JP2006132755A - 変速装置 - Google Patents

Abstract

【課題】変速装置のギヤ等の構成要素を少なくするとともに、軸間距離を短縮することで、複式クラッチ装置に対応した変速装置の小型化を図る。また、複式クラッチ装置に対応した変速装置の切換機構の配置を同一の軸に集中させることで、切換機構の制御をシンプルにする。
【解決手段】この変速装置２は、第１入力軸１０と、第２入力軸２０と、副軸３０と、出力軸４０と、第１歯車対１１０と、第２歯車対１２０と、第３歯車対１３０と、第４歯車対１４０と、第１切換機構１６０と、第２切換機構１７０とから構成されている。副軸３０は、第１入力軸１０に対して並行に配置されている。この変速装置２は、第２歯車対１２０の第１入力軸１０から副軸３０への減速比をα２、第４歯車対１４０の副軸３０から出力軸４０への減速比をα４とした場合に、α２＜α４である。
【選択図】図３

Description

本発明は、変速装置、特に複式クラッチ装置に対応した変速装置に関する。

車両の変速を自動的に行う手段として自動変速機（ＡＴ）がある。近年のＡＴは、例えばトルクコンバータと複数の遊星ギヤ及びクラッチを組み合わせたものが主流となっている。ＡＴは、トルクコンバータの無段変速作用及び複数のクラッチの自動切換により、手動変速機（ＭＴ）で必要とされている発進時、停止時、及び変速時のドライバーによるクラッチ操作が不要になる。一方、ＡＴは、流体を介するトルクコンバータを用いるため、入力側と出力側とを機械的に直接連結しトルクを伝達するＭＴに比べて伝達効率が劣る。したがって、ＡＴは、ドライバーの労力が軽減されるという利点を有している反面、車両の燃費が低下するという欠点を有している。そこで、ＭＴの伝達効率を確保しつつクラッチ操作を不要とするため、ＭＴの構造をベースに自動化した自動変速機（ＡＭＴ）が開発されている。

ＡＭＴは、ＭＴのクラッチ操作及びトランスミッションの変速操作を自動化しており、従来のＭＴと同様の伝達効率を確保しつつ、クラッチ操作を不要とすることができる。しかし、ＡＭＴは、変速操作をする間はＭＴと同様にクラッチの連結を解除するため、トルク伝達が一時的に遮断される。トルク伝達が遮断される間は、車両が加速することなく慣性のみで走行する状態となるため、変速時のいわゆるトルク切れは車両の加速に大きく影響し、ドライバーに不快感を与えやすい。一方、ＡＴの場合は、複数のクラッチを用いるため、変速時のトルク切れがない。

以上に述べたトルク切れの問題を解決するため、ＡＭＴのクラッチ装置として複式クラッチ装置を採用しているものが開発されている。複式クラッチ装置は、主に、入力軸と、第１出力軸と、第２出力軸と、第１クラッチと、第２クラッチとから構成される。入力軸は、エンジンから複式クラッチ装置へトルクを入力するためのものである。第１出力軸は、トランスミッション側へトルクを出力するためのものであり、入力軸と同軸上に配置されている。第２出力軸は、トランスミッション側へトルクを出力するためのものであり、第１出力軸の外周側に同軸上に配置された筒状の部材である。第１クラッチは、入力軸に入力されたトルクを第１出力軸へ伝達及び遮断するためのものである。第２クラッチは、入力軸に入力されたトルクを第２出力軸へ伝達及び遮断するためのものであり、第１クラッチの外周側に配置されている（例えば、特許文献１を参照。）。

この複式クラッチ装置は、トルク切れを防止するため、第１及び第２クラッチにより第１及び第２出力軸へ交互にトルクを伝達可能としている。また、第１及び第２出力軸は、それぞれ異なる歯車対に選択的に連結可能となっている。この複式クラッチ装置は、第１クラッチを連結して第１出力軸へトルクを伝達している状態で第２出力軸をいずれかの歯車対に連結しておき、第１クラッチの連結を解除すると同時に第２クラッチを連結し第２出力軸へトルクを伝達することができる。また、その逆の動作も可能となっている。したがって、この複式クラッチ装置を採用したＡＭＴは、変速時にトルク切れが発生せず、スムーズかつ無駄のない変速操作が可能となる。
特開２０００−３５２４３１号公報 特開２００４−２１７２０４号公報

以上に述べたＡＭＴには、複数の歯車等で構成される有段変速装置が採用される。有段変速装置は、減速比の関係上、シフトアップ時においては変速後のエンジン回転数が下がる。したがって、減速比のステップ分だけ変速前のエンジン回転数を上げておく必要がある。特に前述のＡＭＴの場合、シフトアップ及びシフトダウンのハンチング防止のため、シフトアップ及びシフトダウン時の車速に一定の余裕を設ける必要があり、変速前のエンジン回転数をＭＴよりも上げなければならない。この結果、ＡＭＴに従来の有段変速装置を用いると、燃費の低下及び騒音の増大を招く。したがって、ＡＭＴに搭載する変速装置は、従来より減速比のステップを小さくするため、変速段数を増やす必要があり、変速装置が大型化してしまう。加えて、この変速装置は、発進時において一方のクラッチのみ半クラッチ状態で滑らせているため、一方のクラッチのフェーシングが他方に比べて摩耗するという問題も発生する。

また、複式クラッチ装置は、複数のクラッチとそれに付随する機構とにより軸方向寸法が従来のＭＴ用クラッチよりも大きくなる。この結果、ＡＭＴ全体の軸方向寸法が大きくなるため、変速装置の小型化が望まれる。しかし、変速装置は、例えば６段変速の場合、前進用として変速段数と同数である６つの歯車対が必要となる。また、それに伴い、４つの切換機構が必要となる（例えば、特許文献２を参照。）。これらの歯車対及び切換機構が軸方向に配置されるため、変速装置の小型化は困難である。

また、従来の変速装置は、主軸、副軸及び出力軸の３本の軸を備えている。ＦＲ車用の場合、主軸と出力軸とは同軸上に配置され、副軸は主軸及び出力軸に並行に配置されている。このような構造の場合、各歯車対の減速比の設定によっては歯車の径が大きくなるため、主軸及び出力軸と副軸との軸間距離が大きくなる。特に、主軸側の歯車は、ニードルベアリング等を介して主軸に対して相対回転可能に配置されているため、必要以上に径が大きくなる。そして、減速比の関係上、副軸側の歯車は、第１入力軸側の歯車よりも径が大きくなる。この結果、軸間距離はさらに大きくなり、変速装置が大型化し、ＡＭＴ全体の大型化を招く。

さらに、従来の変速装置は複数の切換機構を主軸と副軸とに分けて配置しているため、切換機構の制御が複雑になる。また、従来の変速装置は複数の切換機構を主軸と副軸とに分けて配置することで、両軸の軸間距離がさら大きくなり変速装置が大型化する。

本発明の課題は、変速装置のギヤ等の構成要素を少なくするとともに、軸間距離を短縮することで、複式クラッチ装置に対応した変速装置の小型化を図ることにある。

本発明の別の課題は、複式クラッチ装置に対応した変速装置の切換機構の配置を同一の軸上に集中させることで、切換機構の制御をシンプルにすることにある。

請求項１に記載の変速装置は、第１及び第２クラッチを選択的に連結及び遮断可能な複式クラッチ装置を備えた自動変速装置に搭載され、エンジンからのトルクを出力側に伝達するためのものである。この変速装置は、第１入力軸と、第２入力軸と、副軸と、出力軸と、第１歯車対と、第２歯車対と、第３歯車対と、第４歯車対と、第１切換機構と、第２切換機構とから構成されている。第１入力軸は、第１クラッチを介してトルクが入力されるためのものである。第２入力軸は、第２クラッチを介してトルクが入力されるためのものである。副軸は、第１入力軸に対して並行に配置されている。出力軸は、第１入力軸に対して同軸上に配置されている。第１歯車対は、第２入力軸に固定された第１歯車と、副軸に固定され第１歯車と噛み合う第２歯車とから構成されている。第２歯車対は、副軸に対して固定された第３歯車と、第１入力軸に対して相対回転可能に配置され第３歯車と噛み合う第４歯車とから構成されている。第３歯車対は、副軸に対して固定された第５歯車と、第１入力軸に対して相対回転可能に配置され第５歯車と噛み合う第６歯車とから構成されている。第４歯車対は、副軸に対して固定された第７歯車と、出力軸に対して相対回転可能に配置され第７歯車と噛み合う第８歯車とから構成されている。第１切換機構は、第１入力軸と副軸とを第２及び第３歯車対のいずれか一方を介して選択的に連結及び連結解除可能としている。第２切換機構は、副軸と出力軸との第４歯車対を介した連結と、第１入力軸と出力軸との第４歯車対を介さない連結とを選択的に切換及び解除可能としている。また、この変速装置は、第２歯車対の第１入力軸から副軸への減速比をα２、第４歯車対の副軸から出力軸への減速比をα４とした場合に、α２＜α４である。

前述のように複式クラッチ装置は、第１及び第２クラッチを選択的に作動させることができるため、変速装置に対して第１及び第２入力軸のいずれか一方からトルクを入力できる。また、第１及び第２切換機構の連結パターンを変更することにより、この変速装置のトルク伝達経路は数通りとなる。例えば、第１及び第２入力軸から出力軸へのトルク伝達経路としては以下の６通りが考えられる。

１）第１入力軸→第１切換機構→第２歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
２）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
３）第１入力軸→第１切換機構→第３歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
４）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第１切換機構→第２歯車対→第１入力軸→第２切換機構→出力軸
５）第１入力軸→第２切換機構→出力軸
６）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第１切換機構→第３歯車対→第１入力軸→第２切換機構→出力軸

したがって、減速比の設定を適切に行い、第１及び第２クラッチの動作に応じて第１及び第２切換機構を適切に切り換えることで、この変速装置は６段変速を実現することができる。そして、従来の６段変速の変速装置と比較すると、従来の変速装置が前進用として少なくとも６つの歯車対と４つの切換機構を必要としているのに対して、この変速装置は前進用として４つの歯車対と２つの切換機構しか必要としない。この結果、この変速装置は、従来に比べて少ない構成要素により６段変速を実現できる。これにより、この変速装置は、従来に比べて軸方向寸法を短縮することができ、小型化を図ることができる。

また、減速比の設定を適切にすることで、第１入力軸と副軸との軸間距離を短縮することもできる。例えば、上記の１）〜６）を第１速から第６速とする。第１〜第４歯車対の減速比α１〜α４は、図１に示すとおりとなる。第１入力軸と副軸との軸間距離は、減速比が最大となる歯車対の歯車径により決まる。第１速から第６速にかけて順番に減速比が小さくなるよう設定する必要がある。したがって、第１速から第３速の減速比の関係より、α３×α４＜α１×α４＜α２×α４となる。これにより、この変速装置が６段変速を実現するためには、少なくともα３＜α１＜α２の関係が必要とされる。しかし、α４については特に限定されないため、α２とα４との大小関係により軸間距離が決まる。

α２は、第２歯車対の第１入力軸から副軸への減速比であるため、副軸側の第３歯車の径は第１入力軸側の第４歯車の径よりも大きくなる。一方、第４歯車は第１入力軸に対して相対回転可能に配置されており、第４歯車の内周側にはニードルベアリング等の軸受が設けられているため、第４歯車の径をあまり小さくすることができない。したがって、第３及び第４歯車は小径化が困難である。

それに対して、α４は第４歯車対の副軸から出力軸への減速比であるため、副軸側の第７歯車の径は出力軸側の第８歯車の径よりも小さくなる。また、第８歯車が出力軸に対して相対回転可能に配置されており、第８歯車の内周側にニードルベアリング等の軸受が設けられている。しかし、第７歯車は副軸に固定されているため、小径化が容易であり、軸受を有する第８歯車も小径化が可能となる。したがって、第７歯車は第４歯車に比べて小径化が容易である。

以上より、小径化が困難な第２歯車対の減速比α２を小さくし、小径化が容易な第４歯車対の減速比α４を大きくする、すなわちα２＜α４とすることで、第２及び第４歯車対の各歯車の小径化を実現することができる。この結果、この変速装置では軸間距離を短縮することができ、変速装置の小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

請求項２に記載の変速装置は、請求項１において、第１歯車対の第２入力軸から副軸への減速比をα１、第３歯車対の第１入力軸から副軸への減速比をα３とした場合に、α３＜α１＜α２＜α４である。

この変速装置では、α３＜α１＜α２＜α４であるため、減速比をα２＜α４とすることにより短縮された軸間距離でα１及びα３の減速比を有した歯車対を設けることができる。これにより、この変速装置は、より確実に小型化を図ることができ、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

請求項３に記載の変速装置は、請求項１又は２において、第３歯車対の第１入力軸から副軸への減速比をα３とした場合に、０．７＜α３＜１．０である。
図１に示すように、第５速の減速比が１．０となるため、第４速の減速比を１．５程度とするのが実用的である。そうすると、α１／α３＝１．５となる。α３＝１とした場合はα１＝１．５となり、α２は１．５よりもさらに大きくなる。α２が大きくなると、前述のように第１入力軸と副軸との軸間距離が長くなるため好ましくない。したがって、α１及びα２が大きくならないように、α３を小さな増速、すなわち０．７＜α３＜１．０とすることで、軸間距離を短縮することができ、変速装置の小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

請求項４に記載の変速装置は、請求項１から３のいずれかにおいて、第５歯車対と、第３切換機構とをさらに備えている。第５歯車対は、副軸に対して固定された第９歯車と、第１入力軸に対して相対回転可能に配置され第９歯車と噛み合う第１０歯車とから構成されている。第３切換機構は、第１入力軸と副軸とを第５歯車対を介して選択的に連結及び連結解除可能としている。

この変速装置は、第５歯車対及び第３切換機構を備えているため、他の歯車対と組み合わせることで最大８段階の変速が可能となる。例えば、第１及び第２入力軸から出力軸へのトルク伝達経路としては以下の８通りとなる。

１）第１入力軸→第１切換機構→第２歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
２）第１入力軸→第３切換機構→第５歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
３）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
４）第１入力軸→第１切換機構→第３歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
５）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第１切換機構→第３歯車対→第１入力軸→第２切換機構→出力軸
６）第１入力軸→第２切換機構→出力軸
７）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第３切換機構→第５歯車対→第１入力軸→第２切換機構→出力軸
８）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第２切換機構→第２歯車対→第１入力軸→第２切換機構→出力軸

したがって、減速比の設定を適切に行い、第１及び第２クラッチの動作に応じて第１及び第２切換機構を適切に切り換えることで、この変速装置は最大８段変速を実現することができる。そして、従来の８段変速の変速装置と比較すると、従来の変速装置が前進用として変速段と同数である８つの歯車対と少なくとも４つの切換機構を必要としているのに対して、この変速装置は前進用として５つの歯車対と３つの切換機構しか必要としない。この結果、この変速装置は、従来に比べて少ない構成要素により８段変速を実現できる。これにより、この変速装置は、従来に比べて軸方向寸法を短縮することができ、小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

請求項５に記載の変速装置は、請求項４において、第１歯車対の第２入力軸から副軸への減速比をα１、第２歯車対の第１入力軸から副軸への減速比をα２、第３歯車対の第１入力軸から副軸への減速比をα３、第４歯車対の副軸から出力軸への減速比をα４、第５歯車対の第１入力軸から副軸への減速比をα５とした場合に、α３＜α１＜α５＜α２＜α４である。

この変速装置は、α３＜α１＜α５＜α２＜α４であるため、減速比をα２＜α４とすることにより短縮された軸間距離でα１、α３及びα５の減速比を有した歯車対を設けることができる。これにより、この変速装置は、より確実に小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

請求項６に記載の変速装置は、請求項４又は５において、後進軸と、第１後進歯車対と、第２後進歯車対とをさらに備えている。後進軸は、第１入力軸に対して並行に配置されている。第１後進歯車対は、第４歯車と、後進軸に対して相対回転可能に配置され第４歯車と噛み合う第１後進歯車とから構成されている。第２後進歯車対は、後進軸に対して相対回転可能にかつ第１後進歯車に対して相対回転不能に配置された第２後進歯車と、第１入力軸に相対回転可能に配置され第２後進歯車と噛み合う第３後進歯車とから構成されている。また、第３切換機構は、第１入力軸と副軸との第５歯車対を介した連結と、第１入力軸と第１後進歯車との第２後進歯車対を介した連結とを選択的に切換及び解除可能である。

この変速装置では、後進軸と、第１後進歯車対と、第２後進歯車対とを備えているため、前進段に加えて後進段を設けることができる。この場合、第１及び第２入力軸から出力軸へのトルク伝達経路としては以下の９通りとなる。

１）第１入力軸→第１切換機構→第２歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
２）第１入力軸→第３切換機構→第５歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
３）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
４）第１入力軸→第１切換機構→第３歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
５）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第１切換機構→第３歯車対→第１入力軸→第２切換機構→出力軸
６）第１入力軸→第２切換機構→出力軸
７）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第３切換機構→第５歯車対→第１入力軸→第２切換機構→出力軸
８）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第２切換機構→第２歯車対→第１入力軸→第２切換機構→出力軸
９）第１入力軸→第３切換機構→第２後進歯車対→第１後進歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸

したがって、減速比の設定を適切に行い、第１及び第２クラッチの動作に応じて第１、第２及び第３切換機構を適切に切り換えることで、この変速装置は最大９段変速（前進８段、後進１段）を実現することができる。そして、従来の９段変速（前進８段、後進１段）の変速装置と比較すると、従来の変速装置が変速段と同数である９つの歯車対と少なくとも４つの切換機構を必要としているのに対して、この変速装置は７つの歯車対と３つの切換機構しか必要としない。この結果、この変速装置は、従来に比べて少ない構成要素により９段変速（前進８段、後進１段）を実現できる。これにより、この変速装置は、従来に比べて軸方向寸法を短縮することができ、小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

請求項７に記載の変速装置は、請求項４から６のいずれかにおいて、第１、第２及び第３切換機構が第１入力軸上に配置されている。
この変速装置では、第１、第２及び第３切換機構が第１入力軸上に配置されているため、全ての切換機構が同一の軸上に配置されることとなる。これにより、この変速装置では、各切換機構の制御をシンプルにすることができる。

請求項８に記載の変速装置は、請求項１から３のいずれかにおいて、後進軸と、第１後進歯車対と、第２後進歯車対と、後進切換機構とをさらに備えている。後進軸は、第１入力軸に対して並行に配置されている。第１後進歯車対は、第４歯車と、後進軸に対して相対回転可能に配置され第４歯車と噛み合う第１後進歯車とから構成されている。第２後進歯車対は、後進軸に対して相対回転可能にかつ第１後進歯車に対して相対回転不能に配置された第２後進歯車と、第１入力軸に相対回転可能に配置され第２後進歯車と噛み合う第３後進歯車とから構成されている。後進切換機構は、第１入力軸と第１後進歯車とを第２後進歯車対を介して連結及び連結解除可能である。

この変速装置では、後進軸と、第１後進歯車対と、第２後進歯車対とを備えているため、前進段に加えて後進段を設けることができる。この場合、第１及び第２入力軸から出力軸へのトルク伝達経路としては以下の７通りとなる。

１）第１入力軸→第１切換機構→第２歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
２）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
３）第１入力軸→第１切換機構→第３歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸
４）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第１切換機構→第２歯車対→第１入力軸→第２切換機構→出力軸
５）第１入力軸→第２切換機構→出力軸
６）第２入力軸→第１歯車対→副軸→第１切換機構→第３歯車対→第１入力軸→第２切換機構→出力軸
７）第１入力軸→後進切換機構→第２後進歯車対→第１後進歯車対→副軸→第２切換機構→第４歯車対→出力軸

したがって、減速比の設定を適切に行い、第１及び第２クラッチの動作に応じて第１、第２及び後進切換機構を適切に切り換えることで、この変速装置は７段変速（前進６段、後進１段）を実現することができる。そして、従来の７段変速（前進６段、後進１段）の変速装置と比較すると、従来の変速装置が変速段と同数である７つの歯車対と少なくとも４つの切換機構を必要としているのに対して、この変速装置は５つの歯車対と３つの切換機構しか必要としない。この結果、この変速装置は、従来に比べて少ない構成要素により７段変速（前進６段、後進１段）を実現できる。これにより、この変速装置は、従来に比べて軸方向寸法を短縮することができ、小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

請求項９に記載の変速装置は、請求項８において、第１、第２及び後進切換機構が第１入力軸上に配置されている。
この変速装置では、第１、第２及び後進切換機構が第１入力軸上に配置されているため、全ての切換機構が同一の軸上に配置されることとなる。これにより、この変速装置では、各切換機構の制御をシンプルにすることができる。

請求項１０に記載の変速装置は、請求項１から９のいずれかにおいて、第１歯車対が他の歯車対に対して軸方向エンジン側に配置され、第２歯車対が第１歯車対に対して軸方向エンジン側と反対側に隣接して配置されている。

前述のように、第２歯車対の減速比α２は他の歯車対の減速比に比べて２番目に大きい。減速比が大きいということは、歯車の噛み合いにより発生する荷重が大きいことを意味する。しかし、この変速装置では、第２歯車対が第１歯車対に隣接して配置されているため、第２歯車対において発生する荷重により軸がたわむのを最小限に抑えることができる。これにより、軸のたわみによる各歯車の噛み合い状態の悪化を防止することができる。

請求項１１に記載の変速装置は、請求項１から１０のいずれかにおいて、第７歯車が副軸の外周側に一体となって形成されている。
この変速装置では、第７歯車が副軸の外周側に一体となって形成されているため、第７歯車の径を最小限に抑えることができる。第４歯車対の第８歯車は、ニードルベアリング等の軸受により出力軸に対して相対回転可能に配置されているため径が大きくなるが、第４歯車対は副軸から出力軸へ減速するためのものであるため、出力軸側の第８歯車の径は副軸側の第７歯車の径より大きくなる。この結果、第８歯車も小径化することができ、第７及び第８歯車の小径化が容易となる。これにより、第１入力軸と副軸との軸間距離を短縮することができ、変速装置の小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

請求項１２に記載の変速装置は、請求項１１において、副軸が両端に２つの軸受を有している。また、第７歯車は、２つの軸受の一方に隣接して配置されている。
前述のように、第７歯車が構成する第４歯車対の減速比α４は他の歯車対の減速比に比べて最も大きいため、歯車の噛み合いにより発生する荷重が最大となる。しかし、この変速装置では、第７歯車が２つの軸受の一方に隣接して配置されているため、第４歯車対において発生する荷重により副軸がたわむのを最小限に抑えることができる。これにより、副軸のたわみによる各歯車の噛み合い状態の悪化を防止することができる。

請求項１３に記載の変速装置は、請求項１から１２のいずれかにおいて、第２入力軸が第１入力軸の外周側に同軸上に配置された筒状部材である。

本発明に係る変速装置では、変速装置のギヤ等の構成要素を少なくするとともに、軸間距離を従来よりも短縮することで、複式クラッチ装置に対応した変速装置の小型化を図ることができる。また、本発明に係る変速装置では、複式クラッチ装置に対応した変速装置の切換機構の配置を同一の軸上に集中させることで、切換機構の制御をシンプルにすることができる。

本発明の実施形態を図面を参照しながら説明する。
１．ＡＭＴの構成
図２に複式クラッチ装置を搭載したＡＭＴの構成図を示す。図２では、エンジン（図示せず）は左側に配置されている。ＡＭＴは、主に、複式クラッチ装置１と、変速装置２と、図示しないケーシングとから構成されており、各装置の動作は、油圧制御等により自動的に行われる。複式クラッチ装置１は、主に、入力軸５と、第１出力軸５０と、第２出力軸６０と、第１クラッチＣ１と、第２クラッチＣ２とから構成されている。入力軸５は、エンジンからのトルクが入力される部材であり、ダンパー機構４を介してエンジン（図示せず）側のフライホイール３に回転方向へ弾性的に連結されている。第１出力軸５０は、入力軸５から入力されたトルクを変速装置２側へ出力するためのものである。第２出力軸６０は、第１出力軸５０と同様に入力軸５から入力されたトルクを変速装置２側へ出力するためのものである。第１クラッチＣ１は、入力軸５と第１出力軸５０との間でトルクを伝達及び遮断するためのものである。第２クラッチＣ２は、入力軸５と第２出力軸６０との間でトルクを伝達及び遮断するためのものである。このような構成により、複式クラッチ装置１は、第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２を選択的に作動させて第１出力軸５０又は第２出力軸６０にトルクを出力可能としている。そして、第１出力軸５０又は第２出力軸６０に伝達されたトルクは、変速装置２により変速された後、出力軸４０から出力される。以上に述べたＡＭＴに採用される本発明の変速装置２としては、以下の第１〜第２実施形態が考えられる。

２．第１実施形態
（１）変速装置の構造
本発明の第１実施形態としての変速装置２について説明する。本実施形態の変速装置２は、６段変速を可能としている。図３に本発明の第１実施形態としての変速装置の縦断面概略図を示す。図３は、第１入力軸、副軸及び後進軸の軸心を通る断面図を示している。変速装置２は、図３に示すように、第１入力軸１０と、第２入力軸２０と、副軸３０と、出力軸４０と、後進軸７０と、第１歯車対１１０と、第２歯車対１２０と、第３歯車対１３０と、第４歯車対１４０と、第１切換機構１６０と、第２切換機構１７０と、後進切換機構１８０と、後進歯車１９９と、第１後進歯車対１９５と、第２後進歯車対１９０と、ケーシング（図示せず）とから構成されている。

第１入力軸１０は、複式クラッチ装置１からトルクが入力されるためのものであり、第１クラッチＣ１の第１出力軸５０に対して相対回転不能に設けられている。第２入力軸２０は、複式クラッチ装置１からトルクが入力されるためのものであり、第２クラッチＣ２の第２出力軸６０に対して相対回転不能に設けられている。この実施形態では、第１及び第２入力軸１０、２０は、第１及び第２出力軸５０、６０と一体の部材となっている。第２入力軸２０は、第１入力軸１０の外周側に同軸上に配置された筒状の部材である。第２入力軸２０は、第１軸受８１によりケーシングに対して相対回転可能に支持されている。第１入力軸１０と第２入力軸２０との半径方向間には、ニードルベアリング８２が配置されている。第１入力軸１０は、ニードルベアリング８２により第２入力軸２０に対して相対回転可能に支持されている。また、ニードルベアリング８２は、第１軸受８１に対して軸方向に近接して配置されている。そして、第１入力軸１０は、後述する出力軸４０側に配置された第３軸受８３によりケーシングに対して相対回転可能に配置されている。これらの構造から明らかなように、第１軸受８１、ニードルベアリング８２及び第３軸受８３により、第１入力軸１０は第２入力軸２０及びケーシングに対して相対回転可能に支持されている。

副軸３０は、第１入力軸１０に対して並行に配置されている。副軸３０の両端には、第６及び第７軸受８６、８７が設けられている。副軸３０は、第６及び第７軸受８６、８７によりケーシングに対して相対回転可能に支持されている。出力軸４０は、変速装置２からトルクを出力するためのものであり、第１入力軸１０に対して同軸上に配置されている。第１入力軸１０の出力軸４０側の端部には、後述する後進切換機構１８０の歯車１８１が設けられている。歯車１８１は軸方向出力軸４０側に突出した筒状部１８１ａを有しており、出力軸４０の端部が筒状部１８１ａの内周側に挿嵌されている。出力軸４０と筒状部１８１ａとの半径方向間には、ニードルベアリング８４が配置されている。出力軸４０は、ニードルベアリング８４により第１入力軸１０に対して相対回転可能に支持されている。ニードルベアリング８４は、第３軸受８３に対して軸方向に近接して配置されている。出力軸４０の出力側には、第５軸受８５が設けられている。これらの構造から明らかなように、出力軸４０は、第３軸受８３、ニードルベアリング８４及び第５軸受８５により第１入力軸１０及びケーシングに対して相対回転可能に支持されている。また、後進軸７０は、第１入力軸１０に対して並行に配置されている。後進軸７０は、ケーシングに直接挿入されており、固定部材７１によりケーシングに対して相対回転不能に支持されている。

第１歯車対１１０は、第２入力軸２０と副軸３０とを連結するためのものであり、歯車１１１と、歯車１１２とから構成されている。歯車１１１は、第２入力軸２０の外周側に一体となって形成されている。歯車１１２は、副軸３０に固定されている。そして、歯車１１１と歯車１１２とは、互いに噛み合っている。第２歯車対１２０は、第１入力軸１０と副軸３０とを連結するためのものであり、歯車１２１と、歯車１２２とから構成されている。歯車１２１は、ニードルベアリング１２１ａにより第１入力軸１０に対して相対回転可能に配置されている。歯車１２２は、副軸３０に一体となって形成されている。そして、歯車１２１と歯車１２２とは、互いに噛み合っている。第３歯車対１３０は、第１入力軸１０と副軸３０とを連結するためのものであり、歯車１３１と、歯車１３２とから構成されている。歯車１３１は、ニードルベアリング１３１ａにより第１入力軸１０に対して相対回転可能に配置されている。歯車１３２は、副軸３０の外周側に一体となって形成されている。そして、歯車１３１と歯車１３２とは、互いに噛み合っている。第４歯車対１４０は、出力軸４０と副軸３０とを連結するためのものであり、歯車１４１と、歯車１４２とから構成されている。歯車１４１は、２つのニードルベアリング１４１ａにより出力軸４０に対して相対回転可能に配置されている。歯車１４２は、副軸３０の外周側に一体となって形成されている。そして、歯車１４１と歯車１４２とは、互いに噛み合っている。歯車１４２が副軸と一体となって形成されているため、歯車１４１の径を最小限に抑えることができ、軸間距離の短縮を容易に行うことができる。

第１切換機構１６０は、第１入力軸１０と副軸３０とを第２及び第３歯車対のいずれか一方を介して選択的に連結及び連結解除可能とするためのものであり、切換機構１６１と、第１切換歯車Ｓ１と、第２切換歯車Ｓ２と、第１スリーブ１６２とから構成されている。切換機構１６１は、第１入力軸１０の外周側に固定されており、複数の部材から構成されている。切換機構１６１は、例えば従来のシンクロ機構等（図３では、ダブルシンクロ機構）と同様の構成であるため、詳細な説明は省略する。第１切換歯車Ｓ１は、第１入力軸１０に対して相対回転可能にかつ歯車１２１に対して相対回転不能に設けられている。第２切換歯車Ｓ２は、第１入力軸１０に対して相対回転可能にかつ歯車１３１に対して相対回転不能に設けられている。第１スリーブ１６２は、切換機構１６１の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が切換機構１６１の外周側に形成された歯と噛み合っている。第１スリーブ１６２は、第１入力軸１０に対して軸方向に相対移動可能することで、第１切換歯車Ｓ１及び第２切換歯車Ｓ２のいずれか一方と切換機構１６１との連結及び連結解除を切換可能としている。第１スリーブ１６２の動作は、油圧等により自動的に行われる。

第２切換機構１７０は、第１入力軸１０及び副軸３０のいずれか一方と出力軸４０とを選択的に連結及び連結解除するためのものであり、切換機構１７１と、第３切換歯車Ｓ３と、第４切換歯車Ｓ４と、第２スリーブ１７２とから構成されている。切換機構１７１は、出力軸４０の外周側に固定されており、複数の部材から構成されている。切換機構１７１は、例えば従来のシンクロ機構等（図３では、ダブルシンクロ機構）と同様の構成であるため、詳細な説明は省略する。第３切換歯車Ｓ３は、出力軸４０に対して相対回転可能にかつ歯車１４１に対して相対回転不能に設けられている。第４切換歯車Ｓ４は、第１入力軸１０に対して相対回転不能に設けられている。第２スリーブ１７２は、切換機構１７１の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が切換機構１７１の外周側に形成された歯と噛み合っている。第２スリーブ１７２は、出力軸４０に対して軸方向に相対移動可能とすることで、第３切換歯車Ｓ３及び第４切換歯車Ｓ４のいずれか一方と切換機構１７１との連結及び連結解除を切換可能としている。第２スリーブ１７２の動作は、油圧等により自動的に行われる。

後進歯車１９９は、第１後進歯車対１９５の第１後進歯車１９１と、第２後進歯車対１９０の第２後進歯車１９２及び第３後進歯車１９３と、パーキングギヤ１９４とから構成されており、ケーシングに固定された後進軸７０上にニードルベアリング１９１ａ及び１９２ａを介して相対回転可能に配置されている。この実施形態では、第１後進歯車１９１、第２後進歯車１９２及びパーキングギヤ１９４は、一体の部材で形成されている。第１後進歯車対１９５は、後進歯車１９９と副軸３０とを連結するためのものであり、第２歯車対１２０の歯車１２２と、第１後進歯車１９１とから構成されている。第１後進歯車１９１と歯車１２２とは、互いに噛み合っている。第２後進歯車対１９０は、第２後進歯車１９２と、第３後進歯車１９３とから構成されている。第２後進歯車１９２は、第１後進歯車１９１に対して相対回転不能に設けられている。第３後進歯車１９３は、ニードルベアリング１９３ａにより第１入力軸１０に対して相対回転可能に配置されている。そして、第２後進歯車１９２と第３後進歯車１９３とは、互いに噛み合っている。パーキングギヤ１９４は、図示しないパーキング機構により車両の駐車状態を保持するためのものであり、第１後進歯車１９１及び第２後進歯車１９２に対して相対回転不能に配置されている。

後進切換機構１８０は、第１入力軸１０と後進軸７０とを第２後進歯車対１９０を介して連結及び連結解除可能にするためのものであり、歯車１８１と、後進切換歯車Ｓ５と、後進スリーブ１８２とから構成されている。歯車１８１は、第１入力軸１０の外周側に固定されている。後進切換歯車Ｓ５は、第１入力軸１０に対して相対回転可能にかつ第３後進歯車１９３に対して相対回転不能に配置されている。後進スリーブ１８２は、歯車１８１の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が歯車１８１の外周側と噛み合っている。後進スリーブ１８２は、第１入力軸１０に対して軸方向に相対移動可能とすることで、後進切換歯車Ｓ５と歯車１８１とを連結及び連結解除可能としている。後進スリーブ１８２の動作は、油圧等により自動的に行われる。以上に述べたように、各切換機構は第１入力軸１０上に配置されているため、各切換機構の制御をシンプルにすることができる。

（２）変速装置の動作
次に図４及び図５を参照しながら変速装置２の動作について説明する。ここでは、第１速から第６速までのシフトアップ時の動作及び後進時の動作について説明する。図４（ａ）に本発明の第１実施形態としての変速装置の構成図、図４（ｂ）に本発明に第１実施形態としての変速装置のトルク伝達経路の模式図を示す。図４（ｂ）では、各軸が点線で、各変速段におけるトルク伝達経路が実線で、それぞれ示されている。そして、図４（ｂ）の左側には、作動するクラッチが「Ｃ１」又は「Ｃ２」により示されている。また、図５に本発明の第１実施形態としての変速装置の各変速段における締結要素の制御及び減速比を示す。図５では、各変速段において連結されているクラッチ及び切換歯車が「○」で、シフトアップ及びシフトダウンに備えて連結される切換歯車が「（○）」でそれぞれ示されている。また、図５の右側には、変速装置２全体での減速比と各変速段の減速比のステップと全体のレンジとがそれぞれ示されている。さらに、図５の下側には、各歯車の減速比が示されている。

ここで、各歯車対の減速比について説明する。減速比とは、一般的に従動側の歯車の歯数を駆動側の歯車の歯数で除したものを意味する。しかし、この実施形態においては、各歯車対は従動側と駆動側とが入れ替わる。ここでは便宜上、第１入力軸１０及び第２入力軸２０側の歯車を駆動側の歯車とする。また、第４歯車対１４０に関しては、駆動側と従動側が入れ替わらないため、出力軸４０側の歯車を従動側の歯車とする。また、第１後進歯車対１９５に関しては、第１後進歯車１９１を駆動側の歯車とする。この実施形態では、各減速比を以下のように設定する（図５参照）。
第１歯車対１１０（歯車１１１→歯車１１２）：α１＝１．３８
第２歯車対１２０（歯車１２１→歯車１２２）：α２＝１．８５
第３歯車対１３０（歯車１３１→歯車１３２）：α３＝０．８７
第４歯車対１４０（歯車１４２→歯車１４１）：α４＝２．８７
第１後進歯車対１９５（第１後進歯車１９１→歯車１２２）：αｂ１＝１．８５
第２後進歯車対１９０（第３後進歯車１９３→第２後進歯車１９２）：αｂ２＝１．１４

＜停止〜前進第１速＞
車両の停止状態では、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２は遮断されている。その状態で、図５に示すように、第１切換機構１６０の第１スリーブ１６２により切換機構１６１と第１切換歯車Ｓ１とが連結されるとともに、第２切換機構１７０の第２スリーブ１７２により切換機構１７１と第３切換歯車Ｓ３とが連結される。そして、第１クラッチＣ１が徐々に連結される。これにより、図４に示すように、第１クラッチＣ１を介して第１入力軸１０に入力されたトルクは、第２歯車対１２０、副軸３０及び第４歯車対１４０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第１速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α２×α４＝１．８５×２．８７＝５．３１となる。

＜前進第１速〜前進第２速＞
図５に示すように、第１速走行時に、第１クラッチＣ１の連結が解除されるとともに、第２クラッチＣ２が連結される。このとき、第１速と同様に、第２切換機構１７０の第２スリーブ１７２により切換機構１７１と第３切換歯車Ｓ３との連結は保持しておく。これにより、図４に示すように、第２クラッチＣ２を介して第２入力軸２０に入力されたトルクは、第１歯車対１１０、副軸３０及び第４歯車対１４０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第２速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α１×α４＝１．３８×２．８７＝３．９６となる。

＜前進第２速〜前進第３速＞
図５に示すように、第２速走行時に、第１切換機構１６０の第１スリーブ１６２により切換機構１６１と第２切換歯車Ｓ２とが連結される。そして、第２クラッチＣ２の連結が解除されるとともに、第１クラッチＣ１が連結される。このとき、第２速と同様に、第２切換機構１７０の第２スリーブ１７２により切換機構１７１と第３切換歯車Ｓ３との連結は保持しておく。これにより、図４に示すように、第１クラッチＣ１を介して第１入力軸１０に入力されたトルクは、第３歯車対１３０、副軸３０及び第４歯車対１４０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第３速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α３×α４＝０．８７×２．８７＝２．５０となる。

＜前進第３速〜前進第４速＞
図５に示すように、第３速走行時に、第１クラッチＣ１の連結を解除するとともに、第２切換機構１７０での連結部分を第３切換歯車Ｓ３から第４切換歯車Ｓ４へ切り換える。その後、第２クラッチＣ２が連結される。このとき、第３速と同様に、第１切換機構１６０の第１スリーブ１６２により切換機構１６１と第２切換歯車Ｓ２との連結は保持しておく。これにより、図４に示すように、第２クラッチＣ２を介して第２入力軸２０に入力されたトルクは、第１歯車対１１０、副軸３０、第３歯車対１３０及び第１入力軸１０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第４速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α１／α３＝１．３８／０．８７＝１．５８となる。

＜前進第４速〜前進第５速＞
図５に示すように、第４速走行時に、第２クラッチＣ２の連結が解除されるとともに、第１クラッチＣ１が連結される。このとき、第４速と同様に、第２切換機構１７０の第２スリーブ１７２により切換機構１７１と第４切換歯車Ｓ４との連結は保持しておく。これにより、図４に示すように、第１クラッチＣ１を介して第１入力軸１０に入力されたトルクは、第２切換機構１７０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第５速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝１．００となる。

＜前進第５速〜前進第６速＞
図５に示すように、第５速走行時に、第１切換機構１６０の第１スリーブ１６２により切換機構１６１と第１切換歯車Ｓ１とが連結される。そして、第１クラッチＣ１の連結が解除されるとともに、第２クラッチＣ２が連結される。このとき、第５速と同様に、第２切換機構１７０の第４切換歯車Ｓ４の連結は保持しておく。これにより、図４に示すように、第２クラッチＣ２を介して第２入力軸２０に入力されたトルクは、第１歯車対１１０、副軸３０及び第２歯車対１２０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第６速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α１／α２＝１．３８／１．８５＝０．７４となる。

＜停止〜後進＞
車両の停止状態では、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２は遮断されている。その状態で、図５に示すように、後進切換機構１８０の後進スリーブ１８２により歯車１８１と後進切換歯車Ｓ５とが連結されるとともに、第２切換機構１７０の第２スリーブ１７２により切換機構１７１と第３切換歯車Ｓ３とが連結される。そして、第１クラッチＣ１が徐々に連結される。これにより、図４に示すように、第１クラッチＣ１を介して第１入力軸１０に入力されたトルクは、第１入力軸１０、第２後進歯車対１９０、第１後進歯車対１９５、副軸３０及び第４歯車対１４０を介して出力軸４０に伝達され、車両は後進する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝αｂ２×αｂ１×α３＝１．１４×１．８５×２．８７＝６．０５となる。
以上に述べたように、この変速装置２は、４つの歯車対と２つの切換機構のみで、前進６段変速を実現できる。また、この変速装置２は、後進段も備えている。

（３）減速比の設定について
以上に述べた減速比の設定値は、第１入力軸１０と副軸３０との軸間距離を短縮するため、ある一定の制限が設けられている。具体的には、α２＜α４及び０．７＜α３＜１．０とする必要がある。その理由を以下に示す。

１）α２＜α４について
図５に示すように、第１速から第６速にかけて順番に減速比が小さくなる。したがって、第１速から第３速の減速比の関係より、α３×α４＜α１×α４＜α２×α４となる。これにより、この変速装置２が６段変速を実現するためには、少なくともα３＜α１＜α２の関係が必要とされる。α４については、特に限定されない。一方、軸間距離は減速比が最大となる歯車対の歯車径により決まる。したがって、α２及びα４の減速比の大小関係により軸間距離が決まる。

α２は、第２歯車対１２０の第１入力軸１０から副軸３０への減速比であるため、副軸３０側の歯車１２２の径は第１入力軸１０側の歯車１２１の径よりも大きくなる。一方、歯車１２１は第１入力軸１０に対して相対回転可能に配置されており、歯車１２１の内周側にはニードルベアリング１２１ａが設けられているため、歯車１２１の径をあまり小さくすることができない。したがって、歯車１２１及び歯車１２２は小径化が困難である。

それに対して、α４は第４歯車対１４０の副軸３０から出力軸４０への減速比であるため、副軸３０側の歯車１４２の径は出力軸４０側の歯車１４１の径よりも小さくなる。また、歯車１４１が出力軸４０に対して相対回転可能に配置されており、歯車１４１の内周側にニードルベアリング１４１ａが設けられている。しかし、歯車１４２は副軸３０に固定されているため、小径化が容易であり、ニードルベアリング１４１ａを有する歯車１４１も小径化が可能となる。したがって、歯車１４１及び歯車１４２は歯車１２１及び歯車１２２に比べて小径化が容易である。

以上より、小径化が困難な第２歯車対１２０の減速比α２を小さくし、小径化が容易な第４歯車対１４０の減速比α４を大きくする、すなわちα２＜α４とすることで、第２及び第４歯車対１２０、１４０の各歯車の小径化を実現することができる。この結果、この変速装置２では軸間距離を短縮することができ、変速装置２の小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

２）０．７＜α３＜１．０について
図５に示すように、第５速の減速比が１．０であるため、第４速の減速比を１．５程度とするのが実用的である。そうすると、α１／α３＝１．５となる。α３＝１とした場合はα１＝１．５となり、α２は１．５よりもさらに大きくなる。α２が大きくなると、前述のように第１入力軸１０と副軸３０との軸間距離が長くなるため好ましくない。したがって、α１及びα２が大きくならないように、α３を小さな増速、すなわち０．７＜α３＜１．０とすることで、軸間距離を短縮することができ、変速装置２の小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

（４）減速比のステップについて
ＭＴの減速比のステップは、一般的に第１速と第２速との間が最も大きく、高速段にいくにしたがって徐々に小さくなっている。しかし、図５に示すように、この変速装置２では第１速から第２速及び第５速から第６速への減速比のステップ（１．３４）が他の変速段同士のステップ（１．５８）に比べて小さくなっている。ここで、この前進６速の変速装置２を従来のＭＴの前進５速の変速装置に対応したものと考えると、この変速装置２の第１速から第３速までが従来の変速装置の第１速から第２速に対応していると考えられる。そうすると、従来の前進５速の変速装置に比べて、この変速装置２は低速段の段数を１段増やすことができる。したがって、この変速装置２は、低速段において１速増やして第１速から第２速への減速比のステップを小さくすることができ、前述のようにエンジンの回転数を低く抑えるとともに燃費を向上させることができる。しかも、従来の前進５速の変速装置に比べて、歯車対や切換機構の数量を増やしていないため、変速装置の大型化を招くことがない。さらに、ＭＴの低速段において１速増やすとドライバーによる変速操作の負担が増加するが、この変速装置２のように変速操作を自動化している場合はこのような問題は生じない。

また、第１速の牽引力は他の変速段に比べて最も大きく、発進時の加速度が他の変速段に比べて小さいため、従来のＭＴの変速装置のように第１速から第２速へのステップが大きいと第１速と第２速との加速度の差が大きくなりドライバーに違和感を与えやすい。しかし、この変速装置２では、前述のように低速段において１速増やしてステップを小さくしているため、加速度の差が従来よりも小さくなり、ドライバーに対してこのような違和感を与えにくい。また、ＭＴの低速段において１速増やすとドライバーによる変速操作の負担が増加するが、この変速装置２のように変速操作を自動化した場合はこのような問題は生じない。したがって、この変速装置２は、複式クラッチ装置１を用いたＡＭＴ用の変速装置として特に有効なものといえる。

加えて、この変速装置２は、前進第１速から第２速への減速比のステップを小さくすることができるため、前進第１速で第１クラッチＣ１が滑り終える前に第２速で第２クラッチＣ２を滑らせて発進することができる。これにより、この変速装置２では、第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２に発進時の負荷を分担することでフェーシングの摩耗を低減することができる。

３．第２実施形態
（１）変速装置の構造
本発明の第２実施形態としての変速装置２について説明する。第１実施形態の変速装置２は６段変速であるが、第２実施形態の変速装置２は７段変速を可能としている。図６に本発明の第２実施形態としての変速装置の縦断面概略図を示す。図６は、第１入力軸、副軸及び後進軸の軸心を通る断面図を示している。変速装置２は、図６に示すように、第１入力軸１０と、第２入力軸２０と、副軸３０と、出力軸４０と、後進軸７０と、第１歯車対２１０と、第２歯車対２２０と、第３歯車対２３０と、第４歯車対２４０と、第５歯車対２５０と、第１切換機構２６０と、第２切換機構２７０と、第３切換機構２８０と、後進歯車２９９と、第１後進歯車対２９５と、第２後進歯車対２９０と、ケーシング（図示せず）とから構成されている。

第１入力軸１０は、複式クラッチ装置１からトルクが入力されるためのものであり、第１クラッチＣ１の第１出力軸５０に対して相対回転不能に設けられている。第２入力軸２０は、複式クラッチ装置１からトルクが入力されるためのものであり、第２クラッチＣ２の第２出力軸６０に対して相対回転不能に設けられている。この実施形態では、第１及び第２入力軸１０、２０は、第１及び第２出力軸５０、６０と一体の部材となっている。第２入力軸２０は、第１入力軸１０の外周側に同軸上に配置された筒状の部材である。第２入力軸２０は、第１軸受８１によりケーシングに対して相対回転可能に支持されている。第１入力軸１０と第２入力軸２０との半径方向間には、ニードルベアリング８２が配置されている。第１入力軸１０は、ニードルベアリング８２により第２入力軸２０に対して相対回転可能に支持されている。ニードルベアリング８２は、第１軸受８１に対して軸方向に近接して配置されている。また、第１入力軸１０は、後述する出力軸４０側に配置された第３軸受８３によりケーシングに対して相対回転可能に配置されている。これらの構造から明らかなように、第１軸受８１、ニードルベアリング８２及び第３軸受８３により、第１入力軸１０は第２入力軸２０及びケーシングに対して相対回転可能に支持されている。

副軸３０は、第１入力軸１０に対して並行に配置されている。副軸３０の両端には、第６及び第７軸受８６、８７が設けられている。副軸３０は、第６及び第７軸受８６、８７によりケーシングに対して相対回転可能に支持されている。出力軸４０は、変速装置２からトルクを出力するためのものであり、第１入力軸１０に対して同軸上に配置されている。第１入力軸１０の出力軸４０側の端部には、筒状部２５３が設けられており、出力軸４０側に突出している。出力軸４０の端部は、筒状部２５３の内周側に挿嵌されている。出力軸４０と筒状部２５３との半径方向間には、ニードルベアリング８４が配置されている。出力軸４０は、ニードルベアリング８４により第１入力軸１０に対して相対回転可能に支持されている。ニードルベアリング８４は、第３軸受８３に対して軸方向に近接して配置されている。出力軸４０の出力側には、第５軸受８５が設けられている。これらの構造から明らかなように、出力軸４０は、第３軸受８３、ニードルベアリング８４及び第５軸受８５により第１入力軸１０及びケーシングに対して相対回転可能に支持されている。また、後進軸７０は、第１入力軸１０に対して並行に配置されている。後進軸７０は、ケーシングに直接挿入されており、固定部材７１によりケーシングに対して相対回転不能に支持されている。

第１歯車対２１０は、第２入力軸２０と副軸３０とを連結するためのものであり、歯車２１１と、歯車２１２とから構成されている。歯車２１１は、第２入力軸２０の外周側に一体となって形成されている。歯車２１２は、副軸３０に固定されている。そして、歯車２１１と歯車２１２とは、互いに噛み合っている。第２歯車対２２０は、第１入力軸１０と副軸３０とを連結するためのものであり、歯車２２１と、歯車２２２とから構成されている。歯車２２１は、ニードルベアリング２２１ａにより第１入力軸１０に対して相対回転可能に配置されている。歯車２２２は、副軸３０に一体となって形成されている。そして、歯車２２１と歯車２２２とは、互いに噛み合っている。第３歯車対２３０は、第１入力軸１０と副軸３０とを連結するためのものであり、歯車２３１と、歯車２３２とから構成されている。歯車２３１は、ニードルベアリング２３１ａにより第１入力軸１０に対して相対回転可能に配置されている。歯車２３２は、副軸３０の外周側に一体となって形成されている。そして、歯車２３１と歯車２３２とは、互いに噛み合っている。第４歯車対２４０は、出力軸４０と副軸３０とを連結するためのものであり、歯車２４１と、歯車２４２とから構成されている。歯車２４１は、２つのニードルベアリング２４１ａにより出力軸４０に対して相対回転可能に配置されている。歯車２４２は、副軸３０の外周側に一体となって形成されている。そして、歯車２４１と歯車２４２とは、互いに噛み合っている。第５歯車対２５０は、第１入力軸１０と副軸３０とを連結するためのものであり、歯車２５１と、歯車２５２とから構成されている。歯車２５１は、ニードルベアリング２５１ａにより第１入力軸１０に対して相対回転可能に配置されている。歯車２３２は、副軸３０の外周側に一体となって形成されている。そして、歯車２３１と歯車２３２とは、互いに噛み合っている。

第１切換機構２６０は、第１入力軸１０と副軸３０とを２種類の異なる減速比で選択的に連結及び連結解除するためのものであり、切換機構２６１と、第１切換歯車Ｓ１と、第２切換歯車Ｓ２と、第１スリーブ２６２とから構成されている。切換機構２６１は、第１入力軸１０の外周側に固定されており、複数の部材から構成されている。切換機構２６１は、例えば従来のシンクロ機構等（図６では、ダブルシンクロ機構）と同様の構成であるため、詳細な説明は省略する。第１切換歯車Ｓ１は、第１入力軸１０に対して相対回転可能にかつ歯車２２１に対して相対回転不能に設けられている。第２切換歯車Ｓ２は、第１入力軸１０に対して相対回転可能にかつ歯車２３１に対して相対回転不能に設けられている。第１スリーブ２６２は、切換機構２６１の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が切換機構２６１の外周側に形成された歯と噛み合っている。第１スリーブ２６２は、第１入力軸１０に対して軸方向に相対移動可能することで、第１切換歯車Ｓ１及び第２切換歯車Ｓ２のいずれか一方と切換機構２６１との連結及び連結解除を切換可能としている。第１スリーブ２６２の動作は、油圧等により自動的に行われる。

第２切換機構２７０は、第１入力軸１０及び副軸３０のいずれか一方と出力軸４０とを選択的に連結及び連結解除するためのものであり、切換機構２７１と、第３切換歯車Ｓ３と、第４切換歯車Ｓ４と、第２スリーブ２７２とから構成されている。切換機構２７１は、出力軸４０の外周側に固定されており、複数の部材から構成されている。切換機構２７１は、例えば従来のシンクロ機構等（図６では、ダブルシンクロ機構）と同様の構成であるため、詳細な説明は省略する。第３切換歯車Ｓ３は、出力軸４０に対して相対回転可能にかつ歯車２４１に対して相対回転不能に設けられている。第４切換歯車Ｓ４は、第１入力軸１０に対して相対回転不能に設けられている。第２スリーブ２７２は、切換機構２７１の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が切換機構２７１の外周側に形成された歯と噛み合っている。第２スリーブ２７２は、出力軸４０に対して軸方向に相対移動可能とすることで、第３切換歯車Ｓ３及び第４切換歯車Ｓ４のいずれか一方と切換機構２７１との連結及び連結解除を切換可能としている。第２スリーブ２７２の動作は、油圧等により自動的に行われる。

後進歯車２９９は、第１後進歯車対２９５の第１後進歯車２９１と、第２後進歯車対２９０の第２後進歯車２９２及び第３後進歯車２９３と、パーキングギヤ２９４とから構成されており、ケーシングに固定された後進軸７０上にニードルベアリング２９１ａ及び２９２ａを介して相対回転可能に配置されている。この実施形態では、第１後進歯車２９１、第２後進歯車２９２及びパーキングギヤ２９４は、一体の部材で形成されている。第１後進歯車対２９５は、後進歯車２９９と副軸３０とを連結するためのものであり、第２歯車対２２０の歯車２２２と、第１後進歯車２９１とから構成されている。第１後進歯車２９１と歯車２２２とは、互いに噛み合っている。第２後進歯車対２９０は、第２後進歯車２９２と、第３後進歯車２９３とから構成されている。第２後進歯車２９２は、第１後進歯車２９１に対して相対回転不能に設けられている。第３後進歯車２９３は、ニードルベアリング２９３ａにより第１入力軸１０に対して相対回転可能に配置されている。そして、第２後進歯車２９２と第３後進歯車２９３とは、互いに噛み合っている。パーキングギヤ２９４は、図示しないパーキング機構により車両の駐車状態を保持するためのものであり、第１後進歯車２９１及び第２後進歯車２９２に対して相対回転不能に配置されている。

第３切換機構２８０は、後進歯車２９９及び副軸３０のいずれか一方と第１入力軸１０とを連結及び連結解除可能にするためのものであり、切換機構２８１と、第５切換歯車Ｓ５と、第６切換歯車Ｓ６と、第３スリーブ２８２とから構成されている。切換機構２８１は、第１入力軸１０の外周側に固定されており、複数の部材から構成されている。切換機構２８１は、例えば従来のシンクロ機構等（図６では、ダブルシンクロ機構）と同様の構成であるため、詳細な説明は省略する。第５切換歯車Ｓ５は、第１入力軸１０に対して相対回転可能にかつ第３後進歯車２９３に対して相対回転不能に配置されている。第６切換歯車Ｓ６は、第１入力軸１０に対して相対回転可能にかつ歯車２５１に対して相対回転不能に配置されている。第３スリーブ２８２は、切換機構２８１の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が切換機構２８１の外周側に形成された歯と噛み合っている。第３スリーブ２８２は、第１入力軸１０に対して軸方向に相対移動可能とすることで、第５切換歯車Ｓ５及び第６切換歯車Ｓ６のいずれか一方と切換機構２８１との連結及び連結解除を切換可能としている。第３スリーブ２８２の動作は、油圧等により自動的に行われる。以上に述べたように、各切換機構は第１入力軸１０上に配置されているため、各切換機構の制御をシンプルにすることができる。

（２）変速装置の動作
次に図７及び図８を参照しながら変速装置２の動作について説明する。ここでは、第１速から第７速まで（第１’速含む）のシフトアップ時及び後進時の動作について説明する。図７（ａ）に本発明の第１実施形態としての変速装置の構成図、図７（ｂ）に本発明に第１実施形態としての変速装置のトルク伝達経路の模式図及び図８に本発明の第１実施形態としての変速装置の各変速段における締結要素の制御及び減速比を示す。図７（ｂ）では、各軸が点線で、各変速段におけるトルク伝達経路が実線で、それぞれ示されている。そして、図７（ｂ）の左側には、作動するクラッチが「Ｃ１」又は「Ｃ２」により示されている。また、図８では、各変速段において連結されているクラッチ及び切換歯車が「○」で、シフトアップ及びシフトダウンに備えて連結される切換歯車が「（○）」でそれぞれ示されている。また、図８の右側には、変速装置２全体での減速比と各変速段の減速比のステップと全体のレンジとがそれぞれ示されている。さらに、図８の下側には、各歯車対の減速比が示されている。

ここで、各歯車対の減速比について説明する。減速比とは、一般的に従動側の歯車の歯数を駆動側の歯車の歯数で除したものを意味する。しかし、この実施形態においては、各歯車対は従動側と駆動側とが入れ替わる。ここでは便宜上、第１入力軸１０及び第２入力軸２０側の歯車を駆動側の歯車とする。また、第４歯車対２４０に関しては、駆動側と従動側が入れ替わらないため、出力軸４０側の歯車を従動側の歯車とする。また、第１後進歯車対２９５に関しては、第１後進歯車２９１を駆動側の歯車とする。この実施形態では、各減速比を以下のように設定する（図８参照）。
第１歯車対２１０（歯車２１１→歯車２１２）：α１＝１．１９
第２歯車対２２０（歯車２２１→歯車２２２）：α２＝１．８５
第３歯車対２３０（歯車２３１→歯車２３２）：α３＝０．８４
第４歯車対２４０（歯車２４２→歯車２４１）：α４＝２．４１
第５歯車対２５０（歯車２５１→歯車２５２）：α５＝１．５２
第１後進歯車対２９５（第１後進歯車２９１→歯車２２２）：αｂ１＝１．８５
第２後進歯車対２９０（第３後進歯車２９３→第２後進歯車２９２）：αｂ２＝１．１４

＜停止〜前進第１速＞
車両の停止状態では、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２は遮断されている。その状態で、図８に示すように、第１切換機構２６０の第１スリーブ２６２により切換機構２６１と第１切換歯車Ｓ１とが連結されるとともに、第２切換機構２７０の第２スリーブ２７２により切換機構２７１と第３切換歯車Ｓ３とが連結される。そして、第１クラッチＣ１が徐々に連結される。これにより、図７に示すように、第１クラッチＣ１を介して第１入力軸１０に入力されたトルクは、第２歯車対２２０、副軸３０及び第４歯車対２４０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第１速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α２×α４＝１．８５×２．４１＝４．４６となる。

＜前進第１速〜前進第２速＞
図８に示すように、第１速走行時に、第１クラッチＣ１の連結が解除されるとともに、第２クラッチＣ２が連結される。このとき、第１速と同様に、第２切換機構２７０の第２スリーブ２７２により切換機構２７１と第３切換歯車Ｓ３との連結は保持しておく。これにより、図７に示すように、第２クラッチＣ２を介して第２入力軸２０に入力されたトルクは、第１歯車対２１０、副軸３０及び第４歯車対２４０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第２速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α１×α４＝１．１９×２．４１＝２．８８となる。

＜前進第２速〜前進第３速＞
図８に示すように、第２速走行時に、第１切換機構２６０の第１スリーブ２６２により切換機構２６１と第２切換歯車Ｓ２とが連結される。そして、第２クラッチＣ２の連結が解除されるとともに、第１クラッチＣ１が連結される。このとき、第２速と同様に、第２切換機構２７０の第２スリーブ２７２により切換機構２７１と第３切換歯車Ｓ３との連結は保持しておく。これにより、図７に示すように、第１クラッチＣ１を介して第１入力軸１０に入力されたトルクは、第３歯車対２３０、副軸３０及び第４歯車対２４０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第３速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α３×α４＝０．８４×２．４１＝２．０２となる。

＜前進第３速〜前進第４速＞
図８に示すように、第３速走行時に、第１クラッチＣ１の連結を解除するとともに、第２切換機構２７０での連結部分を第３切換歯車Ｓ３から第４切換歯車Ｓ４へ切り換える。その後、第２クラッチＣ２が連結される。このとき、第３速と同様に、第１切換機構２６０の第１スリーブ２６２により切換機構２６１と第２切換歯車Ｓ２との連結は保持しておく。これにより、図７に示すように、第２クラッチＣ２を介して第２入力軸２０に入力されたトルクは、第１歯車対２１０、副軸３０、第３歯車対２３０及び第１入力軸１０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第４速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α１／α３＝１．１９／０．８４＝１．４２となる。

＜前進第４速〜前進第５速＞
図８に示すように、第４速走行時に、第２クラッチＣ２の連結が解除されるとともに、第１クラッチＣ１が連結される。このとき、第４速と同様に、第２切換機構２７０の第２スリーブ２７２により切換機構２７１と第４切換歯車Ｓ４との連結は保持しておく。これにより、図７に示すように、第１クラッチＣ１を介して第１入力軸１０に入力されたトルクは、第２切換機構２７０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第５速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝１．００となる。

＜前進第５速〜前進第６速＞
図８に示すように、第５速走行時に、第３切換機構２８０の第３スリーブ２８２により歯車２５１と第６切換歯車Ｓ６とが連結される。そして、第１クラッチＣ１の連結が解除されるとともに、第２クラッチＣ２が連結される。このとき、第５速と同様に、第２切換機構２７０の第４切換歯車Ｓ４の連結は保持しておく。これにより、図７に示すように、第２クラッチＣ２を介して第２入力軸２０に入力されたトルクは、第１歯車対２１０、副軸３０及び第５歯車対２５０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第６速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α１／α２＝１．１９／１．５２＝０．７８となる。

＜前進第６速〜前進第７速＞
図８に示すように、第６速走行時に、第２クラッチＣ２の連結が解除される。その後、第３切換機構２８０による連結が解除されるとともに、第１切換機構２６０の第１スリーブ２６２により切換機構２６１と第１切換歯車Ｓ１とが連結される。そして、第２クラッチＣ２が再度連結される。このとき、第６速と同様に、第２切換機構２７０の第４切換歯車Ｓ４の連結は保持しておく。これにより、図７に示すように、第２クラッチＣ２を介して第２入力軸２０に入力されたトルクは、第１歯車対２１０、副軸３０及び第２歯車対２２０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第７速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α１／α２＝１．１９／１．８５＝０．６４となる。

＜停止〜前進第１’速＞
この実施形態における変速装置２は、以上の前進７速に加えて第１速と第２速との間にさらに１つの変速段（前進第１’速）を設けることができる。具体的には、車両の停止状態で、図８に示すように、第２切換機構２７０の第３切換歯車Ｓ３及び第３切換機構２８０の第６切換歯車Ｓ６を連結させ、第１クラッチＣ１を徐々に連結させる。これにより、図２０（ｂ）に示すように、第１クラッチＣ１を介して第１入力軸１０に入力されたトルクは、第５歯車対２５０、副軸３０及び第４歯車対２４０を介して出力軸４０に伝達され、車両は第１’速で走行する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝α５×α４＝１．５２×２．４１＝３．６６となる。このように、第１速及び第１’速のいずれかを選定することで、発進時の減速比及び第２速へのステップを変えることができる。例えば、力強い発進をする場合は第１速からの発進となり、燃費重視でスムーズな発進をする場合は第１’速からの発進となる。

＜停止〜後進１＞
車両の停止状態では、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２は遮断されている。その状態で、図８に示すように、第３切換機構２８０の第３スリーブ２８２により切換機構２８１と第５切換歯車Ｓ５とが連結されるとともに、第２切換機構２７０の第２スリーブ２７２により切換機構２７１と第３切換歯車Ｓ３とが連結される。そして、第１クラッチＣ１が徐々に連結される。これにより、図７に示すように、第１クラッチＣ１を介して第１入力軸１０に入力されたトルクは、第１入力軸１０、第２後進歯車対２９０、第１後進歯車対２９５、副軸３０及び第４歯車対２４０を介して出力軸４０に伝達され、車両は後進する。この場合、変速装置２全体の減速比α０は、α０＝αｂ２×αｂ１×α４＝１．１４×１．８５×２．４１＝５．０９となる。
以上に述べたように、５つの歯車対と３つの切換機構のみで、この変速装置２は最大前進８段変速を実現できる。また、この変速装置２は、後進段も備えている。

（３）減速比の設定について
以上に述べた減速比の設定値は、第１入力軸１０と副軸３０との軸間距離を短縮するため、ある一定の制限が設けられている。具体的には、α２＜α４及び０．７＜α３＜１．０とする必要がある。その理由を以下に示す。

１）α２＜α４について
図８に示すように、第１速から第７速にかけて順番に減速比が小さくなる。また、第１’速の減速比は、第１速よりも小さく、第２速よりも大きくなる。したがって、第１速及び第１’速から第３速の減速比の関係より、α３×α４＜α１×α４＜α５×α４＜α２×α４となる。これにより、この変速装置２が８段変速を実現するためには、少なくともα３＜α１＜α５＜α２の関係が必要とされる。α４については、特に限定されない。一方、軸間距離は減速比が最大となる歯車対の歯車径により決まる。したがって、α２及びα４の減速比の大小関係により軸間距離が決まる。

α２は、第２歯車対２２０の第１入力軸１０から副軸３０への減速比であるため、副軸３０側の歯車２２２の径は第１入力軸１０側の歯車２２１の径よりも大きくなる。一方、歯車２２１は第１入力軸１０に対して相対回転可能に配置されており、歯車２２１の内周側にはニードルベアリング２２１ａが設けられているため、歯車２２１の径をあまり小さくすることができない。したがって、歯車２２１及び歯車２２２は小径化が困難である。

それに対して、α４は第４歯車対２４０の副軸３０から出力軸４０への減速比であるため、副軸３０側の歯車２４２の径は出力軸４０側の歯車２４１の径よりも小さくなる。また、歯車２４１が出力軸４０に対して相対回転可能に配置されており、歯車２４１の内周側にニードルベアリング２４１ａが設けられている。しかし、歯車２４２は副軸３０に固定されているため、小径化が容易であり、ニードルベアリング２４１ａを有する歯車２４１も小径化が可能となる。したがって、歯車２４１及び歯車２４２は歯車２２１及び歯車２２２に比べて小径化が容易である。

以上より、小径化が困難な第２歯車対２２０の減速比α２を小さくし、小径化が容易な第４歯車対２４０の減速比α４を大きくする、すなわちα２＜α４とすることで、第２及び第４歯車対２２０、２４０の各歯車の小径化を実現することができる。この結果、この変速装置２では軸間距離を短縮することができ、変速装置２の小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

２）０．７＜α３＜１．０について
図８に示すように、本実施形態では第１実施形態よりも変速段数が多く、第５速の減速比が１．０であるため、第４速の減速比を１．４程度とするのが実用的である。そうすると、α１／α３＝１．４となる。α３＝１とした場合はα１＝１．４となり、α２は１．４よりもさらに大きくなる。α２が大きくなると、前述のように第１入力軸１０と副軸３０との軸間距離が長くなるため好ましくない。したがって、α１及びα２が大きくならないように、α３を小さな増速、すなわち０．７＜α３＜１．０とすることで、軸間距離を短縮することができ、変速装置２の小型化を図ることができる。そして、ＡＭＴ全体の大型化を防止することができる。

（４）減速比のステップについて
図８に示すような減速比に設定すると、高速域における減速比のステップを小さくすることができる。具体的には、第５速から第６速及び第６速から第７速へのステップがそれぞれ１．２８及び１．２２となる。高速域では牽引力が小さくなるため、減速比のステップが小さい方が好ましく、高速域で好ましいステップは１．２〜１．３とされている。したがって、この減速比の設定により理想的な減速比のステップを得ることができる。

また、本実施形態の前進８速の変速装置２は、第１実施形態よりも変速段数を増やして減速比のステップを小さくしたものである。本実施形態の前進８速の変速装置２を、一般的なＭＴの前進６速の変速装置に対抗したものとして考えると、従来の前進６速の変速装置に比べて高速段の段数を１段増やすことができる。したがって、この変速装置２は、高速段において段数を増やして減速比のステップを小さくすることができ、従来よりも理想的な減速比のステップを得ることができる。しかも、従来の前進６速の変速装置に比べて、歯車対や切換機構の数量を増やしていないため、変速装置の大型化を招くことがない。さらに、ＭＴの高速段において１速増やすとドライバーによる変速操作の負担が増加するが、この変速装置２のように変速操作を自動化している場合はこのような問題は生じない。したがって、この変速装置２は、複式クラッチ装置１を用いたＡＭＴ用の変速装置として特に有効なものといえる。

また、この変速装置２では、後進段で第１速と第１’速とが選定できる。第１速の減速比が最大であるため、発進時に第１速を選定すれば力強い発進が可能となる。また、第１’速の減速比は第１速の減速比よりも小さく、第１’速から第２速へのステップが第１速から第２速へのステップよりも小さいため、発進時に第１’速を選定すれば燃費重視でスムーズな発進が可能となる。また、第１’速において第１クラッチＣ１が滑り終える前に第２クラッチＣ２を滑らせることで、第１及び第２クラッチＣ１、Ｃ２に発進時の負荷を分担することでフェーシングの摩耗を低減することができる。

４．その他の実施形態
本発明はかかる上記実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲を逸脱することなく種々の変形又は修正が可能である。

（１）減速比
前述の実施形態では、減速比を例示しているが、それらの減速比に限定されるものではなく、前述の条件を満たしていれば、他の減速比を用いてもよい。

（２）変速動作
前述の実施形態では、変速装置２の動作を説明しているが、これは変速装置２の変速動作を限定するものではない。したがって、変速装置２は前述の動作以外の変速動作により変速が可能である。

（３）切換機構
前述の実施形態では、各切換機構の配置を例示しているが、それらの配置に限定されるものではない。切換機構の軸方向の配置が入れ替わってもよいし、歯車の固定側と相対回転側とが入れ替わってもよい。

本発明の変速パターン及び減速比の一例。 複式クラッチ装置を搭載したＡＭＴの構成図。 本発明の第１実施形態としての変速装置の縦断面概略図。 本発明の第１実施形態としての変速装置の構成図及び変速装置のトルク伝達経路の模式図。 本発明の第１実施形態としての変速装置の各変速段における締結要素の制御及び減速比。 本発明の第２実施形態としての変速装置の縦断面概略図。 本発明の第２実施形態としての変速装置の構成図及び変速装置のトルク伝達経路の模式図。 本発明の第２実施形態としての変速装置の各変速段における締結要素の制御及び減速比。

符号の説明

１ 複式クラッチ装置
２ 変速装置
３ フライホイール
４ ダンパー機構
５ 入力軸
１０ 第１入力軸
２０ 第２入力軸
３０ 副軸
４０ 出力軸
５０ 第１出力軸
６０ 第２出力軸
１１０、２１０ 第１歯車対
１２０、２２０ 第２歯車対
１３０、２３０ 第３歯車対
１４０、２４０ 第４歯車対
２５０ 第５歯車対
１６０、２６０ 第１切換機構
１７０、２７０ 第２切換機構
１８０ 後進切換機構
２８０ 第３切換機構
Ｃ１ 第１クラッチ
Ｃ２ 第２クラッチ
Ｓ１ 第１切換歯車
Ｓ２ 第２切換歯車
Ｓ３ 第３切換歯車
Ｓ４ 第４切換歯車
Ｓ５ 第５切換歯車
Ｓ６ 第６切換歯車

Claims (13)

1. 第１及び第２クラッチを選択的に連結及び遮断可能な複式クラッチ装置を備えた自動変速装置に搭載され、エンジンからのトルクを出力側に伝達するための変速装置であって、
   前記第１クラッチを介してトルクが入力される第１入力軸と、
   前記第２クラッチを介してトルクが入力される第２入力軸と、
   前記第１入力軸に対して並行に配置された副軸と、
   前記第１入力軸に対して同軸上に配置された出力軸と、
   前記第２入力軸に固定された第１歯車と、前記副軸に固定され前記第１歯車と噛み合う第２歯車とから構成される第１歯車対と、
   前記副軸に対して固定された第３歯車と、前記第１入力軸に対して相対回転可能に配置され前記第３歯車と噛み合う第４歯車とから構成される第２歯車対と、
   前記副軸に対して固定された第５歯車と、前記第１入力軸に対して相対回転可能に配置され前記第５歯車と噛み合う第６歯車とから構成される第３歯車対と、
   前記副軸に対して固定された第７歯車と、前記出力軸に対して相対回転可能に配置され前記第７歯車と噛み合う第８歯車とから構成される第４歯車対と、
   前記第１入力軸と前記副軸とを前記第２及び第３歯車対のいずれか一方を介して選択的に連結及び連結解除可能な第１切換機構と、
   前記副軸と前記出力軸との前記第４歯車対を介した連結と、前記第１入力軸と前記出力軸との前記第４歯車対を介さない連結とを選択的に切換及び解除可能な第２切換機構とを備え、
   前記第２歯車対の前記第１入力軸から前記副軸への減速比をα２、
   前記第４歯車対の副軸から前記出力軸への減速比をα４とした場合に、α２＜α４である、変速装置。
2. 前記第１歯車対の前記第２入力軸から前記副軸への減速比をα１、
   前記第３歯車対の前記第１入力軸から前記副軸への減速比をα３とした場合に、α３＜α１＜α２＜α４である、
   請求項１に記載の変速装置。
3. 前記第３歯車対の前記第１入力軸から前記副軸への減速比をα３とした場合に、０．７＜α３＜１．０である、
   請求項１又は２に記載の変速装置。
4. 前記副軸に対して固定された第９歯車と、前記第１入力軸に対して相対回転可能に配置され前記第９歯車と噛み合う第１０歯車とから構成される第５歯車対と、
   前記第１入力軸と前記副軸とを前記第５歯車対を介して選択的に連結及び連結解除可能な第３切換機構とを備えた、
   請求項１から３のいずれかに記載の変速装置。
5. 前記第１歯車対の前記第２入力軸から前記副軸への減速比をα１、
   前記第２歯車対の前記第１入力軸から前記副軸への減速比をα２、
   前記第３歯車対の前記第１入力軸から前記副軸への減速比をα３、
   前記第４歯車対の前記副軸から前記出力軸への減速比をα４、
   前記第５歯車対の前記第１入力軸から前記副軸への減速比をα５とした場合に、α３＜α１＜α５＜α２＜α４である、
   請求項４に記載の変速装置。
6. 前記第１入力軸に対して並行に配置された後進軸と、
   前記第４歯車と、前記後進軸に対して相対回転可能に配置され前記第４歯車と噛み合う第１後進歯車とから構成される第１後進歯車対と、
   前記後進軸に対して相対回転可能にかつ前記第１後進歯車に対して相対回転不能に配置された第２後進歯車と、前記第１入力軸に対して相対回転可能に配置され前記第２後進歯車と噛み合う第３後進歯車とから構成される第２後進歯車対とをさらに備え、
   前記第３切換機構は、前記第１入力軸と前記副軸との前記第５歯車対を介した連結と、前記第１入力軸と前記第１後進歯車との前記第２後進歯車対を介した連結とを選択的に切換及び解除可能である、
   請求項４又は５に記載の変速装置。
7. 前記第１、第２及び第３切換機構は、前記第１入力軸上に配置される、
   請求項４から６のいずれかに記載の変速装置。
8. 前記第１入力軸に対して並行に配置された後進軸と、
   前記第４歯車と、前記後進軸に対して相対回転可能に配置され前記第４歯車と噛み合う第１後進歯車とから構成される第１後進歯車対と、
   前記後進軸に対して相対回転可能にかつ前記第１後進歯車に対して相対回転不能に配置された第２後進歯車と、前記第１入力軸に対して相対回転可能に配置され前記第２後進歯車と噛み合う第３後進歯車とから構成される第２後進歯車対と、
   前記第１入力軸と前記第１後進歯車とを前記第２後進歯車対を介して連結及び連結解除可能な後進切換機構とをさらに備えた、
   請求項１から３のいずれかに記載の変速装置。
9. 前記第１、第２及び後進切換機構は、前記第１入力軸上に配置される、
   請求項８に記載の変速装置。
10. 前記第１歯車対は、他の歯車対に対して軸方向前記エンジン側に配置され、
    前記第２歯車対は、前記第１歯車対に対して軸方向前記エンジン側と反対側に隣接して配置される、
    請求項１から９のいずれかに記載の変速装置。
11. 前記第７歯車は、前記副軸の外周側に一体となって形成される、
    請求項１から１０のいずれかに記載の変速装置。
12. 前記副軸は、両端に２つの軸受を有し、
    前記第７歯車は、前記２つの軸受の一方に隣接して配置される、
    請求項１１に記載の変速装置。
13. 前記第２入力軸は、前記第１入力軸の外周側に同軸上に配置された筒状部材である、
    請求項１から１２のいずれかに記載の変速装置。

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