JP6392053B2 - 多段変速装置 - 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ギア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９速段及び前進９速段を超えた多段変速装置に関する。

複数の遊星ギアとクラッチやブレーキの締結要素を用いた多段変速装置にとって最も重要なことは変速比であり、シンプルでコンパクトという観点が強すぎるとよい変速比がとれなくなる。但し、ＦＦ仕様の乗用車やＲＲ仕様のバスでは軸方向のコンパクトさが必須となり、変速機が原動機に片持ちに懸架されるＦＲ仕様の商用車では径方向より軸方向が制限を受け、変速機後部がキャビン下に挿入されるＦＲ仕様の乗用車では軸方向より径方向が制限を受ける。更に、遊星ギアの噛み合い損失と摩擦部材の連れ回り損失を極力抑える必要がある。したがって、総合的な見地でギアトレンを構築しなければならない。因みに、最も重要となる変速比は、最低速段から次段へのギア比のステップ値が１．６０前後、次段から最高速段へのギア比のステップ値が１．１５前後と高速段に移行するに従って徐々にステップ値が小さくなる特性が望まれる。

ＡＴの歴史を振り返ると、１９６０年代に乗用車用に普及した前進３速後進１速の３ＡＴは、遊星ギアが２列で締結要素が４個（クラッチ２個、ブレーキ２個）であったが、牽引特性向上のため１９８０年代に締結要素を１個（クラッチ）増やした４ＡＴが普及した。しかしながら、前進３速から４速段へのステップ値が大きく、また、４ＡＴでは牽引特性が不十分だったため、３ＡＴに遊星ギアと締結要素をそれぞれ１個増やした５、６ＡＴが商品化された。開発順に、特開昭５２−１４９５６２によるＧＭ（Ａｌｌｉｓｏｎ）の６ＡＴ（Ａタイプ）と、特開平４−２１９５５３によるＬｅｐｅｌｌｅｔｉｅｒの６ＡＴ（Ｂタイプ）と、ＵＳ５，４３５，７９１によるＭｅｒｃｅｄｅｓ−Ｂｅｎｚの５ＡＴ（Ｃタイプ）であり、ギア比が適切にとれるため３ＡＴに次ぐ完成形のＡＴということができる。なお、商用車のＡＴでは３ＡＴでも発進段以外はほとんどトルクコンバータをロックアップして用いているが、乗用車では５ＡＴを超える多段速ＡＴでもロックアップの頻度が少ないため遊星ギアの噛み合い効率はあまり重要視されていない。これは燃費よりもユーザクレームとなりやすい車両の静粛性やスムースな走りを重んじる供給側の根強い考え方によるもので、近年普及してきた燃費のよいＤＣＴ（Ｄｕａｌ Ｃｌｕｔｃｈ ａｕｔｏｍａｔｅｄ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）に対抗するには、トルクコンバータのロックアップの頻度を増やすばかりではなく、ＤＣＴと同じく、伝達効率の悪いトルクコンバータを廃止し、摩擦部材を滑らせて発進デバイスとすることも視野に入れなければならない。

Ａ、Ｂ、Ｃタイプのいずれも前進の減速段において、主変速機構の２個の遊星ギア列からなる４個の構成要素の主動側（駆動側）となる構成要素に入力軸の回転、あるいは、前置変速機構の１個の遊星ギア列から得られる入力軸の減速回転を選択的に入力する同じ方式であるが、入力する回転と変速方式に違いがあり、それにより特性に異なりが生じる。前進の減速段において、主変速機構の主動側となる構成要素に入力する回転を、Ａタイプは入力軸の回転とし、Ｂタイプは入力軸の減速回転とし、Ｃタイプは入力軸の回転、及び入力軸の減速回転としたもので、Ａ、Ｂタイプは主動側を固定し、受動側（制動側）を変えて変速を行う従来の３、４ＡＴと同じ方式であるのに対し、Ｃタイプは受動側を固定し、主動側を変えて変速を行う方式である。

Ａ、Ｂタイプは変速方式が同類でありギア比のステップ値も似ているが、Ａタイプ６ＡＴは主変速機構の主動側を減速しないため低速段のギア比が小さくなる傾向にあり、Ｂタイプ６ＡＴは主動側を減速するためギア比が大きく６ＡＴとして適切にとれる。更に、入力軸の回転、及び入力軸の減速回転を主動側に入力するＣタイプ５ＡＴは理想的なギア比を得ることができる。ここで、前進の減速段において、Ｃタイプ５ＡＴは前進１速段のみに限られるが、Ｂタイプ６ＡＴは全ての減速段で動力の１００％が前置変速機構を通過するのに対し、Ａタイプ６ＡＴは前進３速段で動力の２０〜３０％しか前置変速機構を通過しない。遊星ギアの噛み合い損失は通過する動力の大きさに比例することにより、前置変速機構を通過する割合から、Ｂタイプ６ＡＴ＞Ｃタイプ５ＡＴ＞Ａタイプ６ＡＴの順に遊星ギアの噛み合い損失が大きくなる。加えて、減速トルクは制動トルクと入力トルクの和となることより、最も大きな制動トルクは前進１速段におけるブレーキトルクとなり、前進１速段で大きなギア比がとれるＢ、ＣタイプのブレーキトルクがＡタイプより大きくなる傾向にある。したがって、この前進１速段で締結するブレーキの摩擦部材が空転するとき、最も大きな摩擦部材の連れ回り損失が発生する。Ａ、Ｂタイプは前進１速段以外の前進段でこの前進１速段で締結するブレーキが空転するが、Ｃタイプ５ＡＴでは前進の減速段では空転しない。したがって、Ｂタイプ６ＡＴ＞Ａタイプ６ＡＴ＞Ｃタイプ５ＡＴの順に摩擦部材の連れ回り損失が大きくなる傾向にある。ここでは、Ｂタイプ６ＡＴが遊星ギアの噛み合い損失と摩擦部材の連れ回り損失の両損失とも最も大きくなるが、依然としてトルクコンバータをロックアップする頻度が低くギア比が適切なこともあり、広く商品化されている。

一般的に、乗用車のエンジンではアクセルペタル開度に比例したトルク制御が行われ、低開度では摩擦部材の連れ回り損失の方が遊星ギアの噛み合い損失より燃費に対する影響度が大きくなり、中、高開度ではその逆となる。一方、商用車のエンジンではアクセルペタル開度に関係なくフルトルクのでるオールスピードガバナ制御が行われるため、遊星ギアの噛み合い損失の方が摩擦部材の連れ回り損失より燃費に対する影響度が大きくなる。

ところで、遊星ギアを用いた多段変速装置では、マニュアルトランスミッション（ＭＴ）のように動力が入力軸からカウンター軸を通過して出力軸にギアを介して直列に流れるわけではなく、直列に流れる場合もあるが、遊星ギア間の２個の構成要素が連結されるため、分散したり、循環したり、変速段により様々な流れ方をする。この動力の流れを掴まないと遊星ギアの噛み合い効率は評価できないが、出願人がジヤトコ株式会社となる８ＡＴとしての特開２０１１−６９３９６〜６９３９９等では遊星ギアの噛み合い回数で効率を評価し、出願人がアイシン・エイ・ダブリュ株式会社とトヨタ自動車株式会社となる１０ＡＴとしての特開２０１４−３５０５６〜３５０５９ではシングルピニオンギアとなるかダブルピニオンギアとなるかだけの一面的な見方で遊星ギアの噛み合い効率を評価している。何れもギアトレンの抽出性は悪くはないがクラッチの配置が構造全体を複雑化しておりギア比もあまりよくなく、日本を代表するような遊星ギア式多段変速装置を設計製造している会社が、動力の流れを無視した誤った効率評価をしているのが現実である。本願では、動力を伝達する互いに噛み合うギア間の伝達トルクと相対回転速度を求め、各々の噛み合い損失を計算合計してギア効率（ＧＥＡＲ ＥＦＦ）として変速段毎に正確な表記をした。なお、遊星ギア式多段変速装置では動力が分散することや、リングギア（内歯）とピニオンギア（外歯）の噛み合い損失がピニオンギア（外歯）とサンギア（外歯）の噛み合い損失の半分にも満たないことで、噛み合い効率が９９％を超える変速段があり、ＭＴよりギアの噛み合い効率がよくなる変速段が多く存在する。

また、摩擦部材の連れ回り損失は、空転状態における摩擦部材間を流れる潤滑油に最も大きく影響され、制動側で遠心力が働かない油の抜けがわるいブレーキの方がクラッチより不利で、クラッチの遠心力もその回転速度に影響される。加えて、摩擦部材の相対回転速度が損失に比例するわけではなく、ある回転速度以上では損失が低下するなど、噛み合い損失の計算ような正確な損失計算は難しくなる。単純に各変速段の空転状態となる摩擦部材のトルク伝達容量を合計し、有利、不利の評価はできるが、すべらせる面圧を考慮し摩擦部材の押し付け荷重を上げて連れ回り損失を減らす対処ができる場合もあり、ここではもっと大雑把な減速比の大きさで有利、不利の評価に留めた。なお、前述した特開２０１１−６９３９６〜６９３９９や特開２０１４−３５０５６〜３５０５９でも同じであるが、空転状態の締結要素の数で摩擦部材の連れ回り損失を評価している特許案件が多くみられる。しかしながら、摩擦部材の連れ回り損失は締結要素の数ではなくてトルク伝達容量でなければならなく、間違った評価がなされている。

この５、６ＡＴよりさらに多段化したものが実用化されている。Ｃタイプ５ＡＴをベースとした特開２０００−２６６１３８に記載されたＤａｉｍｌｅｒのＣタイプ７ＡＴと、Ｂタイプ６ＡＴをベースとした特開２００１−１８２７８５（アイシン精機）に記載されたＴｏｙｏｔａのＢタイプ８ＡＴと、特表２００８−５２７２６７に記載されたＺＦのＤタイプ８ＡＴである。Ｄタイプとは、３個以上の遊星ギア列の互いの構成要素２箇所を連結し、連結部にクラッチを配して連結を変え変速する方式である。Ｃタイプ７ＡＴはＣタイプ５ＡＴに遊星ギアと締結要素（ブレーキ）を各々１個追加し、４個の遊星ギアと６個の締結要素（クラッチ３個、ブレーキ３個）からなり、Ｂタイプ８ＡＴはＢタイプ６ＡＴに締結要素（クラッチ）を１個追加し、３個の遊星ギアと６個の締結要素（クラッチ４個、ブレーキ２個）からなり、Ｄタイプ８ＡＴは４個の遊星ギアと５個の締結要素（クラッチ３個、ブレーキ２個）からなる。遊星ギアと締結要素の数でシンプルさを比較すると、Ｂタイプ８ＡＴ＞Ｄタイプ８ＡＴ＞Ｃタイプ７ＡＴとなるが、Ｂタイプ８ＡＴとＤタイプ８ＡＴはギア比のステップ値が悪く、加えて、最低速段の変速比を最高速段の変速比で除した変速比巾（Ｇｅａｒ Ｒａｎｇｅ）も悪く、Ｂタイプ８ＡＴが６．７、Ｄタイプ８ＡＴが７．３と多少勝るが、８ＡＴとして相応しい９程度よりかなり小さくなる。Ｃタイプ７ＡＴはギア比のステップ値はよいが、クロスになり過ぎており、Ｇｅａｒ Ｒａｎｇｅが６と、７ＡＴとして相応しい値にはなっていない。なお、遊星ギアの構成要素間にクラッチを配するＢ、Ｄタイプ８ＡＴは、入力軸と遊星ギアの構成要素間にクラッチを配するタイプより作動油の供給通路が複雑になる。Ｂタイプ８ＡＴは遊星ギアの各１個の構成要素を連結している連結部にクラッチを配しているので、構造はそれほど複雑にはならないが、Ｄタイプ８ＡＴは遊星ギアの各２個の構成要素を連結しているどちらか一方の連結部にクラッチを配しており、クラッチのみならず遊星ギア列も含めて複雑な構造配置となる。スケルトン図（模式図）ではわかり難いが、シンプル・コンパクトさは単に遊星ギアや締結要素の数だけではなく、クラッチやブレーキの配置、及び遊星ギアを含めた容量に影響される。因みに、スケルトン図ではクラッチは遊星ギアより小さく見えるが実際の構造では遊星ギアより大きなスペースを必要とし、このクラッチの配置がシンプル・コンパクトさを左右する。したがって、クラッチが１個多い４個を用いたトヨタのＢタイプ８ＡＴもスケルトン図より実際の構造は複雑になる。これらＢ、Ｄタイプ８ＡＴの他に、３個の遊星ギアと６個の締結要素からなる８ＡＴや、４個の遊星ギアと５個の締結要素からなる８ＡＴが数多く特許として提案され、ＧＭは昨今４個の遊星ギアと５個の締結要素からなる８ＡＴを実用化したが、全て８ＡＴとして相応しいギア比が得られていなく、クラッチの配置が構造全体を複雑化する場合が多い。つまり、これらの７、８ＡＴは完成形となる多段速ＡＴにはなっていないということができる。

ここで浮上したのが、前進の減速段で最も大きな容量のブレーキを締結したまま変速を行う、摩擦部材の連れ回り損失が有利となるＣタイプである。今までのＣタイプを更に多段化させたＡＴが個人（川名氏）から特許文献１で提案された。それは４個の遊星ギア列と６個の締結要素（クラッチ４個、ブレーキ２個）の９ＡＴである。但し、４個の遊星ギア列と６個の締結要素を限定し、Ｇｅａｒ Ｒａｎｇｅも９ＡＴに相応しい１０程度ではなく８程度で、遊星ギアの効率や構造もあまりよくない提案であった。次に、動力伝達形態が特許文献１と同じ特性となる４個の遊星ギア列と６個の締結要素（クラッチ３個、ブレーキ３個）の９ＡＴが、ＺＦから特許文献２で遊星ギア列を限定して発案された。更に、本願出願人が遊星ギア列も構造も限定した特許文献３をＣタイプ９ＡＴとして提案した。この動力伝達形態の特性は、Ｇｅａｒ Ｒａｎｇｅが９ＡＴに相応しい１０程度にとることができ、ギア比が高速側に振れる懸念点はあるが、ステップ値も適切で、遊星ギアの噛み合い損失と摩擦部材の連れ回り損失も小さくすることができ、６ＡＴの次に完成形となる多段速ＡＴに成り得るものである。この特許文献１、２、３の形態をＣ１タイプ９ＡＴとし、本願出願人が提案した特許文献３によるＦＲの乗用車に適用するＣ１タイプ９ＡＴの模式図と構造図を本願の図７と図８に表す。なお、Ｃ１タイプ９ＡＴは特許文献３の図１、図５に示すように、４ＡＴや６ＡＴと変わらぬコンパクトさでＦＦに適用することができる。

Ｃ１タイプ９ＡＴは、主変速機構（ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ）の２個の遊星ギア列からなる共通の速度線図上に第１から第４まで番号順に並べた４個の構成要素の第１構成要素に、２個の遊星ギア列からなる４個の構成要素と４個の締結要素を有した前置変速機構（ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ）から５種類の回転速度を選択的に入力し、第４構成要素をブレーキで制動することにより第１構成要素を主動側（駆動側）として作用させて出力となる第３構成要素を低速側に変速し、第２構成要素を主動側（駆動側）として入力軸の回転をクラッチで入力することにより第１構成要素を受動側（制動側）として作用させて出力となる第３構成要素を高速側に変速させたものである。なお、動力の伝達経路は同じであるが、構成要素間の連結をクラッチで行うことにより動力が流れない状態における構成要素の回転速度を変えることもでき、特許文献１ではブレーキの代わりにクラッチを用いている。本願の図７と図８に示したＦＲの乗用車用としてコンセプトしたＣ１タイプ９ＡＴは、前置変速機構を従来の遊星ギアが２列で締結要素が４個（クラッチ２個、ブレーキ２個）の最もシンプルでギア効率がよいとされるシンプソン型３ＡＴとし、主変速機構の２個の遊星ギア列もシンプソン型を用いたもので、クラッチの摩擦部材を遊星ギアの径方向外周に配することで、前進１⇔２速、４⇔５速を制御するワンウェイクラッチを回転損失の小さな内周側に２個配しても既存の８ＡＴと同等以下のシンプル、コンパクトさが保てるよう実現したものである。

このＣ１タイプ９ＡＴと同じ形態であるが、前置変速機構を変えた９ＡＴがＤａｉｍｌｅｒから特許文献４で提案され実用化された。Ｄａｉｍｌｅｒから発表されたギア比とカット断面写真に基づき本願出願人が想定した模式図を本願の図６に表す。Ｃ１タイプ９ＡＴと区別するためこの方式をＣ３タイプ９ＡＴとする。Ｃ１タイプ９ＡＴの前置変速機構から選択的に出力される５種類の回転速度は、入力軸回転、入力軸の減速回転２種、０回転、入力軸の逆回転であるのに対し、Ｃ３タイプ９ＡＴは、入力軸回転、入力軸の減速回転、入力軸の増速回転、０回転、入力軸の逆回転の５種類である。そして、Ｃ１タイプ９ＡＴを示す図７とＣ３タイプ９ＡＴ示す図６の主変速機構（ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ）の速度線図を比較すれば明らかなように、主変速機構の変速形態はＣ１タイプ９ＡＴと全く同一であるが、減速度をＣ１タイプより大きくなるようＣ１タイプ９ＡＴの２個の遊星ギア列からなる共通の速度線図上に第１から第４まで番号順に並べた４個の構成要素の配列を、逆の順に並び変えたものである。つまり、Ｃ３タイプ９ＡＴは、前置変速機構（ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ）の高速段を増速させてＣ１タイプ９ＡＴより高速側に振らせ、主変速機構を大きく減速側に振らせたものである。

Ｃ３タイプ９ＡＴの増速段を含んだ前置変速機構は、Ｃ１タイプ９ＡＴの従来の３ＡＴのように多くは存在せず、主変速機構も遊星ギアの噛み合い効率を考えればＤａｉｍｌｅｒの特許文献４に限られる。したがって、ジヤトコ株式会社から特許文献４と同じ遊星ギアを用いた特許提案が特開２０１３−１９９９５７、特開２０１３−１９９９５８、特開２０１３−１９９９５９でなされている。これらは特許文献１の如く、特許文献４のブレーキの代わりに構成要素間の連結をクラッチで行うことにより動力が流れない状態における構成要素の回転速度を変えたり、クラッチの配置を変えたりしただけの容易に考えられるものであるが、動力が流れる伝達経路は全く特許文献４と同じで、ブレーキをクラッチに変えたり、クラッチの配置を変えたりした構造では複雑になるばかりでメリットはない。当然、摩擦部材を用いたクラッチはブレーキより倍近くコスト高となるのに加え、ブレーキは遊星ギアやクラッチの外周に配することができて軸方向幅を大きくとる必要はないが、クラッチは軸方向も遊星ギア列と同じ長さが必要で変速装置そのものを複雑にして長くする。

ここで、図７のＣ１タイプ９ＡＴと図６のＣ３タイプ９ＡＴ（ＢＥＮＺ ９ＡＴ）を比較する。前置変速機構を高速側に振らせ、主変速機構を大きく減速側に振らせた結果、Ｃ３タイプ９ＡＴは入力軸の減速段が５段、増速段が３段となり、Ｃ１タイプ９ＡＴの減速段が４段、増速段が４段よりバランスがとれる。つまり、アクスルの終減速比を従来と変える必要も無く、場合により、終減速比を大きくすることも考えなければならないＣ１タイプ９ＡＴより有利となる。加えて、遊星ギアの噛み合い効率もＣ１タイプ９ＡＴより若干よくなり、最も効率のよいＺＦのＤタイプ８ＡＴと同レベルとなる。また、前置変速機構をＣ１タイプ９ＡＴより高速側に振らせたことで前置変速機構の発進段となるブレーキＢ２の容量が今までのＡＴでは得られないほど低容量となり、このブレーキをＤＣＴに対抗するため本願出願人が特開２００９−２３６２３４で提案した発進デバイスに用いる場合、極めて有利となる。但し、主変速機構のブレーキＢ３の容量は大きくなり、総合的な摩擦部材の連れ回り損失はＣ１タイプ９ＡＴより大きくなる。また、前置変速機構の出力が主変速機構を構成する遊星ギアのサンギアＳ２に入力するため、入力がリングギアＲ２となるＣ１タイプ９ＡＴより半径比分だけ歯面荷重が大きくなり、主変速機構の遊星ギア巾（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ２）を大きくしなければならない。加えて、ギア比の関係上、最後尾の遊星ギアのリングギア（Ｒ１）の径を大きくしなければならず、乗用車用として最後尾にクラッチＣ３を配する場合、摩擦部材を遊星ギアの径方向外周側に配することができず、Ｃ１タイプ９ＡＴのようにコンパクトにはできない。但し、商用車用としては変速装置の径が大きくできるため、クラッチＣ３の摩擦部材を遊星ギアの径方向外周側にコンパクトに配することができる。また、Ｃ１タイプ９ＡＴの前置変速機構が、例えば本願の図７、図８に示した如く、従来の３ＡＴに用いたシンプソン遊星ギア列のようにリングギアＲ４入力で遊星ギアの歯面荷重が小さく幅狭くでき、入力軸の回転を伝達する２個のクラッチＣ１、Ｃ２と２個のブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦部材も遊星ギアの径方向外周側にコンパクトに配することができるのに対し、図６のＣ３タイプ９ＡＴでは、サンギアＳ３入力となるため遊星ギアの歯面荷重が大きく幅広となり、Ｃ１タイプ９ＡＴより容量を大きくしなければならないクラッチＣ２も遊星ギアの２個の構成要素の連結部の一方に配さなければならず、クラッチＣ１、Ｃ２の配置構造が限定されるため複雑で軸長が長くなる。特にクラッチＣ２に関しては、ハウジングから入力軸を通って遊星ギアの構成要素に設けた油圧室に作動油を供給しなければならなく、管路抵抗が大きくなると共にクラッチの構造全体が複雑になる。加えて、変速ショックやシフトダウン（コンピュータの誤作動による）によるエンジンのオーバランを防止するワンウェイクラッチＯＷＣ１も前進１速段の作動用として装着できない。つまり、変速性能や構造も含め、Ｃ３タイプ９ＡＴはＣ１タイプ９ＡＴより不利となる。当然、Ｃ１タイプ９ＡＴのようにＦＦやＲＲの車両に適用するのは不利となる。このようにＣ３タイプ９ＡＴはＣ１タイプ９ＡＴと比べ多くの欠点があるが、変速装置にとり最も重要となるギア比と遊星ギアの噛み合い効率のよさをもっており、Ｃ１タイプ９ＡＴと並んで完成形となる多段速ＡＴに成り得る価値のあるもので、本願はこのＣ３タイプ９ＡＴを含め、更に多段化を模索する提案である。

近年提案された多くの多段変速装置のＡＴ分野ではＧＭ（Ａｌｌｉｓｏｎ）の６ＡＴ（Ａタイプ）を除いて全て乗用車用であったが、多段変速装置は車体重量に比して原動機のパワーが小さい商用車ほど必要とし、特に近年研究されている自動運転に関しては、重大事故が多い高速道路走行の商用車にその技術の一部が必須となる。自動運転技術に用いる多段変速装置は自動化が必要となり、ＡＭＴ（Ａｕｔｏｍａｔｅｄ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）としてのＳＣＴ（Ｓｉｎｇｌｅ Ｃｌｕｔｃｈ ａｕｔｏｍａｔｅｄ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）が必須となるが、ＤＣＴ（Ｄｕａｌ Ｃｌｕｔｃｈ ａｕｔｏｍａｔｅｄ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）の方がよく、更に、乗用車より負荷頻度が１０倍厳しく、耐久寿命も１０倍必要な商用車では、カウンターギアより変速特性や強度的にも有利となる遊星ギアを用いたＡＴ（Ａｕｔｏｍａｔｉｃ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）の方が適切となる。

従来、商用車用ＭＴ（Ｍａｎｕａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）としては前進１２速段や１６速段を有するものまで実用化されている。これらは主に大きな牽引力を必要とする重車両としてのＨｅａｖｙ Ｄｕｔｙ Ｔｒｕｃｋや建設用車輌に用いられ、最低速段の変速比を最高速段の変速比で除した変速比巾（Ｇｅａｒ Ｒａｎｇｅ）が１５程度となっている。その構造は、エンジンに片持ちに懸架される変速機の懸架方式による強度上の問題のため、カウンターギア方式の主変速機構の前後にＨｉ−Ｌｏ機構を付加して軸長を抑えたスプリット型変速機となり、２（Ｈｉ−Ｌｏ）×３（主変速）×２（Ｈｉ−Ｌｏ）＝１２速段と、２（Ｈｉ−Ｌｏ）×４（主変速）×２（Ｈｉ−Ｌｏ）＝１６速段である。この１２，１６ＭＴは、主変速機構とＨｉ−Ｌｏ機構の両方を変速しなければならない変速性の複雑さに加え、変速比が等比級数となり、良い変速比が取れない構造となっている。

商用車用ＡＴに関しては、発進停止が多くＭＴのクラッチ寿命が１年と短いことや安全性重視のため、欧米ではシティバスの１００％がＡＴとなっており、３、４，５、６ＡＴが使われている。更に、インターシティバスや観光バスにもＡＴが使われている。その多くは安全のためブレーキのフェードを防ぐリターダが装着されており、大型トラクターヘッド、軍用車、特装車、建設用車両とＡＴの用途は広い。しかしながら多段化は７ＡＴまでのため、本願出願人がＣ１タイプ９ＡＴも含めＣ１タイプ９ＡＴと互換性を持たせたＣ１タイプ１１、１２ＡＴを特願２０１３−１０２７４８で提案している。その中にはＲＲのバス用として極めてコンパクトなＡＴも含まれている。商用車ＡＴの多段化を進める一環として、遊星ギアの噛み合い効率が優れている商用車向きのＣ３タイプの可能性も検討しなければならない。

特開２００６−３４９１５３ 特表２０１１−５１３６６２ 特開２０１３−１４５０１６ ＵＳ２０１１−２５１０１４Ａ１

本発明の第１の課題は、段落「００１１」、「００１２」、「００１３」で説明したＣ３タイプ９ＡＴに関し、特許文献４や特開２０１３−１９９９５７、特開２０１３−１９９９５８、特開２０１３−１９９９５９で用いられている前置変速機構の遊星ギア列が全て同じであり、限定されている現況で、同じように優れたギア比と遊星ギアの噛み合い効率をもった上記遊星ギア列とは異なる前置変速機構の遊星ギア列を提案することである。そして、段落「００１４」で述べたように、特許文献４の前置変速機構がサンギア入力となるため遊星ギアの歯面荷重が大きく幅広となるのに加え、作動油通路やクラッチの構造が複雑になる欠点を改良できる前置変速機構の遊星ギア列を提案することである。

本発明の第２の課題は、段落「００１４」で述べたように、特許文献４の複雑で軸方向に長くなる欠点をできるだけ抑え、コンパクトな構造とすることである。

本発明の第３の課題は、段落「００１５」、「００１６」、「００１７」で述べたように、商用車用に適した多段変速装置を、遊星ギアの噛み合い効率がよいＣ３タイプで提案することである。

本発明の第４の課題は、段落「０００３」で述べたように、ＤＣＴの燃費のよさに対抗するための手段であり、発進段で締結する前置変速機構の低容量となるブレーキを、熱吸収がよく冷却効果の高い構造とするとともに、トルクコンバータに代わる発進デバイスとし、シンプルな構造で燃費を向上させることである。

請求項１に係わる本発明は、Ｃ３タイプの前置変速機構の遊星ギア列の基本的な構成に関するもので、第１の課題を解決するための手段であり、シンプル遊星ギアからなる第１サンギア（Ｓ１）、第１遊星キャリア（Ｐ１）、第１リングギア（Ｒ１）の構成要素を有した第１遊星ギア列（１０）と、シンプル遊星ギアからなる第２サンギア（Ｓ２）、第２遊星キャリア（Ｐ２）、第２リングギア（Ｒ２）の構成要素を有した第２遊星ギア列（２０）の、連結した第１及び第２サンギア（Ｓ１、Ｓ２）を第１構成要素とし、入力軸を第３クラッチ（Ｃ３）で連結可能にした第１遊星キャリア（Ｐ１）を第２構成要素とすると共に連結した第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３構成要素とし、あるいは、入力軸に連結した第１遊星キャリア（Ｐ１）を第２構成要素とすると共に第３クラッチ（Ｃ３）で連結可能にした第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３構成要素とし、第３ブレーキ（Ｂ３）で制動可能とした第２リングギア（Ｒ２）を第４構成要素とし、第２遊星キャリア（Ｐ２）を出力軸に連結した主変速機構の第1構成要素に、入力軸と同じ回転速度と、ゼロの回転速度と、１種の入力軸の逆回転速度と、少なくとも１種の入力軸の減速回転速度、及び増速回転速度との、少なくとも５種の回転速度を選択的に入力可能とする前置変速機構を設け、主変速機構の第１、第２及び第４構成要素の何れか２個の構成要素の回転速度を選択的に規制することにより、第３構成要素が入力軸の回転速度に対し複数の変速回転速度を得るようになした多段変速装置であって、前置変速機構は、主変速機構の第1構成要素に少なくとも５種の回転速度を入力可能とする主前置変速機構と、主前置変速機構に入力軸の１種の変速回転速度のみを選択的に入力可能とする１個の締結要素と１個の遊星ギア列からなる副前置変速機構と、で構成されるようになした。

請求項２に係わる本発明は、Ｃ３タイプ９ＡＴの前置変速機構の具体的なギアトレンに関するもので、第１と第２の課題を解決するための手段であり、前置変速機構は、副前置変速機構を構成する１個の締結要素を第１ブレーキ（Ｂ１）とし、１個の遊星ギア列をシンプル遊星ギアからなる第３サンギア（Ｓ３）、第３遊星キャリア（Ｐ３）、第３リングギア（Ｒ３）の構成要素を有した第３遊星ギア列（３０）として、第１ブレーキ（Ｂ１）で制動可能とした第３サンギア（Ｓ３）を第５構成要素（Ａ）とし、第２連結部材（８）に連結した第３遊星キャリア（Ｐ３）を第６構成要素（Ｂ）とし、入力軸に連結した第３リングギア（Ｒ３）を第７構成要素（Ｃ）とし、主前置変速機構を構成するシンプル遊星ギアからなる第４サンギア（Ｓ４）、第４遊星キャリア（Ｐ４）、第４リングギア（Ｒ４）の構成要素を有した第４遊星ギア列（４０）の第２連結部材（８）に連結した第４リングギア（Ｒ４）を第８構成要素（Ｄ）とし、入力軸を第１クラッチ（Ｃ１）で連結可能とすると共に第２ブレーキ（Ｂ２）で制動可能とした第４遊星キャリア（Ｐ４）を第９構成要素（Ｅ）とし、第１連結部材（７）に連結すると共に第２クラッチ（Ｃ２）を介して第４遊星キャリア（Ｐ４）に連結可能とした第４サンギア（Ｓ４）を第１０構成要素（Ｆ）とし、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）と第１、第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）のいずれか２個を選択的に締結することにより５種の回転速度を主前置変速機構の第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）に出力可能とし、第１連結部材（７）を主変速機構の第1構成要素に連結し、主変速機構の第１、第２及び第４構成要素の何れか２個の構成要素の回転速度を第１、第２、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第１、第２、第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）で選択的に規制することにより、第３構成要素が前進９速後進１速の変速段を得るようになした。

請求項３に係わる本発明は、Ｃ３タイプ９ＡＴのクラッチの具体的な配置構造に関するもので、第２の課題を解決するための手段であり、主前置変速機構の第４遊星キャリア（Ｐ４）と入力軸を連結可能にする第１クラッチ（Ｃ１）と、主変速機構の第１遊星キャリア（Ｐ１）と入力軸を連結可能にする第３クラッチ（Ｃ３）とを、各摩擦部材を径方向に２段に重ねた入力軸に連結する共通のクラッチカバーを有する２連クラッチとし、あるいは、主前置変速機構の第４遊星キャリア（Ｐ４）と入力軸を連結可能にする第１クラッチ（Ｃ１）と、主前置変速機構の第４サンギア（Ｓ４）と第４遊星キャリア（Ｐ４）を連結する第２クラッチ（Ｃ２）とを、各摩擦部材を径方向に２段に重ねた第４遊星キャリア（Ｐ４）に連結する共通のクラッチカバーを有する２連クラッチとした。

請求項４に係わる本発明は、Ｃ３タイプの商用車用に適した具体的な多段変速装置に関するもので、第３の課題を解決するための手段であり、前置変速機構は、副前置変速機構を構成する１個の締結要素を第１ブレーキ（Ｂ１）とし、１個の遊星ギア列をシンプル遊星ギアからなる第３サンギア（Ｓ３）、第３遊星キャリア（Ｐ３）、第３リングギア（Ｒ３）の構成要素を有した第３遊星ギア列（３０）として、第１ブレーキ（Ｂ１）で制動可能とした第３サンギア（Ｓ３）を第５構成要素（Ａ）とし、第２連結部材（８）に連結した第３遊星キャリア（Ｐ３）を第６構成要素（Ｂ）とし、入力軸に連結した第３リングギア（Ｒ３）を第７構成要素（Ｃ）とし、主前置変速機構を構成するシンプル遊星ギアからなる第４サンギア（Ｓ４）、第４遊星キャリア（Ｐ４）、第４リングギア（Ｒ４）の構成要素を有した第４遊星ギア列（４０）と、シンプル遊星ギアからなる第５サンギア（Ｓ５）、第５遊星キャリア（Ｐ５）、第５リングギア（Ｒ５）の構成要素を有した第５遊星ギア列（５０）の、第２連結部材（８）に連結すると共に第４ブレーキ（Ｂ４）で制動可能にした連結した第４サンギア（Ｓ４）と第５リングギア（Ｒ５）を第８構成要素（Ｄ）とし、入力軸を第１クラッチ（Ｃ１）で連結可能にすると共に第２ブレーキ（Ｂ２）で制動可能とした連結した第４及び第５遊星キャリア（Ｐ４、Ｐ５）を第９構成要素（Ｅ）とし、第１連結部材（７）に連結した第４リングギア（Ｒ４）を第１０構成要素（Ｆ）とし、入力軸を第２クラッチ（Ｃ２）で連結可能にした第５サンギア（Ｓ５）を第１１構成要素（Ｇ）とし、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）と第１、第２、第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）のいずれか２個を選択的に締結することにより、入力軸と同じ回転速度と、ゼロの回転速度と、１種の入力軸の逆回転速度と、３種の入力軸の減速回転速度と、２種の入力軸の増速回転速度との、８種の回転速度を主前置変速機構の第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）に出力可能とし、第１連結部材（７）を主変速機構の第1構成要素に連結し、主変速機構の第１、第２及び第４構成要素の何れか２個の構成要素の回転速度を前記第１、第２、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第１、第２、第３、第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で選択的に規制することにより、第３構成要素が前進１５速後進１速の変速段を得るようになした。

請求項５に係わる本発明は、請求項４における遊星ギアの構造に関するもので、第２と第３の課題を解決するための手段であり、主前置変速機構を構成するシンプル遊星ギアからなる第４遊星ギア列（４０）と第５遊星ギア列（５０）は、連結した第４サンギア（Ｓ４）と第５リングギア（Ｒ５）の第５リングギア（Ｒ５）を内径側、第４サンギア（Ｓ４）を外径側に一体成形し、第５遊星ギア列（５０）の径方向外周に第４遊星ギア列（４０）を配するようになした。

請求項６に係わる本発明は、効率の悪いトルクコンバータに変わる発進デバイスに関するもので、第４の課題を解決するための手段であり、発進段で制動する第１ブレーキ（Ｂ１）、または第２ブレーキ（Ｂ２）の、交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようになした。

請求項１記載の構成では、シンプル遊星ギアからなる第１サンギア（Ｓ１）、第１遊星キャリア（Ｐ１）、第１リングギア（Ｒ１）の構成要素を有した第１遊星ギア列（１０）と、シンプル遊星ギアからなる第２サンギア（Ｓ２）、第２遊星キャリア（Ｐ２）、第２リングギア（Ｒ２）の構成要素を有した第２遊星ギア列（２０）の、連結した第１及び第２サンギア（Ｓ１、Ｓ２）を第１構成要素とし、入力軸を第３クラッチ（Ｃ３）で連結可能にした第１遊星キャリア（Ｐ１）を第２構成要素とすると共に連結した第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３構成要素とし、あるいは、入力軸に連結した第１遊星キャリア（Ｐ１）を第２構成要素とすると共に第３クラッチ（Ｃ３）で連結可能にした第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３構成要素とし、第３ブレーキ（Ｂ３）で制動可能とした第２リングギア（Ｒ２）を第４構成要素とし、第２遊星キャリア（Ｐ２）を出力軸に連結した主変速機構の第1構成要素に、入力軸と同じ回転速度と、ゼロの回転速度と、１種の前記入力軸の逆回転速度と、少なくとも１種の入力軸の減速回転速度、及び増速回転速度との、少なくとも５種の回転速度を選択的に入力可能とする前置変速機構を設け、主変速機構の第１、第２及び第４構成要素の何れか２個の構成要素の回転速度を選択的に規制することにより、第３構成要素が入力軸の回転速度に対し複数の変速回転速度を得るようになした多段変速装置であって、前置変速機構は、主変速機構の第1構成要素に少なくとも５種の回転速度を入力可能とする主前置変速機構と、主前置変速機構に入力軸の１種の変速回転速度のみを選択的に入力可能とする１個の締結要素と１個の遊星ギア列からなる副前置変速機構と、で構成されるようになしたので、特許文献４の前置変速機構とは異なる遊星ギア列となる。

請求項２記載の構成では、前置変速機構は、副前置変速機構を構成する１個の締結要素を第１ブレーキ（Ｂ１）とし、１個の遊星ギア列をシンプル遊星ギアからなる第３サンギア（Ｓ３）、第３遊星キャリア（Ｐ３）、第３リングギア（Ｒ３）の構成要素を有した第３遊星ギア列（３０）として、第１ブレーキ（Ｂ１）で制動可能とした第３サンギア（Ｓ３）を第５構成要素（Ａ）とし、第２連結部材（８）に連結した第３遊星キャリア（Ｐ３）を第６構成要素（Ｂ）とし、入力軸に連結した第３リングギア（Ｒ３）を第７構成要素（Ｃ）とし、主前置変速機構を構成するシンプル遊星ギアからなる第４サンギア（Ｓ４）、第４遊星キャリア（Ｐ４）、第４リングギア（Ｒ４）の構成要素を有した第４遊星ギア列（４０）の第２連結部材（８）に連結した第４リングギア（Ｒ４）を第８構成要素（Ｄ）とし、入力軸を第１クラッチ（Ｃ１）で連結可能とすると共に第２ブレーキ（Ｂ２）で制動可能とした第４遊星キャリア（Ｐ４）を第９構成要素（Ｅ）とし、第１連結部材（７）に連結すると共に第２クラッチ（Ｃ２）を介して第４遊星キャリア（Ｐ４）に連結可能とした第４サンギア（Ｓ４）を第１０構成要素（Ｆ）とし、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）と第１、第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）のいずれか２個を選択的に締結することにより５種の回転速度を主前置変速機構の第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）に出力可能とし、第１連結部材（７）を主変速機構の第1構成要素に連結し、主変速機構の第１、第２及び第４構成要素の何れか２個の構成要素の回転速度を第１、第２、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第１、第２、第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）で選択的に規制することにより、第３構成要素が前進９速後進１速の変速段を得るようになしたので、特許文献４の遊星ギアの前置変速機構より歯面荷重が低減でき、ギア幅を小さくできる。

請求項３記載の構成では、主前置変速機構の第４遊星キャリア（Ｐ４）と入力軸を連結可能にする第１クラッチ（Ｃ１）と、主変速機構の第１遊星キャリア（Ｐ１）と入力軸を連結可能にする第３クラッチ（Ｃ３）とを、各摩擦部材を径方向に２段に重ねた入力軸に連結する共通のクラッチカバーを有する２連クラッチとし、あるいは、主前置変速機構の第４遊星キャリア（Ｐ４）と入力軸を連結可能にする第１クラッチ（Ｃ１）と、主前置変速機構の第４サンギア（Ｓ４）と第４遊星キャリア（Ｐ４）を連結する第２クラッチ（Ｃ２）とを、各摩擦部材を径方向に２段に重ねた第４遊星キャリア（Ｐ４）に連結する共通のクラッチカバーを有する２連クラッチとしたので、特許文献４の構造より、軸方向が１〜２割短くできる。

請求項４記載の構成では、前置変速機構は、副前置変速機構を構成する１個の締結要素を第１ブレーキ（Ｂ１）とし、１個の遊星ギア列をシンプル遊星ギアからなる第３サンギア（Ｓ３）、第３遊星キャリア（Ｐ３）、第３リングギア（Ｒ３）の構成要素を有した第３遊星ギア列（３０）として、第１ブレーキ（Ｂ１）で制動可能とした第３サンギア（Ｓ３）を第５構成要素（Ａ）とし、第２連結部材（８）に連結した第３遊星キャリア（Ｐ３）を第６構成要素（Ｂ）とし、入力軸に連結した第３リングギア（Ｒ３）を第７構成要素（Ｃ）とし、主前置変速機構を構成するシンプル遊星ギアからなる第４サンギア（Ｓ４）、第４遊星キャリア（Ｐ４）、第４リングギア（Ｒ４）の構成要素を有した第４遊星ギア列（４０）と、シンプル遊星ギアからなる第５サンギア（Ｓ５）、第５遊星キャリア（Ｐ５）、第５リングギア（Ｒ５）の構成要素を有した第５遊星ギア列（５０）の、第２連結部材（８）に連結すると共に第４ブレーキ（Ｂ４）で制動可能にした連結した第４サンギア（Ｓ４）と第５リングギア（Ｒ５）を第８構成要素（Ｄ）とし、入力軸を第１クラッチ（Ｃ１）で連結可能にすると共に第２ブレーキ（Ｂ２）で制動可能とした連結した第４及び第５遊星キャリア（Ｐ４、Ｐ５）を第９構成要素（Ｅ）とし、第１連結部材（７）に連結した第４リングギア（Ｒ４）を第１０構成要素（Ｆ）とし、入力軸を第２クラッチ（Ｃ２）で連結可能にした第５サンギア（Ｓ５）を第１１構成要素（Ｇ）とし、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）と第１、第２、第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）のいずれか２個を選択的に締結することにより、入力軸と同じ回転速度と、ゼロの回転速度と、１種の前記入力軸の逆回転速度と、３種の入力軸の減速回転速度と、２種の入力軸の増速回転速度との、８種の回転速度を主前置変速機構の第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）に出力可能とし、第１連結部材（７）を主変速機構の第1構成要素に連結し、主変速機構の第１、第２及び第４構成要素の何れか２個の構成要素の回転速度を前記第１、第２、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第１、第２、第３、第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で選択的に規制することにより、第３構成要素が前進１５速後進１速の変速段を得るようになしたので、Ｇｅａｒ Ｒａｎｇｅが１９と大きく、ギア効率のよい商用車用１５ＡＴが実現できる。

請求項５記載の構成では、主前置変速機構を構成するシンプル遊星ギアからなる第４遊星ギア列（４０）と第５遊星ギア列（５０）は、連結した第４サンギア（Ｓ４）と第５リングギア（Ｒ５）の第５リングギア（Ｒ５）を内径側、第４サンギア（Ｓ４）を外径側に一体成形し、第５遊星ギア列（５０）の径方向外周に第４遊星ギア列（４０）を配するようになしたので、コンパクトな商用車用１５ＡＴが実現できる。

請求項６記載の構成では、発進段で制動する第１ブレーキ（Ｂ１）、または第２ブレーキ（Ｂ２）の、交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようになしたので、効率の悪いトルクコンバータに変わる低容量のブレーキを発進デバイスにすることができ、シンプルで燃費のすぐれた多段変速装置が実現できる。

本発明の９ＡＴの実施例を示す、Ｃ３タイプ９ＡＴの模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。 図１の左側模式図の乗用車を対象としたＣ３タイプ９ＡＴの構造図。 本発明の１５ＡＴの実施例を示す、Ｃ３タイプ１５ＡＴの模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。 図３の商用車を対象としたＣ３タイプ１５ＡＴの構造図。 本発明のブレーキを発進デバイスとした構造図。 従来例を示すＤａｉｍｌｅｒの、Ｃ３タイプ９ＡＴの模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。 従来例を示すＣ１タイプ９ＡＴの模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表。 従来例を示す図７の模式図の乗用車を対象としたＣ１タイプ９ＡＴの構造図。

本発明は、段落「００１１」、「００１２」に記載したように、前置変速機構から選択的に出力される、入力軸回転、入力軸の減速回転、入力軸の増速回転、０回転、入力軸の逆回転の少なくとも５種類の回転速度を、主変速機構の２個の遊星ギア列からなる共通の速度線図上に第１から第４まで番号順に並べた４個の構成要素の第１構成要素に入力し、第４構成要素をブレーキで制動することにより第１構成要素を主動側（駆動側）として作用させ、出力となる第３構成要素を低速側に変速し、第２構成要素を主動側として入力軸の回転をクラッチで入力することにより第１構成要素を受動側（制動側）として作用させ、出力となる第３構成要素を高速側に変速させた、あるいは、第２構成要素を主動側として入力軸の回転を入力することにより第１構成要素を受動側として作用させ、出力となる第３構成要素を高速側に変速してクラッチで出力させた多段変速装置に関するもので、前進９速後進１速をＣ３タイプ９ＡＴとして、その基本的な変速形態と構造を図１、図２に示し、前進１５速後進１速をＣ３タイプ１５ＡＴとして、図３、図４に示すものである。また、図５はこれらＣ３タイプ９、１５ＡＴに用いることのできる発進段で締結する前置変速機構のブレーキ構造を示す。

図６から図８は、本発明と対比させるための従来技術として記載した多段変速装置の参考図で、本願の段落「００１０」から「００１４」にその背景と概要、及び一部詳細を説明した。図６は実際にＤａｉｍｌｅｒから発表され実用化されたＣ３タイプ９ＡＴの仕様であり、特許文献４を参考に本願出願人が作成したもので、本願発明の対象となる多段変速装置である。 図７、図８は特許文献４に先行して出願された特許文献１と同じ変速形態の本件出願人が提案した特許文献３に基づくＣ１タイプ９ＡＴの仕様と構造図で、本発明の図１、図２と搭載対象車両が同じであるため、比較対照になる参考資料である。図６から図８の詳細説明は省略するが、本発明の図１、図２の説明で対比させる。

図１、図３、図６、図７の模式図と速度線図、及び変速比と歯車の噛み合い効率を示す表におけるＧＥＡＲ ＥＦＦ（遊星ギアの噛み合い効率）は、動力を伝える遊星ギアの噛み合い損失を合計したもので、遊星ギア列の優位性を比較するためのものである。遊星ギアの噛み合い損失は主に歯面のころがりとすべり損失であり通過動力に比例するため、噛み合う箇所一個一個の相対速度と伝達トルクを求め損失を計算して合計し効率としたものである。なお、遊星ピニオンギアとリングギアの噛み合い損失は、インボリュート曲線部の歯面が同方向の形状で噛み合うため、面圧が低くすべりも少なくなり、インボリュート曲線部の歯面が対抗して噛み合う遊星ピニオンギアとサンギアの４０％程度とした。したがって、これらの図に表記したＧＥＡＲ ＥＦＦは同じ方式で計算したものであり、正確に比較できる値である。

本発明の請求項１は、図１、図３の速度線図に示した主変速機構（ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ）と前置変速機構（ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ）の変速形態における、入力軸と同じ回転速度と、ゼロの回転速度と、１種の入力軸の逆回転速度と、少なくとも１種の入力軸の減速回転速度、及び増速回転速度との、少なくとも５種の回転速度を選択的に得ることができる前置変速機構の遊星ギア列の特徴を示すもので、前置変速機構が、主変速機構に少なくとも上記５種の回転速度を選択的に出力する主前置変速機構と、主前置変速機構に入力軸の１種の変速回転速度のみを選択的に入力可能とする１個の締結要素と１個の遊星ギア列からなる副前置変速機構と、で構成されるギアトレンを示したものである。

但し、請求項１の主前置変速機構に入力軸の１種の変速回転速度のみを選択的に入力可能とする１個の締結要素と１個の遊星ギア列からなる副前置変速機構を、図１、図３のスケルトン図と速度線図では、１個の締結要素を第１ブレーキ（Ｂ１）、１個の遊星ギア列をシンプル遊星ギアからなる第３遊星ギア列（３０）とし、第３リングギア（Ｒ３）に入力軸を連結して第３サンギア（Ｓ３）を第１ブレーキ（Ｂ１）で制動可能とし、第３遊星キャリア（Ｐ３）を減速回転として主前置変速機構に入力軸の１種の変速回転速度のみを選択的に入力可能としたが、第３サンギア（Ｓ３）を固定し、第３リングギア（Ｒ３）と入力軸をクラッチを介して連結してもよいし、第３遊星ギア列（３０）をダブル遊星ギアにしてもよい。その他、入力軸の１種の変速回転速度のみを選択的に入力可能とする１個の締結要素と１個の遊星ギア列は色々な組み合わせが可能であり、請求項１はその全てを含んでいる。

本発明の請求項２は、Ｃ３タイプ９ＡＴのギアトレンを示すもので、請求項１の主前置変速機構に入力軸の１種の変速回転速度のみを選択的に入力可能とする１個の締結要素と１個の遊星ギア列からなる副前置変速機構を、図１のスケルトン図と速度線図に限定したものであり、主前置変速機構と主変速機構も、図１のスケルトン図と速度線図に限定したものである。

本発明の請求項３は、図１の２個のスケルトン図に示した２個のクラッチの構造に関するもので、左図が第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）を径方向に２段に重ねた入力軸に連結する共通のクラッチカバーを有する２連クラッチの構造を示し、右図が第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）を径方向に２段に重ねた第４遊星キャリア（Ｐ４）に連結する共通のクラッチカバーを有する２連クラッチの構造を示したものである。なお、図２は図１の左図のスケルトン図の具体的な構造を表したもので、入力軸に連結する共通のクラッチカバーを有する第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）の詳細構造が理解できる。

本発明の請求項４は、Ｃ３タイプ１５ＡＴのギアトレンを示すもので、請求項１の主前置変速機構に入力軸の１種の変速回転速度のみを選択的に入力可能とする１個の締結要素と１個の遊星ギア列からなる副前置変速機構を、図３のスケルトン図と速度線図に限定したものであり、主前置変速機構と主変速機構も、図３のスケルトン図と速度線図に限定したものである。

本発明の請求項５は、Ｃ３タイプ１５ＡＴの前置変速機構の主前置変速機構を構成する２個の遊星ギア列の構造を示すもので、図３のスケルトン図とその具体的な構造を表した図４で詳細構造が理解できる。

本発明の請求項６は、本願出願人が提案した発進デバイスとしてのトルクコンバータに変わるブレーキ構造を示した特開２００９−２３６２３４に基づくもので、図５にその構造を示す。

＜Ｃ３タイプ９ＡＴ＞
図１は、Ｃ３タイプ９ＡＴの２種の模式図と変速形態を表した速度線図と各変速段における締結要素（ＳＨＩＦＴ）、及び変速比（ＲＡＴＩＯ）と遊星ギアの噛み合い効率（ＧＥＡＲ ＥＦＦ）を示したものである。図１の速度線図において、速度線図はＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）とＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）に分かれており、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は主前置変速機構と副前置変速機構に分かれている。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の速度線図は、図の右から順に第１、２、３、４構成要素が配置され、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構の速度線図は、図の右から順に第５、６、７構成要素（Ａ、Ｂ、Ｃ）が配置され、主前置変速機構の速度線図は、図の右から順に第８、９、１０構成要素（Ｄ、Ｅ、Ｆ）が配置され、第６構成要素（Ｂ）と第８構成要素（Ｄ）が第２連結部材（８）で連結され、第１構成要素と第１０構成要素（Ｆ）が第１連結部材（７）で連結され、第３構成要素が変速装置の出力となる。速度線図の上下方向が速度を表し、１と記入された値が入力軸の回転速度を示し、０と記入された値が速度ゼロを示す。

図１の２種の模式図は、左図が乗用車（Ｐｓｓｅｎｇｅｒ Ｃａｒ）に適したギアトレンで、右図が商用車（Ｔｒｕｃｋ Ｂｕｓ）に適したギアトレンである。図示しない左前方に原動機があり、トルクコンバータを介して動力が変速装置の入力軸に入力される。変速装置には左前方から軸方向順にシンプル遊星ギアからなる第３遊星ギア列（３０）、第４遊星ギア列（４０）、第２遊星ギア列（２０）、第１遊星ギア列（１０）が配され、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）がＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を構成し、第３及び第４遊星ギア列（３０、４０）がＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）を構成する。また、第３遊星ギア列（３０）がＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を構成し、第４遊星ギア列（４０）が主前置変速機構を構成する。第１、第２、第３、第４遊星ギア列（１０、２０、３０、４０）は、第１、第２、第３、第４サンギア（Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３、Ｓ４）と、第１、第２、第３、第４遊星キャリア（Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４）と、第１、第２、第３、第４リングギア（Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３、Ｒ４）とで構成される。

図１の２種の模式図と速度線図において、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を構成する第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の第１及び第２サンギア（Ｓ１、Ｓ２）を第１構成要素とし、第１遊星キャリア（Ｐ１）を第２構成要素とし、第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３構成要素とし、第２リングギア（Ｒ２）を第４構成要素とし、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を構成する第３遊星ギア列（３０）の第３サンギア（Ｓ３）、第３遊星キャリア（Ｐ３）、第３リングギア（Ｒ３）を第５、第６、第７構成要素（Ａ、Ｂ、Ｃ）とし、主前置変速機構を構成する第４遊星ギア列（４０）の第４リングギア（Ｒ４）、第４遊星キャリア（Ｐ４）、第４サンギア（Ｓ４）を第８、第９、第１０構成要素（Ｄ、Ｅ、Ｆ）とする。

ここで、第１構成要素を構成する第１及び第２サンギア（Ｓ１、Ｓ２）は連結されており、入力軸の回転は、第１クラッチ（Ｃ１）を介してＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の第９構成要素（Ｅ）に入力可能で、第３クラッチ（Ｃ３）を介してＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力可能となり、第４サンギア（Ｓ４）と第４遊星キャリア（Ｐ４）は第２クラッチ（Ｃ２）で締結可能となり、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の第５、第９構成要素（Ａ、Ｅ）が、第１、第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）で制動可能で、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第４構成要素が、第３ブレーキ（Ｂ３）で制動可能となっている。このとき、第３構成要素を構成する第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）は出力軸と連結される。あるいは、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第２構成要素に入力軸の回転を入力可能な第３クラッチ（Ｃ３）に変えて、入力軸を第２構成要素を構成する第１遊星ギア列（１０）の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結し、第３構成要素を構成する第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３クラッチ（Ｃ３）で連結可能とし、第２遊星キャリア（Ｐ２）は出力軸と連結される。

図１の左図の乗用車に適した模式図において、第１ブレーキ（Ｂ１）は第３遊星ギア列（３０）の径方向外周部に配され、第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）は第１クラッチ（Ｃ１）を径方向外周とした径方向に２重に重ねた入力軸を共通のクラッチカバーとする２連クラッチとして第３遊星ギア列（３０）と第４遊星ギア列（４０）の間の配され、第２クラッチ（Ｃ２）はクラッチカバーの外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）が配されると共に第４遊星ギア列（４０）と第２遊星ギア列（２０）の間の配され、第３ブレーキ（Ｂ３）は第２遊星ギア列（２０）の径方向外周部に配される。図６のＢＥＮＺ ９ＡＴと図１は、同じ乗用車を対象として比較できる模式図であり、図６の入力軸と連結し動力を伝えるＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲの第３遊星ギア列Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３はクラッチＣ１とブレーキＢ１の２個の締結要素で制御されており、本発明の「請求項１」に記載した「入力軸の１種の変速回転速度のみを選択的に入力可能とする１個の締結要素と１個の遊星ギア列からなる」構造とは基本的に異なる。したがって、図６のＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲの第３遊星ギア列Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３のＰ３と第４遊星ギア列Ｓ４、Ｐ４、Ｒ４のＲ４が第１連結部材（７）に出力するのに対し、本発明の図１では、第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）のＰ３が第２連結部材（８）を通して第４遊星ギア列（Ｓ４、Ｐ４、Ｒ４）のＲ４に出力し、第４遊星ギア列（Ｓ４、Ｐ４、Ｒ４）のＳ４が第１連結部材（７）に出力する方式で、動力の流れ方が異なる。また、図６のＢＥＮＺ ９ＡＴは入力軸とサンギアＳ３が連結されており、「荷重＝トルク／半径」のため、図１の入力軸と第３リングギア（Ｒ３）を連結する構造より半径比分だけ歯面荷重が大きくなりギア幅を増やさなければならない。また、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲのもう１個の第４遊星ギア列も、図６では逆方向に減速された動力が遊星キャリアＰ４に入力する構造で、図１の減速された動力が第４リングギア（Ｒ４）に入力する構造より半径比分だけ歯面荷重が大きくなりギア幅を増やさなければならない。加えて、図１は第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）を径方向に重ねた２連クラッチとしているため、構造がシンプルでコンパクトになる。

図１の右図の商用車に適した模式図は、左図の乗用車に適した模式図の、第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）が出力軸と連結され、第１遊星キャリア（Ｐ１）が第３クラッチ（Ｃ３）を介して入力軸と連結される構造を、図６のＢＥＮＺ ９ＡＴと同じく、第１遊星キャリア（Ｐ１）を入力軸と連結し、出力軸に連結した第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３クラッチ（Ｃ３）を介して第１リングギア（Ｒ１）と連結したものである。但し、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）の配置が図６とは異なり、図１の右図の模式図において、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）は第１クラッチ（Ｃ１）を径方向外周とした径方向に２重に重ねた第４遊星キャリア（Ｐ４）に連結する共通のクラッチカバーを有する２連クラッチとして第３遊星ギア列（３０）と第４遊星ギア列（４０）の間の配したので、コンパクトになる。また、乗用車では変速装置後部の径が大きくできず、図６のように遊星ギアＳ１、Ｐ１、Ｒ１のＲ１の径が大きくなるためクラッチＣ３の摩擦部材を第１遊星ギア列（１０）の後部に配さなければならないのに比べ、商用車では変速装置後部の径を大きくでき、第３クラッチ（Ｃ３）の摩擦部材を第１遊星ギア列（１０）の径方向外周に配することができる。したがって、図１の右図の商用車に適した模式図は図１の左図の乗用車に適した模式図より軸方向がコンパクトになり、実際の構造もコンパクトになる。なお、第３クラッチ（Ｃ３）の最大トルク容量は、左図がトルク循環のため入力軸トルクの１．６倍の容量となり、右図の減速トルクによる入力軸トルクの１．２倍の容量より大きくなる。

変速装置の出力となるＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第３構成要素の回転は、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を規制することで決まり、第１構成要素と第１連結部材（７）で連結されるＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構の第１０構成要素（Ｆ）の回転は、第８構成要素（Ｄ）と第２連結部材（８）で連結される副前置変速機構の第５構成要素（Ａ）の回転と主前置変速機構の第９構成要素（Ｅ）の回転を規制することで決まる。図１の速度線図と各変速段の締結要素を示す表について、変速の動作を説明する。
＜前進１速（１ｓｔ）＞（Ｃ２、Ｂ１、Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結されて第５構成要素（Ａ）が固定され、第７構成要素（Ｃ）が入力軸と連結されているため第６構成要素（Ｂ）が減速されて第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、主前置変速機構の第２クラッチ（Ｃ２）が締結され主前置変速機構の第８、第９、第１０構成要素（Ｄ、Ｅ、Ｆ）は一体回転をし、第６構成要素（Ｂ）の減速回転はそのまま第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。つまり、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は第１ブレーキ（Ｂ１）と第２クラッチ（Ｃ２）の締結で入力軸の減速回転を出力する。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転はさらに減速される。このとき、主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。
＜前進２速（２ｎｄ）＞（Ｃ１、Ｃ２、Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）が締結され、入力軸が直接第２連結部材（８）に連結され、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。つまり、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は第１クラッチ（Ｃ１）と第２クラッチ（Ｃ２）の締結で入力軸の回転を出力する。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転は減速される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）と第４遊星ギア列（Ｓ４、Ｐ４、Ｒ４）、及び主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。
＜前進３速（３ｒｄ）＞（Ｃ１、Ｂ１、Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結されて第５構成要素（Ａ）が固定され、第７構成要素（Ｃ）が入力軸と連結されているため第６構成要素（Ｂ）が減速されて第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、入力軸と第９構成要素（Ｅ）が第１クラッチ（Ｃ１）で連結されるため、１０構成要素（Ｆ）は増速され第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。つまり、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は第１ブレーキ（Ｂ１）と第１クラッチ（Ｃ１）の締結で入力軸の増速回転を出力する。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転は減速される。このとき、主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。
＜前進４速（４ｔｈ）＞（Ｃ３、Ｂ３）
ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸は第３クラッチ（Ｃ３）を介して、あるいは、直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結する。第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）から第１構成要素の連結された第１、第２サンギア（Ｓ１、Ｓ２）を通って、出力となる第３構成要素の連結された第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）、あるいは、第３クラッチ（Ｃ３）で連結された第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転は減速される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）と第４遊星ギア列（Ｓ４、Ｐ４、Ｒ４）は動力を伝達しない。
＜前進５速（５ｔｈ）＞（Ｃ１，Ｂ１，Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結され、入力軸と連結されている第７構成要素（Ｃ）が減速され第６構成要素（Ｂ）から第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、入力軸と第９構成要素（Ｅ）が第１クラッチ（Ｃ１）で連結されるため、１０構成要素（Ｆ）は増速され第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）に伝わる。つまり、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は第１ブレーキ（Ｂ１）と第１クラッチ（Ｃ１）の締結で入力軸の増速回転を出力する。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸は第３クラッチ（Ｃ３）を介して、あるいは、直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結し、出力となる第３構成要素の第１リングギア（Ｒ１）、あるいは、第３クラッチ（Ｃ３）で連結された第１リングギア（Ｒ１）の回転は減速される。このとき、主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ２）は動力を伝達しない。
＜前進６速（６ｔｈ）＞（Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）が締結され、入力軸が直接第２連結部材（８）に連結され、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）に伝わる。つまり、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は第１クラッチ（Ｃ１）と第２クラッチ（Ｃ２）の締結で入力軸の回転を出力する。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸は第３クラッチ（Ｃ３）を介して、あるいは、直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結し、出力となる第３構成要素の第１リングギア（Ｒ１）、あるいは、第３クラッチ（Ｃ３）で連結された第１リングギア（Ｒ１）は入力軸と一体となり回転する。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）と第４遊星ギア列（Ｓ４、Ｐ４、Ｒ４）、及び主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ２）は動力を伝達しない。
＜前進７速（７ｔｈ）＞（Ｃ２，Ｂ１，Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結されて第５構成要素（Ａ）が固定され、第７構成要素（Ｃ）が入力軸と連結されているため第６構成要素（Ｂ）が減速されて第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、主前置変速機構の第２クラッチ（Ｃ２）が締結され主前置変速機構の第８、第９、第１０構成要素（Ｄ、Ｅ、Ｆ）は一体回転をし、第６構成要素（Ｂ）の減速回転はそのまま第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）に伝わる。つまり、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は第１ブレーキ（Ｂ１）と第２クラッチ（Ｃ２）の締結で入力軸の減速回転を出力する。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸は第３クラッチ（Ｃ３）を介して、あるいは、直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結し、出力となる第３構成要素の第１リングギア（Ｒ１）、あるいは、第３クラッチ（Ｃ３）で連結された第１リングギア（Ｒ１）の回転は増速される。このとき、主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ２）は動力を伝達しない。
＜前進８速（８ｔｈ）＞（Ｃ２，Ｂ２，Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第２ブレーキ（Ｂ２）と第２クラッチ（Ｃ２）が締結され第１連結部材（７）は固定（０回転）され、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）も固定（０回転）される。つまり、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は第２ブレーキ（Ｂ２）と第２クラッチ（Ｃ２）の締結で０回転を出力する。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸は第３クラッチ（Ｃ３）を介して、あるいは、直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結し、出力となる第３構成要素の第１リングギア（Ｒ１）、あるいは、第３クラッチ（Ｃ３）で連結された第１リングギア（Ｒ１）の回転は増速される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）と第４遊星ギア列（Ｓ４、Ｐ４、Ｒ４）、及び主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ２）は動力を伝達しない。
＜前進９速（９ｔｈ）＞（Ｂ１，Ｂ２，Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結され、入力軸と連結されている第７構成要素（Ｃ）が減速され第６構成要素（Ｂ）から第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第９構成要素（Ｅ）が第２ブレーキ（Ｂ２）で固定されるため、１０構成要素（Ｆ）は逆回転に減速され第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）に伝わる。つまり、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は第１ブレーキ（Ｂ１）と第２ブレーキ（Ｂ２）の締結で入力軸の逆回転を出力する。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸は第３クラッチ（Ｃ３）を介して、あるいは、直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結し、出力となる第３構成要素の第１リングギア（Ｒ１）、あるいは、第３クラッチ（Ｃ３）で連結された第１リングギア（Ｒ１）の回転は増速される。このとき、主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ２）は動力を伝達しない。
＜後進（Ｒｅｖ１）＞（Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結され、入力軸と連結されている第７構成要素（Ｃ）が減速され第６構成要素（Ｂ）から第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第９構成要素（Ｅ）が第２ブレーキ（Ｂ２）で固定されるため、１０構成要素（Ｆ）は逆回転に減速され第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。つまり、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は第１ブレーキ（Ｂ１）と第２ブレーキ（Ｂ２）の締結で入力軸の逆回転を出力する。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転はさらに減速される。このとき、主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。

図１の速度線図おける各構成要素の位置は、４個の遊星ギア列のリングギアをサンギアの歯数で割った歯数比（ＰＬＡＮＥＴ ＧＥＡＲ ＴＯＯＴＨ ＲＡＴＩＯ）で決定される。ここで、特に第４遊星ギア列の歯数比がＺＲ４／ＺＳ４＝１．３５０と小さくなるので、第４リングギア（Ｒ４）の径を大きくしなければ成立しなく、詳細は次の図２の構造図で説明する。図１の表は各変速段における締結要素（ＳＨＩＦＴ）と変速比（ＲＡＴＩＯ）を表したもので、変速比の幅（ＲＡＮＧＥ）が９．８６と９ＡＴに相応しい値になり、変速比のステップ値（ＳＴＥＰ）もほぼ適切となる。ギアの噛み合い効率（ＧＥＡＲ ＥＦＦ）も前進１速（１ｓｔ）９８．４％と前進３速（３ｒｄ）９８．２％を除いて９９％を超える噛み合い効率の高さを示している。なお、前進１速（１ｓｔ）ではギアの噛み合い箇所は４箇所でギアの噛み合い効率が９８．４％となり、前進５速（５ｔｈ）ではギアの噛み合い箇所は６箇所と前進１速（１ｓｔ）より２箇所多くなるがギアの噛み合い効率が９９．２％と逆に良くなる。つまり、ギアの噛み合い箇所の数とギアの噛み合い効率が比例しないことをこの表が示しており、段落「０００７」に記載した、ジヤトコ株式会社の特開２０１１−６９３９６〜６９３９９等での遊星ギアの噛み合い回数で効率を評価する手法が間違っていることがわかる。

段落「００４９」、「００５０」で、同じＣ３タイプ９ＡＴである本発明の図１とＢＥＮＺ ９ＡＴを示す図６の構造を比較したが、ここでは性能を比較する。変速比は本発明の方が変速比幅を大きくとったが、ＢＥＮＺ ９ＡＴも主変速機構の第１、第２遊星ギア列の歯数を変えれば本発明と同じような変速比となり、大差はない。遊星ギアの噛み合い効率（ＧＥＡＲ ＥＦＦ）は、本発明が前進１速（１ｓｔ）で９８．４％、前進７速（７ｔｈ）で９９．７％となり、ＢＥＮＺ ９ＡＴの前進１速（１ｓｔ）で９８．１％、前進７速（７ｔｈ）で９９．４％となる効率より本発明の方がより少し勝っているのに対し、本発明が前進３速（３ｒｄ）で９８．２％、前進５速（５ｔｈ）で９９．２％となり、ＢＥＮＺ ９ＡＴの前進３速（３ｒｄ）で９８．６％、前進５速（５ｔｈ）で９９．４％の方が少し勝っている。増速段では全体的に本発明の方が僅かに勝っていることもあり、本発明はＢＥＮＺ ９ＡＴと遊星ギアの噛み合い効率は同等以上と言ってよいだろう。

次に、Ｃ１タイプ９ＡＴを示す図７と本発明の図１に於ける性能の比較を行う。変速比幅はＣ１タイプ９ＡＴを示す図７の方が９．１９と小さくとったが、主変速機構の第１、第２遊星ギア列の歯数を変えれば本発明と同じような変速比となり、大差はない。但し、変速比に関して、Ｃ１タイプ９ＡＴは減速段が４段で増速段が４段と、本発明の減速段が５段で増速段が３段より高速側に振れ、バランスはよくない。遊星ギアの噛み合い効率（ＧＥＡＲ ＥＦＦ）は、Ｃ１タイプ９ＡＴは前進１速（１ｓｔ）で９８．４％、前進２速（２ｎｄ）で９８．４％、前進３速（３ｒｄ）で９８．３％、前進９速（９ｔｈ）で９８．９％となり、その他は９９％以上と決して悪くはないが、Ｃ３タイプ９ＡＴと比べると少し悪い。言い換えれば、Ｃ３タイプ９ＡＴの遊星ギアの噛み合い効率は最高レベルと言うことができる。なお、Ｃ１タイプ９ＡＴのＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の、入力軸回転、入力軸の減速回転２種、０回転、入力軸の逆回転の５種類の回転速度を出力する機構は、従来の３ＡＴと同じ機構であるのに対し、Ｃ３タイプ９ＡＴの、入力軸回転、入力軸の減速回転、入力軸の増速回転、０回転、入力軸の逆回転の５種類の回転速度を出力する機構は、従来の３ＡＴより高速側に振れた３ＡＴとみなすことができる。

図２は図１の左図の乗用車に適した模式図をコンセプト設計した構造図である。図２において、変速機の左前方には図示しない原動機が配され、トルクコンバータ２００ａを介して動力が変速機に入力される。変速機ケース１（メインケース１）は一体として配され、前部には、変速機を油圧制御するためのチャージングポンプを保持する保持部材２ａがボルトで締結され、保持部材２ａにはトルクコンバータ２００ａのホィールステータを固定し入力軸３ａを軸支するとともに第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）の作動油の通路となる保持部材２ｂがボルトで締結される。変速機ケース１の軸方向中央部には断面がＴ字型に似た形状の隔壁１００aが脱着可能に配され、内周側に配された第１連結部材（７）近くまで延材された側壁で前方のＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）と後方のＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を隔てる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は、保持部材２ａ側から軸方向順に前置変速機構の副前置変速機構となる第３遊星ギア列（３０）と、第１クラッチ（Ｃ１）を径方向外周に配し第３クラッチ（Ｃ３）を内周に配した入力軸を共通のクラッチカバーとする２連クラッチと、前置変速機構の主前置変速機構となる第４遊星ギア列（４０）と、第２クラッチ（Ｃ２）が配され、第３遊星ギア列（３０）の外周に第１ブレーキ（Ｂ１）が配され、第２クラッチ（Ｃ２）の外周に第２ブレーキ（Ｂ２）が配される。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）は、隔壁１００a側から軸方向順に第２遊星ギア列（２０）と第１遊星ギア列（１０）が配され、第２遊星ギア列（２０）の外周に第３ブレーキ（Ｂ３）が配される。

トルクコンバータ２００ａの出力部に連結された入力軸３ａは、変速機ケース１前方の筒状の保持部材２ｂに配されたブシュ４ａとニードルローラコロ軸受け４ｂで軸支され、出力軸３ｃは変速機ケース１後方でニードルローラコロ軸受け４ｆと深溝玉軸受け４ｅで軸支される。入力軸３ａと出力軸３ｃの間には、入力軸３ａに配されたニードルローラコロ軸受け４ｃと出力軸３ｃに配されたニードルローラコロ軸受け４ｄで軸支された中間軸３ｂが回転自在に配される。中間軸３ｂの外周にはニードルローラコロ軸受け４ｇで筒状の第１連結部材（７）が回転自在に配される。ここで、第１連結部材（７）、あるいは、中間軸３ｂは前方のＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）と後方のＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を結ぶ中継軸になる。

ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構となる第３遊星ギア列（３０）は、入力軸３ａの回転を減速して主前置変速機構となる第４遊星ギア列（４０）に選択的に伝達する。保持部材２ｂの円筒部外周前方には第３遊星ギア列（３０）が配され、第３遊星キャリア（Ｐ３）は右側サイド部材の内周に筒状に延材された内径に圧入されたブシュ４ｈで保持部材２ｂの外周に回転自在に保持され、更に、第３サンギア（Ｓ３）は内周に圧入されたブシュ４iで第３遊星キャリア（Ｐ３）の右側サイド部材の内周に筒状に延材された外周に回転自在に保持される。第３遊星キャリア（Ｐ３）の左側サイド部材は第３遊星ギア列（３０）の外周を通り変速機ケース１の内側に沿って第２連結部材（８）として後方に延材される。第３遊星ギア列（３０）の後方には第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）共通のクラッチカバーが配置され、共通のクラッチカバーの側壁の外周部と第３リングギア（Ｒ３）がスプラインで連結される。

第１ブレーキ（Ｂ１）は、第３遊星ギア列（３０）の第３サンギア（Ｓ３）を制動可能とする。第３サンギア（Ｓ３）の前方側に溶着された薄板状のブレーキハブが第３遊星ギア列（３０）の外周まで延材され、外周に成形されたスプラインに第１ブレーキ（Ｂ１）の一方の摩擦部材が係止される。第１ブレーキ（Ｂ１）のもう一方の摩擦部材は変速機ケース１の前方に成形されたスプラインに係止され、変速機ケース１の前方にボルトで固定された保持部材２ａの油圧室にピストンとリターンスプリングが保持され、第１ブレーキ（Ｂ１）の油圧サーボが形成される。発進段となる前進１速（１ｓｔ）と後進（Ｒｅｖ１）に於ける第１ブレーキ（Ｂ１）のトルク容量は入力軸トルクの０．６８倍であり、極めて低容量となる。したがって、図２では、変速機ケース１のスプライン端のエンドプレートに摩擦部材を冷却するための油（ＯＩＬ）通路が形成され、摩擦部材の円周方向中央に形成された油溝に冷却油を導く構造となっている。これは後述する図５で詳細を説明するが、トルクコンバータを用いず原動機と入力軸を回転変動吸収ダンパで直結し、第１ブレーキ（Ｂ１）を滑らせて車両のクリープやスムースな発進を行うための発進デバイスであり、例えばＤＣＴに用いる発進デバイスとしての入力軸と同じトルク容量が必要となるクラッチより、発熱量が小さく冷却効果に優れたシンプルな構造となる。

第１クラッチ（Ｃ１）は、入力軸３ａと第４遊星ギア列（４０）の第４遊星キャリア（Ｐ４）を連結可能とし、第３クラッチ（Ｃ３）は入力軸３ａと第１遊星ギア列（１０）の第１遊星キャリア（Ｐ１）を連結可能とする。また、第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）を共有するクラッチカバーは入力軸３ａと連結されており、入力軸３ａと第３遊星ギア列（３０）の第３リングギア（Ｒ３）を連結する。第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）は、摩擦部材を径方向に重ねて配された２連クラッチであり、共有するクラッチカバーは筒状の保持部材２ｂの外周に沿って配され、保持部材２ｂの外周に設けられたシールリングで密閉された油路から第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）の各油圧室への作動油と各油圧室の遠心力をキャンセルするキャンセル油の供給を受け、保持部材２ｂの後方で入力軸３ａとスプライン連結される。共有するクラッチカバーは逆コの字型をしたドラム形状をしており、外周ドラムの内径側と外径側にスプライン加工がなされ、内径側で第３クラッチ（Ｃ３）の摩擦部材を係止し外径側で第１クラッチ（Ｃ１）の摩擦部材を係止する。２連クラッチのドラムの内周側には第３クラッチ（Ｃ３）のもう一方の摩擦部材を係止するクラッチハブが中間軸３ｂにスプライン連結され、外周側には第１クラッチ（Ｃ１）のもう一方の摩擦部材を係止するドラムが第４遊星キャリア（Ｐ４）の左側サイド部材に溶着される。逆コの字型をしたクラッチドラムの右開口部側には第３クラッチ（Ｃ３）のピストンと、ピストンの作動油圧室の遠心力をキャンセルするキャンセラープレートと、ピストンを押し戻すリターンスプリングが装着され、第３クラッチ（Ｃ３）の油圧サーボを形成する。逆コの字型をしたドラムの左側前方には内周に側壁が溶着され、側壁の外周部は第３リングギア（Ｒ３）とスプライン連結されると共に第１クラッチ（Ｃ１）のピストンが保持されて、このピストンと逆コの字型をしたドラムの間が油圧キャンセラー室を形成するとともに第１クラッチ（Ｃ１）のピストンのリターンスプリングが装着され、第１クラッチ（Ｃ１）の油圧サーボを形成する。なお、逆コの字型をしたドラムと第１クラッチ（Ｃ１）のピストンを保持する側壁の間には、第１クラッチ（Ｃ１）のピストンの作動油圧室と油圧キャンセラー室に油を導くための隔壁が設けられており、この隔壁構造を用いることで２連クラッチがコンパクトになる。

ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構となる第４遊星ギア列（４０）は、５種類の回転を主変速機構となる第１、第２遊星ギア列（１０、２０）に選択的に伝達する。図１に示すように第４遊星ギア列（４０）の歯数比は、適切な変速比をとるため「ＺＲ４／ＺＳ４＝１．３５０」と一般的な比率「１．６〜３．５」より極端に小さく設定している。プラネットギアを軸支するには強度上一定の大きさが必要で、歯数比を１．３５０とするにはサンギアとリングギアの径を極めて大きくしなければプラネットギアを軸支することはできない。このことにより径に制限を受ける乗用車用の変速装置では第４遊星ギア列（４０）の外周側にはブレーキやクラッチの摩擦部材を配することができなくなる。加えて、ＡＴに用いられる一般的な遊星ギア列の使い方では、歯数比を１．３５０にすると遊星ピニオンギアの自転が高速になり過ぎる欠点があり、用いるには回転限度やトルク、及び遊星ギアの噛み合い効率を見極める必要がある。図１のＣ３タイプ９ＡＴでは、第４遊星ギア列（４０）の第４サンギア（Ｓ４）が出力となり、入力軸と同回転、０回転、及び減速回転を出力する場合は遊星ピニオンギアが回転せず、増速回転と逆回転を出力する場合は第４リングギアが減速回転となり増速回転や逆回転の度合いも小さいため、遊星ピニオンギアの自転が高速になることはない。しかも、遊星ピニオンギアが回転して第４サンギア（Ｓ４）が出力する前進３速段での増速回転トルクは０．６４７となり、前進９速段での逆回転制動トルクは０．２０８と両変速段共に負荷トルクが小さいため、図２のように第４遊星ギア列（４０）のギア巾を小さくできる。この相対回転や負荷トルクが小さいことが遊星ギアの噛み合い効率を向上させており、歯数比を１．３５０とする遊星ギアを用いることに何ら問題は生じない。

第４遊星ギア列（４０）の第４リングギア（Ｒ４）は、第３遊星ギア列（３０）の第３遊星キャリア（Ｐ３）の左側サイド部材の変速機ケース１の内側に沿って第２連結部材（８）として延材された後方の最大径部でスプライン連結される。第４リングギア（Ｒ４）と噛み合う遊星ピニオンギアを支持する第４遊星キャリア（Ｐ４）は左側サイド部材が内周方向に延材され、中間軸３ｂにスプライン連結された第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチハブの外周に幅広のブシュ４ｊで回転自在に軸支される。第４遊星キャリア（Ｐ４）の右側サイド部材は大径部が後方に延材される。遊星ピニオンギアと噛み合うもう一方の径の大きな第４サンギア（Ｓ４）は内周方向に延材され第１連結部材（７）に溶着される。

第２クラッチ（Ｃ２）は、第４遊星ギア列（４０）の第４遊星キャリア（Ｐ４）と第４サンギア（Ｓ４）を連結可能とし、第４遊星ギア列（４０）を一体化する。大径部が後方に延材された第４遊星キャリア（Ｐ４）の右側サイド部材の延材部内径にはスプラインが形成され第２クラッチ（Ｃ２）の摩擦部材が係止されると共に、クラッチカバーがスプライン部に嵌合されリティニングリングで軸方向が固定される。第４遊星キャリア（Ｐ４）の右側サイド部材の延材部の内周側にはもう一方の摩擦部材をスプライン部で係止するクラッチハブが 第４遊星ギア列（４０）の第４サンギア（Ｓ４）に溶着される。第２クラッチ（Ｃ２）のクラッチカバーの後方には変速機ケース１にＴ字型に似た形状の隔壁１００aが脱着可能に固定され、内周方向に第１連結部材（７）近くまで延材され、内周部がコの字型に前方に突き出ている。第２クラッチ（Ｃ２）のクラッチカバーはこの突出部にブシュ４ｋで軸支され、隔壁１００aの油路を通って突出部外周に設けられたシールリングで密閉された油路から第２クラッチ（Ｃ２）の油圧室へ作動油と油圧室の遠心力をキャンセルするキャンセル油が供給される。クラッチカバーの左開口部側には第２クラッチ（Ｃ２）のピストンと、ピストンの作動油圧室の遠心力をキャンセルするキャンセラープレートと、ピストンを押し戻すリターンスプリングが装着され、第２クラッチ（Ｃ２）の油圧サーボを形成する。

第２ブレーキ（Ｂ２）は、第４遊星ギア列（４０）の第４遊星キャリア（Ｐ４）を制動可能とする。大径部が後方に延材された第４遊星キャリア（Ｐ４）の右側サイド部材の延材部外径にはスプラインが形成され第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材が係止される。変速機ケース１に固定された隔壁１００aの外周に設けられた前方突出部の内径にはスプラインが形成され第２ブレーキ（Ｂ２）のもう一方の摩擦部材が係止される。また、隔壁１００aの外周左側に設けられた油圧室にピストンとリターンスプリングが保持され、第２ブレーキ（Ｂ２）の油圧サーボが形成される。

隔壁１００aの後方に配される第２遊星ギア列（２０）は、前進１速（１ｓｔ）から前進４速（４ｔｈ）、及び後進（Ｒｅｖ１）に於いて、第１連結部材（７）と中間軸３ｂから入力される回転を減速して出力する。第２遊星ギア列（２０）の第２サンギア（Ｓ２）は、内周側で第１連結部材（７）にスプライン連結されると共に、第１遊星ギア列（１０）の第１サンギア（Ｓ１）と一体成形されてニードルローラコロ軸受け４ｇで中間軸３ｂの外周に回転自在に配される。第２サンギア（Ｓ２）と噛み合う遊星ピニオンギアは第２遊星キャリア（Ｐ２）に支持され、右側サイド部材が出力軸３ｃに溶着された出力ハブ９にスプライン連結される第１遊星ギア列（１０）の第１リングギア（Ｒ１）の左端歯部にスプラインとして連結する。また、遊星ピニオンギアと噛み合う第２リングギア（Ｒ２）は、左端歯部にリティニングリングで軸方向が固定されスプライン連結されたプレートが隔壁１００aの内周に延材されスラストニードルベアリングで隔壁１００aにより軸方向が規制されて回転自在に配される。

第２遊星ギア列（２０）の後方に配される第１遊星ギア列（１０）は、前進４速（４ｔｈ）から前進９速（９ｔｈ）に於いて、第１連結部材（７）と中間軸３ｂから入力される回転を第１サンギア（Ｓ１）と第１遊星キャリア（Ｐ１）に入力し、第１リングギア（Ｒ１）より出力する。第２サンギア（Ｓ２）と一体成形される第１サンギア（Ｓ１）と噛み合う遊星ピニオンギアは第１遊星キャリア（Ｐ１）に支持され、右側サイド部材が中間軸３ｂと一体になっている。遊星ピニオンギアと噛み合う第１リングギア（Ｒ１）は左端歯部に第２遊星キャリア（Ｐ２）の右側サイド部材がスプライン連結されると共に、外周部で出力軸３ｃに溶着された出力ハブ９がスプライン連結される。

第３ブレーキ（Ｂ３）は、第２遊星ギア列（２０）の第２リングギア（Ｒ２）を制動可能とする。第２リングギア（Ｒ２）は外周部にスプラインが成形され第３ブレーキ（Ｂ３）の摩擦部材を係止する。変速機ケース１に固定された隔壁１００aの外周に設けられた後方突出部の内径にはスプラインが形成され第３ブレーキ（Ｂ３）のもう一方の摩擦部材が係止される。また、隔壁１００aの外周右側に設けられた油圧室にピストンとリターンスプリングが保持され、第３ブレーキ（Ｂ２）の油圧サーボが形成される。

変速機ケース１後方でニードルローラコロ軸受け４ｆと深溝玉軸受け４ｅで軸支される出力軸３ｃは、前方で外周方向に延材されたパーキングギア６ａが形成されると共に、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）から出力される第１リングギア（Ｒ１）とスプライン連結する出力ハブ９が溶着される。

ここで、図２のＣ３タイプ９ＡＴである本発明のＦＲの乗用車を対象とした構造図と、Ｃ１タイプ９ＡＴである図８の同じ容量のＦＲの乗用車を対象とした構造図を比較する。結論的には、図８のＣ１タイプ９ＡＴはワンウェイクラッチを内径側に２個使っているにもかかわらず、軸方向長さが本発明の図２のＣ３タイプ９ＡＴと同じということになり、それだけ構造がシンプルになる。その主な原因は５種類の回転を出力するＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の構造にある。図８のＣ１タイプ９ＡＴのＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は図７の模式図が示す如く、２個の遊星ギア列からなるＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄ４個の構成要素のＡとＤに入力軸の回転をクラッチＣ１、Ｃ２で入力可能とし、ＣとＤをブレーキＢ１、Ｂ２で制動可能とする今まで用いられてきた３ＡＴの方式であり、図７は最も効率がよくシンプルとなるシンプソン遊星ギア列を用い、しかもクラッチＣ１、Ｃ２をクラッチカバーを共有する２連クラッチとして摩擦部材を遊星ギア列の外周に配したのでシンプル・コンパクトとなる。これに対し、本発明の図２のＣ３タイプ９ＡＴのＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は、２個の遊星ギア列からなる固定された４個の構成要素と４個の締結要素から入力軸回転、入力軸の減速回転、入力軸の増速回転、０回転、入力軸の逆回転の５種類の回転を出力することはできず、遊星ギアの構成要素間を第２クラッチ（Ｃ２）で連結しなければならない。２個の遊星ギア列のギア巾は図７と同じく入力軸の動力がリングギア入力となるため小さくできるが、遊星ギアの構成要素間を第２クラッチ（Ｃ２）で連結しなければならない構造が前置変速機構を複雑にし軸方向を長くする。そこで、図２では「請求項３」で請求したように、入力軸の回転を伝達可能にするＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）に配する第３クラッチ（Ｃ３）とＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の第１クラッチ（Ｃ１）を径方向に２段に重ねた２連クラッチとすることで、変速装置全体の軸方向が長くなる構造を極力抑えた。なお、図２のＣ３タイプ９ＡＴでは、前進１速（１ｓｔ）で入力軸３ａの１．６８倍のトルクが径の小さな第２サンギア（Ｓ２）に入力されると共に、前進４速（４ｔｈ）までこの第２サンギア（Ｓ２）に動力が入力され、負荷頻度が大きくなるため第２遊星ギア列（２０）は耐久性が必要となり、ギア巾を広くしなければならない。このことも図７のワンウェイクラッチを２個用いたＣ１タイプ９ＡＴと軸方向が変わらなくなる原因である。但し、第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）を径方向に２段に重ねた２連クラッチとすることで、従来のトヨタやＺＦの８ＡＴとほぼ同じ長さに抑えることができる。

同じＣ３タイプ９ＡＴである図６のＢＥＮＺのＦＲの乗用車を対象とした模式図と、図２のＣ３タイプ９ＡＴの構造図を比較する。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の２個の遊星ギア列は、リングギアとサンギアの径の割合だけ本発明の図２の方が幅を小さくできる。但し、本発明は隔壁１００aを用いるので隔壁１００aを含めたＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の軸方向長さはほぼ同じとなる。しかし、ＢＥＮＺ９ＡＴはＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）に配する第３クラッチ（Ｃ３）の摩擦部材を図８のＣ１タイプ９ＡＴのように遊星ギアの外周部に配することができず、本発明の第３クラッチ（Ｃ３）をＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）に含めた構造より１０％は軸方向が長くなる。また、ＢＥＮＺ９ＡＴは構成要素間を連結するクラッチＣ２への作動油の供給が入力軸の中に設けた油通路を通って供給するため、本発明の隔壁１００aを通す構造と異なり、クラッチＣ２、及び油路が複雑で管路抵抗が増え制御が不利となる。因みに、クラッチＣ２を締結する変速段はＮ（ニュートラル）→Ｄ（1ｓｔ）、３ｒｄ→２ｎｄ、５ｔｈ→６ｔｈで応答性が悪くなる。３ｒｄ→２ｎｄの場合はキックダウンも含め、クラッチＣ２の応答性が悪くてもあまり問題とはならないが、車両停車時に於いて、Ｒｅｖ１と1ｓｔのどちらにでも迅速にシフトしなければならないＮ（ニュートラル）時からＤ（1ｓｔ）レンジのシフトは応答性が悪いと問題がでる。また、５ｔｈ→６ｔｈは管路抵抗が大きいとコントロールバルブの制御がそれだけ高い圧力でピストンを押さなければならず、ピストンが摩擦部材に当たった瞬間に変速ショックがでやすい。

＜Ｃ３タイプ１５ＡＴ＞
図３は、Ｃ３タイプ１５ＡＴの模式図と変速形態を表した速度線図と各変速段における締結要素（ＳＨＩＦＴ）、及び変速比（ＲＡＴＩＯ）と遊星ギアの噛み合い効率（ＧＥＡＲ ＥＦＦ）を示したものである。図３の速度線図において、速度線図はＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）とＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）に分かれており、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は主前置変速機構と副前置変速機構に分かれている。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の速度線図は、図の右から順に第１、２、３、４構成要素が配置され、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構の速度線図は、図の右から順に第５、６、７構成要素（Ａ、Ｂ、Ｃ）が配置され、主前置変速機構の速度線図は、図の右から順に第８、９、１０、１１構成要素（Ｄ、Ｅ、Ｆ、Ｇ）が配置され、第６構成要素（Ｂ）と第８構成要素（Ｄ）が第２連結部材（８）で連結され、第１構成要素と第１０構成要素（Ｆ）が第１連結部材（７）で連結され、第３構成要素が変速装置の出力となる。速度線図の上下方向が速度を表し、１と記入された値が入力軸の回転速度を示し、０と記入された値が速度ゼロを示す。図１のＣ３タイプ９ＡＴと比較すると、図３は図１に第１１構成要素（Ｇ）を増やしただけであり、第１、第２連結部材（７、８）の連結構成要素も全く同じで、同じ変速形態といえる。

図３の模式図は、商用車（Ｔｒｕｃｋ Ｂｕｓ）を対称としたギアトレンである。図示しない左前方に原動機があり、トルクコンバータ（Ｔ／Ｃ）、フルードカップリング（Ｆ／Ｃ）、またはハイドロダンパ（Ｈ／Ｄ）を介して動力が変速装置の入力軸に入力される。変速装置には左前方から軸方向順にシンプル遊星ギアからなる第３遊星ギア列（３０）、２階建ての第４遊星ギア列（４０）と第５遊星ギア列（５０）、第２遊星ギア列（２０）、第１遊星ギア列（１０）が配され、第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）がＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を構成し、第３、第４及び第５遊星ギア列（３０、４０、５０）がＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）を構成する。また、第３遊星ギア列（３０）がＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を構成し、第４、第５遊星ギア列（４０、５０）が主前置変速機構を構成する。第１、第２、第３、第４、第５遊星ギア列（１０、２０、３０、４０、５０）は、第１、第２、第３、第４、第５サンギア（Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３、Ｓ４、Ｓ５）と、第１、第２、第３、第４、第５遊星キャリア（Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４、Ｐ５）と、第１、第２、第３、第４、第５リングギア（Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３、Ｒ４、Ｒ５）とで構成される。図１のＣ３タイプ９ＡＴと比較すると、図３は図１に第５遊星ギア列（５０）を増やしただけである。

図３の模式図と速度線図において、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を構成する第１及び第２遊星ギア列（１０、２０）の第１及び第２サンギア（Ｓ１、Ｓ２）を第１構成要素とし、第１遊星キャリア（Ｐ１）を第２構成要素とし、第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３構成要素とし、第２リングギア（Ｒ２）を第４構成要素とし、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を構成する第３遊星ギア列（３０）の第３サンギア（Ｓ３）、第３遊星キャリア（Ｐ３）、第３リングギア（Ｒ３）を第５、第６、第７構成要素（Ａ、Ｂ、Ｃ）とし、主前置変速機構を構成する第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の第４サンギア（Ｓ４）と第５リングギア（Ｒ５）、第４遊星キャリア（Ｐ４）と第５遊星キャリア（Ｐ５）、第４リングギア（Ｒ４）、第５サンギアを第８、第９、第１０、第１１構成要素（Ｄ、Ｅ、Ｆ、Ｇ）とする。

ここで、入力軸の回転は、第１、第２クラッチ（Ｃ１）を介してＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の第９、第１１構成要素（Ｅ、Ｇ）に入力可能で、第５、第８、第９構成要素（Ａ、Ｄ、Ｅ）が、第１、第４、第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ４、Ｂ２）で制動可能で、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素を構成する第１及び第２サンギア（Ｓ１、Ｓ２）は連結されており、第２構成要素を構成する第１遊星キャリア（Ｐ１）を入力軸と連結し、第３構成要素を構成する出力軸に連結した第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３クラッチ（Ｃ３）を介して第１リングギア（Ｒ１）と連結し、第４構成要素が、第３ブレーキ（Ｂ３）で制動可能となっている。図１のＣ３タイプ９ＡＴの締結要素と比較すると、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の第８構成要素（Ｄ）を制動する、第４ブレーキ（Ｂ４）を増やしただけであるが、図１の第４サンギア（Ｓ４）と第４遊星キャリア（Ｐ４）の構成要素間を連結する第２クラッチ（Ｃ２）を、図３では入力軸と第５サンギア（Ｓ５）を連結するようにしたので、後述する図４の構造図で説明するが、このクラッチの配置が構造をシンプル・コンパクトにする。

図３の模式図において、第１ブレーキ（Ｂ１）は第３遊星ギア列（３０）の径方向外周部に配され、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）は第１クラッチ（Ｃ１）を径方向外周とした径方向に２重に重ねた入力軸を共通のクラッチカバーとする２連クラッチとして第３遊星ギア列（３０）と２階建ての第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の間に配され、第２、第４ブレーキ（Ｂ２、Ｂ４）は第３遊星ギア列（３０）と２階建ての第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の間の径方向外周部に配され、第３クラッチ（Ｃ３）は第１遊星ギア列（１０）の径方向外周部に配され、第３ブレーキ（Ｂ３）は第３遊星ギア列（３０）の径方向外周部に配される。図１のＣ３タイプ９ＡＴと比較すると、前述した如く、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）は全く同じで、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の第５遊星ギア列（５０）と第４ブレーキ（Ｂ４）を増やしたギアトレンである。

変速装置の出力となるＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第３構成要素の回転は、第１、第２、及び第４構成要素の２個の構成要素の回転を規制することで決まり、第１構成要素と第１連結部材（７）で連結されるＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構の第１０構成要素（Ｆ）の回転は、第８、第９、及び第１１構成要素（Ｄ、Ｅ、Ｇ）の２個の構成要素の回転を規制することで決まり、第８構成要素（Ｄ）の回転は、第８構成要素（Ｄ）と第２連結部材（８）で連結される副前置変速機構の第５構成要素（Ａ）の回転を規制することで決まる。図３の速度線図と各変速段の締結要素を示す表について、変速の動作を説明する。
＜前進１速（１ｓｔ）＞（Ｃ２、Ｂ２、Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第２クラッチ（Ｃ２）と第２ブレーキ（Ｂ２）が締結され、入力軸が第１１構成要素（Ｇ）に連結され、第９構成要素（Ｅ）が固定されて第１０構成要素（Ｆ）が大きく減速され第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転はさらに減速される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）、及び主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。
＜前進２速（２ｎｄ）＞（Ｃ２、Ｂ４、Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第２クラッチ（Ｃ２）と第４ブレーキ（Ｂ４）が締結され、入力軸が第１１構成要素（Ｇ）に連結され、第８構成要素（Ｄ）が固定されて第１０構成要素（Ｆ）が減速され第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転はさらに減速される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）、及び主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。
＜前進３速（３ｒｄ）＞（Ｃ２、Ｂ１、Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結されて第５構成要素（Ａ）が固定され、第７構成要素（Ｃ）が入力軸と連結されているため第６構成要素（Ｂ）が減速されて第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第２クラッチ（Ｃ２）と締結されて入力軸が第１１構成要素（Ｇ）に連結され、第８構成要素（Ｄ）が減速されるため第１０構成要素（Ｆ）が小さく減速され、第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転はさらに減速される。このとき、主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。
＜前進４速（４ｔｈ）＞（Ｃ１、Ｃ２、Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）が締結されて第４、第５遊星ギア列（４０、５０）が一体となり入力軸の回転が第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転は減速される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）、及び主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。
＜前進５速（５ｔｈ）＞（Ｃ１、Ｂ１、Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結されて第５構成要素（Ａ）が固定され、第７構成要素（Ｃ）が入力軸と連結されているため第６構成要素（Ｂ）が減速されて第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、入力軸と第９構成要素（Ｅ）が第１クラッチ（Ｃ１）で連結されるため、１０構成要素（Ｆ）は小さく増速され第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転は減速される。このとき、前置変速機構の第５遊星ギア列（Ｓ５、Ｐ５、Ｒ５）、及び主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。
＜前進６速（６ｔｈ）＞（Ｃ１、Ｂ４、Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第１クラッチ（Ｃ１）と第４ブレーキ（Ｂ４）が締結されて第８構成要素（Ｄ）が固定され第９構成要素（Ｅ）が入力軸と連結されるため、１０構成要素（Ｆ）は大きく増速され第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転は減速される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）と第５遊星ギア列（Ｓ５、Ｐ５、Ｒ５）、及び主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。
＜前進７速（７ｔｈ）＞（Ｃ３、Ｂ３）
ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸は直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結する。第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、入力軸の回転は第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）から第１構成要素の連結された第１、第２サンギア（Ｓ１、Ｓ２）を通って、出力となる第３構成要素の第３クラッチ（Ｃ３）で連結された第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）に減速されて伝達される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）と第４遊星ギア列（Ｓ４、Ｐ４、Ｒ４）と第５遊星ギア列（Ｓ５、Ｐ５、Ｒ５）は動力を伝達しない。
＜前進８速（８ｔｈ）＞（Ｃ１、Ｂ４、Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第１クラッチ（Ｃ１）と第４ブレーキ（Ｂ４）が締結されて第８構成要素（Ｄ）が固定され第９構成要素（Ｅ）が入力軸と連結されるため、１０構成要素（Ｆ）は大きく増速され第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸が直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結されているため、第１遊星リングギア（Ｒ１）は減速されて第３クラッチ（Ｃ３）を通って出力される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）と第５遊星ギア列（Ｓ５、Ｐ５、Ｒ５）、及び主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ３）は動力を伝達しない。
＜前進９速（９ｔｈ）＞（Ｃ１、Ｂ１、Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結されて第５構成要素（Ａ）が固定され、第７構成要素（Ｃ）が入力軸と連結されているため第６構成要素（Ｂ）が減速されて第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、入力軸と第９構成要素（Ｅ）が第１クラッチ（Ｃ１）で連結されるため、１０構成要素（Ｆ）は小さく増速され第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸が直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結されているため、第１遊星リングギア（Ｒ１）は減速されて第３クラッチ（Ｃ３）を通って出力される。このとき、前置変速機構の第５遊星ギア列（Ｓ５、Ｐ５、Ｒ５）、及び主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ３）は動力を伝達しない。
＜前進１０速（１０ｔｈ）＞（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）が締結されて第４、第５遊星ギア列（４０、５０）が一体となり入力軸の回転が第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸が直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結されているため、第１遊星ギア列は一体となりは第３クラッチ（Ｃ３）を通って出力される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）、及び主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ３）は動力を伝達しない。
＜前進１１速（１１ｔｈ）＞（Ｃ２、Ｂ１、Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結されて第５構成要素（Ａ）が固定され、第７構成要素（Ｃ）が入力軸と連結されているため第６構成要素（Ｂ）が減速されて第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第２クラッチ（Ｃ２）が締結されて入力軸が第１１構成要素（Ｇ）に連結され、第８構成要素（Ｄ）が減速されるため第１０構成要素（Ｆ）が小さく減速され、第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸が直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結されているため、第１遊星リングギア（Ｒ１）は小さく増速されて第３クラッチ（Ｃ３）を通って出力される。このとき、主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ３）は動力を伝達しない。
＜前進１２速（１２ｔｈ）＞（Ｃ２、Ｂ４、Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第２クラッチ（Ｃ２）と第４ブレーキ（Ｂ４）が締結され、入力軸が第１１構成要素（Ｇ）に連結され、第８構成要素（Ｄ）が固定されて第１０構成要素（Ｆ）が減速され第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸が直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結されているため、第１遊星リングギア（Ｒ１）は増速されて第３クラッチ（Ｃ３）を通って出力される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）、及び主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ３）は動力を伝達しない。
＜前進１３速（１３ｔｈ）＞（Ｃ２、Ｂ２、Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第２クラッチ（Ｃ２）と第２ブレーキ（Ｂ２）が締結され、入力軸が第１１構成要素（Ｇ）に連結され、第９構成要素（Ｅ）が固定されて第１０構成要素（Ｆ）が大きく減速され第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸が直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結されているため、第１遊星リングギア（Ｒ１）は増速されて第３クラッチ（Ｃ３）を通って出力される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）、及び主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ３）は動力を伝達しない。
＜前進１４速（１４ｔｈ）＞（Ｂ４、Ｂ２、Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第２、第４ブレーキ（Ｂ２、Ｂ４）が締結され、第４、第５遊星ギア列（４０、５０）が一体で固定されて第１０構成要素（Ｆ）が固定され、第１０構成要素（Ｆ）と第１連結部材（７）で連結されるＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）も固定される。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸が直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結されているため、第１遊星リングギア（Ｒ１）は大きく増速されて第３クラッチ（Ｃ３）を通って出力される。このとき、前置変速機構の第３遊星ギア列（Ｓ３、Ｐ３、Ｒ３）、及び主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ３）は動力を伝達しない。
＜前進１５速（１５ｔｈ）＞（Ｂ１，Ｂ２，Ｃ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結され、入力軸と連結されている第７構成要素（Ｃ）が減速され第６構成要素（Ｂ）から第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第９構成要素（Ｅ）が第２ブレーキ（Ｂ２）で固定されるため、１０構成要素（Ｆ）は逆回転に減速され第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第１サンギア（Ｓ１）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、入力軸は直接第２構成要素の第１遊星キャリア（Ｐ１）に連結されているため、第１遊星リングギア（Ｒ１）は更に大きく増速されて第３クラッチ（Ｃ３）を通って出力される。このとき、前置変速機構の第５遊星ギア列（Ｓ５、Ｐ５、Ｒ５）、及び主変速機構の第２遊星ギア列（Ｓ２、Ｐ２、Ｒ３）は動力を伝達しない。
＜後進（Ｒｅｖ）＞（Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３）
ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を示す速度線図において、第１ブレーキ（Ｂ１）が締結され、入力軸と連結されている第７構成要素（Ｃ）が減速され第６構成要素（Ｂ）から第２連結部材（８）を通って主前置変速機構の第８構成要素（Ｄ）に伝わる。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構を示す速度線図において、第９構成要素（Ｅ）が第２ブレーキ（Ｂ２）で固定されるため、１０構成要素（Ｆ）は逆回転に減速され第１連結部材（７）を通ってＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素の第２サンギア（Ｓ２）に伝わる。ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）を示す速度線図において、第３ブレーキ（Ｂ３）で第４構成要素の第２リングギア（Ｒ２）が制動されるため、出力となる第３構成要素の第２遊星キャリア（Ｐ２）の回転はさらに減速される。このとき、前置変速機構の第５遊星ギア列（Ｓ５、Ｐ５、Ｒ５）、及び主変速機構の第１遊星ギア列（Ｓ１、Ｐ１、Ｒ１）は動力を伝達しない。

図３の速度線図おける各構成要素の位置は、４個の遊星ギア列のリングギアをサンギアの歯数で割った歯数比（ＰＬＡＮＥＴ ＧＥＡＲ ＴＯＯＴＨ ＲＡＴＩＯ）で決定される。ここで、特に２階建てとなる第４、第５遊星ギア列は、第４遊星ギア列の歯数比がＺＲ４／ＺＳ４＝１．３５０と小さくなり、第５遊星ギア列の歯数比がＺＲ５／ＺＳ５＝２．０２４となるので、第４リングギア（Ｒ４）の径を大きくしなければ成立しなく、次の図４の構造図で説明する。図３の表は各変速段に於ける締結要素（ＳＨＩＦＴ）と変速比（ＲＡＴＩＯ）を表したもので、変速比のステップ値（ＳＴＥＰ）は一部不揃いとなるが変速比の幅（ＲＡＮＧＥ）は１９．２１と大きな値になり、重車両用の変速装置として十分な牽引力が得られる。ギアの噛み合い効率（ＧＥＡＲ ＥＦＦ）は変速比が極端に大きくなる低速段では前進１速（１ｓｔ）９６．２％、前進２速（２ｎｄ）９７．４％と悪くなるが、前進３速（３ｒｄ）から前進８速（８ｔｈ）までは９８．４％で、前進４速（４ｔｈ）と前進９速（９ｔｈ）から前進１５速（１５ｔｈ）までは９９％を超える噛み合い効率の高さを示している。つまり、前進１５速（１５ｔｈ）のような特殊な多段速の変速装置では最高の噛み合い効率となる。

ここで、Ｃ３タイプ１５ＡＴのＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）は、入力軸回転、入力軸の減速回転３種、入力軸の増速回転２種、０回転、入力軸の逆回転の８種類の回転速度を出力するが、この機構は段落「０００４」、「０００５」に記載した変速比が高速側に振れる遊星ギアの噛み合い効率のよいＡタイプ６ＡＴであり、Ｃタイプ９ＡＴの高速側に振れる３ＡＴと類似している。Ｃ３タイプ１５ＡＴのＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を構成する第３遊星ギア列（３０）を通過する前進段における動力は、前進３速（３ｒｄ）で３０％、前進５速（５ｔｈ）で３３％、前進９速（９ｔｈ）で２５％、前進１１速（１１ｔｈ）で１２％、前進１５速（１５ｔｈ）で１３％と小さい。この第３遊星ギア列（３０）はシンプル遊星ギアを用いているが、ダブル遊星ギアを用いると変速比はよくなるのでダブル遊星ギアを用いてもよい。しかし、特に強度的に厳しい商用車にはダブル遊星ギアを用いると強度面で不利になるので、シンプル遊星ギアを用いた。ダブル遊星ギアを用いるとシンプル遊星ギアを用いた場合に比べ、遊星ギアの噛み合い効率が悪くなるが、この場合は動力の通過量が小さいので全体の噛み合い効率に及ぼす影響は０．１〜０．３％で、前進９速（９ｔｈ）、前進１１速（１１ｔｈ）、前進１５速（１５ｔｈ）では依然として遊星ギアの噛み合い効率が９９％を超え、大きな弊害とはならない。ところが、段落「０００７」に記載したように、アイシン・エイ・ダブリュ株式会社とトヨタ自動車株式会社は特開２０１４−３５０５６〜３５０５９で、Ａタイプ７（６）ＡＴのＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構を構成する遊星ギア列にダブル遊星ギアを用いた機構を遊星ギアの噛み合い効率が悪いと誤った評価をしている。

図４は図３の模式図をコンセプト設計した構造図である。図４において、変速機の左前方には図示しない原動機が配され、継ぎ手を介して動力が変速機に入力される。変速機ケースはメインケース１ａとリアケース１ｂに二体化され、ボルトで一体的に締結されている。前方の原動機との取り付けはＳＡＥで規格化された１０００Ｎｍ以上のトルクを出力する場合に用いられているＳＡＥ Ｎｏ１ Ｈｏｕｓｉｎｇの取り付け寸法となっている。この継ぎ手には、一般的にトルクコンバータが用いられるが、トルク増幅作用のないフルードカップリングやトルク変動を吸収するハイドロダンパ、あるいは、ＨＥＶ用にモータジェネレータ等を用いてもよい。メインケース１ａの前部には、変速機を油圧制御するためのチャージングポンプを保持する保持部材２ａがボルトで締結され、チャージングポンプの左前方には乾式となる継ぎ手側と湿式となる変速機側を隔てる隔壁５ａがメインケース１ａに締結される。チャージングポンプは原動機から継ぎ手を介して直接ギアにより駆動され、このギアは図示しないＰＴＯ（Ｐｏｗｅｒ Ｔａｋｅ Ｏｆｆ）用のギアを駆動する。ＰＴＯは特装車には必須の作業用装置であり、原動機で直接駆動され、このような変速機にはＰＴＯ装置を装着可能としなければならない。保持部材２ａには筒状の保持部材２ｂが締結されており、ニードルローラコロ軸受け４ａを保持し原動機から継ぎ手を介して動力が入力する入力軸３ａを軸支する。またリアケース１ｂにはテーパコロ軸受け４ｃ、４ｄが背面合わせで装着されており、出力軸３ｃを軸支する。変速機の回転中心部には、入力軸３ａが配され、筒状の保持部材２ｂの後端で２連クラッチとなる第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）の共通のクラッチカバー（ドラム）にスプライン連結されるとともに、入力軸３ａの後端で第１遊星ギア列（１０）の第１遊星キャリア（Ｐ１）の右側サイド部材にスプライン連結され、出力軸３ｃにニードルローラコロ軸受け４ｂで軸支される。

保持部材２ａの後方に配されたＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速装置）部は、保持部材２ａから軸方向順に、第３遊星ギア列（３０）と、摩擦部材を径方向に重ねて配された２連クラッチとなる第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）と、同じく径方向に重ねて配された第４、第５遊星ギア列（４０、５０）が配され、第３遊星ギア列（３０）と第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）と第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の外周には保持部材２ａから軸方向順に、第１、第４、第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ４、Ｂ２）が配される。

ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構となる第３遊星ギア列（３０）は、入力軸３ａの回転を減速して主前置変速機構となる第４、第５遊星ギア列（４０、５０）に選択的に伝達する。保持部材２ａの円筒部外周前方に配された第３遊星ギア列（３０）の第３遊星キャリア（Ｐ３）は右側サイド部材の内周に筒状に延材された内径に圧入されたブシュ４iで保持部材２ａの外周に回転自在に保持され、更に、第３サンギア（Ｓ３）は内周に圧入されたブシュ４ｊで第３遊星キャリア（Ｐ３）の右側サイド部材の内周に筒状に延材された外周に回転自在に保持される。第３遊星キャリア（Ｐ３）の左側サイド部材は第３遊星ギア列（３０）の外周を通り変速機ケース１の内側に沿って第２連結部材（８）として後方に延材される。第３遊星ギア列（３０）の後方には第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）共通のクラッチカバーが配置され、共通のクラッチカバーの側壁の外周部と第３リングギア（Ｒ３）がスプラインで連結される。

第１ブレーキ（Ｂ１）は、第３遊星ギア列（３０）の第３サンギア（Ｓ３）を制動可能とする。第３サンギア（Ｓ３）の前方側に溶着された薄板状のブレーキハブが第３遊星ギア列（３０）の外周まで延材され、外周に成形されたスプラインに第１ブレーキ（Ｂ１）の一方の摩擦部材が係止される。第１ブレーキ（Ｂ１）のもう一方の摩擦部材はメインケース１ａの前方に成形されたスプラインに係止され、メインケース１ａの前方にボルトで固定された保持部材２ａの油圧室にピストンが保持され、メインケース１ａの前方に成形されたスプライン部に保持されたリターンスプリングと共に第１ブレーキ（Ｂ１）の油圧サーボが形成される。

第１クラッチ（Ｃ１）は、入力軸３ａと第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の連結された第４、第５遊星キャリア（Ｐ４、Ｐ５）を連結可能とし、第２クラッチ（Ｃ２）は入力軸３ａと第５遊星ギア列（５０）の第５サンギア（Ｓ５）を連結可能とする。また、第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）の共有するクラッチカバーは入力軸３ａと第３遊星ギア列（３０）の第３リングギア（Ｒ３）を連結する。第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）は、摩擦部材を径方向に重ねて配された２連クラッチであり、共有するクラッチカバーは筒状の保持部材２ａの外周に沿って配され、保持部材Ａａの外周に設けられたシールリングで密閉された油路から第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）の各油圧室への作動油と各油圧室の遠心力をキャンセルするキャンセル油の供給を受け、保持部材２ａの後方で入力軸３ａとスプライン連結される。共有するクラッチカバーは逆コの字型をしたドラム形状をしており、外周ドラムの内径側と外径側にスプライン加工がなされ、内径側で第２クラッチ（Ｃ２）の摩擦部材を係止し外径側で第１クラッチ（Ｃ１）の摩擦部材を係止する。２連クラッチのドラムの内周側には第２クラッチ（Ｃ２）のもう一方の摩擦部材を係止するクラッチハブが第５遊星ギア列（５０）の第５サンギア（Ｓ５）に溶着され、外周側には第１クラッチ（Ｃ１）のもう一方の摩擦部材を係止するドラムが第５遊星ギア列（５０）の第５遊星キャリア（Ｐ５）の左側サイド部材に溶着される。逆コの字型をしたクラッチドラムの右開口部側には第２クラッチ（Ｃ２）のピストンと、ピストンの作動油圧室の遠心力をキャンセルするキャンセラープレートと、ピストンを押し戻すリターンスプリングが装着され、第２クラッチ（Ｃ２）の油圧サーボを形成する。逆コの字型をしたドラムの左側前方には内周に側壁が溶着され、側壁の外周部は第３リングギア（Ｒ３）とスプライン連結されると共に第１クラッチ（Ｃ１）のピストンが保持されて、このピストンと逆コの字型をしたドラムの間が油圧キャンセラー室を形成するとともに第１クラッチ（Ｃ１）のピストンのリターンスプリングが装着され、第１クラッチ（Ｃ１）の油圧サーボを形成する。なお、逆コの字型をしたドラムと第１クラッチ（Ｃ１）のピストンを保持する側壁の間には、第１クラッチ（Ｃ１）のピストンの作動油圧室と油圧キャンセラー室に油を導くための隔壁が設けられており、この隔壁構造を用いることで２連クラッチがコンパクトになる。この２連クラッチの構造は図２のＣ３タイプ９ＡＴの構造図に示した第１、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ３）と同じである。

第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）の後方に配されるＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の主前置変速機構となる第４、第５遊星ギア列（４０、５０）は、第５遊星ギア列（５０）が１階部で第４遊星ギア列（４０）が２階部となる２階建て構造をしており、第５遊星ギア列（５０）の第５リングギア（Ｒ５）の外周に第４遊星ギア列（４０）の第４サンギア（Ｓ４）が一体形成され、各々内周側と外周側で連結された共通の第４、第５遊星キャリア（Ｐ４、Ｐ５）に保持される遊星ピニオンギアと噛み合っており、さらに各々の遊星ピニオンギアは第５サンギア（Ｓ５）と第４リングギア（Ｒ４）と噛み合っている。一体形成された第５リングギア（Ｒ５）と第４サンギア（Ｓ４）の第４サンギア（Ｓ４）の左前方の歯部と、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の副前置変速機構の出力構成要素となる第３遊星キャリア（Ｐ３）の第２連結部材（８）の間を連結ハブがスプライン連結する。第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の遊星ピニオンギアは右側後方で一体となる第４．第５遊星キャリア（Ｐ４、Ｐ５）の右側サイド部材と、右側サイド部材と各々の左側サイド部材に挿入固定された軸で回転自在に軸支され、連結された第４．第５遊星キャリア（Ｐ４、Ｐ５）は第５遊星キャリア（Ｐ５）の右側サイド部材の内周に配されたニードルローラコロ軸受け（４ｈ）で、入力軸３ａ上に回転自在に軸支されると共に、第５遊星キャリア（Ｐ５）の第１クラッチ（Ｃ１）の外周ドラムが溶着する左側サイド部材の内周に配されたブシュ（４ｇ）で第５サンギア（Ｓ５）の左前側に延材した円筒部に回転自在に軸支される。また、第２クラッチ（Ｃ２）のクラッチハブが溶着する第５サンギア（Ｓ５）はニードルローラコロ軸受け（４ｅ）で入力軸３ａ上に回転自在に軸支され、第４遊星キャリア（Ｐ４）の左側サイド部材は第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の径方向外周部に延材され第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止する。ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の出力構成要素となる第４リングギア（Ｒ４）は右後方で ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第１構成要素と連結する第１連結部材７にスプライン連結する。

第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）の径方向外周のメインケース１ａには前方に開口された第４ブレーキ（Ｂ４）の油圧室と後方に開口された第２ブレーキ（Ｂ２）の油圧室が対称に配される。第４ブレーキ（Ｂ４）は、第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の一体形成された第５リングギア（Ｒ５）と第４サンギア（Ｓ４）を制動可能とする。一体形成された第５リングギア（Ｒ５）と第４サンギア（Ｓ４）と連結ハブを介してスプライン連結する変速機ケース１の内側に沿って配された第２連結部材（８）の外周スプライン部に、第４ブレーキ（Ｂ４）の一方の摩擦部材が係止され、第４ブレーキ（Ｂ４）のもう一方の摩擦部材は、第１ブレーキ（Ｂ１）と共通のエンドプレートを挟んだメインケース１ａの前方に成形されたスプラインに係止される。メインケース１ａの前方に開口された油圧室にはピストンが保持され、メインケース１ａに成形されたスプライン部に保持されたリターンスプリングと共に第４ブレーキ（Ｂ４）の油圧サーボが形成される。

第２ブレーキ（Ｂ２）は、第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の連結された第５遊星キャリア（Ｐ５）と第４遊星キャリア（Ｐ４）を制動可能とする。第４遊星キャリア（Ｐ４）の左側サイド部材は第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の径方向外周部に延材されて第２ブレーキの摩擦部材が係止され、第２ブレーキ（Ｂ２）のもう一方の摩擦部材は、メインケース１ａの後方に成形されたスプラインに係止される。メインケース１ａの後方に開口された油圧室にはピストンが保持され、メインケース１ａに成形されたスプライン部に保持されたリターンスプリングと共に第２ブレーキ（Ｂ２）の油圧サーボが形成される。発進段となる前進１速（１ｓｔ）に於ける第２ブレーキ（Ｂ２）のトルク容量は入力軸トルクの1．８倍であり、低容量となる。但し、後進（Ｒｅｖ１）では４倍となる。したがって、図４ではエンドプレートに摩擦部材を冷却するための油（ＯＩＬ）通路が形成され、摩擦部材の円周方向中央に形成された油溝に冷却油を導く構造となっている。これは後述する図５で詳細を説明するが、トルクコンバータを用いず原動機と入力軸を回転変動吸収ダンパで直結し、第２ブレーキ（Ｂ２）を滑らせて車両のクリープやスムースな発進を行うための発進デバイスである。

第４、第５遊星ギア列（４０、５０）の後方に配される第２遊星ギア列（２０）は、前進１速（１ｓｔ）から前進７速（７ｔｈ）、及び後進（Ｒｅｖ１）に於いて、第１連結部材（７）と中間軸３ｂから入力される回転を減速して出力する。第２遊星ギア列（２０）の第２サンギア（Ｓ２）は、左前方で第１連結部材７に溶着されると共に、第１遊星ギア列（１０）の第１サンギア（Ｓ１）と一体成形されてニードルローラコロ軸受け４ｆで入力軸３ａの外周に回転自在に配される。第２サンギア（Ｓ２）と噛み合う遊星ピニオンギアは第２遊星キャリア（Ｐ２）に支持され、右側サイド部材が出力軸３ｃと連結する第３連結部材（９）にスプライン連結される。また、遊星ピニオンギアと噛み合う第２リングギア（Ｒ２）の左端歯部にリティニングリングで軸方向が固定されスプライン連結されたプレートが第１連結部材（７）と第２遊星キャリア（Ｐ２）の左側サイド部材の間でスラストニードルベアリングにより軸方向が規制されて回転自在に配される。

第２遊星ギア列（２０）の後方に配される第１遊星ギア列（１０）は、前進７速（７ｔｈ）から前進１５速（１５ｔｈ）に於いて、第１連結部材（７）と入力軸３ａから入力される回転を第１サンギア（Ｓ１）と第１遊星キャリア（Ｐ１）に入力し、第１リングギア（Ｒ１）より出力する。第１連結部材（７）が溶着された第２サンギア（Ｓ２）と一体成形される第１サンギア（Ｓ１）と噛み合う遊星ピニオンギアは第１遊星キャリア（Ｐ１）に支持され、右側サイド部材が入力軸３ａにスプライン連結される。遊星ピニオンギアと噛み合う第１リングギア（Ｒ１）は右端に溶着されたプレートが第２遊星キャリア（Ｐ２）の右側サイド部材と出力軸（３ｃ）の間でスラストニードルベアリングにより軸方向が規制されて回転自在に配され、外周部に成形されたスプラインには第３クラッチ（Ｃ３）の摩擦部材が係止される。

第３ブレーキ（Ｂ３）は、第２遊星ギア列（２０）の第２リングギア（Ｒ２）を制動可能とする。第２リングギア（Ｒ２）は外周部にスプラインが成形され第３ブレーキ（Ｂ３）の摩擦部材が係止される。メインケース１ａの後方開口部の内径にはスプラインが形成され第３ブレーキ（Ｂ３）のもう一方の摩擦部材が係止される。また、メインケース１ａの後方開口部には出力軸３ｃを軸支するリアケース１ｂがボルトで締結され、リアケース１ｂの側面に逆Ｅの字型に設けられた円周方向に２段となり前方に開口された第３ブレーキ（Ｂ３）の油圧室には、円筒部材を装着したピストンが保持され、メインケース１ａの後方開口部のスプラインに保持されるリターンスプリングと共に第３ブレーキ（Ｂ２）の油圧サーボが形成される。第３ブレーキ（Ｂ３）の摩擦部材を押圧するピストンの油圧室を２段としたのは、第３ブレーキ（Ｂ３）の制動トルクが前進１速（１ｓｔ）では入力トルクの８．４倍必要となるが、前進７速（７ｔｈ）では１倍となり、トルク容量が変速段で大きく変化するためで、摩擦部材の押圧力を調整するため押圧部を２重にした。

第３クラッチ（Ｃ３）は、第２遊星キャリア（Ｐ２）と出力軸３ｃを連結する第３連結部材（９）と、第１遊星ギア列（１０）の第１リングギア（Ｒ１）を連結可能とする。第１遊星ギア列（１０）の第１リングギア（Ｒ１）の外周部に成形されたスプラインには第３クラッチ（Ｃ３）の摩擦部材が係止される。第２遊星キャリア（Ｐ２）と出力軸３ｃをスプライン連結する第３連結部材（９）のスプラインには第３クラッチ（Ｃ３）のもう一方の摩擦部材が係止される。出力軸３ｃの第３連結部材（９）とスプライン連結する円周方向に延材された側壁部にコの字型に設けられた左開口部側には第３クラッチ（Ｃ３）のピストンと、ピストンの作動油圧室の遠心力をキャンセルするキャンセラープレートと、ピストンを押し戻すリターンスプリングが装着され、第３クラッチ（Ｃ３）の油圧サーボを形成する。第３クラッチ（Ｃ３）の作動油は、リアケース１ｂに配されたテーパコロ軸受け４ｃ、４ｄの間に設けられたスリーブ５ｂから出力軸３ｃに設けられた油路を通り出力軸３ｃの作動油圧室に供給される。

出力軸３ｃはリアケース１ｂに背面合わせに配されたテーパコロ軸受け４ｃ、４ｄで軸支される。この変速機を「Ｏｆｆ Ｒｏａｄ、Ｒｏｕｇｈ Ｔｅｒｒａｉｎ」仕様とする場合、リアケース１ｂの後部を閉じ、テーパコロ軸受け４ｃ、４ｄの間の出力軸３ｃにカウンターギアを設けて図示しない下部のカウンターギアと噛み合わせ、さらにもう１個のカウンターギアと噛み合わせてディファレンシャルギアを介して前後に出力する形態となる。また、リターダやモータジェネレータを装着する場合、それに合ったリアケースと出力軸に変更すれば装着が可能となる。重車両には流体式や電磁式のリターダが用いられる場合も多く、回生作用のあるモータジェネレータや４ＷＤ等のオプション設定を可能とする変速装置にしなければならない。

図５はＣ３タイプ９ＡＴの第１ブレーキ（Ｂ１）やＣ３タイプ１５ＡＴの第２ブレーキ（Ｂ２）を対象とした、発進段となる前進１速（１ｓｔ）と後進（Ｒｅｖ１）で締結するブレーキの摩擦部材に関する構造で、トルクコンバータを用いず原動機と入力軸を回転変動吸収ダンパで直結し、ブレーキを滑らせて車両のクリープやスムースな発進を行うための発進デバイスとして摩擦部材を冷却するための構造である。Ｃ３タイプ９ＡＴや１５ＡＴでは、発進段で締結するブレーキがＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）とＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の両方に存在し、ＭＡＩＮ ＧＥＡＲ（主変速機構）の第３ブレーキ（Ｂ３）が大きなトルク容量を必要とするのに対し、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）の第１ブレーキ（Ｂ１）や第２ブレーキ（Ｂ２）は低トルク容量で済むので、ＦＲＯＮＴ ＧＥＡＲ（前置変速機構）を発進デバイスとして用いれば特開２００９−２３６２３４に記載した特徴を生かすことができる。

図５に於いて、摩擦部材は複数のドライブプレート５１とドリブンプレート５２からなり、ドライブプレート５１とドリブンプレート５２は交互に配されるとともにピストン側にはディッシュプレートを保持するＬ字型のフロントプレート５４が配される。ドライブプレート５１は金属板の両面に摩擦部材が貼られ径方向中央に位置する同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｘが設けられており、摩擦部材の摩擦面には貫通穴Ｘを含有する円周溝Ｖと円周溝Ｖから外周に連通する溝Ｗが形成され、遊星歯車列の発進段の制動構成要素となる回転部材のスプライン部に回り止めされるとともに軸方向に移動可能に係止され、ドリブンプレート５２は金属板で貫通穴Ｘと同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｙが設けられており、変速機ケースのスプライン部に回り止めされるとともに軸方向に移動可能に係止される。貫通穴Ｘ、Ｙは円周方向の長穴であり、エンドプレート５３の円周溝に通じ、図示しないコントロールバルブから供給される冷却油がエンドプレート５３の外周から円周溝を通り、ドライブプレート５１とドリブンプレート５２の貫通穴Ｘ、Ｙを通過し、ドライブプレート５１の摩擦面に設けられた円周溝Ｖと円周溝Ｖから外周に連通する溝Ｗから排出される。この時、エンドプレート５３に設けられた円周溝とドリブンプレート５２の間は密着されるため、この間で冷却油が排出される量は極めて少なく冷却油には排出圧が発生し、複数のドライブプレート５１の摩擦面は全域に亘り隈なく冷却油により冷却される。

１、１ａ、１ｂ ケース
２ａ、２ｂ 保持部材
３ａ 入力軸
３ｂ 中間軸
３ｃ 出力軸
４ａ〜４ｋ 軸受け
７、８、９ 連結部材
１０、２０、３０、４０、５０ 遊星ギア列
１００ａ 隔壁
２００ａ トルクコンバータ
Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３ クラッチ
Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４ ブレーキ
Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３、Ｓ４、Ｓ５ サンギア
Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４、Ｐ５ 遊星キャリア
Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３、Ｒ４、Ｒ５ リングギア

Claims (6)

1. シンプル遊星ギアからなる第１サンギア（Ｓ１）、第１遊星キャリア（Ｐ１）、第１リングギア（Ｒ１）の構成要素を有した第１遊星ギア列（１０）と、シンプル遊星ギアからなる第２サンギア（Ｓ２）、第２遊星キャリア（Ｐ２）、第２リングギア（Ｒ２）の構成要素を有した第２遊星ギア列（２０）の、連結した第１及び第２サンギア（Ｓ１、Ｓ２）を第１構成要素とし、入力軸を第３クラッチ（Ｃ３）で連結可能にした第１遊星キャリア（Ｐ１）を第２構成要素とすると共に連結した第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３構成要素とし、あるいは、前記入力軸に連結した第１遊星キャリア（Ｐ１）を第２構成要素とすると共に第３クラッチ（Ｃ３）で連結可能にした第１リングギア（Ｒ１）と第２遊星キャリア（Ｐ２）を第３構成要素とし、第３ブレーキ（Ｂ３）で制動可能とした第２リングギア（Ｒ２）を第４構成要素とし、第２遊星キャリア（Ｐ２）を出力軸に連結した主変速機構の第1構成要素に、
   前記入力軸と同じ回転速度と、ゼロの回転速度と、１種の前記入力軸の逆回転速度と、少なくとも１種の前記入力軸の減速回転速度、及び増速回転速度との、少なくとも５種の回転速度を選択的に入力可能とする前置変速機構を設け、
   前記主変速機構の第１、第２及び第４構成要素の何れか２個の構成要素の回転速度を選択的に規制することにより、第３構成要素が前記入力軸の回転速度に対し複数の変速回転速度を得るようになした多段変速装置であって、
   前記前置変速機構は、前記主変速機構の第1構成要素に少なくとも前記５種の回転速度を入力可能とする主前置変速機構と、該主前置変速機構に前記入力軸の１種の変速回転速度のみを選択的に入力可能とする１個の締結要素と１個の遊星ギア列からなる副前置変速機構と、で構成されるようになした多段変速装置。
2. 前記前置変速機構は、前記副前置変速機構を構成する前記１個の締結要素を第１ブレーキ（Ｂ１）とし、前記１個の遊星ギア列をシンプル遊星ギアからなる第３サンギア（Ｓ３）、第３遊星キャリア（Ｐ３）、第３リングギア（Ｒ３）の構成要素を有した第３遊星ギア列（３０）として、第１ブレーキ（Ｂ１）で制動可能とした第３サンギア（Ｓ３）を第５構成要素（Ａ）とし、第２連結部材（８）に連結した第３遊星キャリア（Ｐ３）を第６構成要素（Ｂ）とし、前記入力軸に連結した第３リングギア（Ｒ３）を第７構成要素（Ｃ）とし、
   前記主前置変速機構を構成するシンプル遊星ギアからなる第４サンギア（Ｓ４）、第４遊星キャリア（Ｐ４）、第４リングギア（Ｒ４）の構成要素を有した第４遊星ギア列（４０）の第２連結部材（８）に連結した第４リングギア（Ｒ４）を第８構成要素（Ｄ）とし、前記入力軸を第１クラッチ（Ｃ１）で連結可能とすると共に第２ブレーキ（Ｂ２）で制動可能とした第４遊星キャリア（Ｐ４）を第９構成要素（Ｅ）とし、第１連結部材（７）に連結すると共に第２クラッチ（Ｃ２）を介して第４遊星キャリア（Ｐ４）に連結可能とした第４サンギア（Ｓ４）を第１０構成要素（Ｆ）とし、
   第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）と第１、第２ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２）のいずれか２個を選択的に締結することにより前記５種の回転速度を前記主前置変速機構の第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）に出力可能とし、第１連結部材（７）を前記主変速機構の第1構成要素に連結し、前記主変速機構の第１、第２及び第４構成要素の何れか２個の構成要素の回転速度を第１、第２、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第１、第２、第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）で選択的に規制することにより、第３構成要素が前進９速後進１速の変速段を得るようになした請求項１記載の多段変速装置。
3. 前記主前置変速機構の第４遊星キャリア（Ｐ４）と前記入力軸を連結可能にする第１クラッチ（Ｃ１）と、前記主変速機構の第１遊星キャリア（Ｐ１）と前記入力軸を連結可能にする第３クラッチ（Ｃ３）とを、各摩擦部材を径方向に２段に重ねた前記入力軸に連結する共通のクラッチカバーを有する２連クラッチとし、あるいは、前記主前置変速機構の第４遊星キャリア（Ｐ４）と前記入力軸を連結可能にする第１クラッチ（Ｃ１）と、前記主前置変速機構の第４サンギア（Ｓ４）と第４遊星キャリア（Ｐ４）を連結する第２クラッチ（Ｃ２）とを、各摩擦部材を径方向に２段に重ねた第４遊星キャリア（Ｐ４）に連結する共通のクラッチカバーを有する２連クラッチとした請求項２記載の多段変速装置。
4. 前記前置変速機構は、前記副前置変速機構を構成する前記１個の締結要素を第１ブレーキ（Ｂ１）とし、前記１個の遊星ギア列をシンプル遊星ギアからなる第３サンギア（Ｓ３）、第３遊星キャリア（Ｐ３）、第３リングギア（Ｒ３）の構成要素を有した第３遊星ギア列（３０）として、第１ブレーキ（Ｂ１）で制動可能とした第３サンギア（Ｓ３）を第５構成要素（Ａ）とし、第２連結部材（８）に連結した第３遊星キャリア（Ｐ３）を第６構成要素（Ｂ）とし、前記入力軸に連結した第３リングギア（Ｒ３）を第７構成要素（Ｃ）とし、
   前記主前置変速機構を構成するシンプル遊星ギアからなる第４サンギア（Ｓ４）、第４遊星キャリア（Ｐ４）、第４リングギア（Ｒ４）の構成要素を有した第４遊星ギア列（４０）と、シンプル遊星ギアからなる第５サンギア（Ｓ５）、第５遊星キャリア（Ｐ５）、第５リングギア（Ｒ５）の構成要素を有した第５遊星ギア列（５０）の、第２連結部材（８）に連結すると共に第４ブレーキ（Ｂ４）で制動可能にした連結した第４サンギア（Ｓ４）と第５リングギア（Ｒ５）を第８構成要素（Ｄ）とし、前記入力軸を第１クラッチ（Ｃ１）で連結可能にすると共に第２ブレーキ（Ｂ２）で制動可能とした連結した第４及び第５遊星キャリア（Ｐ４、Ｐ５）を第９構成要素（Ｅ）とし、第１連結部材（７）に連結した第４リングギア（Ｒ４）を第１０構成要素（Ｆ）とし、前記入力軸を第２クラッチ（Ｃ２）で連結可能にした第５サンギア（Ｓ５）を第１１構成要素（Ｇ）とし、
   第１、第２クラッチ（Ｃ１、Ｃ２）と第１、第２、第３ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３）のいずれか２個を選択的に締結することにより、前記入力軸と同じ回転速度と、ゼロの回転速度と、１種の前記入力軸の逆回転速度と、３種の前記入力軸の減速回転速度と、２種の前記入力軸の増速回転速度との、８種の回転速度を前記主前置変速機構の第１０構成要素（Ｆ）から第１連結部材（７）に出力可能とし、第１連結部材（７）を前記主変速機構の第1構成要素に連結し、前記主変速機構の第１、第２及び第４構成要素の何れか２個の構成要素の回転速度を前記第１、第２、第３クラッチ（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）と第１、第２、第３、第４ブレーキ（Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３、Ｂ４）で選択的に規制することにより、前記第３構成要素が前進１５速後進１速の変速段を得るようになした請求項１記載の多段変速装置。
5. 前記主前置変速機構を構成するシンプル遊星ギアからなる第４遊星ギア列（４０）と第５遊星ギア列（５０）は、連結した第４サンギア（Ｓ４）と第５リングギア（Ｒ５）の第５リングギア（Ｒ５）を内径側、第４サンギア（Ｓ４）を外径側に一体成形し、第５遊星ギア列（５０）の径方向外周に第４遊星ギア列（４０）を配するようになした請求項４記載の多段変速装置。
6. 発進段で制動する第１ブレーキ（Ｂ１）、または第２ブレーキ（Ｂ２）の、交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、該摩擦部材の端部側面から該貫通穴に冷却油を供給するようになした請求項２または請求項４のいずれかに記載の多段変速装置。
   
   
   
   
   
   
   

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