素に入力する第１のクラッチの油圧サーボが配置され、プラネタリギヤセットの外周側に、第１のクラッチと第３のクラッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置され、第１のクラッチの油圧サーボの外周側に第３のクラッチの油圧サーボが配置された構成とするのが有効である。
【００１４】
また、油圧サーボのコンパクト化を図るうえでは、前記第１のクラッチの油圧サーボと第３のクラッチの油圧サーボは、共通のシリンダの内側と外側に嵌挿されたピストンを備える構成を採るのが有効である。
【００１５】
そして、更なる軸長の短縮を図るには、前記第１のブレーキはバンドブレーキで構成され、軸方向に並んで配置された第１のクラッチ及び第３のクラッチの摩擦部材の外周側に配置された構成とするのが有効である。
【００１６】
また、カウンタドライブギヤの支持に関しては、前記カウンタドライブギヤは、自動変速機ケースに設けられたサポートの軸方向延長部の外周にベアリングを介して支持された構成とするのが有利である。
【００１７】
また、前記第２のブレーキにより係止される変速要素の一方向の回転を阻止するワンウェイクラッチを備える場合、カウンタドライブギヤは、その内周部に、軸方向前方に延びる筒状部を有し、該筒状部は、自動変速機ケースに設けられたサポートの軸方向延長部の内周側に支持され、ワンウェイクラッチは、サポートの軸方向延長部の外周側に配置された構成とするのが有効である。
【００１８】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１記載の構成では、必要とされる３つのクラッチのうち、他の２つのクラッチに比べて、減速プラネタリギヤを介する減速による増幅されたトルクが入力されないだけ軸方向寸法を増大させることなく径方向にコンパクトに構成できる第２のクラッチの外周に径方向寸法の増大を最小限に抑えうるバンドブレーキを配置することにより、この部位がデフリングギヤと軸方向位置同士でオーバラップする位置関係とした場合でも、オーバラップによる干渉が問題となる部位の径方向寸法の増大を抑えることができ、限られた軸間距離でのデフリングギヤ径の大径化への支障を防ぐことができる。したがって、この構成によれば、自動変速機構成要素の重合配置により軸方向寸法の短縮を可能にしながら、デフ比設定の自由度も確保できる。
【００１９】
特に、請求項２記載の構成では、上記オーバラップによる干渉を避けながらデフリングギヤをギヤトレインの中央寄りに配置することになるので、カウンタドライブギヤとデフリングギヤ双方の軸方向位置の接近によりカウンタ軸の軸長が短縮される。
【００２０】
そして、請求項３記載の構成では、カウンタドライブギヤとデフリングギヤの軸方向位置が最も接近した配置となるため、それに噛合する歯車を支持するカウンタ軸の軸長が最短に短縮され、カウンタ軸の質量の低減により自動変速機の軽量化が可能となる。
【００２１】
また、請求項４記載の構成では、変速機の前端部及び後端部は、デフリングギヤ及び車両メンバとの干渉の関係から、径方向寸法の制約があるのに対して、それらの間の部位では、こうした制約が比較的制約が小さいことを利用して、この径方向寸法の制約が小さい部位に位置するプラネタリギヤセットの外周側に、減速トルクが入力されることで大容量が必要とされる第１のクラッチ及び第２のクラッチの摩擦部材を配置することにより、それらの大径化によりクラッチ容量を確保することができる。しかも、それにより、両クラッチを作動させる油圧サーボの受圧面積を小さくすることができるため、油圧サーボの径方向寸法を小さくすることができ、結果的に後端部の干渉に対して有利な構造となる。また、大容量となるクラッチの摩擦部材を、プラネタリギヤセットと重合配置することにより、軸方向寸法の短縮を図ることができる。
【００２２】
一方、請求項５記載の構成では、上記と同様の理由で、第１のクラッチ及び第２のクラッチの摩擦部材の大径化によりクラッチ容量を確保することができ、それにより、両クラッチを作動させる油圧サーボの受圧面積を小さくすることができるため、油圧サーボを重合構造としても、径方向寸法の増大を抑えることができ、軸長の一層の短縮が可能となる。
【００２３】
そして、請求項６記載の構成では、第１及び第３のクラッチの油圧サーボ自体のコンパクト化が可能となるため、変速機全体の一層のコンパクト化が可能となり、車両への搭載性に対して更に有利となる。
【００２４】
また、請求項７記載の構成では、主軸以外の他の軸上の部材との干渉の少ない部位に、ブレーキを更に重合配置することになるため、一層の軸方向寸法の短縮が可能となり、車両への搭載性の面で更に有利となる。
【００２５】
更に、請求項８記載の構成では、カウンタドライブギヤの噛合部がギヤを支持するベアリングの外周に、すなわち、ベアリングに対してカウンタドライブギヤの噛合部が軸方向にオフセットなしに設けられているので、ベアリングに対して大きなモーメント力が作用せず、ベアリングをコンパクトな構成にすることができる結果、カウンタドライブギヤの小径化が可能となり、デフリングギヤ部での減速に加え、カウンタギヤ部での減速が可能となり、ギヤ比の選択の自由度が更に向上する。
【００２６】
そして、請求項９記載の構成では、カウンタドライブギヤの支持構造の外周側に、ワンウェイクラッチを重合配置することにより、その分の軸方向寸法の短縮が可能となり、車両への搭載性が更に向上する。
【００２７】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。図１は本発明を具体化した車両用自動変速機の第１実施形態のギヤトレインを、軸間を共通平面内に展開してスケルトンで示す。また、図２は上記自動変速機を端面からみて実際の軸位置関係を示す。この自動変速機は、互いに並行する主軸Ｘと、カウンタ軸Ｙと、デフ軸Ｚとを備える３軸構成とされている。主軸Ｘ上には、４つの変速要素Ｓ２，Ｓ３，Ｃ２（Ｃ３），Ｒ２（Ｒ３）を有するプラネタリギヤセットＧと、減速プラネタリギヤＧ１と、カウンタドライブギヤ１９と、２つのブレーキＢ−１，Ｂ−２と、３つのクラッチＣ−１，Ｃ−２，Ｃ−３とが配置され、デフ軸Ｚ上には、デフリングギヤ３１が配置されている。
【００２８】
この自動変速機では、第１〜第３のクラッチＣ−１，Ｃ−２，Ｃ−３の選択的係合と、必要に応じた第１及び第２のブレーキＢ−１，Ｂ−２の択一的係合とにより、主軸Ｘ上の入力軸１１の回転が、一方で減速プラネタリギヤＧ１を介する減速回転として第１の変速要素Ｓ３及び第２の変速要素Ｓ２に入力され、他方で非減速回転が第３の変速要素Ｃ２（Ｃ３）に入力され、必要に応じて１つの変速要素Ｓ２又は変速要素Ｃ２（Ｃ３）が係止されることで、第４の変速要素Ｒ２（Ｒ３）の変速回転となってカウンタドライブギヤ１９に出力される動力伝達経路が各変速段に応じて形成される。なお、図に示すギヤトレインでは、ブレーキＢ−２に並列させてワンウェイクラッチＦ−１を配しているが、これは、後に詳記する１→２変速時のブレーキＢ−２とブレーキＢ−１の掴み替えのための複雑な油圧制御を避け、ブレーキＢ−２の解放制御を単純化すべく、ブレーキＢ−２の係合に伴って自ずと係合力を解放するワンウェイクラッチＦ−１を用いたものであり、ブレーキＢ−２と同等のものである。
【００２９】
本発明の特徴に従い、少なくとも第２のブレーキＢ−２がバンドブレーキで構成され、変速機構の前端側に第３の変速要素Ｃ２（Ｃ３）に入力軸１１の回転を非減速のまま直接入力する第２のクラッチＣ−２が、そしてその外周側にバンドブレーキＢ−２が、互いに軸方向位置が重なるように配置され、デフリングギヤ３１が第２のクラッチＣ−２とバンドブレーキＢ−２の軸方向位置と重なる軸方向位置を含むそれより前方に配置されている。
【００３０】
以下、この実施形態のギヤトレインを更に詳細に説明する。主軸Ｘ上には、図示しないエンジンの回転を入力軸１１に伝達するロックアップクラッチ付のトルクコンバータ４が配置されている。カウンタ軸Ｙ上には、カンタギヤ２が配置されている。カンタギヤ２は、カウンタ軸２０に固定され、カウンタドライブギヤ１９に噛合する大径のカンタドリブンギヤ２１と、同じくカウンタ軸２０に固定され、デフリングギヤ３１に噛合する小径のデフドライブピニオンギヤ２２とが配設されており、これらにより主軸Ｘ側からの出力を減速するとともに、反転させてディファレンシャル装置３に伝達する機能を果たす。デフ軸Ｚ上には、ディファレンシャル装置３が配設されている。ディファレンシャル装置３は、デフリングギヤ３１に固定してデフケース３２が設けられ、その中に配置された差動歯車の差動回転が左右軸３０に出力され、最終的なホイール駆動力とされる。
【００３１】
プラネタリギヤセットＧは、大小径の異なる一対のサンギヤＳ２，Ｓ３と、互いに噛合して一方が大径のサンギヤＳ２に噛合するとともにリングギヤＲ２（Ｒ３）に噛合し、他方が小径のサンギヤＳ３に噛合する一対のピニオンギヤＰ２，Ｐ３を支持するキャリアＣ２（Ｃ３）からなるラビニヨ式のギヤセットで構成されている。そして、この形態では、小径のサンギヤＳ３が第１の変速要素、大径のサンギヤＳ２が第２の変速要素、キャリアＣ２（Ｃ３）が第３の変速要素とされ、リングギヤＲ２（Ｒ３）が第４の変速要素とされている。
【００３２】
減速プラネタリギヤＧ１は、そのサンギヤＳ１を変速機ケース１０に固定され、リングギヤＲ１を入力軸１１に連結され、キャリアＣ１を第１のクラッチＣ−１及び第３のクラッチＣ−３を介してプラネタリギヤセットＧに連結されている。プラネタリギヤセットＧの第１の変速要素すなわち小径のサンギヤＳ３は、第１のクラッチＣ−１に連結され、第２の変速要素すなわち大径のサンギヤＳ２は、第３のクラッチＣ−３に連結されるとともに、バンドブレーキで構成される第１のブレーキＢ−１により自動変速機ケース１０に係止可能とされている。また、第３の変速要素であるキャリアＣ２（Ｃ３）は、第２のクラッチＣ−２を介して入力軸１１に連結され、かつ、バンドブレーキで構成される第２のブレーキＢ−２により変速機ケース１０に係止可能とされるとともに、ワンウェイクラッチＦ−１により変速機ケース１０に一方向回転係止可能とされている。そして、第４の変速要素すなわちリングギヤＲ２（Ｒ３）がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。
【００３３】
こうした構成からなる自動変速機は、図示しない電子制御装置と油圧制御装置とによる制御で、運転者により選択されたレンジに応じた変速段の範囲で車両負荷と車速に基づき、変速を行う。図３は各クラッチ及びブレーキの係合及び解放（○印で係合、無印で解放を表す）で達成される変速段を図表化して示す。また、図４は各クラッチ及びブレーキの係合（●印でそれらの係合を表す）により達成される変速段と、そのときの各変速要素の回転数比との関係を速度線図で示す。
【００３４】
両図を併せ参照してわかるように、第１速（１ＳＴ）は、クラッチＣ−1 とブレーキＢ−２の係合（本形態において、作動表を参照してわかるように、このブレーキＢ−２の係合に代えてワンウェイクラッチＦ−１の自動係合が用いられているが、この係合を用いている理由及びこの係合がブレーキＢ−２の係合に相当する理由については後に詳述する。）により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由で小径サンギヤＳ３に入力され、ワンウェイクラッチＦ−１の係合により係止されたキャリアＣ３に反力を取って、リングギヤＲ３の最大減速比の減速回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００３５】
次に、第２速（２ＮＤ）は、クラッチＣ−1 とブレーキＢ−１の係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由で小径サンギヤＳ３に入力され、ブレーキＢ−１の係合により係止された大径サンギヤＳ２に反力を取って、リングギヤＲ２（Ｒ３）の減速回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。このときの減速比は、図４にみるように、第１速（１ＳＴ）より小さくなる。
【００３６】
また、第３速（３ＲＤ）は、クラッチＣ−１とクラッチＣ−３の同時係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１とクラッチＣ−３経由で同時に大径サンギヤＳ２と小径サンギヤＳ３に入力され、プラネタリギヤセットＧが直結状態となるため、両サンギヤへの入力回転と同じリングギヤＲ２（Ｒ３）の回転が、入力軸１１の回転に対しては減速された回転として、カウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００３７】
更に、第４速（４ＴＨ）は、クラッチＣ−１とクラッチＣ−２の同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由でサンギヤＳ３に入力され、他方で入力軸１１からクラッチクラッチＣ−２経由で入力された非減速回転がキャリアＣ３に入力され、２つの入力回転の中間の回転が、入力軸１１の回転に対しては僅かに減速されたリングギヤＲ３の回転としてカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００３８】
次に、第５速（５ＴＨ）は、クラッチＣ−２とクラッチＣ−３の同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−３経由でサンギヤＳ２に入力され、他方で入力軸１１からクラッチクラッチＣ−２経由で入力された非減速回転がキャリアＣ２に入力され、リングギヤＲ２の入力軸１１の回転より僅かに増速された回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００３９】
そして、第６速（６ＴＨ）は、クラッチＣ−２とブレーキＢ−１の係合により達成される。この場合、入力軸１１からクラッチクラッチＣ−２経由で非減速回転がキャリアＣ２にのみ入力され、ブレーキＢ−１の係合により係止されたサンギヤＳ２に反力を取るリングギヤＲ２の更に増速された回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００４０】
なお、後進（ＲＥＶ）は、クラッチＣ−３とブレーキＢ−２の係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−３経由でサンギヤＳ２に入力され、ブレーキＢ−２の係合により係止されたキャリアＣ２に反力を取るリングギヤＲ２の逆転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００４１】
ここで、先に触れたワンウェイクラッチＦ−１とブレーキＢ−２との関係について説明する。上記の第１速と第２速時の両ブレーキＢ−１，Ｂ−２の係合・解放関係にみるように、これら両ブレーキは、両変速段間でのアップダウンシフト時に、一方の解放と同時に他方の係合が行われる、いわゆる掴み替えされる摩擦要素となる。こうした摩擦要素の掴み替えは、それらを操作する油圧サーボの係合圧と解放圧の精密な同時制御を必要とし、こうした制御を行うには、そのためのコントロールバルブの付加や油圧回路の複雑化等を招くこととなる。そこで、本形態では、第１速と第２速とで、キャリアＣ２（Ｃ３）にかかる反力トルクが逆転するのを利用して、ワンウェイクラッチＦ−１の係合方向を第１速時の反力トルク支持方向に合わせた設定とすることで、ワンウェイクラッチＦ−１に実質上ブレーキＢ−２の係合と同等の機能を発揮させて、第１速時のブレーキＢ−２の係合に代えて（ただし、ホイール駆動の車両コースト状態ではキャリアＣ２（Ｃ３）にかかる反力トルクの方向がエンジン駆動の状態に対して逆転するので、エンジンブレーキ効果を得るためには、図３に括弧付きの○印で示すようにブレーキＢ−２の係合を必要とする）、キャリアＣ２（Ｃ３）の係止を行っているわけである。したがって、変速段を達成する上では、ワンウェイクラッチを設けることなく、ブレーキＢ−２の係合により第１速を達成する構成を採ることもできる。
【００４２】
このようにして達成される各変速段は、図４の速度線図上で、リングギヤＲ２，Ｒ３の速度比を示す○印の上下方向の間隔を参照して定性的にわかるように、各変速段に対して比較的等間隔の良好な速度ステップとなる。この関係を具体的に数値を設定して、定量的に表すと、図３に示すギヤ比となる。この場合のギヤ比は、減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１とリングギヤＲ１の歯数比λ１＝４４／７８、プラネタリギヤセットＧの大径サンギヤ側のサンギヤＳ２とリングギヤＲ２（Ｒ３）の歯数比λ２＝３６／７８、小径サンギヤ側のサンギヤＳ３とリングギヤＲ３の歯数比λ３＝３０／７８に設定すると、入出力ギヤ比は、
第１速（１ＳＴ）：（１＋λ１）／λ３＝４．０６７
第２速（２ＮＤ）：（１＋λ１）（λ２＋λ３）／λ３（１＋λ２）＝２．３５４
第３速（３ＲＤ）：１＋λ１＝１．５６４
第４速（４ＴＨ）：（１＋λ１）／（１＋λ１−λ１・λ３）＝１．１６１
第５速（５ＴＨ）：（１＋λ１）／（１＋λ１＋λ１・λ２）＝０．８５７
第６速（６ＴＨ）：１／（１＋λ２）＝０．６８４
後進（ＲＥＶ）：−（１＋λ１）／λ２＝３．３８９
となる。そして、これらギヤ比間のステップは、
第１・２速間：１．７３
第２・３速間：１．５１
第３・４速間：１．３５
第４・５速間：１．３５
第５・６速間：１．２５
となる。
【００４３】
次に、図５は自動変速機の構成を更に具体化した模式的断面で示す。先にスケルトンを参照して説明した各構成要素については、同じ参照符号を付して説明に代えるが、スケルトンから参照し得ない細部について、ここで説明する。なお、本明細書を通じて、各クラッチ及びブレーキという用語は、摩擦部材と油圧サーボを総称するものとする。したがって、第１のクラッチＣ−１は摩擦部材６３と油圧サーボ６で、同様に第２のクラッチＣ−２は摩擦部材５５と油圧サーボ５で、第３のクラッチＣ−３は摩擦部材７３と油圧サーボ７で構成されている。また、バンドブレーキＢ−１，Ｂ−２は、それぞれバンド８０，９０と図示しない油圧サーボで構成されている。
【００４４】
まず、第３の変速要素Ｃ２（Ｃ３）に入力軸１１の回転を直接入力するクラッチＣ−２は、前記の説明から明らかなように、前進１速（１ＳＴ）〜３速（３ＲＤ）及び後進（ＲＥＶ）時に係合されないクラッチである。そのため、このクラッチＣ−２は、車両停止時のようなトルクコンバータ４からのエンジントルクを増幅したストールトルクを受けることはなく、また、図４の速度線図を参照して、他の２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３との対比でわかるように、減速による増幅トルクを負担することはない。したがって、このクラッチＣ−２は、他のクラッチに比してトルク容量（この容量は、クラッチ径と摩擦部材の摩擦材の枚数により決まる）の小さなクラッチで足りる。そこで、このクラッチ径が小さいことを利用して、同様に径方向厚みを取らないバンドブレーキ構成のブレーキＢ−２を外周側に重合させることで、ブレーキＢ−２配設分の軸方向寸法を削減しているのである。
【００４５】
更に、図６は自動変速機前端部分の構成を実際の断面で示すもので、図に示すように、カウンタドライブギヤ１９は、主軸Ｘ上で第２のクラッチＣ−２とバンドブレーキＢ−２の軸方向後側に隣接する軸方向位置に配置されている。この配置関係から、デフリングギヤ３１とカウンタドライブギヤ１９は軸方向位置上で極めて接近した外接位置に置かれることになり、両ギヤ３１，１９に噛合するカウンタドリブンギヤ２１とデフドライブピニオンギヤ２２もカウンタ軸Ｙ上で極めて接近した位置関係となるため、それらを支持するカウンタ軸２０は極めて軸長の短いものとなり、その質量の削減により変速機重量の軽量化がなされている。
【００４６】
また、本実施形態のクラッチＣ−２は、上記理由から他の２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３に比べてコンパクトにすることができる関係を利用して、前記のようにカウンタドライブギヤ１９の一方側に配置されることで、結果的にギヤトレインの端部に位置させ、その摩擦部材と油圧サーボの間に障害物のない配置とすることができる。そこで、本形態では、図５に示すようにクラッチＣ−２を操作する油圧サーボ５を、変速機ケース１０にシリンダとピストンとを内蔵させた静止シリンダ型の油圧サーボとされている。詳しくは、シリンダ５０は、変速機ケース１０のトルクコンバータハウジング側の隔壁（オイルポンプボディを兼ねる）１０ｃのカバー１０ｄ側に環状溝として形成されており、その内部に、同じく環板状のピストン５１が軸方向摺動自在に嵌合された構成とされている。そして、このピストン５１は、スラストベアリング５２を介してプレッシャプレート５３を押圧する構成とされ、入力軸１１に一体化されたフランジ５４との間でクラッチ摩擦部材（ディスクとセパレータプレート）５５を挟持して、フランジ５４側のハブからの入力回転をドラム５６を介してキャリアＣ２，Ｃ３に入力することになる。
【００４７】
他方、図５に示すように、カウンタドライブギヤ１９の一方側には、順次、プラネタリギヤセットＧ、減速プラネタリギヤＧ１及び第１の変速要素Ｓ３に入力する第１のクラッチＣ−１の油圧サーボ６が配置されている。そして、プラネタリギヤセットＧの外周側に、第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３の摩擦部材６３，７３が軸方向に並べて配置されている。このように、これら摩擦部材をプラネタリギヤセットＧに対して外径側にオーバラップさせているのは、これらのクラッチが、エンジントルクを減速して増幅されたトルクを伝達することと、前記ストールトルク負荷の関係で、前記クラッチＣ−２より大容量のものであることから、プラネタリギヤセットＧに対して軸方向に並べた場合の小径化に伴う摩擦部材の摩擦材の枚数の増加による軸方向寸法の増加を避ける意味合いを持っている。また、この形態では、第１のクラッチＣ−１の油圧サーボ６の外周側に第３のクラッチＣ−３の油圧サーボ７が配置されている。
【００４８】
これら第１及び第３のクラッチの油圧サーボ６，７は、減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に連結された共通のシリンダ６０の内側と外側に嵌挿されたピストン６１，７１を備える構成とされている。詳しくは、シリンダ６０から延長されてクラッチＣ−１の摩擦部材６３の外周を支持するドラム６２の内側がピストン６１のシリンダとされ、このドラム６２の外側に被さるクラッチＣ−３のピストン７１が、クラッチＣ−１のドラム６２とのスプライン係合により共回りするクラッチＣ−３のドラム７２とされ、このドラム７２に摩擦部材７３の外周が支持されている。この配置により、シリンダ６０に入る減速回転は、常時クラッチＣ−１のドラム６２とクラッチＣ−３のドラム７２に伝達される。したがって、油圧サーボ６の作動でピストン６１がシリンダ６０から押し出されたときに、ドラム６２とピストン６０との間で摩擦部材６３が挟持されて、減速回転がハブ６４を経てサンギヤＳ３へ伝達される。一方、油圧サーボ７の作動でピストン７１がシリンダ６０に対して押し戻されたときに、ドラム７２とドラム６２との間で摩擦部材７３が挟持されて、減速回転がハブ７４を経てサンギヤＳ２へ伝達される。なお、図５において、符号６５は油圧サーボ６の遠心油圧を相殺するキャンセルプレート、同じく符号７５は油圧サーボ７の遠心油圧を相殺するキャンセルプレートを示す。そして、特にこの形態では、両油圧サーボ６，７は同じ軸方向位置で径方向にオーバラップした配置とされ、軸方向寸法の短縮がなされている。
【００４９】
また、この形態では、第１のブレーキＢ−１は、第２のブレーキＢ−２と同様に径方向厚みを取らないバンドブレーキで構成され、軸方向に並んで配置された第１のクラッチＣ−１及び第３のクラッチＣ−３の摩擦部材６３，７３の外周側に配置され、ブレーキ配置分の軸方向寸法の短縮が図られている。
【００５０】
そして、カウンタドライブギヤ１９の支持に関しては、カウンタドライブギヤ１９は、自動変速機ケース１０に設けられたサポート１０ａの軸方向延長部１０ｂの外周にベアリング１２を介して支持されている。こうした配置と採ることにより、カウンタドライブギヤ１９の噛合部をギヤを支持するベアリング１２の外周に、ベアリング１２に対してオフセットなしに位置させることができる。その結果、ベアリング１２に対して大きなモーメント力が作用せず、ベアリング１２をコンパクトな構成にすることができるため、カウンタドライブギヤ１９の小径化が可能となり、カウンタギヤ部での減速比を大きく取ることができる。
【００５１】
かくして、この実施形態では、小径のクラッチＣ−２の摩擦部材と油圧サーボに対して薄厚のバンドブレーキＢ−２を径方向に重ねてデフリングギヤ３１と同じ軸方向位置に配置することで、主軸Ｘの軸長を短縮しながら、軸間距離の広げることなくデフリングギヤ３１のギヤ径の確保を可能とし、これらの軸方向位置に隣接させてカウンタドライブギヤ１９を配置することで、カウンタ軸の軸長を短縮し、両クラッチＣ−１，Ｃ−３の摩擦部材６３，７３をプラネタリギヤＧの外周側に並べて配置し、しかもそれらの油圧サーボ６，７を一部共通化することでコンパクト化しながら、径方向に重ねて配置することで、主軸Ｘの軸長を短縮して、総合的に自動変速機の軸方向寸法のコンパクト化と軽量化を達成している。
【００５２】
なお、この形態では、上記のようにカウンタ軸の軸長を短縮すべくカウンタドライブギヤ１９側に寄せる意味から、クラッチＣ−２とバンドブレーキＢ−２と同じ軸方向位置にデフリングギヤ３１を位置させているが、クラッチＣ−２をギヤトレインの前端側に配置したこの実施形態の構成において、クラッチＣ−２より前方には、該クラッチより小径のオイルポンプが位置するだけなので、パーキング機構の配置等、他の条件を優先させる場合には、デフリングギヤ３１を更に前方にずらした配置を採ることもできる。
【００５３】
ところで、前記第１実施形態では、第１の油圧サーボ６に対して第２の油圧サーボ７が外周側に重なる配置としたが、上記の共通のシリンダ６０に対する両ピストン６１，７１の関係を維持したまま、両油圧サーボを軸方向に並べた配置とすることもできる。図７はこうした配置を採る第２実施形態を示す。この場合、減速プラネタリギヤＧ１の軸方向後方に第１の油圧サーボ６を配置し、その後方に第２の油圧サーボ７を配している。こうした配置は、前記第１実施形態の配置に比して軸方向寸法は長くなるが、変速機後端部の小径化には有効であり、図に細線で示すように、車両の構成メンバーＢが変速機の後端部と干渉する可能性のある場合に有利な形態となる。なお、この形態におけるその余の部分については、前記第１実施形態のものと同様であるので、説明の冗長と、図面の錯綜を避ける意味で、それらの説明と図面の符号の付与を省略する（後続の各実施形態についても同様である）。
【００５４】
次に、前記第１及び第２実施形態では、プラネタリギヤセットＧをラビニヨ式としたが、比較的良好なギヤ比とステップを取りうるギヤセットＧは、これに限るものではない。そこで、プラネタリギヤセットＧを他の形式のものに変更した実施形態について、次に説明する。
【００５５】
図８は第２実施形態に対してプラネタリギヤセットＧの部分だけを一部変更した第３実施形態を示す。この形態では、プラネタリギヤセットＧは、相互に噛合する一対のピニオンギヤＰ２，Ｐ２’の一方をサンギヤＳ２に噛合させ、他方をリングギヤＲ２に噛合させたダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２と、サンギヤＳ３とピニオンギヤＰ３を支持するキャリアＣ３とリングギヤＲ３とからなるシンプルプラネタリギヤＧ３を組み合わせた構成とされている。こうしたプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１経由の減速入力がサンギヤＳ２に入力され、第３のクラッチＣ−３経由の減速入力がキャリアＣ２とサンギヤＳ３に入力され、第２のクラッチＣ−２経由の入力がキャリアＣ３とリングギヤＲ２に入力され、リングギヤＲ３の変速出力がカンタドライブギヤ１９に伝達される連結関係とされる。そして、この場合の第１のブレーキＢ−１はキャリアＣ２とサンギヤＳ３を係止するものとされ、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はキャリアＣ３とリングギヤＲ２を係止するものとされる。こうしたギヤトレインの場合、例えば下記の表１に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表１】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、ダブルプラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．４４７、シンプルプラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．４４４であり、ギヤ比幅は６．２４５となる。
【００５６】
更に、図９はプラネタリギヤセットＧを２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わせで構成した第４実施形態を示す。こうしたプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１経由の減速入力が互いに連結したサンギヤＳ２，Ｓ３に入力され、第３のクラッチＣ−３経由の減速入力がダブルピニオンのキャリアＣ２に入力され、第２のクラッチＣ−２経由の入力が互いに連結されたキャリアＣ３とリングギヤＲ２に入力され、リングギヤＲ３が変速出力となる連結関係とされる。そして、第１のブレーキＢ−１はキャリアＣ２を係止し、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はキャリアＣ３とリングギヤＲ２を係止するものとされる。このギヤトレインの場合、例えば下記の表２に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表２】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．４４４、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３６１であり、ギヤ比幅は６．２５２となる。
【００５７】
上記２つの実施形態は第１及び第２実施形態に対してプラネタリギヤセットの形態を変更したものであるが、ワンウェイクラッチの配設を前提とする場合、その配設位置の工夫によっても軸方向寸法の短縮が可能である。以下にこの関連の実施形態を説明する。
【００５８】
図１０及び図１１は、上記各実施形態に対してワンウェイクラッチの配設位置を変更した第５実施形態をスケルトンで全体構成を、また模式化した断面図で主軸部分の構成を示す。この形態では、第２のブレーキＢ−２により係止される変速要素の一方向の回転を阻止するワンウェイクラッチＦ−１が設けられることを前提とし、カウンタドライブギヤ１９は、その内周部に、図１１に示すように軸方向前方に延びる筒状部１９ａを有するものとされる。そして、筒状部１９ａは、自動変速機ケース１０に設けられたサポート１０ａの軸方向延長部１０ｂの内周側に支持され、ワンウェイクラッチＦ−１は、サポート１０ａの軸方向延長部１０ｂの外周側に配置されている。
【００５９】
こうした配置はプラネタリギヤセットＧと各クラッチ及びブレーキ並びにワンウェイクラッチＦ−１の連結関係を第１及び第２実施形態の場合と同様としても実現可能であるが、本形態では、この連結関係についても若干変更している。すなわち、キャリアＣ２（Ｃ３）を出力要素としてカウンタドライブギヤ１９に連結し、リングギヤＲ３（Ｒ２）を変速要素として第２のクラッチＣ−２に連結するとともに、並列するブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１で係止可能としている。こうした形態を採った場合、例えば下記の表３に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表３】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧの小径サンギヤＳ２側の歯数比λ２＝０．３０６、大径サンギヤＳ３側の歯数比λ３＝０．５７９であり、ギヤ比幅は６．１０９となる。
【００６０】
こうしたワンウェイクラッチ配置を採るものについても、比較的良好なギヤ比とステップを取りうるギヤセットＧは、これに限るものではない。そこで、プラネタリギヤセットＧを他の形式のものに変更した実施形態について、次に説明する。
【００６１】
図１２はプラネタリギヤセットＧの部分だけを一部変更した第６実施形態を示す。この形態では、プラネタリギヤセットＧは、ダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２と、シンプルプラネタリギヤＧ３を組み合わせた構成とされている。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１が２つのサンギヤＳ２，Ｓ３に連結され、第３のクラッチＣ−３がダブルピニオンのキャリアＣ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がリングギヤＲ３に連結され、リングギヤＲ２とキャリアＣ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はダブルピニオンのキャリアＣ２を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば下記の表４に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表４】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、ダブルプラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．６３６、シンプルプラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．５６８であり、ギヤ比幅は６．３５７となる。
【００６２】
次に、図１３はプラネタリギヤセットＧを２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わせで構成した第７実施形態を示す。こうしたプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１はサンギヤＳ２とキャリアＣ３に連結され、第３のクラッチＣ−３はキャリアＣ２に連結され、第２のクラッチＣ−２はサンギヤＳ３に連結され、双方のリングギヤＲ２，Ｒ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はキャリアＣ２を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はサンギヤＳ３を係止するものとされる。この連結関係の場合、例えば下記の表５に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表５】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．６３６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．６３６であり、ギヤ比幅は６．３５２となる。
【００６３】
次に、図１４はプラネタリギヤセットＧを２つのラビリヨ式プラネタリギヤを１つのピニオンギヤを共通として相互に組み合わせた構成とした第８実施形態を示す。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１はサンギヤＳ２とサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ−３は共通のキャリアＣ２（Ｃ３）に連結され、第２のクラッチＣ−２は小径のリングギヤＲ３に連結され、大径のリングギヤＲ２がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はキャリアＣ２（Ｃ３）を、また第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は小径のリングギヤＲ３を係止するものとされる。この連結関係の場合、例えば下記の表６に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表６】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、大径サンギヤ側の歯数比λ２＝０．６３６、小径サンギヤ側の歯数比λ３＝０．４３２であり、ギヤ比幅は６．３６８となる。
【００６４】
次に、図１５はプラネタリギヤセットＧを２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わせで構成した第９実施形態を示す。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１はサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ−３はサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチＣ−２はキャリアＣ３とリングギヤＲ２に連結され、キャリアＣ２とリングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はキャリアＣ３とリングギヤＲ２を係止するものとされる。この連結関係では、例えば下記の表７に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表７】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．３０６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３６１であり、ギヤ比幅は６．２０３となる。
【００６５】
次に、図１６は同様にプラネタリギヤセットＧを２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わせで構成し、連結関係を変更した第１０実施形態を示す。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１は双方のサンギヤＳ２，Ｓ３に連結され、第３のクラッチＣ−３はキャリアＣ２に連結され、第２のクラッチＣ−２はキャリアＣ３に連結され、双方のリングギヤＲ２，Ｒ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はキャリアＣ２を、また第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はキャリアＣ３を係止するものとされる。この連結関係の場合、例えば下記の表８に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表８】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．６３６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３６１であり、ギヤ比幅は６．３６３となる。
【００６６】
次に、図１７は同様にプラネタリギヤセットＧを２つのシンプルプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わせで構成した第１１実施形態を示す。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１はリングギヤＲ２とサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチＣ−３はサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチＣ−２はリングギヤＲ３に連結され、双方のキャリアＣ２，Ｃ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ３を係止するものとされる。この連結関係では、例えば下記の表９に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表９】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．６３６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．５２３、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．５３８であり、ギヤ比幅は６．５０７となる。
【００６７】
次に、図１８は同様にプラネタリギヤセットＧをサンギヤ側を共通とし、リングギヤ径を異ならせたラビニヨ式ギヤセットの変形形式とした第１２実施形態を示す。こうしたプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１は小径のリングギヤＲ３に連結され、第３のクラッチＣ−３は共通のサンギヤＳ２（Ｓ３）に連結され、第２のクラッチＣ−２は大径のリングギヤＲ２に連結され、キャリアＣ２（Ｃ３）がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はサンギヤＳ２（Ｓ３）を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は大径のリングギヤＲ２を係止するものとされる。この場合、ギヤ比とステップは例えば下記の表１０に示すようになる。
【表１０】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、大径リングギヤ側の歯数比λ２＝０．５２８、小径リングギヤ側の歯数比λ３＝０．３０６であり、ギヤ比幅は６．１０９となる。
【００６８】
図１９は再びプラネタリギヤセットＧをダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２とシンプルプラネタリギヤＧ３の組み合わで構成した第１３実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチがキャリアＣ２とサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチがサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチがリングギヤＲ３に連結され、リングギヤＲ２とキャリアＣ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば下記の表１１に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表１１】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、ダブルプラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．４１７、シンプルプラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．５７９であり、ギヤ比幅は５．９７４となる。
【００６９】
図２０は再びプラネタリギヤセットＧを２つのダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ２，Ｇ３の組み合わで構成した第１４実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチがキャリアＣ２とサンギヤＳ３に連結され、第３のクラッチがサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチがリングギヤＲ２とキャリアＣ３に連結され、リングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ２とキャリアＣ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば下記の表１２に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表１２】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．５５６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３６１であり、ギヤ比幅は６．２５２となる。
【００７０】
最後に、図２１は上記第１４実施形態において、連結関係のみを変更した第１５実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１がキャリアＣ３に連結され、第３のクラッチＣ−３が両サンギヤＳ２，Ｓ３に連結され、第２のクラッチＣ−２が両リングギヤＲ２，Ｒ３に連結され、キャリアＣ２がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、第１のブレーキＢ−１は両サンギヤＳ２，Ｓ３を係止し、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は両リングギヤＲ２，Ｒ３を係止するものとされる。こうした場合、例えば次表１３に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表１３】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．３０６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．５５６であり、ギヤ比幅は６．３６４となる。
【００７１】
以上、本発明を構成要素の形式及び配置並びに連結関係を変更した実施形態を挙げて詳説したが、これらは、比較的良好なギヤ比ステップが得られるものに絞って例示したものであって、本発明は、これら実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲の個々の請求項に記載の事項の範囲内で種々に具体的な構成を変更して実施することができるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用した車両用自動変速機の第１実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図２】上記ギヤトレインの実際の３軸位置関係を示す軸方向端面図である。
【図３】上記ギヤトレインの作動及び達成されるギヤ比並びにギヤ比ステップを示す図表である。
【図４】上記ギヤトレインの速度線図である。
【図５】上記自動変速機の実際の断面を展開して示す軸方向部分断面図である。
【図６】上記ギヤトレインの主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図７】上記ギヤトレインの油圧サーボ配置を一部変更した第２実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図８】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を変更した第３実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図９】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を他の形態に変更した第４実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図１０】上記ギヤトレインのワンウェイクラッチの配置を変更した第５実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図１１】上記第５実施形態のギヤトレインの主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図１２】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を変更した第６実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図１３】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を更に変更した第７実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図１４】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を更に変更した第８実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図１５】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を更に変更した第９実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図１６】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を更に変更した第１０実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図１７】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を更に変更した第１１実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図１８】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を更に変更した第１２実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図１９】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を更に変更した第１３実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図２０】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を更に変更した第１４実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図２１】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセット部分の構成を更に変更した第１５実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図である。
【符号の説明】
Ｘ 主軸
Ｙ カウンタ軸
Ｚ デフ軸
Ｇ プラネタリギヤセット
Ｇ１ 減速プラネタリギヤ
Ｂ−１ バンドブレーキ（第１のブレーキ）
Ｂ−２ バンドブレーキ（第２のブレーキ）
Ｃ−１ 第１のクラッチ
Ｃ−２ 第２のクラッチ
Ｃ−３ 第３のクラッチ
Ｆ−１ ワンウェイクラッチ
６ 油圧サーボ
７ 油圧サーボ
１０ 自動変速機ケース
１０ａ サポート
１０ｂ 軸方向延長部
１１ 入力軸
１２ ベアリング
１９ カウンタドライブギヤ
１９ａ 筒状部
３１ デフリングギヤ
６０ シリンダ
６１，７１ ピストン
６３，７３ 摩擦部材

Claims (9)

1. 主軸と、カウンタ軸と、デフ軸とを備え、
   主軸上に、少なくとも４つの変速要素を有するプラネタリギヤセットと、減速プラネタリギヤと、カウンタドライブギヤと、少なくとも２つのブレーキと、３つのクラッチとが配置され、デフ軸上にデフリングギヤが配置された車両用自動変速機であって、
   第１〜第３のクラッチの選択的係合と、第１及び第２のブレーキの必要に応じた択一的係合とにより、主軸上の入力軸の回転が、一方で減速プラネタリギヤを介する減速回転としてプラネタリギヤセットの第１の変速要素及び第２の変速要素に入力され、他方で非減速回転を第３の変速要素に入力され、必要に応じて１つの変速要素が係止されることで、第４の変速要素の変速回転となってカウンタドライブギヤに出力されるものにおいて、
   少なくとも第２のブレーキがバンドブレーキで構成され、
   主軸上の前端側に第３の変速要素に非減速回転を入力する第２のクラッチが、またその外周側に前記バンドブレーキが、互いに軸方向位置が重なるように配置され、
   前記第２のクラッチの軸方向後方側に前記カウンタドライブギヤが配置され、
   該カウンタドライブギヤの軸方向後方側に、前記第１の変速要素に減速回転を入力する第１のクラッチ及び前記第２の変速要素に減速回転を入力する第３のクラッチが配置され、
   前記デフ軸上のデフリングギヤが、前記第２のクラッチとバンドブレーキの軸方向位置と重なる軸方向位置を含むそれより前方に配置されたことを特徴とする車両用自動変速機。
2. 前記デフリングギヤは、第２のクラッチとバンドブレーキの軸方向位置と重なる軸方向位置に配置された、請求項１記載の車両用自動変速機。
3. 前記カウンタドライブギヤは、主軸上で第２のクラッチとバンドブレーキに隣接する軸方向位置に配置された、請求項１記載の車両用自動変速機。
4. 前記カウンタドライブギヤの一方側に、順次、プラネタリギヤセット、減速プラネタリギヤ、第１の変速要素に入力する第１のクラッチの油圧サーボ及び第２の変速要素に入力する第３のクラッチの油圧サーボが配置され、
   プラネタリギヤセットの外周側に、第１のクラッチと第３のクラッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置された、請求項３記載の車両用自動変速機。
5. 前記カウンタドライブギヤの一方側に、順次、プラネタリギヤセット、減速プラネタリギヤ及び第１の変速要素に入力する第１のクラッチの油圧サーボが配置され、
   プラネタリギヤセットの外周側に、第１のクラッチと第３のクラッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置され、第１のクラッチの油圧サーボの外周側に第３のクラッチの油圧サーボが配置された、請求項３記載の車両用自動変速機。
6. 前記第１のクラッチの油圧サーボと第３のクラッチの油圧サーボは、共通のシリンダの内側と外側に嵌挿されたピストンを備える、請求項４又は５記載の車両用自動変速機。
7. 前記第１のブレーキはバンドブレーキで構成され、軸方向に並んで配置された第１のクラッチ及び第３のクラッチの摩擦部材の外周側に配置された、請求項４又は５記載の車両用自動変速機。
8. 前記カウンタドライブギヤは、自動変速機ケースに設けられたサポートの軸方向延長部の外周にベアリングを介して支持された、請求項３記載の車両用自動変速機。
9. 前記第２のブレーキにより係止される変速要素の一方向の回転を阻止するワンウェイクラッチを備え、
   カウンタドライブギヤは、その内周部に、軸方向前方に延びる筒状部を有し、該筒状部は、自動変速機ケースに設けられたサポートの軸方向延長部の内周側に支持され、
   ワンウェイクラッチは、サポートの軸方向延長部の外周側に配置された、請求項３記載の車両用自動変速機。

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