JP4842338B2 - 多段自動変速機 - Google Patents

Description

本発明は、油圧クラッチ及びブレーキを用いて遊星歯車を制御する車両用自動変速機であるＡＴ（Ａｕｔｏｍａｔｉｃ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）に関し、特に前進６速を超えた多段自動変速機に関する。

周知の如く、近年地球環境問題のため自動車の省燃費の要求は強く、原動機の回転を低く押さえるため乗用車用自動変速機は従来の前進４速（４ＡＴ）から前進５、６速（５、６ＡＴ）の多段化が進められ、さらに前進６速を超えたものも実用化されている。特許文献１及び非特許文献１のＳＡＥ ＰＡＰＥＲに記載されたＴｏｙｏｔａの図１９に示す前進８速後進２速（８ＡＴ）と、特許文献２及び非特許文献２のＳＡＥ ＰＡＰＥＲに記載されたＤａｉｍｌｅｒ Ｃｈｒｙｓｌｅｒの図２０に示す前進７速後進２速（７ＡＴ）の多段自動変速機である。これらは特許文献３と特許文献４に基づき図２１と図２２の仕様で実用化された前進６速後進１速（６ＡＴ）と前進５速後進２速（５ＡＴ）の多段自動変速機をベースにしたもので、８ＡＴは６ＡＴにクラッチを付加し、７ＡＴは５ＡＴに減速用遊星歯車とクラッチを付加したものである。今、同じ特性を持っているこの６ＡＴ、８ＡＴをＢタイプとし、５ＡＴ、７ＡＴをＣタイプとする。

これら５，６ＡＴが実用化される前、４ＡＴに遊星歯車とクラッチ、ブレーキが各１個追加されたＨｉ−Ｌ０式５ＡＴが実用化されたが、シンプルなＢ，Ｃタイプの６ＡＴ、５ＡＴの出現により消えていった。尚、Ｂタイプの６ＡＴは現在最も多く実用化されており、ＳＡＥ ＰＡＰＥＲ ２００３−０１−０５９６（ＺＦ）、２００４−０１−０６５１（ＡＩＳＩＮ ＡＷ）、２００４−０１−０６５２（ＡＩＳＩＮ ＡＷ）、２００６−０１−０８４６（ＧＭ）に掲載されている。これらは同じパワートレンであるが、クラッチやブレーキの配置が微妙に異なり、図２１に示した８ＡＴのベースとなるＢタイプの６ＡＴは２００４−０１−０６５２（ＡＩＳＩＮ ＡＷ）のものである。

多段自動変速機にとって重要なことは、＜適切な変速比＞、＜シンプルな構造＞、＜良い伝達効率＞の３点である。
＜適切な変速比＞
手動変速機である乗用車用ＭＴ（Ｍａｎｕａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）は前進５速（５ＭＴ）と前進６速（６ＭＴ）が用いられ、変速比は一般的に前進の最低速段の変速比を最高速段の変速比で割ったギア巾が４〜５．５で、最低速段の次段へのステップ比が１．６〜１．９、最高速段の次段からのステップ比が１．２前後の設定となっている。一方、従来の４ＡＴでは図２３に示した２種のパワートレンが用いられ、ギア巾が４前後で、最低速段の次段へのステップ比が１．８前後、最高速段の次段からのステップ比が１．４前後とＭＴと比べワイドで牽引特性が劣っており、入力継手にトルク増幅作用のあるトルクコンバータを用いてＭＴとの差をカバーしている。しかしながらトルクコンバータのトルク増幅作用はスリップ率に比例し、スリップ率の大きな低速段では効果があるがスリップ率の小さな高速段では効果が少なく、牽引特性が劣化するばかりではなくスリップによる効率悪化で燃費が悪くなる。そこで、ＡＴにもＭＴと同じく前進５、６速（５、６ＡＴ）が必要となるが、変速段専用の２個のカウンターギアを変速段の数だけ用いるＭＴと比べ、複数の変速段で同一遊星歯車を用いるＡＴでは変速比設定の自由度が小さくなる。Ｂタイプの６ＡＴは図２１に示すようにギア巾が６．０５と６ＭＴ以上に取れるがステップ比がワイドで、特に連続走行となる高速走行では原動機の回転をより低く保つことが燃費の向上に繋がるため最高速段への次段からのステップ比は１．２以下とすべきで、ステップ比のクロス化が望まれる。そこで、図１９に示すようにこの６ＡＴにクラッチを付加して８ＡＴとし、ギア巾を６．７に広げ最低速段の次段へのステップ比が１．６９で最高速段の次段へのステップ比が１．２として６ＡＴよりクロス化させたが、変速比が歪で８ＡＴに相応しいクロスな変速比は設定できていない。一方、Ｃタイプの５ＡＴは図２２に示すように次段へのステップ比がＭＴと同じように小さくできるが、次項で示すように６ＡＴよりシンプルな構造とはならないことや、ＭＴほど十分に変速段を活用できないＡＴでは更なる多段化が望まれる。そこで、図２０に示すように更に大きな減速回転を５ＡＴに入力可能として７ＡＴとし、ギア巾を６に広げ最低速段の次段へのステップ比が１．５３で高速段に行くに連れ徐々にステップ比を小さくし最高速段への次段からのステップ比が１．１３と６ＭＴを上回るクロスで優れた変速比の設定を遊星歯車で成立させている。

＜シンプルな構造＞
Ｂ、Ｃタイプの５、６ＡＴは何れも４個の構成要素を備えた２個の遊星歯車に非減速回転と減速用遊星歯車を介した減速回転の２種を入力するもので、Ｃタイプ５ＡＴは非減速回転を第３及び第４構成要素に選択可能に入力し、減速回転を第４構成要素に選択可能に入力し、第１及び第３構成要素を制動可能にして第２構成要素を出力し、Ｂタイプ６ＡＴは非減速回転を第２構成要素に、減速回転を第１及び第４構成要素に選択可能に入力し、第１及び第２構成要素を制動可能にして第３構成要素を出力したもので、５個のクラッチ及びブレーキと３個の遊星歯車から成っている。５個のクラッチ及びブレーキと４個の構成要素を備えた２個の遊星歯車から成る４ＡＴと比べ遊星歯車が１個追加されただけの構造で、それまで実用化された遊星歯車とクラッチ、ブレーキが各１個４ＡＴに追加されたＨｉ−Ｌ０式５ＡＴよりシンプルとなる。なお、Ｃタイプ５ＡＴでは第４構成要素の連結としてクラッチを用い計６個のクラッチ及びブレーキとしているが、これは変速特性をよりよくするためのものでクラッチを用いなくても成立する。本来乗用車用変速機の変速段数は前進６速で十分であり更に多段化する必要はないが、Ｂタイプ６ＡＴの変速比がワイドであることやＣタイプ５ＡＴのギア巾が小さいこともありシンプルさを条件に７，８ＡＴへと進んだ。Ｂタイプ８ＡＴでは６ＡＴにクラッチ１個を追加し、Ｈｉ−Ｌ０式５ＡＴよりブレーキ１個が少ない極めてシンプルな構造で８ＡＴを成立させている。一方、Ｃタイプ７ＡＴは５ＡＴに遊星歯車とブレーキの各１個を追加し、Ｈｉ−Ｌ０式５ＡＴより僅かに複雑な構造となっている。

＜良い伝達効率＞
ＡＴの主な動力ロスとして、トルクコンバータの流体スリップロス、制御のためのチャージングポンプ駆動ロス、非締結状態のクラッチ、ブレーキの摩擦部材の連れ回りロス、遊星歯車の噛合いロスがあり、発進時しかトルクコンバータを用いないＣＶＴ（Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ Ｖａｒｉａｂｌｅ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）やＭＴのクラッチを２個として自動化したトルクコンバータを用いないＤＣＴ（Ｄｕａｌ Ｃｌｕｔｃｈ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）に比べ４ＡＴではトルクコンバータのロスが大きく燃費が悪くなる。この最も大きくなるトルクコンバータのロスに関しては変速比を６ＭＴ以上にクロス化できるＣタイプ７ＡＴでは当然のことながらＢタイプ８ＡＴでもトルクコンバータのロックアップが可能となり、トルクコンバータの使用頻度を減らすことや、更に工夫して例えば本願出願人が特願２００８−０８３９０９で示したようにトルクコンバータを全く用いないことで大幅な燃費改善が可能となる。しかしながら、５，６，７，８ＡＴでは多段化することで４ＡＴより歯車の噛合い箇所が増えるため必然的に効率が悪くなる。シングルピニオン遊星歯車に動力が通過する場合、サンギアとピニオン遊星歯車及びピニオン遊星歯車とリングギアの２箇所で噛合いが発生し、ダブルピニオン遊星歯車では、サンギアとピニオン遊星歯車、ピニオン遊星歯車同士及びピニオン遊星歯車とリングギアの３箇所で噛合いが発生する。厳密に言えば、歯車の噛合いによる動力伝達効率は噛合い箇所の数とそこで噛合う歯車の仕様及び動力の通過量で決定されるが、ここでは大略的に噛合い箇所の数に主願を置き、動力の通過量を考慮して検討する。４ＡＴの２種のパワートレンを示す図２３においてリングギアと遊星キャリアを連結したタイプ１では前進の一変速段当りの平均噛合い箇所が２箇所で、ダブルピニオン遊星歯車を用いたラビニョー遊星歯車のタイプ２では２．２５箇所と多くなる。図２２のＣタイプ５ＡＴでは前進１速で１００％、前進５速で−２６％の動力が減速用遊星歯車を通過するため平均噛合い箇所が３．２箇所、更に図２０のＣタイプ７ＡＴでは前進１、２速で１００％、前進６で−３７％，前進７速で−２１％の動力が減速用遊星歯車を通過するため平均噛合い箇所が４箇所に増え、図２１のＢタイプ６ＡＴでは前進１，２，３速で１００％、前進４速で２８％、前進５速で−２５％の動力が減速用遊星歯車を通過するため平均噛合い箇所が３．７箇所、更に図１９のＢタイプ８ＡＴでは減速用遊星歯車にダブルピニオン遊星歯車を用いるため平均噛合い箇所が３．９箇所に増え、４ＡＴと比べ噛合い箇所が倍となり効率が悪化する。この平均噛合い箇所の数値は後述の段落［００８８］から［００９１］で説明するが、減速用遊星歯車と４個の構成要素を備えた２個の遊星歯車との動力分配を考慮し算出した。

ところで、多段速のパワートレンに関してはＢ，Ｃタイプの特許文献３、４の１０年以上前に４個の構成要素を備えた２個の遊星歯車に非減速回転と減速用遊星歯車を介した減速回転の２種を入力する特許文献５で提案されたシンプルなＡタイプの６ＡＴがあり、ＳＡＥ ＰＡＰＥＲ ８８１８４０（ＧＭ）に記載され実用化されている。この６ＡＴは４個の構成要素からなる２個の遊星歯車の第１構成要素に減速回転を選択可能に入力し、第２及び第４構成要素に非減速回転を選択可能に入力し、第１及び第２構成要素を制動可能にして第３構成要素を出力したもので、４個の構成要素は２個のシングルピニオン遊星歯車のサンギア同士を連結して第４構成要素とし、遊星キャリアとリングギアを連結して第２構成要素とし、もう一方のリングギアを第１構成要素とし、もう一方の遊星キャリアを第３構成要素とし、減速用遊星歯車にシングルピニオン遊星歯車を用いてブレーキで第１構成要素に選択可能に入力したものである。特許文献５では４個の構成要素を持った２個の遊星歯車の組み合わせが限定されているため、特許文献６ではシングルピニオン遊星歯車のサンギアを第４構成要素とし、２個のシングルピニオン遊星歯車の遊星キャリアとリングギア同士を連結して第２及び第３構成要素とし、もう一方のシングルピニオン遊星歯車のサンギアを第１構成要素としたものが提案されている。また、特許文献５、６ではシングルピニオン遊星歯車を用いた減速用遊星歯車をブレーキ制御することで選択的に減速回転を得ているが、減速用遊星歯車にダブルピニオン遊星歯車を用いたものやクラッチで選択的に減速回転を得る方式が提案されている。これらのパワートレンはＲＷＤ（Ｒｅａｒ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）用であり、特に変速機の軸方向の短縮化が要求されるＦＷＤ（Ｆｒｏｎｔ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）用として本願出願人より特許文献５と６の２種の構成を有した特許文献７が提案されている。

Ａタイプの６ＡＴに於いて、シングルピニオン遊星歯車のサンギアを第１構成要素とし、２個のシングルピニオン遊星歯車の遊星キャリアとリングギア同士を連結して第２及び第３構成要素とし、もう一方のシングルピニオン遊星歯車のサンギアを第４構成要素とした４個の構成要素を持った２個の遊星歯車の組み合わせをＡ１として図５に示し、２個のシングルピニオン遊星歯車のサンギア同士を連結して第４構成要素とし、遊星キャリアとリングギアを連結して第２構成要素とし、もう一方のリングギアを第１構成要素とし、もう一方の遊星キャリアを第３構成要素とした４個の構成要素を持った２個の遊星歯車の組み合わせをＡ２として図６に示す。Ａタイプの６ＡＴは図５と図６に示すように前進３速で３２％、前進５速で−２１％の動力しか減速用遊星歯車を通過しないため、Ｂ、Ｃタイプの５、６ＡＴより噛合い箇所が減り効率が良くなる特性を有する。特にＡ１タイプの６ＡＴは平均噛合い箇所が２．７箇所でＢタイプ６ＡＴの３．７箇所及びＣタイプ５ＡＴの３．２箇所を大きく凌いでいる。Ａ２タイプの６ＡＴは前進５、６速で２個の遊星歯車を動力が通過するため平均噛合い箇所が３．５箇所とＢ、Ｃタイプの５、６ＡＴと変わらなくなるが、４個の構成要素を備えた２個の遊星歯車の、２個の遊星歯車を動力が通過する前進２、３速で、Ａ１タイプ６ＡＴ及びＢタイプ６ＡＴより３５％動力通過量が小さく損失が少なくなる。最後尾の段落［００９２］で説明の図２４は前進の減速段に於ける２個の遊星歯車を動力が通過するＡ１、Ａ２、Ｂ、Ｃタイプの歯車の噛合いトルクと相対噛合い回転数をトルク図形及び速度線図から求め動力通過量を算出したものである。

遊星歯車の噛合いによる動力伝達効率からＡ１、Ａ２、Ｂ、Ｃタイプの５，６ＡＴを評価すると、市街地走行を行う前進の減速段では効率のよい方から順に、Ａ２タイプ６ＡＴ＞Ｃタイプ５ＡＴ＞Ａ１タイプ６ＡＴ＞Ｂタイプ６ＡＴとなり、高速走行を行う増速段ではＡ１タイプ６ＡＴ＞Ｂタイプ６ＡＴ＞Ｃタイプ５ＡＴ＞Ａ２タイプ６ＡＴの順となる。高速走行では、連続走行をする最高速段で１個の遊星歯車にしか動力が通過しないＡ１及びＢタイプ６ＡＴが望ましくなるからである。但し、Ｂタイプ６ＡＴは遊星歯車を動力が通過しない最も効率の良い１：１の動力伝達がない欠点を有しており、現在最も多く実用化されているＢタイプ６ＡＴの遊星歯車の噛合いによる動力伝達効率が一番悪いことに注目しなければならない。ここで、燃費を向上するために更に多段化をしたＢタイプ８ＡＴとＣタイプ７ＡＴを総合的に評価すると、現在最も効率が悪いＢタイプ６ＡＴをベースとした８ＡＴはこの６ＡＴより悪くなり、特別良くはないＣタイプ５ＡＴをベースとした７ＡＴは大きく悪くなり、燃費を向上させるための多段化は逆に動力伝達効率の悪化を招き、燃費の向上を妨げる要因となっている。

Ａタイプ６ＡＴの変速比の特性として、Ｂタイプ６ＡＴが前進の減速段で減速用遊星歯車を介した減速回転を第４構成要素に入力するのに対しＡタイプ６ＡＴでは非減速回転を入力するため、変速比が全体的に高速側に振れる。図５のＡ１タイプ６ＡＴは高速側への振れを押さえた変速比が可能で、前進２速から６速の間のステップ比がＢタイプ６ＡＴよりクロスにできトルクコンバータのロックアップが可能となるが、最低速段の前進１速から次段の前進２速へのステップ比が４ＡＴと同等で１．８を越え、トルクコンバータを用いれば性能の悪化はないがもう少しクロスが望まれる。但し、カッコ内に示したように高速側に変速比を振らせば最低速段の前進１速から次段の前進２速へのステップ比が小さくなるが、逆に高速段側のステップ比が大きくなるというＢタイプ６ＡＴと同じ特性を持っている。また、図６のＡ２タイプ６ＡＴの変速比はＡ１タイプ６ＡＴより自由に設定でき、Ａ１タイプ６ＡＴと同じ変速比や、高速側に変速比を振らせばカッコ内に示したＢタイプ６ＡＴと同じようなステップ比も可能となるが、Ｂタイプ６ＡＴ同様全体的にクロスな変速比は得られない。しかしながら、燃費を最重要視するなら遊星歯車の噛合いによる動力伝達効率が最も良いＡタイプ６ＡＴに注目すべきであり、これをベースに最低速段の次段へのステップ比を１．５前後とし、最高速段の次段からのステップ比を１．２以下にできれば、優れた多段自動変速機となる。

特許第３７７７９２９号 特許第３５１９０３７号 特開平４−２１９５５３ ＵＳ５，４３５，７９１ ＵＳ４，０７０，９２７ ＵＳ５、４３５、７９２ 特願２００７−１１０２９８

ＳＡＥ ＰＡＰＥＲ ２００７−０１−１１０１ ＳＡＥ ＰＡＰＥＲ ２００４−０１−０６４９

本発明の第１の課題は、最低速段の次段へのステップ比を１．５前後とし、高速段に行くに連れ徐々にステップ比を小さくして最高速段の次段からのステップ比を１．２以下にする前進６速を超える多段自動変速機を提供し、トルクコンバータ等流体伝導装置の使用を制限するか、または全く用いないようにして大幅に燃費を向上させることである。

本発明の第２の課題は、動力が通過する遊星歯車の噛合い箇所を少なくして噛合いロスを減らし、燃費を向上させることである。

本発明の第３の課題は、前進６速の多段自動変速機と構成部品の共通化を図り、シンプルな構造となる前進６速を超える多段自動変速機を提供することである。

本発明の第４の課題は、ブレーキの構造を工夫し、入力継手にトルクコンバータ等流体伝導装置を用いなくて済むシンプルで大幅に燃費を向上させることができる前進６速を超える多段自動変速機を提供することである。

請求項１に係わる本発明は、パワートレン関するもので、第１及び第２の課題を解決するための手段であり、入力部位と出力部位の間に複数の遊星歯車とクラッチ及びブレーキを配した多段自動変速機に関し、サンギアＳ２、Ｓ３、Ｓ４とシングルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ２、Ｐ３、Ｐ４及びリングギアＲ２、Ｒ３、Ｒ４とからなる遊星歯車２０、３０、４０の、遊星歯車２０のサンギアＳ２を第１構成要素とし、遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、遊星歯車２０のリングギアＲ２と遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３及び遊星歯車４０の遊星キャリアＰ４を連結して第３構成要素とし、遊星歯車３０のサンギアＳ３と遊星歯車４０のサンギアＳ４を連結して第４構成要素とし、遊星歯車４０のリングギアＲ４を第５構成要素とし、或いは、遊星歯車２０のリングギアＲ２を第１構成要素とし、遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３と遊星歯車４０の遊星キャリアＰ４を連結して第３構成要素とし、遊星歯車２０のサンギアＳ２と遊星歯車３０のサンギアＳ３及び遊星歯車４０のサンギアＳ４を連結して第４構成要素とし、遊星歯車４０のリングギアＲ４を第５構成要素とし、第１構成要素に減速用遊星歯車１０を介した入力部位の減速回転をクラッチＣ３を介して入力するとともにブレーキＢ２を配し、第２構成要素に入力部位の回転をクラッチＣ２を介して入力するとともにブレーキＢ１又はワンウェイクラッチＯＷＣを配し、第３構成要素を前記出力部位に連結し、第４構成要素に入力部位の回転をクラッチＣ１を介して入力し、第５構成要素にブレーキＢ３を配し、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３又はワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進７速後進１速又は２速を得た。

請求項２に係わる本発明は、ベースとなる前進６速後進１速の多段自動変速機との共通化を図ったもので、第３の課題を解決するための手段であり、サンギアＳ２、Ｓ３とシングルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ２、Ｐ３及びリングギアＲ２、Ｒ３とからなる遊星歯車２０、３０の、遊星歯車２０のサンギアＳ２を第１構成要素とし、遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、遊星歯車２０のリングギアＲ２と遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３を連結して第３構成要素とし、遊星歯車３０のサンギアＳ３を第４構成要素とし、或いは、リングギアＲ２を第１構成要素とし、遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３を第３構成要素とし、遊星歯車２０のサンギアＳ２と遊星歯車３０のサンギアＳ３を連結して第４構成要素とし、第１構成要素に減速用遊星歯車１０を介した入力部位の減速回転をクラッチＣ３を介して入力するとともにブレーキＢ２を配し、第２構成要素に前記入力部位の回転をクラッチＣ２を介して入力するとともにブレーキＢ１又はワンウェイクラッチＯＷＣを配し、第３構成要素を出力部位に連結し、第４構成要素に前記入力部位の回転をクラッチＣ１を介して入力し、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ１、Ｂ２又はワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進６速後進１速を得る多段自動変速機の、遊星歯車３０と出力部位との間に遊星歯車４０を配し、遊星歯車３０，４０のサンギアＳ３、Ｓ４を連結するとともに遊星キャリアＰ３、Ｐ４及び出力部位を連結し、遊星歯車４０のリングギアＲ４にブレーキＢ３を配し、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３とブレーキＢ２及び減速用遊星歯車１０を、前進６速後進１速を得る多段自動変速機と共通化するようになした。

請求項３に係わる本発明は、ＲＷＤ用の遊星歯車とクラッチ、ブレーキの配置に関するもので、第１及び第２の課題を解決するための手段であり、入力部位と減速用遊星歯車１０と遊星歯車２０、３０、４０及び出力部位を同軸上に軸方向順に配し、遊星歯車２０、３０、４０の入力部位側にクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ２を配し、遊星歯車２０、３０、４０側にブレーキＢ１、Ｂ３又はワンウェイクラッチＯＷＣを配した。

請求項４に係わる本発明は、ＦＷＤ用の遊星歯車とクラッチ、ブレーキの配置に関するもので、第１及び第２の課題を解決するための手段であり、入力部位と減速用遊星歯車１０と出力部位及び遊星歯車４０、３０、２０を同軸上に軸方向順に配し、出力部位の入力部位側にクラッチＣ１、Ｃ２を配し、出力部位の入力部位の反対側にブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３又はワンウェイクラッチＯＷＣ及びクラッチＣ３を配した。

請求項５に係わる本発明は、ＲＷＤ用のベースとなる前進６速後進１速の多段自動変速機との共通化を図った具体的な構造に関するもので、第３の課題を解決するための手段であり、変速機前方に配される原動機の動力を、入力部位と同軸の変速機後方の出力部位から出力する前進６速及び７速の多段自動変速機のクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３とブレーキＢ２及び減速用遊星歯車１０の構造であって、変速機ケースに脱着可能に固定され、原動機の動力を入力する入力継手と変速装置部を隔てるとともに入力継手から変速装置部へ動力を入力する入力部位を軸支する隔壁のボス部を変速機の後方に円筒状に延材し、サンギアＳ１とダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ１及びリングギアＲ１からなる減速用遊星歯車１０のサンギアＳ１を隔壁の円筒ボス部の軸方向中央部に固定し、リングギアＲ１の外周径方向外側でリングギアＲ１との間に摩擦部材を備えるとともにブレーキＢ２で制動されるクラッチＣ３のクラッチドラムを減速用遊星歯車１０と隔壁の間の、隔壁の円筒ボス部に回転自在に軸支し、遊星キャリアＰ１のサイド部材１４ａを隔壁の円筒ボス部で軸支するとともに円筒ボス部外周に沿って変速機の後方に延材して入力部位と連結し、サイド部材１４ａと一体となるクラッチＣ２のクラッチドラムをクラッチＣ３の摩擦部材の後方に配するとともにクラッチＣ２のクラッチドラムの径方向内側にサイド部材１４ａに脱着可能なクラッチＣ１のクラッチドラムを連結し、隔壁の円筒ボス部外周からクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３の油圧サーボに油圧を供給して、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３と入力部位の後方軸中心から外側に順に配される第４、第２、第１構成要素を連結部材１７、１８、１９を介して連結可能とした。

請求項６に係わる本発明は、ＦＷＤ用のベースとなる前進６速後進１速の多段自動変速機との共通化を図った具体的な構造に関するもので、第３の課題を解決するための手段であり、変速機前方に配される原動機の動力を、変速機の軸方向中央部に配した出力部位から出力する前進６速及び７速の多段自動変速機のクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３とブレーキＢ２及び減速用遊星歯車１０の構造であって、変速機ケースに脱着可能に固定され、原動機の動力を入力する入力継手と変速装置部を隔てるとともに入力継手から変速装置部へ動力を入力する入力部位を軸支する隔壁のボス部を変速機の後方に円筒状に延材し、サンギアＳ１とダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ１及びリングギアＲ１からなる減速用遊星歯車１０のサンギアＳ１を隔壁の円筒ボス部の軸方向端部に固定し、遊星キャリアＰ１のサイド部材１４ａと入力部位を連結又は一体にするとともに遊星キャリアＰ１のもう一方のサイド部材１４ｂにクラッチＣ１、Ｃ２共通のクラッチドラムを連結して減速用遊星歯車１０と隔壁の間の、隔壁の円筒ボス部に回転自在に軸支し、減速用遊星歯車１０の外周径方向外側にクラッチＣ１、Ｃ２共通のクラッチドラムを延材するとともに出力部位側から順にクラッチＣ１とＣ２の摩擦部材を配し、変速機の後方端部から順にクラッチＣ３のクラッチドラムと第１構成要素を制動するブレーキＢ２を配し、リングギアＲ１を連結部材１９を介して入力部位の後方軸中心に配される減速回転軸３ｂに連結するとともに減速回転軸３ｂをクラッチＣ３のクラッチドラムに連結し、隔壁の円筒ボス部外周からクラッチＣ１、Ｃ２の油圧サーボに油圧を供給して、クラッチＣ１、Ｃ２と減速回転軸３ｂの外周径方向外側から内周方向に順に配される第４、第２構成要素を連結部材１７、１８を介して連結可能とし、変速機の後方端部からクラッチＣ３の油圧サーボに油圧を供給して、クラッチＣ３と第１構成要素を連結可能とした。

請求項７に係わる本発明は、入力継手にトルクコンバータ等流体伝導装置を用いなくて済むようブレーキの構造を工夫したもので、第４の課題を解決するための手段であり、入力継手に回転変動吸収ダンパを用いて原動機と変速機の入力部位を機械的に直結し、ブレーキＢ１の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、交互に配された摩擦部材の端部側面から冷却油を供給するとともに、少なくともブレーキＢ２及びＢ３のどちらか一方の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、交互に配された摩擦部材の端部側面から冷却油を供給するようになした。

請求項１記載の構成では、入力部位と出力部位の間に複数の遊星歯車とクラッチ及びブレーキを配した多段自動変速機に関し、サンギアＳ２、Ｓ３、Ｓ４とシングルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ２、Ｐ３、Ｐ４及びリングギアＲ２、Ｒ３、Ｒ４とからなる遊星歯車２０、３０、４０の、遊星歯車２０のサンギアＳ２を第１構成要素とし、遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、遊星歯車２０のリングギアＲ２と遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３及び遊星歯車４０の遊星キャリアＰ４を連結して第３構成要素とし、遊星歯車３０のサンギアＳ３と遊星歯車４０のサンギアＳ４を連結して第４構成要素とし、遊星歯車４０のリングギアＲ４を第５構成要素とし、或いは、遊星歯車２０のリングギアＲ２を第１構成要素とし、遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３と遊星歯車４０の遊星キャリアＰ４を連結して第３構成要素とし、遊星歯車２０のサンギアＳ２と遊星歯車３０のサンギアＳ３及び遊星歯車４０のサンギアＳ４を連結して第４構成要素とし、
遊星歯車４０のリングギアＲ４を第５構成要素とし、第１構成要素に減速用遊星歯車１０を介した入力部位の減速回転をクラッチＣ３を介して入力するとともにブレーキＢ２を配し、第２構成要素に入力部位の回転をクラッチＣ２を介して入力するとともにブレーキＢ１又はワンウェイクラッチＯＷＣを配し、第３構成要素を前記出力部位に連結し、第４構成要素に入力部位の回転をクラッチＣ１を介して入力し、第５構成要素にブレーキＢ３を配し、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３又はワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進７速後進１速又は２速を得たので、減速用遊星歯車１０を動力が通過する変速段が２変速段のみとなり遊星歯車の噛合い箇所を少なくして噛合いロスを減らすことができるとともに、遊星歯車４０のみを動力が通過する独立した変速比を得ることができる変速段を１段設けたことにより最低速段の次段へのステップ比を１．５前後にでき、高速段に行くに連れ徐々にステップ比を小さくして最高速段の次段からのステップ比を１．２以下にでき、トルクコンバータ等流体伝導装置の使用を制限して大幅に燃費を向上させる前進６速を超える多段自動変速機が提供できる。

請求項２記載の構成では、サンギアＳ２、Ｓ３とシングルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ２、Ｐ３及びリングギアＲ２、Ｒ３とからなる遊星歯車２０、３０の、遊星歯車２０のサンギアＳ２を第１構成要素とし、遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、遊星歯車２０のリングギアＲ２と遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３を連結して第３構成要素とし、遊星歯車３０のサンギアＳ３を第４構成要素とし、或いは、リングギアＲ２を第１構成要素とし、遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３を第３構成要素とし、遊星歯車２０のサンギアＳ２と遊星歯車３０のサンギアＳ３を連結して第４構成要素とし、第１構成要素に減速用遊星歯車１０を介した入力部位の減速回転をクラッチＣ３を介して入力するとともにブレーキＢ２を配し、第２構成要素に前記入力部位の回転をクラッチＣ２を介して入力するとともにブレーキＢ１又はワンウェイクラッチＯＷＣを配し、第３構成要素を出力部位に連結し、第４構成要素に前記入力部位の回転をクラッチＣ１を介して入力し、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ１、Ｂ２又はワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進６速後進１速を得る多段自動変速機の、遊星歯車３０と出力部位との間に遊星歯車４０を配し、遊星歯車３０，４０のサンギアＳ３、Ｓ４を連結するとともに遊星キャリアＰ３、Ｐ４及び出力部位を連結し、遊星歯車４０のリングギアＲ４にブレーキＢ３を配し、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３とブレーキＢ２及び減速用遊星歯車１０を、前進６速後進１速を得る多段自動変速機と共通化するようになしたので、前進６速後進１速を得る多段自動変速機に遊星歯車３０の遊星キャリアを共有化する遊星歯車４０とブレーキＢ３を追加するだけで前進６速を超える多段自動変速機が可能となる。

請求項３記載の構成では、入力部位と減速用遊星歯車１０と遊星歯車２０、３０、４０及び出力部位を同軸上に軸方向順に配し、遊星歯車２０、３０、４０の入力部位側にクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ２を配し、遊星歯車２０、３０、４０側にブレーキＢ１、Ｂ３又はワンウェイクラッチＯＷＣを配したので、ＲＷＤ用としてシンプルな構成の配置で燃費に優れた前進６速を超える多段自動変速機が可能となる。

請求項４記載の構成では、入力部位と減速用遊星歯車１０と出力部位及び遊星歯車４０、３０、２０を同軸上に軸方向順に配し、出力部位の入力部位側にクラッチＣ１、Ｃ２を配し、出力部位の入力部位の反対側にブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３又はワンウェイクラッチＯＷＣ及びクラッチＣ３を配したので、ＦＷＤ用として軸方向にコンパクトな構成の配置で燃費に優れた前進６速を超える多段自動変速機が可能となる。

請求項５記載の構成では、変速機前方に配される原動機の動力を、入力部位と同軸の変速機後方の出力部位から出力する前進６速及び７速の多段自動変速機のクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３とブレーキＢ２及び減速用遊星歯車１０の構造であって、変速機ケースに脱着可能に固定され、原動機の動力を入力する入力継手と変速装置部を隔てるとともに入力継手から変速装置部へ動力を入力する入力部位を軸支する隔壁のボス部を変速機の後方に円筒状に延材し、サンギアＳ１とダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ１及びリングギアＲ１からなる減速用遊星歯車１０のサンギアＳ１を隔壁の円筒ボス部の軸方向中央部に固定し、リングギアＲ１の外周径方向外側でリングギアＲ１との間に摩擦部材を備えるとともにブレーキＢ２で制動されるクラッチＣ３のクラッチドラムを減速用遊星歯車１０と隔壁の間の、隔壁の円筒ボス部に回転自在に軸支し、遊星キャリアＰ１のサイド部材１４ａを隔壁の円筒ボス部で軸支するとともに円筒ボス部外周に沿って変速機の後方に延材して入力部位と連結し、サイド部材１４ａと一体となるクラッチＣ２のクラッチドラムをクラッチＣ３の摩擦部材の後方に配するとともにクラッチＣ２のクラッチドラムの径方向内側にサイド部材１４ａに脱着可能なクラッチＣ１のクラッチドラムを連結し、隔壁の円筒ボス部外周からクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３の油圧サーボに油圧を供給して、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３と入力部位の後方軸中心から外側に順に配される第４、第２、第１構成要素を連結部材１７、１８、１９を介して連結可能としたので、ベースとなる前進６速後進１速の多段自動変速機と非減速回転及び減速回転が選択できるシンプルとなる共通の構造がＲＷＤ用の前進６速を超える多段自動変速機に提供できる。

請求項６記載の構成では、変速機前方に配される原動機の動力を、変速機の軸方向中央部に配した出力部位から出力する前進６速及び７速の多段自動変速機のクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３とブレーキＢ２及び減速用遊星歯車１０の構造であって、変速機ケースに脱着可能に固定され、原動機の動力を入力する入力継手と変速装置部を隔てるとともに入力継手から変速装置部へ動力を入力する入力部位を軸支する隔壁のボス部を変速機の後方に円筒状に延材し、サンギアＳ１とダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ１及びリングギアＲ１からなる減速用遊星歯車１０のサンギアＳ１を隔壁の円筒ボス部の軸方向端部に固定し、遊星キャリアＰ１のサイド部材１４ａと入力部位を連結又は一体にするとともに遊星キャリアＰ１のもう一方のサイド部材１４ｂにクラッチＣ１、Ｃ２共通のクラッチドラムを連結して減速用遊星歯車１０と隔壁の間の、隔壁の円筒ボス部に回転自在に軸支し、減速用遊星歯車１０の外周径方向外側にクラッチＣ１、Ｃ２共通のクラッチドラムを延材するとともに出力部位側から順にクラッチＣ１とＣ２の摩擦部材を配し、変速機の後方端部から順にクラッチＣ３のクラッチドラムと第１構成要素を制動するブレーキＢ２を配し、リングギアＲ１を連結部材１９を介して入力部位の後方軸中心に配される減速回転軸３ｂに連結するとともに減速回転軸３ｂをクラッチＣ３のクラッチドラムに連結し、隔壁の円筒ボス部外周からクラッチＣ１、Ｃ２の油圧サーボに油圧を供給して、クラッチＣ１、Ｃ２と減速回転軸３ｂの外周径方向外側から内周方向に順に配される第４、第２構成要素を連結部材１７、１８を介して連結可能とし、変速機の後方端部からクラッチＣ３の油圧サーボに油圧を供給して、クラッチＣ３と第１構成要素を連結可能としたので、ベースとなる前進６速後進１速の多段自動変速機と非減速回転及び減速回転が選択できるコンパクトとなる共通の構造がＦＷＤ用の前進６速を超える多段自動変速機に提供できる。

請求項７記載の構成では、入力継手に回転変動吸収ダンパを用いて原動機と変速機の入力部位を機械的に直結し、ブレーキＢ１の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、交互に配された摩擦部材の端部側面から冷却油を供給するとともに、少なくともブレーキＢ２及びＢ３のどちらか一方の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、交互に配された摩擦部材の端部側面から冷却油を供給するようになしたので、入力継手にトルクコンバータ等流体伝導装置を用いなくて済むシンプルな前進６速を超える多段自動変速機が提供できる。

本発明のＲＷＤ用Ａ１タイプ７ＡＴの流体伝導装置を用いた模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 本発明のＲＷＤ用Ａ１タイプ７ＡＴの原動機直結となる模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 本発明のＦＷＤ用Ａ１タイプ７ＡＴの原動機直結となる模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 本発明のＡ２タイプ７ＡＴの模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 本発明のベースとなるＡ１タイプ６ＡＴの模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 本発明のベースとなるＡ２タイプ６ＡＴの模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 図１におけるＲＷＤ用Ａ１タイプ７ＡＴの構造図 図２におけるＲＷＤ用Ａ１タイプ７ＡＴの構造図 図５におけるＡ１タイプ６ＡＴの構造図 図７と図９におけるＲＷＤ用６、７ＡＴ共通となる詳細構造図 図７における遊星歯車及びブレーキＢ１、Ｂ３の詳細構造図 図８における遊星歯車及びブレーキＢ１、Ｂ３の詳細構造図 図９における遊星歯車及びブレーキＢ１の詳細構造図 図３におけるＦＷＤ用Ａ１タイプ７ＡＴの構造図 図５におけるＦＷＤ用Ａ１タイプ６ＡＴの構造図 図１４と図１５におけるＦＷＤ用６、７ＡＴ共通となる詳細構造図 図１４における遊星歯車及びブレーキＢ１、Ｂ３の詳細構造図 図１５における遊星歯車及びブレーキＢ１の詳細構造図 従来のＢタイプ８ＡＴの模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 従来のＣタイプ７ＡＴの模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 従来のＢタイプ８ＡＴのベースとなるＢタイプ６ＡＴの模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 従来のＣタイプ７ＡＴのベースとなるＣタイプ５ＡＴの模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 従来の４ＡＴに用いられる２種の模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所を示す表 Ａ１、Ａ２、Ｂ、Ｃタイプの前進の減速段における２個の遊星歯車の動力通過量 前進１速段におけるクリープ及び発進状態を示す速度線図

図１から図４に本発明の前進６速を超える多段自動変速機の模式図と速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所の個数を示し、本発明のベースとなる６ＡＴを図５と図６に示す。図１から図６の仕様で具体的に実施される多段自動変速機の構造及びその詳細を図７から図１８に示す。図１９から図２３は従来の４〜８ＡＴを実際の構造及び仕様が記載された科学技術文献であるＳＡＥ ＰＡＰＥＲに基づいて本発明と対比できるよう表したものである。また、図２４は本発明を含め従来から用いられる４個の構成要素を持った色々な組み合わせの２個の遊星歯車を動力が通過する場合の各噛合い歯車の負荷率を求め、負荷率に比例する動力損失を比較するため作成したもので、図２５は特に重点を置く本発明の原動機直結となる前進６速を超える多段自動変速機の、前進１速段における流体伝導装置に代わるクリープ状態を速度線図で表したものである。

本発明の請求項１は図１から図４に示した多段自動変速機であり、請求項２は図１から図４及び図５、図６に示した多段自動変速機である。本発明の請求項１に示した図１から図４の多段自動変速機の内、請求項３は図１、図２及び図４に、請求項４は図３、図４に示した多段自動変速機である。また、本発明の具体的な構造を表す請求項５は図１０に、請求項６は図１６に、請求項７は図８に示す。なお、その他の図は本発明をより明確に位置付けるものである。

本発明は［背景技術］の段落［０００７］と［０００８］で説明したＡタイプ６ＡＴをベースに多段化したものであり、その１種であるＡ１タイプ６ＡＴを示す図５の模式図において、減速用遊星歯車１０はサンギアＳ１、遊星キャリアＰ１、リングギアＲ１からなるダブルピニオン遊星歯車であり、図示しない原動機に連結したトルクコンバータのタービンが変速装置の入力部位を介して遊星キャリアＰ１に連結されるとともにクラッチＣ１、Ｃ２のクラッチドラムに連結され、サンギアＳ１が変速機ケースに固定され、リングギアＲ１がクラッチＣ３に連結可能に配される。変速用遊星歯車は２個の遊星歯車からなり、遊星歯車２０はサンギアＳ２、遊星キャリアＰ２、リングギアＲ２からなるシングルピニオン遊星歯車であり、遊星歯車３０はサンギアＳ３、遊星キャリアＰ３、リングギアＲ３からなるシングルピニオン遊星歯車であり、サンギアＳ２を第１構成要素とし、遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、リングギアＲ２と遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３を連結して第３構成要素とし、サンギアＳ３を第４構成要素とする４個の構成要素を備えている。第１構成要素にはブレーキＢ２とクラッチＣ３が配され、第２構成要素にはブレーキＢ１とワンウェイクラッチＯＷＣ及びクラッチＣ２が配され、第４構成要素にはクラッチＣ１が配され、第３構成要素は出力部位に連結される。ＲＷＤ（Ｒｅａｒ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）用の模式図において、トルクコンバータ後方に減速用遊星歯車１０と遊星歯車２０、３０及び出力部位が同軸上に軸方向順に配され、遊星歯車２０、３０のトルクコンバータ側にクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ２が配され、遊星歯車２０、３０側にブレーキＢ１とワンウェイクラッチＯＷＣが配される。ＦＷＤ（Ｆｒｏｎｔ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）用の模式図において、トルクコンバータ後方に減速用遊星歯車１０と出力部位及び遊星歯車３０、２０を同軸上が軸方向順に配され、出力部位のトルクコンバータ側にクラッチＣ１、Ｃ２が配され、出力部位のトルクコンバータの反対側にブレーキＢ１、Ｂ２とワンウェイクラッチＯＷＣ及びクラッチＣ３が配される。

図５の速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所の個数を示す表について説明する。なお、表のＧＥＡＲ ＭＥＳＨとは遊星歯車の噛合い箇所を示し、（）内の％は入力部位の１００％の動力が減速用遊星歯車１０を通過する割合を示す。
＜前進１速（１ｓｔ）＞
クラッチＣ１とブレーキＢ１又はワンウェイクラッチＯＷＣが締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転がクラッチＣ１を介して第４構成要素のサンギアＳ３に入力され、第２構成要素のリングギアＲ３が固定され第３構成要素の遊星キャリアＰ３から減速されて出力される。ここで動力は遊星歯車３０しか通過せず、噛合い箇所はサンギアＳ３とピニオン遊星歯車及びピニオン遊星歯車とリングギアＲ３の２箇所となる。
＜前進２速（２ｎｄ）＞
クラッチＣ１とブレーキＢ２が締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転がクラッチＣ１を介して第４構成要素のサンギアＳ３に入力され、第１構成要素のサンギアＳ２が固定され、第２構成要素の連結された遊星キャリアＰ２、リングギアＲ３を介して第３構成要素の連結されたリングギアＲ２、遊星キャリアＰ３から減速されて出力される。ここで動力は遊星歯車２０、３０を通過し、噛合い箇所はサンギアＳ２とピニオン遊星歯車及びピニオン遊星歯車とリングギアＲ２及びサンギアＳ３とピニオン遊星歯車及びピニオン遊星歯車とリングギアＲ３の４箇所となる。
＜前進３速（３ｒｄ）＞
クラッチＣ１とＣ３が締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転がクラッチＣ１を介して第４構成要素のサンギアＳ３と減速用遊星歯車１０のリングギアＲ１とＣ３を介して第１構成要素のサンギアＳ２に入力され、第２構成要素の連結された遊星キャリアＰ２、リングギアＲ３を介して第３構成要素の連結されたリングギアＲ２、遊星キャリアＰ３から減速されて出力される。この時、入力部位の動力は０．６８：０．３２に分割され第４構成要素と減速用遊星歯車１０に入力され、減速用遊星歯車１０はダブルピニオン遊星歯車のため噛合い箇所はサンギアＳ１とピニオン遊星歯車、ピニオン遊星歯車同士及びピニオン遊星歯車とリングギアＲ１の３箇所となり、減速用遊星歯車１０の３箇所の噛合いを通過した０．３２の動力は遊星歯車２０、３０の４箇所の噛合いを通って出力され、残り０．６８の動力は遊星歯車２０、３０の４箇所の噛合いを通って出力されることになる。ここで動力が通過する噛合い箇所は（０．３２×７）+ （０．６８×４）＝４．９となる。
＜前進４速（４ｔｈ）＞
クラッチＣ１とＣ２が締結され、遊星歯車２０、３０が一体化されるためトルクコンバータを介した入力部位の回転がそのまま出力される。当然歯車の噛合いはない。
＜前進５速（５ｔｈ）＞
クラッチＣ２とＣ３が締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転がクラッチＣ２を介して第２構成要素の遊星キャリアＰ２と減速用遊星歯車１０のリングギアＲ１とＣ３を介して第１構成要素のサンギアＳ２に入力され、第３構成要素のリングギアＲ２から増速されて出力される。この時第１構成要素は負の力を受け、減速用遊星歯車１０の３箇所の噛合いを通過した−２１％の動力は遊星歯車２０の２箇所の噛合いを通って出力され、１２１％の動力は遊星歯車２０の２箇所の噛合いを通って動力を循環して出力されることになる。ここで動力が通過する噛合い箇所は（０．２１×５）+ （１．２１×２）＝３．５となる。
＜前進６速（６ｔｈ）＞
クラッチＣ２とブレーキＢ２が締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転がクラッチＣ２を介して第２構成要素の遊星キャリアＰ２に入力され、第１構成要素のサンギアＳ２が固定され第３構成要素のリングギアＲ２から増速されて出力される。ここで動力は遊星歯車２０しか通過せず、噛合い箇所は２箇所となる。
＜後進（Ｒｅｖ）＞
クラッチＣ３とブレーキＢ１が締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転が減速用遊星歯車１０のリングギアＲ１とＣ３を介して第１構成要素のサンギアＳ２に入力され、第２構成要素の遊星キャリアＰ２が固定され第３構成要素のリングギアＲ２から逆転されて出力される。噛合い箇所は減速用遊星歯車１０の３箇所と遊星歯車２０の２箇所の計５箇所となるが、後進は使用頻度が極めて少なく燃費には影響しないので検討はしない。
＜平均噛合い箇所＞
前進１速から６速までの動力が通過する遊星歯車の噛合い箇所は１６．４箇所となり１変速段当りの平均噛合い箇所は１６．４／６＝２．７箇所と後述するＢタイプ６ＡＴの３．７箇所に比べ３７％噛合いが少なく効率がよいことになる。

図５の速度線図は減速用遊星歯車１０と遊星歯車２０、３０のリングギアとサンギアの歯数比をそれぞれＺＲ１／ＺＳ１＝１．９３８、ＺＲ２／ＺＳ２＝１．７８０、ＺＲ３／ＺＳ３＝２．７１４としたもので、この変速比の特徴は前進６速の変速比が０．６４となり前進２速から６速までの変速比のステップがクロスとなるが前進１速と２速のステップが１．８８と大きくなる。前進１速と２速のステップを小さくするには速度線図における１−２間と３−４間を短くするよう遊星歯車のリングギアとサンギアの歯数比を（）内に示したように設定すればよいが、逆に高速段側がワイドになってしまう。この２種の変速比ともトルクコンバータを使えば実用上の問題はないが、よりクロス化すれば動力ロスの大きなトルクコンバータを使用する必要がなくなる。

本発明のＡタイプ６ＡＴをベースに多段化したもう１種のＡ２タイプ６ＡＴを示す図６の模式図において、Ａ１タイプ６ＡＴと異なるのは遊星歯車２０と３０の連結方法と構成要素を変えたことのみである。遊星歯車２０はサンギアＳ２、遊星キャリアＰ２、リングギアＲ２からなるシングルピニオン遊星歯車であり、遊星歯車３０はサンギアＳ３、遊星キャリアＰ３、リングギアＲ３からなるシングルピニオン遊星歯車であり、リングギアＲ２を第１構成要素とし、遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、遊星キャリアＰ３を第３構成要素とし、サンギアＳ２とＳ３を連結して第４構成要素とする４個の構成要素を備えている。ＲＷＤ及びＦＷＤにおける各遊星歯車とクラッチ、ブレーキ及びワンウェイクラッチの配置は図５に示したＡ１タイプ６ＡＴと同一である。

図６の速度線図及び変速比と動力が通過する歯車の噛合い箇所の個数を示す表において、
＜前進１速（１ｓｔ）＞
Ａ１タイプ６ＡＴと全く同様で、動力は遊星歯車３０しか通過せず、噛合い箇所は２箇所となる。
＜前進２速（２ｎｄ）＞
クラッチＣ１とブレーキＢ２が締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転がクラッチＣ１を介して第４構成要素のサンギアＳ２，Ｓ３に入力され、第１構成要素のリングギアＲ２が固定され、第２構成要素の連結された遊星キャリアＰ２、リングギアＲ３を介して第３構成要素の遊星キャリアＰ３から減速されて出力される。ここで動力は遊星歯車２０、３０を通過し、噛合い箇所は４箇所とＡ１タイプ６ＡＴと同一となるが、各噛合い歯車を通過する動力量が異なり後述する図２４で説明する。
＜前進３速（３ｒｄ）＞
遊星歯車２０、３０の動力の伝わり方がＡ１タイプ６ＡＴと異なるだけで、第４構成要素と減速用遊星歯車１０への動力分配率はＡ１タイプ６ＡＴと同じく０．６８：０．３２となり、動力が通過する噛合い箇所も４．９と同一となるが、各噛合い歯車を通過する動力量が異なり後述する図２４で説明する。
＜前進４速（４ｔｈ）＞
Ａ１タイプ６ＡＴと同一。
＜前進５速（５ｔｈ）＞
クラッチＣ２とＣ３が締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転がクラッチＣ２を介して第２構成要素の遊星キャリアＰ２、リングギアＲ３と、減速用遊星歯車１０のリングギアＲ１とＣ３を介して第１構成要素のリングギアＲ２に入力され、第４構成要素のサンギアＳ２、Ｓ３を介して第３構成要素の遊星キャリアＰ３から増速されて出力される。この時第１構成要素は負の力を受け、減速用遊星歯車１０の３箇所の噛合いを通過した−２１％の動力は遊星歯車２０の２箇所の噛合いを通って出力され、１２１％の動力は遊星歯車２０の２箇所の噛合いを通って動力を循環して出力されることになる。ここで動力が通過する噛合い箇所は（０．２１×７）+ （１．２１×４）＝６．３となる。
＜前進６速（６ｔｈ）＞
クラッチＣ２とブレーキＢ２が締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転がクラッチＣ２を介して第２構成要素の遊星キャリアＰ２、リングギアＲ３に入力され、第１構成要素のリングギアＲ２が固定され、第４構成要素のサンギアＳ２、Ｓ３を介して第３構成要素の遊星キャリアＰ３から増速されて出力される。ここで動力は遊星歯車２０、３０を通過し、噛合い箇所は４箇所となる。
＜後進（Ｒｅｖ）＞
クラッチＣ３とブレーキＢ１が締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転が減速用遊星歯車１０のリングギアＲ１とＣ３を介して第１構成要素のリングギアＲ２に入力され、第２構成要素の遊星キャリアＰ２、リングギアＲ３が固定され、第４構成要素のサンギアＳ２、Ｓ３を介して第３構成要素の遊星キャリアＰ３から逆転されて出力される。噛合い箇所は減速用遊星歯車１０の３箇所と遊星歯車２０，３０の４箇所の計７箇所となるが、後進は使用頻度が極めて少なく燃費には影響しないので検討はしない。
＜平均噛合い箇所＞
前進１速から６速までの動力が通過する遊星歯車の噛合い箇所は２１．２箇所となり１変速段当りの平均噛合い箇所は２１．２／６＝３．５箇所と後述するＢタイプ６ＡＴの３．７箇所とあまり変わりはないが、Ａ２タイプ６ＡＴの前進２，３速とＢタイプ６ＡＴの前進２、４速とは動力の伝わり方が異なり後述する図２４で説明する。

図６の速度線図は減速用遊星歯車１０と遊星歯車２０、３０のリングギアとサンギアの歯数比をそれぞれＺＲ１／ＺＳ１＝１．９３８、ＺＲ２／ＺＳ２＝２．０８７、ＺＲ３／ＺＳ３＝２．７１４として図５のＡ１タイプ６ＡＴと４個の構成要素の位置関係を同一にしたもので変速比も同一となる。［背景技術］の［００１０］段落に（Ａ２タイプ６ＡＴの変速比はＡ１タイプ６ＡＴより自由に設定でき、Ａ１タイプ６ＡＴと同じ変速比や、高速側に変速比を振らせばカッコ内に示したＢタイプ６ＡＴと同じようなステップ比も可能となる）と記述したように、遊星歯車のリングギアとサンギアの歯数比を（）内に示したように設定すればＢタイプ６ＡＴと同じようなステップ比になる。

図１は本発明のＲＷＤ用の入力継手にトルクコンバータを用いたＡ１タイプ７ＡＴを示し、図５のＲＷＤ用Ａ１タイプ６ＡＴをベースに遊星歯車３０と出力部位との間に遊星歯車４０を配し、遊星歯車３０，４０のサンギアＳ３、Ｓ４を連結するとともに遊星キャリアＰ３、Ｐ４及び出力部位を連結し、遊星歯車４０のリングギアＲ４にブレーキＢ３を配したものである。図５のＡ１タイプ６ＡＴの前進１速において動力は、リングギアＲ３がブレーキＢ１で固定された遊星歯車３０のサンギアＳ３にクラッチＣ１を介して入力し、遊星キャリアＰ３から減速されて出力される形態となり、図１のＡ１タイプ７ＡＴは遊星歯車３０とは歯数の異なった遊星歯車４０のリングギアＲ４をブレーキＢ３で固定し、クラッチＣ１を介して動力をサンギアＳ４に入力し、遊星キャリアＰ４から減速して出力する同じ変速形態を１速段設けて前進２速とし、全体として前進７速（７ＡＴ）にしたに過ぎないものである。つまり、他の前進の変速段に影響を与えることのない自由な変速比が設定できる独立した変速段を１段設けたことになる。なお、クラッチＣ２とブレーキＢ３の締結により前進８速が得られるが、高回転になり過ぎで現実的に用いることはできない。

前進７速とするに当たって、最低速段の次段へのステップ比と最高速段の次段からのステップ比を小さくするため、速度線図の１−２間と３−４間をＡ１タイプ６ＡＴより大きくし、遊星歯車２０、３０のリングギアとサンギアの歯数比をそれぞれＺＲ２／ＺＳ２＝２．２８０、ＺＲ３／ＺＳ３＝３．２２２と大きくし、ＺＲ４／ＺＳ４＝１．８６８の遊星歯車４０により第５構成要素を設けた。従って、最低速段の次段へのステップ比が１．４７で、最高速段の次段からのステップ比が１．１６となり、高速段になるに従って１．４７、１．４５、１．４５、１．３７、１．２４、１．１６とステップ比が徐々に小さくなる理想的な変速比を得ることができる。なお、Ａ１タイプ６ＡＴと比べ、前進１速で４．２２２、前進７速で０．６９５と全体の変速比がより燃費がよくなる大きな方に移行する。加えて、減速用遊星歯車１０に対する動力の負荷率がＡ１タイプ６ＡＴより僅かに小さくなるため噛合い効率がよくなる傾向となる。

＜前進１速（１ｓｔ）＞
図５のＡ１タイプ６ＡＴと動力伝達形態は同様であるが、遊星歯車３０の歯数比をＺＲ３／ＺＳ３＝３．２２２と大きくしたため、変速比は４．２２２と大きくなる。
＜前進２速（２ｎｄ）＞
クラッチＣ１とブレーキＢ３が締結され、トルクコンバータを介した入力部位の回転がクラッチＣ１を介して第４構成要素のサンギアＳ４に入力され、第５構成要素のリングギアＲ４が固定され第３構成要素の遊星キャリアＰ４から減速されて出力される。動力伝達形態は前進１速と同様であるが、遊星歯車４０の歯数比をＺＲ４／ＺＳ４＝１．８６８と前進１速のＺＲ３／ＺＳ３＝３．２２２より小さくしたため、変速比は２．８６８と小さくなる。ここで動力は遊星歯車４０しか通過せず、噛合い箇所はサンギアＳ４と遊星ピニオンギア及び遊星ピニオンギアとリングギアＲ４の２箇所となる。
＜前進３速（３ｒｄ）＞
図５のＡ１タイプ６ＡＴの前進２速と動力伝達形態は同様となり変速比は１．９７９となる。
＜前進４速（４ｔｈ）＞
図５のＡ１タイプ６ＡＴの前進３速と動力伝達形態は同様であるが、遊星歯車２０、３０のリングギアとサンギアの歯数比をそれぞれＺＲ２／ＺＳ２＝２．２８、ＺＲ３／ＺＳ３＝３．２２２としたため、入力部位の動力は０．７４：０．２６に分割され第４構成要素と減速用遊星歯車１０に入力され、変速比は１．３６９となる。ここで動力が通過する噛合い箇所は（０．２６×７）+ （０．７４×４）＝４．８となる。
＜前進５速（５ｔｈ）＞
図５のＡ１タイプ６ＡＴの前進４速と動力伝達形態は同様で、変速比は１となる。
＜前進６速（６ｔｈ）＞
図５のＡ１タイプ６ＡＴの前進５速と動力伝達形態は同様であるが、遊星歯車２０の歯数比がＺＲ２／ＺＳ２＝２．２８とＡ１タイプ６ＡＴのＺＲ２／ＺＳ２＝１．７８より大きくしたため、変速比は０．８０７と大きくなるとともに動力の負荷率は減速用遊星歯車１０が−１６％、第２構成要素の遊星キャリアが１１６％となり、噛合い箇所は（０．１６×５）+ （１．１６×２）＝３．１となる。
＜前進７速（７ｔｈ）＞
図５のＡ１タイプ６ＡＴの前進５速と動力伝達形態は同様であるが、遊星歯車２０、３０のリングギアとサンギアの歯数比をそれぞれＺＲ２／ＺＳ２＝２．２８０、ＺＲ３／ＺＳ３＝３．２２２と大きくしたため、変速比がＡ１タイプ６ＡＴと比べ大きな方に移行し、０．６９５となる。
＜後進１速（Ｒｅｖ１）＞
図５のＡ１タイプ６ＡＴの前進２速〜前進６速と同様であるが、遊星歯車２０の歯数比をＺＲ２／ＺＳ２＝２．２８０と大きくしたため、Ａ１タイプ６ＡＴより変速比が５．００４と大きくなる。
＜後進２速（Ｒｅｖ２）＞
ワンウェイクラッチＯＷＣを外せばクラッチＣ３とブレーキＢ３の締結で１．９７８の逆転が得られる。
＜平均噛合い箇所＞
前進１速から７速までの動力が通過する遊星歯車の噛合い箇所は１７．９箇所となり１変速段当りの平均噛合い箇所は１７．９／７＝２．６箇所と後述するＢタイプ８ＡＴの３．９箇所、Ｃタイプ７ＡＴの４箇所に比べ５０％噛合いが少なく効率がよいことになる。Ｂタイプ８ＡＴとＣタイプ７ＡＴは多段化することによりベースとなるＢタイプ６ＡＴとＣタイプ５ＡＴより噛合い箇所が増え効率が悪くなるが、Ａ１タイプ７ＡＴはベースとなるＡ１タイプ６ＡＴより噛合い箇所が減り効率がよくなる。

図２は本発明のＲＷＤ用の入力継手に回転変動吸収ダンパを用いたＡ１タイプ７ＡＴを示し、トルクコンバータを用いた図１と構造及び各部位の配置は同じで遊星歯車４０の歯数比のみをＺＲ４／ＺＳ４＝１．９８と図１のＺＲ４／ＺＳ４＝１．８６８より少し大きくし、前進２速の変速比を２．９８と図１の２．８６８より大きくし、最低速段の次段へのステップ比を１．４２と図１の１．４７より小さくして発進時滑らさなければならないブレーキＢ１の負担を減らすようにしたものである。入力継手に回転変動吸収ダンパを用い原動機直結とした場合、発進段の制御が問題となり前進１速と後進１速について説明する。
＜前進１速（１ｓｔ）＞
発進時クラッチＣ１を完全に締結し、ブレーキＢ１の締結油圧を制御して滑らす。そのためブレーキＢ１は滑りに耐え得る特殊な構造となっており、ワンウェイクラッチＯＷＣは使用しない。
＜後進１速（Ｒｅｖ１）＞
発進時クラッチＣ３を完全に締結し、ブレーキＢ１の締結油圧を制御して滑らす。ブレーキＢ１を滑らすことは前進１速と同じとなる。
図２において、遊星歯車４０の歯数比に影響される後進２速の変速比も２．２３と図１の１．９７８より大きくなるが、その他の変速段の変速比は図１と同じで動力伝達形態も同じであることより説明は省略する。当然、図１は最低速段の次段へのステップ比も小さいため、入力継手に回転変動吸収ダンパを用いても十分成立する。

図３は本発明のＦＷＤ用の入力継手に回転変動吸収ダンパを用いたＡ１タイプ７ＡＴを示し、図５のＦＷＤ用Ａ１タイプ６ＡＴをベースに遊星歯車３０と出力部位との間に遊星歯車４０を配し、遊星歯車３０，４０のサンギアＳ３、Ｓ４を連結するとともに遊星キャリアＰ３、Ｐ４及び出力部位を連結し、遊星歯車４０のリングギアＲ４にブレーキＢ３を配したものである。動力伝達形態は図２と同じとなり説明は省略するが、ＦＷＤ用のためコンパクトにする必要性があり、更にブレーキＢ１の負担を減らすため最低速段の次段へのステップ比が小さくなるよう遊星歯車２０、３０，４０の歯数比を設定したものである。図１、図２に示したＲＷＤ程大きくはないが、速度線図の１−２間と３−４間をＡ１タイプ６ＡＴより大きくし、遊星歯車２０、３０のリングギアとサンギアの歯数比をそれぞれＺＲ２／ＺＳ２＝１．９６３、ＺＲ３／ＺＳ３＝３と大きくし、遊星歯車４０をＺＲ４／ＺＳ４＝１．８８９とした。最低速段の次段へのステップ比は１．３８と小さくなり全体的にクロスな変速比が得られる。

図４は本発明のＲＷＤ用の入力継手にトルクコンバータを用いたＡ２タイプ７ＡＴとＦＷＤ用の入力継手に回転変動吸収ダンパを用いたＡ２タイプ７ＡＴを示し、図６のＲＷＤ及びＦＷＤ用Ａ２タイプ６ＡＴをベースに遊星歯車３０と出力部位との間に遊星歯車４０を配し、遊星歯車３０，４０のサンギアＳ３、Ｓ４を連結するとともに遊星キャリアＰ３、Ｐ４及び出力部位を連結し、遊星歯車４０のリングギアＲ４にブレーキＢ３を配したものである。図４の速度線図は減速用遊星歯車１０と遊星歯車２０、３０のリングギアとサンギアの歯数比をそれぞれＺＲ１／ＺＳ１＝１．８３７、ＺＲ２／ＺＳ２＝１．８５２、ＺＲ３／ＺＳ３＝３．２２２、ＺＲ４／ＺＳ４＝１．８６８として図１のＲＷＤ用Ａ１タイプ７ＡＴと５個の構成要素の位置関係を同一にしたもので変速比も同一となる。各遊星歯車、クラッチ、ブレーキの配置は図１のＲＷＤ用Ａ１タイプ７ＡＴと図３のＦＷＤ用Ａ１タイプ７ＡＴと同一であり、動力伝達形態は図５のＡ１タイプ６ＡＴをベースとして図１のＲＷＤ用と図３のＦＷＤ用のように７ＡＴ化したのと同じく、図６のＡ２タイプ６ＡＴをベースとして７ＡＴ化したものであるため説明は省略する。

＜Ａ１タイプＲＷＤ７ＡＴ（トルクコンバータ）＞
本発明の図１に示した模式図の具体的な構造を示す図７において、左前方の図示しない原動機にトルクコンバータ２００ａが連結される。トルクコンバータ２００ａはポンプインペラとタービンランナ及びホィールステータからなる流体伝導部と、ポンプインペラの外周内側とタービンランナにトーションダンパを介して装着された摩擦部材を締結する原動機直結となるロックアップクラッチからなっている。なお、ロックアップクラッチを締結するピストンにはポンプインペラと一体となり原動機に連結されるフロントカバーに逆止弁効果をもったシールが装着されて独立した油圧室を形成する。この方式は本願出願人が特願２００７−０３４９４１で提案したものであり、どのような状態でもロックアップクラッチの係脱が応答よく行うことができ、本発明のようにクロスの変速比で低速段からロックアップクラッチを締結させる使い方には最適のトルクコンバータである。トルクコンバータ２００ａの出力となるタービンランナは変速装置の入力部位となる入力軸３ａに連結される。

変速機ケース１ｄには乾式となるトルクコンバータ室と湿式となる変速装置を分離する隔壁２ａが脱着可能にボルト締めされており、隔壁２ａには保持部材２ｂがボルト締めされ、隔壁２ａと保持部材２ｂの間にはトルクコンバータ及び変速装置のチャージングポンプが装着されポンプインペラで駆動される。保持部材２ｂは内周ボスが筒状に左前方と右後方に延材され、左前方に延材された円筒ボス部はホィールステータを保持するとともに内周に装着された軸受け４ａと右後方に延材された円筒ボス部の内周に装着された軸受け４ｂで入力軸３ａを軸支する。

図７と図７の保持部材２ｂの右後方に延材された円筒ボス部外周の詳細を示す図１０において、保持部材２ｂの右後方に延材された円筒ボス部の軸方向中央の外周径方向外側には減速用遊星歯車１０が配される。減速用遊星歯車１０はサンギアＳ１（１１）とダブルピニオン遊星歯車１２ａ、１２ｂを軸支する遊星キャリアＰ１（１４）及びリングギアＲ１（１３）からなり、サンギアＳ１（１１）が保持部材２ｂの円筒ボス外周にスプラインで固定され、遊星キャリアＰ１（１４）のサイド部材１４ａが保持部材２ｂの円筒ボス外周に軸受け４ｍで軸支されるとともに円筒ボス外周に沿って筒状に延材され入力軸３ａにスプライン連結され、リングギアＲ１（１３）がリティニングリング４７で固定されたプレート１５により遊星キャリアＰ１（１４）のサイド部材１４ｂとリティニングリング７９の間にスラスト軸受け１６で回転自在に浮遊され外周部にはスプラインが形成されてクラッチＣ３の摩擦部材となるドライププレート７１が係止される。ここでサンギアＳ１（１１）がピニオン遊星歯車１２ｂと噛合い、リングギアＲ１（１３）がピニオン遊星歯車１２ａと噛合い、ピニオン遊星歯車１２ａがピニオン遊星歯車１２ｂと噛合うため遊星キャリアＰ１（１４）に連結された入力軸３ａの回転が減速されてリングギアＲ１（１３）から出力される。

クラッチＣ３は減速用遊星歯車１０で減速されたリングギアＲ１（１３）の回転を第１構成要素に選択的に伝達する役目を担い、減速用遊星歯車１０と隔壁２ａに挟まれた保持部材２ｂの円筒ボス外周には、クラッチＣ３のクラッチドラム７４と一体となる円筒部材７７が軸受け４ｎで軸支され、クラッチドラム７４が減速用遊星歯車１０の外周径方向外側に右後方が開口されて配され、ドラムに形成されたスプラインにはリティニングリング７３で軸方向が規制されたエンドプレート７２ｂとドリブンプレート７２ａがドライププレート７１と交互に係止される。クラッチドラム７４にはピストン７５と、リティニングリング７９で固定されるキャンセラープレート７６と、ピストン７５とキャンセラープレート７６の間の遠心油圧キャンセラー室にはピストンのリターンスプリング７８が配され、クラッチドラム７４とピストン７５の間の油室と遠心油圧キャンセラー室には保持部材２ｂの円筒ボス外周から作動油が供給される。又、クラッチドラム７４には外周にスプラインが形成されたブレーキＢ２のブレーキハブが溶着されブレーキＢ２の摩擦部材となるドライププレート９１が係止される。ここで隔壁２ａの円筒ボス外周から供給される作動油でピストン７５が摩擦部材となるドリブンプレート７２ａとドライププレート７１及びエンドプレート７２ｂを押圧してクラッチドラム７４とリングギアＲ１（１３）を選択的に連結する。また、第１構成要素に連なる連結部材１９がクラッチドラム７４の外周にスプライン連結される。

ブレーキＢ２はクラッチドラム７４を制動する役目を担い、隔壁２ａのスプラインにはリティニングリング９３で軸方向が規制されたエンドプレート９２ｂとドリブンプレート９２ａがドライププレート９１と交互に係止され、隔壁２ａにはリティニングリング９９で軸方向が規制されたリターンスプリング９８とリターンスプリング９８で戻されるピストン９５が配される。ここで隔壁２ａから供給される作動油でピストン９５が摩擦部材となるドリブンプレート９２ａとドライププレート９１及びエンドプレート９２ｂを押圧してクラッチドラム７４を選択的に制動する。

クラッチＣ２とＣ１は入力軸３ａの回転を第２及び第４構成要素に選択的に伝達する役目を担い、減速用遊星歯車１０とクラッチＣ３の右後方に円周方向２段となり配される。入力軸３ａに連結された遊星キャリアＰ１（１４）のサイド部材１４ａの外周にはクラッチＣ２のクラッチドラム６４が溶着されるとともに内周にはクラッチＣ２の作動油の通路を形成してクラッチＣ１のクラッチドラム５４にスプライン連結する連結部材７ａが溶着される。クラッチＣ２のクラッチドラム６４はドラム部にスプラインが形成されて右後方が開口され、スプラインにはリティニングリング６３で軸方向が規制されたエンドプレート６２ｂとドリブンプレート６２ａが連結部材１８に係止されるドライププレート６１と交互に係止される。クラッチドラム６４の内周内側には連結部材７ａにリティニングリング５９ｂとリング５７ｂでクラッチＣ１のクラッチドラム５４がスプライン連結され、クラッチドラム５４はドラム部にスプラインが形成されて右後方が開口され、スプラインにはリティニングリング５３で軸方向が規制されたエンドプレート５２ｂとドリブンプレート５２ａが連結部材１７に係止されるドライププレート５１と交互に係止される。クラッチドラム６４と連結部材７ａにはピストン６５と、クラッチドラム５４で固定される遠心油圧キャンセラプレート６６と、ピストン６５と遠心油圧キャンセラプレート６６の間の遠心油圧キャンセラ室にはピストンのリターンスプリング６８が配され、クラッチドラム６４とピストン６５の間の油室と遠心油圧キャンセラ室には保持部材２ｂの円筒ボス外周から作動油が供給される。クラッチドラム５４と遊星キャリアＰ１（１４）のサイド部材１４ａの保持部材２ｂの円筒ボス外周に沿った筒部外周にはピストン５５と、リティニングリング５９ａで固定される遠心油圧キャンセラプレート５６と、ピストン５５と遠心油圧キャンセラプレート５６の間の遠心油圧キャンセラ室にはピストンのリターンスプリング５８が配され、クラッチドラム５４とピストン５５の間の油室と遠心油圧キャンセラ室には保持部材２ｂの円筒ボス外周から作動油が供給される。ここで隔壁２ａの円筒ボス外周から供給される作動油でピストン６５と５５が摩擦部材となるドリブンプレート６２ａ、５２ａとドライププレート６１、５１及びエンドプレート６２ｂ、５２ｂを押圧してクラッチドラム６４、５５と第２及び第４構成要素に連なる連結部材１８、１７を選択的に連結する。

図７と図７の遊星歯車２０、３０、４０の詳細を示す図１１において、左前方から順に遊星歯車２０、３０、４０が配置され、右後方には変速装置の出力部位となる出力軸３ｄが変速機ケース１ｄとリアケース１ｅに配された軸受け４ｉと４ｈで軸支される。出力軸３ｄは遊星歯車４０の遊星キャリアＰ４（４４）のサイド部材４４ａと一体に形成され、変速機ケース１ｄとリアケース１ｅの間にはパーキングギア６ａがスプライン連結される。入力軸３ａと出力軸３ｄの間の軸中心には中間軸３ｃが配され、入力軸３ａの右端内径と出力軸３ｄの左端内径に配された軸受け４ｃと４ｄで軸支される。

遊星歯車２０、３０、４０はそれぞれサンギアＳ２（２１）、Ｓ３（３１）、Ｓ４（４１）と、ピニオン遊星歯車２２、３２，４２を軸支する遊星キャリアＰ２（２４）、Ｐ３（３４）、Ｐ４（４４）及びリングギアＲ２（２３）、Ｒ３（３３）、Ｒ４（４３）からなり、遊星キャリアＰ２（２４）のサイド部材２４ｂがリティニングリング２８、２９で軸方向が規制されたリングギアＲ３（３３）とスプライン連結され、遊星キャリアＰ３（３４）のサイド部材３４ｂがリティニングリングで軸方向が規制されたリングギアＲ２（２３）とスプライン連結される。中間軸３ｃの左前方にはクラッチＣ１からの連結部材１７がスプライン連結され、軸方向中央部には第４構成要素となるサンギアＳ３（３１）が形成される。第２構成要素となるリングギアＲ３（３３）に連結された遊星キャリアＰ２（２４）のサイド部材２４ａは中間軸３ｃに軸受け４ｊで軸支されるとともにクラッチＣ２からの連結部材１８がスプライン連結し、第１構成要素となるサンギアＳ２（２１）はサイド部材２４ａに軸受け４ｋで軸支されるとともにクラッチＣ３からの連結部材１９がスプライン連結する。また、遊星キャリアＰ３（３４）のサイド部材３４ａは遊星キャリアＰ４（４４）のサイド部材４４ｂともなり、サイド部材３４ｂとサイド部材３４ａ（４４ｂ）で遊星歯車３０のピニオン遊星歯車３２を軸支するとともにサイド部材４４ａとサイド部材３４ａ（４４ｂ）で遊星歯車４０のピニオン遊星歯車４２を軸支する。つまり、遊星歯車３０、４０の遊星キャリアＰ３（３４）、Ｐ４（４４）が出力軸３ｄに連結される。サンギアＳ４（４１）は中間軸３ｃにスプライン連結され、リングギアＲ４（４３）はプレート４５がリティニングリング４６で固定されスラスト軸受けで軸方向が規制され回転自在に浮遊される。

ワンウェイクラッチＯＷＣは第２構成要素となる遊星キャリアＰ２（２４）に連結されたリングギアＲ３（３３）が入力軸３ａと同じ回転方向に回転自由で逆方向に回転不能とする役目を担い、リングギアＲ３（３３）の左前方の外周にはワンウェイクラッチＯＷＣ（１１０）が配され、ワンウェイクラッチのアウターレース１１１が変速機ケース１ｄの内周に形成されたスプラインにリティニングリング１１２で連結される。

ブレーキＢ１は第２構成要素となる遊星キャリアＰ２（２４）に連結されたリングギアＲ３（３３）を制動する役目を担い、変速機ケース１ｄの内周に形成されたスプラインにはリティニングリング８３で軸方向が規制されたエンドプレート８２ｂとドリブンプレート８２ａ及びフロントプレート８２ｃがリングギアＲ３（３３）の外周のスプラインに係止されたドライププレート８１と交互に係止され、変速機ケース１ｄにピストン８５が配される。ここでピストン８５は変速機ケース１ｄの内周に形成されたスプラインに噛合って回り止めされ、変速機ケース１ｄから供給される作動油で摩擦部材となるフロントプレート８２ｃ、ドライププレート８１、ドリブンプレート８２ａ及びエンドプレート８２ｂを押圧してリングギアＲ３（３３）を選択的に制動する。

ブレーキＢ３は第５構成要素となるリングギアＲ４（４３）を制動する役目を担い、変速機ケース１ｄの内周に回り止めされるピストン８５の内周に形成されたスプラインにはリティニングリング１０３で軸方向が規制されたエンドプレート１０２ｂとドリブンプレート１０２ａがリングギアＲ４（４３）の外周のスプラインに係止されたドライププレート１０１と交互に係止され、変速機ケース１ｄにはリティニングリング１０９で軸方向が規制されたプレート１０７とリターンスプリング１０８及びリターンスプリング１０８で戻されるピストン１０５がピストン８５に隣り合って配される。ここでピストン１０５とピストン８５は重なり合って配され、変速機ケース１ｄからピストン１０５とピストン８５の間の油室に供給される作動油でピストン１０５が摩擦部材となるドリブンプレート１０２ａとドライププレート１０１及びエンドプレート１０２ｂを押圧してリングギアＲ４（４３）を選択的に制動する。なお、リターンスプリング１０８はピストン８５にも作用し、ピストン８５が移動する場合ピストン１０５も移動するが、摩擦部材となるブレーキＢ３のドリブンプレート１０２ａとドライププレート１０１及びエンドプレート１０２ｂもピストン８５と同じ動きをするためブレーキＢ３が締結することはない。

＜Ａ１タイプＲＷＤ７ＡＴ（回転変動吸収ダンパ）＞
本発明の図２に示した模式図の具体的な構造を示す図８において、左前方の図示しない原動機に油圧ダンパ２００ｂが連結される。油圧ダンパ２００ｂは円周方向に分離された複数の室をトーションスプリングで連結し、各室にグリスを充填させるとともに各室間に微細な隙間を設け、原動機の回転変動をトーションスプリングと微細な隙間（オリフィス）のグリスの通過抵抗で吸収するもので、振動速度の２乗に比例する減衰特性を持ち原動機の動力を直接伝達する。図２では油圧ダンパを用いたが原動機の動力を直接伝達するどのような回転変動吸収ダンパを用いてもよい。油圧ダンパ２００ｂの出力ハブは変速装置の入力部位となる入力軸３ａに連結される。一般的に原動機の回転変動を吸収するには変速装置側の回転イナーシャを増やした方がよく、油圧ダンパ２００ｂの出力ハブのイナーシャを大きくしてもよい。

変速機ケース１ｄには乾式となる油圧ダンパと湿式となる変速装置を分離する隔壁２ａが脱着可能にボルト締めされており、隔壁２ａには保持部材２ｂがボルト締めされ、隔壁２ａと保持部材２ｂの間には変速装置のチャージングポンプが装着され入力軸３ａで駆動される。保持部材２ｂは内周ボスが筒状に右後方に延材され、両端の内周に装着された軸受け４ａと４ｂで入力軸３ａを軸支する。

保持部材２ｂの右後方に延材された円筒ボス部外周に配される減速用遊星歯車１０とクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３の配置及び構造は図１及び保持部材２ｂの円筒ボス部外周の詳細を示す図１０と同一であり説明を省略するが、ブレーキＢ２の摩擦部材の係止が図１、図１０では隔壁２ａのスプラインであるのに対し、図８では変速機ケース１ｄのスプラインとし、摩擦部材となるドリブンプレート９２ａとドライププレート９１の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、変速機ケース１ｄとエンドプレート９２ｂの嵌合部を通してエンドプレート９２ｂの端部側面からドリブンプレート９２ａとドライププレート９１の貫通穴に冷却油を供給した。これは後述する図２５で説明するが、発進段となる前進１速でトルクコンバータを用いずにブレーキＢ１を滑らせ車両にクリープ力を持たせる場合、ブレーキＢ１の負担を軽減するためのものである。当然図１、図１０のようなブレーキＢ２の構造にしてもよい。

図８の遊星歯車２０、３０、４０の詳細を示す図１２と、図１１との違いはワンウェイクラッチＯＷＣとブレーキＢ１、Ｂ３及び遊星歯車３０、４０の遊星キャリアの構造であり、図８、図１２ではトルクコンバータの代わりに発進段である前進１速と後進１速においてクラッチＣ１又はＣ３を完全に締結し、ブレーキＢ１の締結油圧を制御して滑らすようにした。そのためワンウェイクラッチＯＷＣを削除しブレーキＢ１を滑りに耐える構造とした。ブレーキＢ３と遊星歯車３０、４０の遊星キャリアの構造はブレーキＢ１の負担を軽減するためのものであり、前進２速の変速比を前進１速に近づけ前進２速で締結するブレーキＢ３も滑りに耐える構造とし、遊星歯車３０、４０の遊星キャリアを簡素化した。その他の構造は図１１と同一のため説明を省略し、ここではブレーキＢ１、Ｂ３及び遊星歯車３０、４０の遊星キャリアの構造のみを説明する。

遊星歯車３０、４０の遊星キャリアＰ３（３４）とＰ４（４４）はサイド部材３４ｂと４４ａからなり、両サイド部材には長梁軸が挿入されピニオン遊星歯車３２，４２を軸支する。図１２では図１１よりピニオン遊星歯車４２の歯数が増え外径が大きくなり支軸径が大きくできるためで、図１１のようにピニオン遊星歯車３２と４２の間に共通のサイド部材３４ａ（４４ｂ）を設け、共通の長梁軸を挿入してもよい。

ブレーキＢ１は第２構成要素となる遊星キャリアＰ２（２４）に連結されたリングギアＲ３（３３）を制動する役目を担い、変速機ケース１ｄの内周に形成されたスプラインの遊星歯車３０の外周径方向外側で、リティニングリング８３に軸方向が規制されたエンドプレート８２ｂとドリブンプレート８２ａ及びフロントプレート８２ｃがリングギアＲ３（３３）の延材部外周のスプラインに係止されたドライププレート８１と交互に係止される。摩擦部材となるドリブンプレート８２ａとドライププレート８１の同一径中央円周部には複数の貫通穴が設けられ、変速機ケース１ｄとエンドプレート８２ｂの嵌合部を通してエンドプレート８２ｂの端部側面からドリブンプレート８２ａとドライププレート８１の貫通穴に冷却油が供給される。フロントプレート８２ｃにはディシュプレート８４が保持されピストン８５の摩擦部材への押圧力を緩和し摩擦部材のスティックスリップによる振動（シャダー）を防止する。変速機ケース１ｄの右方向後端にはブレーキＢ３のピストン１０５との間に配されたリターンスプリング８８で戻されるピストン８５が配され、変速機ケース１ｄから供給される作動油でディシュプレート８４を介して摩擦部材となるフロンとプレート８２ｃ、ドライププレート８１、ドリブンプレート８２ａ及びエンドプレート８２ｂを押圧してリングギアＲ３（３３）を選択的に制動する。

ブレーキＢ３は第５構成要素となるリングギアＲ４（４３）を制動する役目を担い、変速機ケース１ｄの内周に形成されたスプラインにはリティニングリング１０３で軸方向が規制されたエンドプレート１０２ｂとドリブンプレート１０２ａ及びフロントプレート１０２ｃがリングギアＲ４（４３）の外周のスプラインに係止されたドライププレート１０１と交互に係止される。摩擦部材となるドリブンプレート１０２ａとドライププレート１０１の同一径中央円周部には複数の貫通穴が設けられ、変速機ケース１ｄとエンドプレート１０２ｂの嵌合部を通してエンドプレート１０２ｂの端部側面からドリブンプレート１０２ａとドライププレート１０１の貫通穴に冷却油が供給される。フロントプレート１０２ｃにはディシュプレート１０４が保持されピストン１０５の摩擦部材への押圧力を緩和し摩擦部材のスティックスリップによる振動（シャダー）を防止する。変速機ケース１ｄにはリティニングリング１０９で軸方向が規制されたプレート１０７とリターンスプリング１０８及びリターンスプリング１０８で戻されるピストン１０５が配される。ここでピストン１０５とピストン８５は一定の間隔に配され、変速機ケース１ｄからピストン１０５とピストン８５の間の油室に供給される作動油でピストン１０５が摩擦部材となるドリブンプレート１０２ａとドライププレート１０１及びエンドプレート１０２ｂを押圧してリングギアＲ４（４３）を選択的に制動する。

ブレーキＢ３のエンドプレート１０２ｂの外周部には複数の貫通長孔が形成され、ブレーキＢ１のピストン８５の外周突起部がドリブンプレート１０２ａの外周スプライン空間とエンドプレート１０２ｂの貫通長孔を通してブレーキＢ１の摩擦部材を押圧する。このブレーキＢ１の摩擦部材を貫通孔を通して冷却するシステムは本願出願人が特願２００８−０８３９０９で提案した構造であるが、本件では［請求項７］に示すように、ブレーキＢ１の摩擦部材を貫通孔を通して冷却する構造を必然とし、少なくともブレーキＢ２及びＢ３のどちらか一方の摩擦部材に貫通孔を通して冷却する構造とし、その実施例として図８と図１２にブレーキＢ２及びＢ３の両方の摩擦部材に貫通孔を通して冷却する構造を示した。トルクコンバータの代わりに回転変動吸収ダンパを用いた構造では、車両のクリープ制御を考慮すると図２５に示すようにブレーキＢ１以外にも更にモーメント力がクリープ力に大きく作用するブレーキＢ２、Ｂ３の連れ回りを増やす方式が最も効果的であり、冷却油を供給する構造とした。当然前進１速から発進する場合ブレーキＢ１を滑らすことは必然となるが、ブレーキＢ１の滑り負荷を軽減するためブレーキＢ１が滑り終わる前にブレーキＢ３を滑らせ前進２速とする発進も、前進１速から２速へのステップ比を小さくした構成では必要となる。なお、ブレーキＢ２はそれほど大きな滑りを必要としないが、図２５に示すようにクリープ力に最も大きなモーメント力となることと、摩擦部材の耐久性も考慮する必要がある。そのためブレーキＢ２、Ｂ３の摩擦部材に貫通孔を通して冷却する構造とした。

＜Ａ１タイプＦＷＤ７ＡＴ（回転変動吸収ダンパ）＞
本発明の図３に示した模式図の具体的な構造を示す図１４において、左前方の図示しない原動機に湿式ダンパ２００ｃが連結される。湿式ダンパ２００ｃは外周部にグリスが充填された広角度に捩られるアークスプリングを保持する室を有し、アークスプリングと外周部の摩擦で振動の減衰を行うシンプルな回転変動吸収ダンパである。湿式ダンパ２００ｃの出力ハブは変速装置の入力部位となる入力軸３ａに連結される。当然図２のような油圧ダンパ２００ｂを用いてもよいし、湿式ダンパ２００ｃの出力ハブのイナーシャを大きくしてもよい。

変速装置全体を収めるハウジングは前部のフロントケース1ａと中央部の変速機ケース１ｂと後部のリアケース1ｃとからなり、入力軸３ａ及び入力軸３ａの後部の同軸上中心部に配された減速回転軸３ｂと並行に配された中継軸７及び出力軸を含んだディファレンシャル装置９とを軸支する母体となる。変速機ケース１ｂには乾式となる湿式ダンパと湿式となる変速装置を分離する隔壁２ａがフロントケース1ａと共に脱着可能にボルト締めされており、隔壁２ａには円筒部材２ｃが嵌合された保持部材２ｂがボルト締めされ、隔壁２ａと保持部材２ｂの間には変速装置のチャージングポンプが装着されポンプインペラで駆動される。入力軸３ａは保持部材２ｂの嵌合された円筒部材２ｃの両端に配された軸受け４ａと４ｂで軸支され、後部の減速回転軸３ｂが入力軸３ａに配された軸受け４ｃとリアケース1ｃに配された軸受け４ｄで軸支される。中継軸７は一端がフロントケース１ａに配された軸受け４ｇで、もう一端が変速装機ケース１ｂに配された軸受け４ｆで軸支され、入力軸３ａと同軸上の出力となるカウンターギア５と噛合うカウンターギア６がスプラインで連結されると共に、出力軸を含んだディファレンシャル装置９に動力を伝達するカウンターギアが一体成形されている。また、出力軸部はディファレンシャル装置９のキャリアとなり、一端がフロントケース１ａに配された軸受け４ｉで、もう一端が変速装機ケース１ｂに配された軸受け４ｈで軸支され、カウンターギアと一体の中継軸７と噛合うカウンターギア８がボルトで締結されている。周知の如く、ディファレンシャル装置９はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸が連結される。

変速機ケース１ｂの軸方向中央部にはカウンターギア５の軸受け４ｅを軸支する側壁が設けられ、この側壁とリアケース1ｃの間に側壁側から順に遊星歯車４０、３０、２０と、その外周径方向外側にブレーキＢ３、Ｂ１、Ｂ２及びクラッチＣ３の摩擦部材が配され、側壁と隔壁２ａの間にカウンターギア５と減速用遊星歯車１０及びクラッチＣ１、Ｃ２が配される。

図１４と図１４における変速機ケース１ｂの側壁と隔壁２ａの間の詳細構造と、ブレーキＢ２及びクラッチＣ３の６ＡＴ、７ＡＴ共通部を示す図１６において、減速用遊星歯車１０はサンギアＳ１（１１）とダブルピニオン遊星歯車１２ａ、１２ｂを軸支する遊星キャリアＰ１（１４）及びリングギアＲ１（１３）からなり、サンギアＳ１（１１）が円筒部材２ｃのカウンターギア５側端部の外周にスプラインで固定され、遊星キャリアＰ１（１４）のカウンターギア５側サイド部材１４ａが円筒部材２ｃの両端内径に配された軸受け４ａと４ｂで軸支される入力軸３ａと一体となり、リングギアＲ１（１３）が減速回転軸３ｂと連結部材１９で一体として溶着される。ここでサンギアＳ１（１１）がピニオン遊星歯車１２ｂと噛合い、リングギアＲ１（１３）がピニオン遊星歯車１２ａと噛合い、ピニオン遊星歯車１２ａがピニオン遊星歯車１２ｂと噛合うため遊星キャリアＰ１（１４）に連結された入力軸３ａの回転が減速されてリングギアＲ１（１３）から出力される。

クラッチＣ１とＣ２は入力軸３ａの回転を第４及び第２構成要素に選択的に伝達する役目を担い、減速用遊星歯車１０の外周径方向外側にカウンターギア５側から軸方向順にクラッチＣ１とＣ２の摩擦部材を有した２連クラッチとして配される。２連クラッチＣ１、Ｃ２は、リングギアＲ１（１３）の外周径方向外側に延材したクラッチドラム５４と、クラッチＣ２のドリブンプレート６２ａと、クラッチＣ１、Ｃ２共通のエンドプレート５２ｂと、クラッチＣ１のドリブンプレート５２ａと、ドリブンプレート６２ａとの間に交互に配され連結部材１８の外周スプラインに係止されるドライブプレート６１と、ドリブンプレート５２ａとの間に交互に配され連結部材１７の外周スプラインに係止されるドライブプレート５１と、クラッチＣ２のピストン６５と、クラッチＣ１のピストン５５と、クラッチＣ１、Ｃ２共通のリターンスプリング５８とからなっている。クラッチドラム５４は保持部材２ｂに嵌合された円筒部材２ｃの外周に軸受け４ｎで軸支される円筒部材５７に一体として溶着され、円筒部材５７の外周には入力軸３ａと一体となる遊星キャリアＰ１（１４）サイド部材１４ｂがスプライン連結される。また、クラッチドラム５４の外周延材部内側スプラインには原動機側から順にクラッチＣ２のドリブンプレート６２ａ、リティニングリング５３で係止されるクラッチＣ１、Ｃ２共通のエンドプレート５２ｂ、クラッチＣ１のドリブンプレート５２ａが係止される。クラッチドラム５４の側壁の原動機側と反原動機側にはピストン５５と６５が配され、ピストン５５はピストン６５との間で遠心油圧キャンセラー室を設けるキャンセラープレート５６に、クラッチドラム５４の側壁及びピストン６５を貫通するスタッドピン５９で一体的に連結され、ピストン６５に係止されるバネホルダ−６９とキャンセラープレート５６の間にはリターンスプリング５８がスタッドピン５９の円周上に配される。ここで保持部材２ｂのボス部外周からクラッチドラム５４の側壁とピストン５５、６５及びピストン６５とキャンセラープレート５６の間の油圧室に作動油が供給され、ピストン５５はクラッチドラム５４の外周径方向外側に延材してリティニングリングで係止されるフランジでドライブプレート５１、ドリブンプレート５２ａを原動機側に押圧し、ピストン６５はドライブプレート６１、ドリブンプレート６２ａを反原動機側に押圧し、共通のクラッチドラム５４と第４及び第２構成要素に連なる連結部材１７、１８を選択的に連結する。また、ピストン５５とキャンセラープレート５６はスタッドピン５９で連結されているため、遠心油圧キャンセラー室の遠心油圧とリターンスプリング５８はピストン５５にも作用する。

なお、本構造はピストン５５、６５をクラッチドラム５４の両サイドに配しピストン６５側に配したキャンセラープレート５６とピストン５５をクラッチドラム５４とピストン６５を貫通するスタットピン５９で一定距離に連結したもので、クラッチドラム５４とピストン５５との間及びクラッチドラム５４とピストン６５との間、ピストン６５とキャンセラープレート５６との間に形成される油圧室には保持部材２ｂのボス部外周から作動油が供給され油圧サーボを形成し、クラッチＣ１、Ｃ２は独立して精度よく制御される。この２連クラッチＣ１、Ｃ２は本願発明者が特開２００７−５１６５１で提案した構造であるが、本案に限らず、クラッチドラムを共有し減速用遊星歯車１０の外周径方向外側でクラッチＣ１、Ｃ２の摩擦部材を軸方向直列に配す構造であればキャンセラープレートやリターンスプリングを共有しない構造を用いてもよい。

図１６の右部リアケース１ｃに配されるクラッチＣ３は減速用遊星歯車１０で減速されたリングギアＲ１（１３）の回転を第１構成要素に選択的に伝達する役目を担い、後端がリアケース1ｃのボス部内周に軸受け４ｄで軸支される減速回転軸３ｂとスプライン連結する円筒部材７７に一体として溶着され、リアケース1ｃに沿って外周を原動機側に延材したクラッチドラム７４と、第１構成要素又は第１構成要素の連結部材の外周スプラインに係止されるドライブプレート７１と、ドライブプレート７１との間に交互に配されクラッチドラム７５の外周延材部内側スプラインに係止されるドリブンプレート７２ａ及びリティニングリング７３に軸方向が規制されるエンドプレート７２ｂと、摩擦部材７１、７２ａ及びエンドプレート７２ｂを押圧するピストン７５と、ピストン７５を開放状態に戻すリターンスプリング７８と、円筒部材７７に係止されるリティニングリング７９に保持されピストン７５の作動室の遠心油圧をキャンセルするとともにリターンスプリング７８を保持するキャンセラープレート７６とからなっている。ここでリアケース1ｃのボス部外周から供給される作動油でピストン７５が摩擦部材となるドリブンプレート７２ａとドライププレート７１及びエンドプレート７２ｂを押圧して減速回転軸３ｂに連結されたクラッチドラム７４と第１構成要素を選択的に連結する。

ブレーキＢ２は第１構成要素を制動する役目を担い、第１構成要素又は第１構成要素の連結部材のクラッチＣ３の摩擦部材が係止される原動機側外周スプラインに係止されるドライププレート９１と、ドライププレート９１との間に交互に配され変速機ケース１ｂの内周部に形成されたスプラインに係止されるドリブンプレート９２ａ及びリティニングリング９３で軸方向が規制されるエンドプレート９２ｂと、変速機ケース１ｂにボルト締めされるリアケース1ｃに配されるピストン９５と、ピストン９５を開放状態に戻す変速機ケース１ｂに保持されるリターンスプリング９８とからなっている。ここでリアケース1ｃから供給される作動油でピストン９５が摩擦部材となるドリブンプレート９２ａとドライププレート９１及びエンドプレート９２ｂを押圧して第１構成要素を選択的に制動する。

図１４と図１４の遊星歯車２０、３０、４０の詳細を示す図１７において、左前方原動機側から順に遊星歯車４０、３０、２０が配置され、左前方には変速装置の出力部位となるカウンターギア５が変速機ケース１ｂの側壁に背面合わせで配された複列のアンギュラ玉軸受４ｅで軸支される。カウンターギア５は遊星歯車４０の遊星キャリアＰ４（４４）のサイド部材４４ａにスプライン連結されナット５ａで固定される。

遊星歯車２０、３０、４０はそれぞれサンギアＳ２（２１）、Ｓ３（３１）、Ｓ４（４１）と、ピニオン遊星歯車２２、３２，４２を軸支する遊星キャリアＰ２（２４）、Ｐ３（３４）、Ｐ４（４４）及びリングギアＲ２（２３）、Ｒ３（３３）、Ｒ４（４３）からなり、遊星キャリアＰ２（２４）のサイド部材２４ａの外周凸部がリティニングリングで軸方向が規制されたリングギアＲ３（３３）の延材された凹部に嵌め込まれて連結され、遊星キャリアＰ３（３４）のサイド部材３４ｂがリングギアＲ２（２３）に溶着される。減速回転軸３ｂの外周には軸受け４ｊで軸支されたクラッチＣ２からの連結部材１８が配され、連結部材１８の外周には軸受け４ｋで軸支された第４構成要素となるサンギアＳ３（３１）が配され、連結部材１８が第２構成要素となるリングギアＲ３（３３）に連結された遊星キャリアＰ２（２４）のサイド部材２４ｂにスプライン連結され、クラッチＣ１からの連結部材１７がサンギアＳ３（３１）の延材部とスプライン連結される。第１構成要素となるサンギアＳ２（２１）はクラッチＣ３のクラッチドラム７４と一体の円筒部材７７に軸受け４ｐで軸支され、サンギアＳ２（２１）に溶着されたハブが遊星歯車２０の外周径方向外側に延材されて外周スプラインでブレーキＢ２のドライブプレート９１とクラッチＣ３のドライブプレート７１を係止する。又、遊星キャリアＰ３（３４）のサイド部材３４ａは遊星キャリアＰ４（４４）のサイド部材４４ｂともなり、サイド部材３４ｂとサイド部材３４ａ（４４ｂ）及びサイド部材４４ａに一本の長梁軸を挿入し遊星歯車３０，４０のピニオン遊星歯車３２、４２を軸支する。つまり遊星歯車３０、４０の遊星キャリアＰ３（３４）、Ｐ４（４４）がカウンターギア５に連結される。サンギアＳ４（４１）はサンギアＳ３（３１）の延材部にスプライン連結され、リングギアＲ４（４３）はプレート４５がリティニングリング４６で固定されスラスト軸受けで軸方向が規制され回転自在に浮遊される。

ブレーキＢ１は第２構成要素となる遊星キャリアＰ２（２４）に連結されたリングギアＲ３（３３）を制動する役目を担い、変速機ケース１ｂの内周に形成されたスプラインの遊星歯車３０の外周径方向外側で、リティニングリング９３に軸方向が規制されたエンドプレート８２ｂとドリブンプレート８２ａ及びフロントプレート８２ｃがリングギアＲ３（３３）の外周のスプラインに係止されたドライププレート８１と交互に係止される。摩擦部材となるドリブンプレート８２ａとドライププレート８１の同一径中央円周部には複数の貫通穴が設けられ、変速機ケース１ｂとエンドプレート８２ｂの嵌合部を通してエンドプレート８２ｂの端部側面からドリブンプレート８２ａとドライププレート８１の貫通穴に冷却油が供給される。フロントプレート８２ｃにはディシュプレート８４が保持されピストン８５の摩擦部材への押圧力を緩和し摩擦部材のスティックスリップによる振動（シャダー）を防止する。変速機ケース１ｂのアンギュラ玉軸受４ｅを軸支する中央側壁にピストン８５が配される。ここでピストン８５は変速機ケース１ｄの内周に形成されたスプラインに噛合って回り止めされ、変速機ケース１ｄの側壁から供給される作動油でディシュプレート８４を介して摩擦部材となるフロンとプレート８２ｃ、ドライププレート８１、ドリブンプレート８２ａ及びエンドプレート８２ｂを押圧してリングギアＲ３（３３）を選択的に制動する。

ブレーキＢ３は第５構成要素となるリングギアＲ４（４３）を制動する役目を担い、変速機ケース１ｄの内周に回り止めされるピストン８５の内周に形成されたスプラインにはリティニングリング１０３で軸方向が規制されたエンドプレート１０２ｂとドリブンプレート１０２ａがリングギアＲ４（４３）の外周のスプラインに係止されたドライププレート１０１と交互に係止され、変速機ケース１ｄの側壁にはリティニングリング１０９で軸方向が規制されたプレート１０７とリターンスプリング１０８及びリターンスプリング１０８で戻されるピストン１０５がピストン８５に隣り合って配される。ここでピストン１０５とピストン８５は重なり合って配され、変速機ケース１ｂの側壁からピストン１０５とピストン８５の間の油室に供給される作動油でピストン１０５が摩擦部材となるドリブンプレート１０２ａとドライププレート１０１及びエンドプレート１０２ｂを押圧してリングギアＲ４（４３）を選択的に制動する。なお、リターンスプリング１０８はピストン８５にも作用し、ピストン８５が移動する場合ピストン１０５も移動するが、摩擦部材となるブレーキＢ３のドリブンプレート１０２ａとドライププレート１０１及びエンドプレート１０２ｂもピストン８５と同じ動きをするためブレーキＢ３が締結することはない。

＜Ａ１タイプＲＷＤ６ＡＴ（トルクコンバータ）＞
本発明のベースとなる６ＡＴを示した図５の、ＲＷＤ用模式図の具体的な構造を示す図９において、遊星歯車２０、３０の左前方に配される減速用遊星歯車１０とクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ２の構造は本発明の７ＡＴを示す図７及び詳細を示す図１０と同一であり、共通化して用いることができる。この構造は本願発明者が特願２００６−１８０５９０で提案 「４個の構成要素からなる遊星歯車列の３要素に、入力軸の回転又は減速回転を変速機ケースに固定された入力継手部と変速装置部を分離する隔壁の延材された保持部材の円筒ボス外周部に減速用遊星歯車と複数のクラッチ配し、入力軸から減速用遊星歯車を駆動する連結部材を保持部材の円筒ボス外周に配し、連結部材と一体となるクラッチドラムの油圧サーボに保持部材の円筒ボス外周から油を供給する」 したものに含まれ、バランスが取り難いクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３を全て保持部材２ｂの円筒ボス部外周に軸受け４ｎと４ｍで軸支し、入力軸３ａを保持部材２ｂの円筒ボス部内周に軸受け４ａと４ｂで軸支し、出力軸３ｄを変速機ケース１ｄに軸受け４ｈと４ｉで軸支し、遊星歯車２０、３０が配される中間軸３ｃを入力軸３ａと出力軸３ｄに軸受け４ｃと４ｄで軸支したもので、全体構造がシンプルになるとともに各クラッチへの油の通路がシンプルとなり安定した回転部位の軸支が実現できる。本発明の７ＡＴを示す図７及び詳細を示す図１０では遊星歯車列は５要素となるが、入力軸の回転又は減速回転を入力する３要素の配列は６ＡＴを示す図９と同一となり、減速用遊星歯車１０とクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ２を共通化して用いることができる。

図９と図９の遊星歯車２０、３０の詳細を示す図１３において、左前方から順に遊星歯車２０、３０が配置され、右後方には変速装置の出力部位となる出力軸３ｄが変速機ケース１ｄの後端に配された軸受け４ｉと４ｈで軸支される。出力軸３ｄは遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３（３４）のサイド部材３４ａと一体となりサイド部材３４ａの外周にはパーキングギア６ａが形成される。入力軸３ａと出力軸３ｄの間の軸中心には中間軸３ｃが配され、入力軸３ａの右端内径と出力軸３ｄの左端内径に配された軸受け４ｃと４ｄで軸支される。

遊星歯車２０、３０はそれぞれサンギアＳ２（２１）、Ｓ３（３１）と、ピニオン遊星歯車２２、３２を軸支する遊星キャリアＰ２（２４）、Ｐ３（３４）及びリングギアＲ２（２３）、Ｒ３（３３）からなり、遊星キャリアＰ２（２４）のサイド部材２４ｂがリティニングリング２８、２９で軸方向が規制されたリングギアＲ３（３３）とスプライン連結され、遊星キャリアＰ３（３４）のサイド部材３４ｂがリティニングリングで軸方向が規制されたリングギアＲ２（２３）とスプライン連結される。中間軸３ｃの左前方にはクラッチＣ１からの連結部材１７がスプライン連結され、軸方向右側に第４構成要素となるサンギアＳ３（３１）が形成される。第２構成要素となるリングギアＲ３（３３）に連結された遊星キャリアＰ２（２４）のサイド部材２４ａは中間軸３ｃに軸受け４ｊで軸支されるとともにクラッチＣ２からの連結部材１８がスプライン連結され、第１構成要素となるサンギアＳ２（２１）はサイド部材２４ａに軸受け４ｋで軸支されるとともにクラッチＣ３からの連結部材１９がスプライン連結される。これは７ＡＴを示す図１１の遊星歯車２０、３０の配列と同一である。

ワンウェイクラッチＯＷＣは第２構成要素となる遊星キャリアＰ２（２４）に連結されたリングギアＲ３（３３）が入力軸３ａと同じ回転方向に回転自由で逆方向に回転不能とする役目を担い、リングギアＲ３（３３）の左前方の外周にはワンウェイクラッチＯＷＣ（１１０）が配され、ワンウェイクラッチのアウターレース１１１が変速機ケース１ｄの内周に形成されたスプラインにリティニングリング１１２で連結される。これは７ＡＴを示す図１１の遊星歯車２０、３０の配列と同一である。

ブレーキＢ１は第２構成要素となる遊星キャリアＰ２（２４）に連結されたリングギアＲ３（３３）を制動する役目を担い、変速機ケース１ｄの内周に形成されたスプラインにはリティニングリング８３で軸方向が規制されたエンドプレート８２ｂとドリブンプレート８２ａ及びフロントプレート８２ｃがリングギアＲ３（３３）の外周のスプラインに係止されたドライププレート８１と交互に係止され、変速機ケース１ｄにピストン８５が配される。ピストン８５は変速機ケース１ｄに配されたリティニングリング８９で軸方向が規制されたプレート８７とリターンスプリング８８で変速機ケース１ｄの後端に戻される。ここでピストン８５は遊星キャリアＰ３（３４）のパーキングギア６ａが形成されたサイド部材３４ａ後端の変速機ケース１ｄに２重の油室を形成して配され、変速機ケース１ｄから供給される作動油で摩擦部材となるフロンとプレート８２ｃ、ドライププレート８１、ドリブンプレート８２ａ及びエンドプレート８２ｂを押圧してリングギアＲ３（３３）を選択的に制動する。２重の油室は特に制動力の大小により使い分けするもので、動力損失となる高い油圧を用いないためである。なお、パーキングギア６ａが噛合う位置はピストン８５に空間が設けられている。

＜Ａ１タイプＦＷＤ６ＡＴ（トルクコンバータ）＞
本発明のベースとなる６ＡＴを示した図５の、ＦＷＤ用模式図の具体的な構造を示す図１５において、変速機ケース１ｂの側壁と隔壁２ａの間の詳細構造とブレーキＢ２及びクラッチＣ３は６ＡＴ、７ＡＴ共通部を示す図１６に示した如く、共通化して用いることができる。この構造は本願発明者が特願２００７−１１０２９８で提案したものと全く同一であり、全体構造がシンプルコンパクトになる。本発明の７ＡＴを示す図１４及び詳細を示す図１６では遊星歯車列は５要素となるが、入力軸の回転又は減速回転を入力する３要素の配列は６ＡＴを示す図１５と同一となり、減速用遊星歯車１０とクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ２を共通化して用いることができる。

図１５と図１５の遊星歯車２０、３０の詳細を示す図１８において、左前方原動機側から順に遊星歯車３０、２０が配置され、左前方には変速装置の出力部位となるカウンターギア５が変速機ケース１ｂの側壁に背面合わせで配された複列のアンギュラ玉軸受４ｅで軸支される。カウンターギア５は遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３（３４）のサイド部材３４ａにスプライン連結されナット５ａで固定される。

遊星歯車２０、３０はそれぞれサンギアＳ２（２１）、Ｓ３（３１）と、ピニオン遊星歯車２２、３２を軸支する遊星キャリアＰ２（２４）、Ｐ３（３４）及びリングギアＲ２（２３）、Ｒ３（３３）からなり、遊星キャリアＰ２（２４）のサイド部材２４ａの外周凸部がリティニングリングで軸方向が規制されたリングギアＲ３（３３）の延材凹部に嵌め込まれて連結され、遊星キャリアＰ３（３４）のサイド部材３４ｂがリングギアＲ２（２３）に溶着される。減速回転軸３ｂの外周には軸受け４ｊで軸支されたクラッチＣ２からの連結部材１８が配され、連結部材１８の外周には軸受け４ｋで軸支された第４構成要素となるサンギアＳ３（３１）が配され、連結部材１８が第２構成要素となるリングギアＲ３（３３）に連結された遊星キャリアＰ２（２４）のサイド部材２４ｂにスプライン連結され、クラッチＣ１からの連結部材１７がサンギアＳ３（３１）の延材部とスプライン連結される。第１構成要素となるサンギアＳ２（２１）はクラッチＣ３のクラッチドラム７４と一体の円筒部材７７に軸受け４ｐで軸支され、サンギアＳ２（２１）に溶着されたハブが遊星歯車２０の外周径方向外側に延材されて外周スプラインでブレーキＢ２のドライブプレート９１とクラッチＣ３のドライブプレート７１を係止する。

ブレーキＢ１は第２構成要素となる遊星キャリアＰ２（２４）に連結されたリングギアＲ３（３３）を制動する役目を担い、変速機ケース１ｂの内周に形成されたスプラインの遊星歯車３０の外周径方向外側で、リティニングリング９３に軸方向が規制されたワンウェイクラッチＯＷＣのアウターレース１１１とドリブンプレート８２がリングギアＲ３（３３）の外周のスプラインに係止されたドライププレート８１と交互に係止される。変速機ケース１ｂのアンギュラ玉軸受４ｅを軸支する中央側壁にピストン８５が配される。ピストン８５は変速機ケース１ｂに配されたリティニングリング８９で軸方向が規制されたプレート８７とリターンスプリング８８で変速機ケース１ｂの側壁に戻される。ここでピストン８５は変速機ケース１ｄの側壁から供給される作動油で摩擦部材となるドリブンプレート８２ａとドライププレート８１を押圧してリングギアＲ３（３３）を選択的に制動する。

ワンウェイクラッチＯＷＣは第２構成要素となる遊星キャリアＰ２（２４）に連結されたリングギアＲ３（３３）が入力軸３ａと同じ回転方向に回転自由で逆方向に回転不能とする役目を担い、リングギアＲ３（３３）のドライププレート８１を係止するスプラインの後方の外周にワンウェイクラッチＯＷＣ（１１０）が配され、ワンウェイクラッチのアウターレース１１１が変速機ケース１ｂの内周に形成されたスプラインにリティニングリング９３で連結される。

＜発進時前進１速の車両クリープ＞
図２５は入力継手に回転変動吸収ダンパを用いた図２、図８のＲＷＤ用のＡ１タイプ７ＡＴの発進段である前進１速の車両が停止しているストール状態を示す速度線図である。車両が停止しているストール状態ではクラッチＣ１が完全に締結するよう制御がなされる。この状態で第１、第２、第５構成要素に係止されている摩擦部材は逆転しており、ブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３の変速機ケースに係止されている摩擦部材と入力軸と同一回転をしているクラッチＣ２に係止されている摩擦部材及び減速回転をしているクラッチＣ３に係止されている摩擦部材との間に相対回転があり連れ回り力が発生する。この連れ回り力は相対回転の大きさ、伝達トルク容量の大きさ及び摩擦部材への油量の大きさに比例し、第４構成要素のクラッチＣ１の締結ポイントを支点として図の矢印方向にモーメント力として作用し、ブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３及びクラッチＣ２、Ｃ３全ての連れ回り力が車両を前に動かす方向に作用する。モーメント力は支点からの腕の長さに比例するため、第１構成要素＞第５構成要素＞第２構成要素＞第３構成要素の順となり、クラッチＣ３、ブレーキＢ２＞ブレーキＢ３＞クラッチＣ２、ブレーキＢ１の順に摩擦部材の連れ回り力が車両を動かそうと作用する。図８ではブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３の摩擦部材に強制的に冷却油を供給するようになしているので、この状態で必要なクリープ力が得られる。また、図１４のＦＷＤ用Ａ１タイプ７ＡＴではブレーキＢ１のみの摩擦部材に強制的に冷却油を供給するようになしており、この状態ではブレーキＢ１に小さな作動圧を作用させブレーキＢ１を滑らすことでクリープ力を得るが、他のブレーキ及びクラッチの連れ回り力でブレーキＢ１を滑らすエネルギーを緩和できブレーキＢ１の摩擦部材の耐久性を高めることができる。

図１９は非特許文献１に基づいて作成したＢタイプ８ＡＴのパワートレン模式図と速度線図及び変速比である。動力が通過する歯車の噛合い箇所の個数についてのみ説明を行う。
＜前進１速（１ｓｔ）＞
動力は１００％ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車の３箇所を通過しダブルピニオン遊星歯車からなるラビニョー遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３の３箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は６箇所となる。
＜前進２速（２ｎｄ）＞
動力は１００％ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車の３箇所を通過しダブルピニオン遊星歯車からなるラビニョー遊星歯車のＳ２、Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３の４箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は７箇所となる。
＜前進３速（３ｒｄ）＞
動力は１００％ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車の３箇所を通過し一体となるラビニョー遊星歯車から出力されるため、噛合い箇所は３箇所となる。
＜前進４速（４ｔｈ）＞
動力は第１構成要素と減速用遊星歯車に０．４６：０．５３分割されラビニョー遊星歯車のＳ２、Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３の４箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は（０．５３×７）+ （０．６４×４）＝６．３となる。
＜前進５速（５ｔｈ）＞
動力は第２構成要素と減速用遊星歯車に０．７３：０．２７分割されラビニョー遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３の３箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は（０．２７×６）+ （０．７３×３）＝３．８となる。
＜前進６速（６ｔｈ）＞
動力は減速用遊星歯車を通過せず、一体となるラビニョー遊星歯車から出力されるため、噛合い箇所は０となる。
＜前進７速（７ｔｈ）＞
第１構成要素は負の力を受け、減速用遊星歯車の３箇所の噛合いを通過した−２０％の動力はラビニョー遊星歯車のＳ２、Ｐ２、Ｒ２の２箇所の噛合いを通って出力され、１２０％の動力は遊星歯車の２箇所の噛合いを通って動力を循環して出力されるため、噛合い箇所は（０．２０×５）+ （１．２０×２）＝３．４となる。
＜前進８速（８ｔｈ）＞
動力は減速用遊星歯車を通過せず、ラビニョー遊星歯車のＳ２、Ｐ２、Ｒ２の２箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は２箇所となる。
＜平均噛合い箇所＞
前進１速から８速までの動力が通過する遊星歯車の噛合い箇所は３１．５箇所となり１変速段当りの平均噛合い箇所は３１．５／８＝３．９箇所となる。

図２０は非特許文献２に基づいて作成したＣタイプ７ＡＴのパワートレン模式図と速度線図及び変速比である。動力が通過する歯車の噛合い箇所の個数についてのみ説明を行う。
＜前進１速（１ｓｔ）＞
動力は１００％ラビニョー遊星歯車からなる減速用遊星歯車のＲ１、Ｐ１、Ｒ４の３箇所を通過し遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３とＳ２、Ｐ２、Ｒ２の４箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は７箇所となる。
＜前進２速（２ｎｄ）＞
動力は１００％ラビニョー遊星歯車からなる減速用遊星歯車のＲ１、Ｐ１、Ｓ１の２箇所を通過し遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３とＳ２、Ｐ２、Ｒ２の４箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は６箇所となる。
＜前進３速（３ｒｄ）＞
動力は直接遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３とＳ２、Ｐ２、Ｒ２の４箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は４箇所となる。
＜前進４速（４ｔｈ）＞
動力は直接遊星歯車のＳ２、Ｐ２、Ｒ２の２箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は２箇所となる。
＜前進５速（５ｔｈ）＞
動力は一体となる遊星歯車から出力されるため、噛合い箇所は０となる。
＜前進６速（６ｔｈ）＞
減速用遊星歯車と連結する第４構成要素は負の力を受け、減速用遊星歯車のＲ１、Ｐ１、Ｓ１の２箇所の噛合いを通過した−３７％の動力は遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３とＳ２、Ｐ２、Ｒ２の４箇所の噛合いを通って出力され、１３７％の動力は遊星歯車の２箇所の噛合いを通って動力を循環して出力されるため、噛合い箇所は（０．３７×６）+ （１．３７×２）＝４．９となる。
＜前進７速（７ｔｈ）＞
減速用遊星歯車と連結する第４構成要素は負の力を受け、ラビニョー遊星歯車からなる減速用遊星歯車のＲ１、Ｐ１、Ｒ４の３箇所の噛合いを通過した−２１％の動力は遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３とＳ２、Ｐ２、Ｒ２の４箇所の噛合いを通って出力され、１２１％の動力は遊星歯車のＳ２、Ｐ２、Ｒ２の２箇所の噛合いを通って動力を循環して出力されるため、噛合い箇所は（０．２１×７）+ （１．２１×２）＝３．９となる。
＜平均噛合い箇所＞
前進１速から７速までの動力が通過する遊星歯車の噛合い箇所は２７．８箇所となり１変速段当りの平均噛合い箇所は２７．８／７＝４箇所となる。

図２１は図１９のＢタイプ８ＡＴのベースとなるＳＡＥ ＰＡＰＥＲ ２００４−０１−０６５２に基づいて作成したＢタイプ６ＡＴのパワートレン模式図と速度線図及び変速比である。動力が通過する歯車の噛合い箇所の個数についてのみ説明を行う。
＜前進１速（１ｓｔ）＞
動力は１００％減速用遊星歯車の２箇所を通過しダブルピニオン遊星歯車からなるラビニョー遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３の３箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は５箇所となる。
＜前進２速（２ｎｄ）＞
動力は１００％減速用遊星歯車の２箇所を通過しダブルピニオン遊星歯車からなるラビニョー遊星歯車のＳ２、Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３の４箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は６箇所となる。
＜前進３速（３ｒｄ）＞
動力は１００％減速用遊星歯車の２箇所を通過し一体となるラビニョー遊星歯車から出力されるため、噛合い箇所は２箇所となる。
＜前進４速（４ｔｈ）＞
動力は第２構成要素と減速用遊星歯車に０．７２：０．２８分割されラビニョー遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３の３箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は（０．２８×５）+ （０．７２×３）＝３．６となる。
＜前進５速（５ｔｈ）＞
第１構成要素は負の力を受け、減速用遊星歯車の２箇所の噛合いを通過した−２５％の動力はラビニョー遊星歯車のＳ２、Ｐ２、Ｒ２の２箇所の噛合いを通って出力され、１２５％の動力は遊星歯車の２箇所の噛合いを通って動力を循環して出力されるため、噛合い箇所は（０．２５×４）+ （１．２５×２）＝３．５となる。
＜前進６速（６ｔｈ）＞
動力は減速用遊星歯車を通過せず、ラビニョー遊星歯車のＳ２、Ｐ２、Ｒ２の２箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は２箇所となる。
＜平均噛合い箇所＞
前進１速から６速までの動力が通過する遊星歯車の噛合い箇所は２２．１箇所となり１変速段当りの平均噛合い箇所は２２．１／６＝３．７箇所となる。

図２２は図２０のＣタイプ７ＡＴのベースとなる非特許文献２に基づいて作成したＣタイプ５ＡＴのパワートレン模式図と速度線図及び変速比である。動力が通過する歯車の噛合い箇所の個数についてのみ説明を行う。
＜前進１速（１ｓｔ）＞
動力は１００％減速用遊星歯車の２箇所を通過し遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３とＳ２、Ｐ２、Ｒ２の４箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は６箇所となる。
＜前進２速（２ｎｄ）＞
動力は直接遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３とＳ２、Ｐ２、Ｒ２の４箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は４箇所となる。
＜前進３速（３ｒｄ）＞
動力は直接遊星歯車のＳ２、Ｐ２、Ｒ２の２箇所を通過し出力されるため、噛合い箇所は２箇所となる。
＜前進４速（４ｔｈ）＞
動力は一体となる遊星歯車から出力されるため、噛合い箇所は０となる。
＜前進５速（５ｔｈ）＞
減速用遊星歯車と連結する第４構成要素は負の力を受け、減速用遊星歯車の２箇所の噛合いを通過した−２６％の動力は遊星歯車のＳ３、Ｐ３、Ｒ３とＳ２、Ｐ２、Ｒ２の４箇所の噛合いを通って出力され、１２６％の動力は遊星歯車の２箇所の噛合いを通って動力を循環して出力されるため、噛合い箇所は（０．２６×６）+ （１．２６×２）＝４．１となる。
＜平均噛合い箇所＞
前進１速から５速までの動力が通過する遊星歯車の噛合い箇所は１６．１箇所となり１変速段当りの平均噛合い箇所は１６．１／５＝３．２箇所となる。

図２４はＡ１、Ａ２、Ｂ、Ｃタイプの異なる４個の構成要素を持った遊星歯車の組み合わせにおいて、噛合い箇所が４箇所となる減速段におけるそれぞれの噛合い部の動力通過量を計算したものである。図１〜図６及び図１９〜図２３は減速用遊星歯車に対する４個の構成要素を持った遊星歯車の負荷分担率は計算しているが、噛合い箇所が４箇所となる４個の構成要素を持った遊星歯車の負荷率の計算がなされていないため参考に示した。図２４におけるトルク図は入力トルクを１とし各ギアに作用するトルクを算出したもので、速度線図は入力回転を１としてピニオン遊星歯車の絶対回転速度を算出した後、ピニオン遊星歯車に対するサンギア及びリングギアの相対回転速度を算出したものである。表には各サンギアとリングギアに作用するトルクとピニオン遊星歯車との相対回転速度とトルクと相対回転速度を掛けた動力を示した。図２４において、Ｂタイプ６ＡＴとＡ１タイプ６ＡＴのトルク図が類似しており、Ｃタイプ５ＡＴとＡ２タイプ６ＡＴのトルク図が類似している。つまりＣタイプ５ＡＴとＡ２タイプ６ＡＴの方がトルク値は小さくなり負荷率が小さく噛合いによる動力伝達効率がよいということになる。因みにＡ２タイプ６ＡＴを１とした場合、Ｃタイプ５ＡＴは１．３、Ｂタイプ６ＡＴとＡ１タイプ６ＡＴは１．５となる。従って、減速段で４個の構成要素を持った遊星歯車の４箇所を動力が通過する場合、噛合い効率は、［ Ａ２タイプ６ＡＴ＞Ｃタイプ５ＡＴ＞Ｂタイプ６ＡＴ、Ａ１タイプ６ＡＴ ］となる。

１ａ フロントケース
１ｂ、１ｄ 変速機ケース
１ｃ、１ｅ リアケース
２ａ 隔壁
２ｂ 保持部材
３ａ 入力軸
３ｂ 減速回転軸
３ｃ 中間軸
３ｄ 出力軸
４ａ〜４ｎ 軸受け
１０ 減速用遊星歯車
２０、３０、４０ 遊星歯車
２００ａ トルクコンバータ
２００ｂ 油圧ダンパ
２００ｃ 湿式ダンパ
Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４ クラッチ
Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３ ブレーキ

Claims (7)

1. 入力部位と出力部位の間に複数の遊星歯車とクラッチ及びブレーキを配した多段自動変速機であって、
   サンギアＳ２、Ｓ３、Ｓ４とシングルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ２、Ｐ３、Ｐ４及びリングギアＲ２、Ｒ３、Ｒ４とからなる遊星歯車２０、３０、４０の、
   遊星歯車２０のサンギアＳ２を第１構成要素とし、
   遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、
   遊星歯車２０のリングギアＲ２と遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３及び遊星歯車４０の遊星キャリアＰ４を連結して第３構成要素とし、
   遊星歯車３０のサンギアＳ３と遊星歯車４０のサンギアＳ４を連結して第４構成要素とし、
   遊星歯車４０のリングギアＲ４を第５構成要素とし、
   或いは、遊星歯車２０のリングギアＲ２を第１構成要素とし、
   遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、
   遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３と遊星歯車４０の遊星キャリアＰ４を連結して第３構成要素とし、
   遊星歯車２０のサンギアＳ２と遊星歯車３０のサンギアＳ３及び遊星歯車４０のサンギアＳ４を連結して第４構成要素とし、
   遊星歯車４０のリングギアＲ４を第５構成要素とし、
   前記第１構成要素に減速用遊星歯車１０を介した前記入力部位の減速回転をクラッチＣ３を介して入力するとともにブレーキＢ２を配し、
   前記第２構成要素に前記入力部位の回転をクラッチＣ２を介して入力するとともにブレーキＢ１又はワンウェイクラッチＯＷＣを配し、
   前記第３構成要素を前記出力部位に連結し、
   前記第４構成要素に前記入力部位の回転をクラッチＣ１を介して入力し、
   前記第５構成要素にブレーキＢ３を配し、
   前記クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３又はワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進７速後進１速又は２速を得る多段自動変速機。
2. サンギアＳ２、Ｓ３とシングルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ２、Ｐ３及びリングギアＲ２、Ｒ３とからなる遊星歯車２０、３０の、
   遊星歯車２０のサンギアＳ２を第１構成要素とし、
   遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、
   遊星歯車２０のリングギアＲ２と遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３を連結して第３構成要素とし、
   遊星歯車３０のサンギアＳ３を第４構成要素とし、
   或いは、リングギアＲ２を第１構成要素とし、
   遊星歯車２０の遊星キャリアＰ２と遊星歯車３０のリングギアＲ３を連結して第２構成要素とし、
   遊星歯車３０の遊星キャリアＰ３を第３構成要素とし、
   遊星歯車２０のサンギアＳ２と遊星歯車３０のサンギアＳ３を連結して第４構成要素とし、
   前記第１構成要素に減速用遊星歯車１０を介した入力部位の減速回転をクラッチＣ３を介して入力するとともにブレーキＢ２を配し、
   前記第２構成要素に前記入力部位の回転をクラッチＣ２を介して入力するとともにブレーキＢ１又はワンウェイクラッチＯＷＣを配し、
   前記第３構成要素を出力部位に連結し、
   前記第４構成要素に前記入力部位の回転をクラッチＣ１を介して入力し、
   前記クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ１、Ｂ２又はワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進６速後進１速を得る多段自動変速機の、
   遊星歯車３０と前記出力部位との間に遊星歯車４０を配し、遊星歯車３０，４０のサンギアＳ３、Ｓ４を連結するとともに遊星キャリアＰ３、Ｐ４及び前記出力部位を連結し、遊星歯車４０のリングギアＲ４にブレーキＢ３を配し、
   クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３とブレーキＢ２及び減速用遊星歯車１０を、前記前進６速後進１速を得る多段自動変速機と共通化するようになした請求項１に記載の多段自動変速機。
3. 入力部位と減速用遊星歯車１０と遊星歯車２０、３０、４０及び出力部位を同軸上に軸方向順に配し、
   遊星歯車２０、３０、４０の前記入力部位側にクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ２を配し、
   遊星歯車２０、３０、４０側にブレーキＢ１、Ｂ３又はワンウェイクラッチＯＷＣを配した請求項１又は２に記載の多段自動変速機。
   
4. 入力部位と減速用遊星歯車１０と出力部位及び遊星歯車４０、３０、２０を同軸上に軸方向順に配し、
   前記出力部位の前記入力部位側にクラッチＣ１、Ｃ２を配し、
   前記出力部位の前記入力部位の反対側にブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３又はワンウェイクラッチＯＷＣ及びクラッチＣ３を配した請求項１又は２に記載の多段自動変速機。
   
5. 変速機前方に配される原動機の動力を、入力部位と同軸の前記変速機後方の出力部位から出力する前記前進６速及び７速の多段自動変速機のクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３とブレーキＢ２及び減速用遊星歯車１０の構造であって、
   変速機ケースに脱着可能に固定され、前記原動機の動力を入力する入力継手と変速装置部を隔てるとともに前記入力継手から前記変速装置部へ動力を入力する前記入力部位を軸支する隔壁のボス部を前記変速機の後方に円筒状に延材し、
   サンギアＳ１とダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ１及びリングギアＲ１からなる減速用遊星歯車１０のサンギアＳ１を前記隔壁の円筒ボス部の軸方向中央部に固定し、
   リングギアＲ１の外周径方向外側でリングギアＲ１との間に摩擦部材を備えるとともにブレーキＢ２で制動されるクラッチＣ３のクラッチドラムを減速用遊星歯車１０と前記隔壁の間の、前記隔壁の円筒ボス部に回転自在に軸支し、
   遊星キャリアＰ１のサイド部材１４ａを前記隔壁の円筒ボス部で軸支するとともに前記円筒ボス部外周に沿って前記変速機の後方に延材して前記入力部位と連結し、
   サイド部材１４ａと一体となるクラッチＣ２のクラッチドラムを前記クラッチＣ３の摩擦部材の後方に配するとともに前記クラッチＣ２のクラッチドラムの径方向内側にサイド部材１４ａに脱着可能なクラッチＣ１のクラッチドラムを連結し、
   前記隔壁の円筒ボス部外周からクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３の油圧サーボに油圧を供給して、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３と前記入力部位の後方軸中心から外側に順に配される前記第４、第２、第１構成要素を連結部材１７、１８、１９を介して連結可能とした請求項１、２又は３に記載の多段自動変速機。
   
6. 変速機前方に配される原動機の動力を、前記変速機の軸方向中央部に配した出力部位から出力する前記前進６速及び７速の多段自動変速機のクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３とブレーキＢ２及び減速用遊星歯車１０の構造であって、
   変速機ケースに脱着可能に固定され、前記原動機の動力を入力する入力継手と変速装置部を隔てるとともに前記入力継手から前記変速装置部へ動力を入力する前記入力部位を軸支する隔壁のボス部を前記変速機の後方に円筒状に延材し、
   サンギアＳ１とダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ１及びリングギアＲ１からなる減速用遊星歯車１０のサンギアＳ１を前記隔壁の円筒ボス部の軸方向端部に固定し、
   遊星キャリアＰ１のサイド部材１４ａと前記入力部位を連結又は一体にするとともに遊星キャリアＰ１のもう一方のサイド部材１４ｂにクラッチＣ１、Ｃ２共通のクラッチドラムを連結して減速用遊星歯車１０と前記隔壁の間の、前記隔壁の円筒ボス部に回転自在に軸支し、
   減速用遊星歯車１０の外周径方向外側に前記クラッチＣ１、Ｃ２共通のクラッチドラムを延材するとともに前記出力部位側から順にクラッチＣ１とＣ２の摩擦部材を配し、
   前記変速機の後方端部から順にクラッチＣ３のクラッチドラムと前記第１構成要素を制動するブレーキＢ２を配し、
   リングギアＲ１を連結部材１９を介して前記入力部位の後方軸中心に配される減速回転軸３ｂに連結するとともに減速回転軸３ｂを前記クラッチＣ３のクラッチドラムに連結し、
   前記隔壁の円筒ボス部外周からクラッチＣ１、Ｃ２の油圧サーボに油圧を供給して、クラッチＣ１、Ｃ２と減速回転軸３ｂの外周径方向外側から内周方向に順に配される前記第４、第２構成要素を連結部材１７、１８を介して連結可能とし、
   前記変速機の後方端部からクラッチＣ３の油圧サーボに油圧を供給して、クラッチＣ３と前記第１構成要素を連結可能とした請求項１、２又は４に記載の多段自動変速機。
   
7. 入力継手に回転変動吸収ダンパを用いて原動機と変速機の入力部位を機械的に直結し、ブレーキＢ１の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、前記交互に配された摩擦部材の端部側面から冷却油を供給するとともに、
   少なくともブレーキＢ２及びＢ３のどちらか一方の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、前記交互に配された摩擦部材の端部側面から冷却油を供給するようになした請求項１に記載の多段自動変速機。
   

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