JP2004100941A

JP2004100941A - Transmission for vehicle

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Publication number: JP2004100941A
Application number: JP2003057845A
Authority: JP
Inventors: Mutsumi Kawamoto; 川本　睦; Chika Ishihara; 石原　親; Yoshinori Miyaishi; 宮石　善則; Mitsugi Yamashita; 山下　貢; Nobuhiro Hosoi; 細井　宣宏
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 2002-03-05
Filing date: 2003-03-04
Publication date: 2004-04-02
Anticipated expiration: 2023-03-04
Also published as: JP4691872B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To achieve more speed shift steps of an improved gear ratio step with respect to a gear train arrangement and to achieve smooth acceleration of an automatic transmission while maintaining good transmission efficiency of a manual shift transmission. <P>SOLUTION: A transmission for a vehicle includes a main transmission M and a differential gear mechanism 20. The main transmission has gear sets 1, 2 with a different gear ratio, and the differential gear mechanism has three elements 21, 22, 23. First input means C-1, C-2 which selectively input a rotation to the both gear sets, and second input means 1, 2, C-3 which connect the two gear sets to two elements 21, 22 of the differential gear mechanism and input the rotation to the other one element 23 are provided. Accordingly, shifting with no torque escape can be performed by switching power transmission which directly transmits the rotation to one gear set, and the power transmission which simultaneously transmits the rotation to the two gear sets different speed rotations via the differential gear. Further, since an intermediate gear ratio with respect to an individual gear ratio is generated at a time of simultaneously transmitting power, the number of shift speed can be increased. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両用変速機に関し、特に、手動変速機を主変速機とする車両用変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両に搭載される変速機は、発進時や変速時のクラッチ操作を不要として運転操作を容易にする傾向から、流体伝動装置を発進装置とし、多段又は多要素のプラネタリギヤを有段変速装置とし、あるいはＣＶＴを無段変速装置とする自動変速機が主流となっている。また、有段変速機は、ドライバビリティの確保と、省エネルギに不可欠な燃費向上の要請から多段化の傾向にある。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のように流体伝動装置を用いる自動変速機では、特に流体伝動装置の伝達効率が低いことから、これを改善すべくロックアップクラッチの付設等の改善はあるものの、乾式単板のクラッチを用いる在来の手動変速機に比べて燃費の点の不利は免れない。一方、伝達効率の点で有利な在来の手動変速機は、そのクラッチ操作が手動であると自動であるとを問わず（本明細書において、図１０５に示すように常時噛合い式の変速機と乾式単板クラッチを組合せてクラッチ操作を自動化した手動変速機を自動Ｍ／Ｔと略記する。）、変速時に必ず動力伝達が途切れるニュートラル状態を経過させなければならないため、特に加速の滑らかさに欠ける恨みがある。
【０００４】
また、多段化の点では、上記自動変速機の場合、必ずプラネタリギヤの多段又は多要素化若しくはそれを制御するクラッチ、ブレーキ、ワンウェイクラッチ等の摩擦要素や係合要素の数の増加を伴うものであり、搭載スペースの制約が厳しい車両用変速機においては、プラネタリギヤに対する摩擦要素や係合要素のレイアウト上の工夫の余地はあるものの、本質的なスペース対策は困難性である。一方、手動変速機の場合、変速段数の増加は直接ギヤ対の増加につながるため、変速機の大型化、特に軸長の増加は避けられない。もっとも手動変速機においては、主変速機と副変速機の組合せと、それらの関連制御によるギヤ対の増加を抑えた多段化の可能性は残るが、この場合、主・副両変速機の同時変速が必要となり、著しく複雑かつ困難な制御を要することになる。このように、自動変速機と手動変速機にはそれぞれ利害得失があり、在来の技術の延長線上での総合的な問題解決は困難である。
【０００５】
そこで、本発明は、上記手動変速機を主体とすることで手動変速の伝達効率の良さを保ちながら、ギヤ配列に対してより多くの変速段を達成可能とし、自動変速機の加速の滑らかさを併せ備える新構想の車両用変速機を提供することを主たる目的とする。次に、本発明は、多段変速機における実用面で、上記の目的に勝って重要ともいえる良好なギヤ比ステップの確保を更なる目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するため、本発明の車両用変速機は、それぞれ異なるギヤ比に設定された少なくとも２つの回転要素（１１，１２；１３，１４）を有する主変速機（Ｍ）と、少なくとも３つの要素（２１，２２，２３）を有する差動機構（２０）と、該差動機構の異なる変速要素に前記２つの回転要素をそれぞれ直接、又は選択的に連結する連結手段を有することを特徴とする。
【０００７】
また、本発明は、出力に駆動連結されると共に、それぞれ異なるギヤ比に設定された少なくとも２つの回転要素（１１，１２；１３，１４）を有する主変速機（Ｍ）と、少なくとも３つの要素（２１，２２，２３）を有する差動機構（２０）と、該差動機構の２つの要素（２１，２２）に、前記２つの回転要素を直接、又は選択的に連結すると共に、入力回転を選択的に入力する第１の入力手段と、他の少なくとも１つの要素（２３）に入力回転を直接、又は選択的に入力する第２の入力手段（Ｃ−３；４）を有することを特徴とする。
【０００８】
上記の構成において、前記第１の入力手段は、前記差動機構の２つの要素（２１，２２）と前記２つの回転要素を直接連結する連結部材と、前記差動機構の２つの要素を入力軸に選択的に連結するクラッチを有し、前記第２の入力手段は、前記他の１つの要素と入力軸を選択的に連結するクラッチを有する構成とすることができる。
【０００９】
上記の構成において、前記主変速機の２つの回転要素は、それぞれ前記差動機構の異なる要素に選択的に連結される。
【００１０】
上記の構成において、前記主変速機は、少なくとも最低速段である第１変速段を達成可能とされる。
【００１１】
上記の構成において、前記差動機構は、プラネタリギヤからなるものとされる。
【００１２】
上記の構成において、前記プラネタリギヤは、サンギヤ（２１）とリングギヤ（２３）とキャリア（２２）の３つの要素からなるシングルプラネタリギヤとされ、そのサンギヤとリングギヤのいずれか一方は、前記２つの回転要素の一方に連結する第１軸（１）に常時連結されると共に、前記第１の入力手段を構成する第１クラッチ（Ｃ−１）を介して入力軸（４）に選択的に連結され、他方は、前記２つの回転要素の他方に連結する第２軸（２）に常時連結されると共に、前記第１の入力手段を構成する第２クラッチ（Ｃ−２）を介して入力軸に選択的に連結され、キャリアは、前記第２の入力手段を構成する第３クラッチ（Ｃ−３）を介して入力軸に選択的に連結された構成を採ることができる。
【００１３】
上記の構成において、前記プラネタリギヤは、サンギヤ（２１）とリングギヤ（２３）とキャリア（２２）の３つの要素からなるダブルプラネタリギヤとされ、そのサンギヤとキャリアのいずれか一方は、前記２つの回転要素の一方に連結する第１軸（１）に常時連結されると共に、前記第１の入力手段を構成する第１クラッチ（Ｃ−１）を介して入力軸（４）に選択的に連結され、他方は、前記２つの回転要素の他方に連結する第２軸（２）をに常時連結されると共に、前記第１の入力手段を構成する第２クラッチ（Ｃ−２）を介して入力軸に選択的に連結され、リングギヤは、前記第２の入力手段を構成する第３クラッチ（Ｃ−３）を介して入力軸に選択的に連結された構成を採ることもできる。
【００１４】
上記の構成において、前記第１の入力手段は、前記差動機構の２つの要素（２１，２２）を前記２つの回転要素に選択的に連結するクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）と、前記差動機構（２０）の少なくとも２つの要素を選択的に連結するクラッチ（Ｃ−Ｄ）とを有し、前記第２の入力手段は、他の１つの要素と入力軸を常時連結する連結部材（４）とすることができる。
【００１５】
上記の構成において、前記主変速機の２つの回転要素は、それぞれ前記差動機構の異なる要素に選択的に連結される。
【００１６】
上記の構成において、前記主変速機は、少なくとも最低速段である第１変速段を達成可能とされる。
【００１７】
上記の構成において、前記差動機構は、プラネタリギヤからなるものとされる。
【００１８】
上記の構成において、前記プラネタリギヤの少なくとも２つの要素を選択的に連結する第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）が設けられ、前記プラネタリギヤは、サンギヤ（２１）とリングギヤ（２３）とキャリア（２２）の３つの要素からなるシングルプラネタリギヤとされ、そのサンギヤとリングギヤのいずれか一方は、前記第１の入力手段を構成する第１クラッチ（Ｃ−１）を介して前記２つの回転要素の一方に連結する第１軸（１）に選択的に連結され、他方は、前記第１の入力手段を構成する第２クラッチ（Ｃ−２）を介して前記２つの回転要素の他方に連結する第２軸（２）に選択的に連結され、キャリアは、前記連結部材により入力軸（４）に常時連結された構成とすることもできる。
【００１９】
上記の構成において、前記プラネタリギヤの少なくとも２つの要素を選択的に連結する第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）が設けられ、前記プラネタリギヤは、サンギヤ（２１）とリングギヤ（２３）とキャリア（２２）の３つの要素からなるダブルプラネタリギヤとされ、そのサンギヤとキャリアのいずれか一方は、前記第１の入力手段を構成する第１クラッチ（Ｃ−１）を介して前記第２の回転要素の一方に連結する第１軸（１）に選択的に連結され、他方は、前記第２クラッチ（Ｃ−２）を介して前記２つの回転要素の他方に連結する第２軸（２）に選択的に連結され、リングギヤは、前記連結部材により入力軸（４）に常時連結された構成とすることもできる。
【００２０】
次に、本発明の車両用変速機は、それぞれ異なるギヤ比に設定された少なくとも２つの回転要素（１１，１２；１３，１４）を有する主変速機（Ｍ）と、前記２つの回転要素に入力回転を選択的に入力する入力手段（Ｃ−１，Ｃ−２）と、少なくとも３つの要素（２１，２２，２３）を有する差動機構（２０）と、該差動機構の２つの要素（２１，２２）に前記２つの回転要素を連結し、他の少なくとも１つの要素（２３）と前記２つの要素の一方から選択的に出力回転を出力する出力手段（３Ａ，３Ｂ，３Ｃ）を有することを特徴とする。
【００２１】
更に、本発明の車両用変速機は、それぞれ異なるギヤ比に設定された少なくとも２つの回転要素（１１，１２；１３，１４）を有する主変速機（Ｍ）と、前記２つの回転要素に入力回転を入力する入力手段（４）と、少なくとも３つの要素（２１，２２，２３）を有する差動機構（２０）と、該差動機構の２つの要素（２１，２２）に前記２つの回転要素を選択的に連結し、他の少なくとも１つの要素（２３）と前記２つの要素の一方から選択的に出力回転を出力する出力手段（３Ａ，３Ｂ，Ｃ−１，Ｃ−２，Ｃ−Ｄ）を有することを特徴とする。
【００２２】
更に、本発明の車両用変速機は、それぞれ異なるギヤ比に設定された少なくとも２つの回転要素（１１，１２；１３，１４）を有する主変速機（Ｍ）と、前記２つの回転要素に入力回転を入力する入力手段（４）と、少なくとも３つの要素（２１，２２，２３）を有する差動機構（２０）と、該差動機構の２つの要素（２１，２２）に前記２つの回転要素を連結し、他の少なくとも１つの要素（２３）と前記２つの要素の一方から選択的に出力回転を出力する出力手段（３Ａ，３Ｂ，Ｃ−１〜Ｃ−３）を有することを特徴とする。
【００２３】
上記の構成においても、前記主変速機の２つの回転要素は、それぞれ前記差動機構の異なる要素に選択的に連結される。
【００２４】
上記の構成において、前記主変速機は、少なくとも最低速段である第１変速段を達成可能とされる。
【００２５】
上記の構成において、前記差動機構は、プラネタリギヤからなるものとされる。
【００２６】
上記の構成において、前記プラネタリギヤの少なくとも２つの要素を連結する第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）が設けられ、前記プラネタリギヤは、サンギヤ（２１）とリングギヤ（２３）とキャリア（２２）の３つの要素からなるダブルプラネタリギヤとされ、そのサンギヤとキャリアのいずれか一方は、前記出力手段を構成する第１軸（３Ａ）に常時連結され、他方は、前記出力手段を構成する第２軸（３Ｂ）に常時連結されると共に、前記第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）を介して前記一方の要素に選択的に連結され、リングギヤは、出力軸（３Ｃ）に常時連結された構成を採ることができる。
【００２７】
あるいは前記の構成において、前記プラネタリギヤの少なくとも２つの要素を連結する第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）が設けられ、前記プラネタリギヤは、サンギヤ（２１）とリングギヤ（２３）とキャリア（２２）の３つの要素からなるシングルプラネタリギヤとされ、そのサンギヤとリングギヤのいずれか一方は、前記出力手段を構成する第１軸（１）に常時連結され、他方は、前記出力手段を構成する第２軸（２）に常時連結とされると共に、第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）を介して前記一方の要素に選択的に連結され、キャリアは、出力軸（３Ｃ）に常時連結された構成とすることもできる。
【００２８】
また、前記の構成において、前記プラネタリギヤの少なくとも２つの要素を連結する第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）が設けられ、前記プラネタリギヤは、サンギヤ（２１）とリングギヤ（２３）とキャリア（２２）の３つの要素からなるダブルプラネタリギヤとされ、そのサンギヤとキャリアのいずれか一方は、前記出力手段を構成する第１軸（１）に第１クラッチ（Ｃ−１）を介して選択的に連結され、他方は、前記出力手段を構成する第２軸（２）に第２クラッチを介して選択的に連結されると共に、第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）を介してリングギヤに選択的に連結され、リングギヤは、出力軸（３Ｃ）に常時連結された構成とすることもできる。
【００２９】
また、前記の構成において、前記プラネタリギヤの少なくとも２つの要素を連結する第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）が設けられ、前記プラネタリギヤは、サンギヤ（２１）とリングギヤ（２３）とキャリア（２２）の３つの要素からなるダブルプラネタリギヤとされ、そのサンギヤとキャリアのいずれか一方は、前記出力手段を構成する第１軸（１）に常時連結されると共に、第１クラッチ（Ｃ−１）を介して出力軸（３Ｃ）に選択的に連結され、他方は、前記出力手段を構成する第２軸（２）に常時連結されると共に、第２クラッチ（Ｃ−２）を介して出力軸（３Ｃ）に選択的に連結され、リングギヤは、第３クラッチを介して出力軸（３Ｃ）に選択的に連結された構成とすることもできる。
【００３０】
また、前記の構成において、前記主変速機は、第１クラッチを係合することによって第１変速段を達成し、第２クラッチを係合することによって第２変速段を達成し、第３クラッチを係合することによって、第１変速段と第２変速段の中間段を達成する構成とされる。
【００３１】
また、前記の構成において、前記主変速機は、第１クラッチと第３クラッチを係合することによって第１変速段を達成し、第２クラッチと第３クラッチを係合することによって第２変速段を達成し、第１クラッチと第２クラッチを係合することによって、第１変速段と第２変速段の中間段を達成する構成を採ることができる。
【００３２】
また、前記の構成において、前記主変速機は、回転要素として、第１軸上に、第１変速段と、第２変速段より変速比の小さい第３変速段をそれぞれ選択的に達成可能な歯車（１３，１７）を有し、第２軸上に、第２変速段と、第３変速段より変速比の大きな第４変速段をそれぞれ選択的に達成可能な歯車（１１，１５）を有し、第１変速段と第２変速段の間の第１中間段、第２変速段と第３変速段の間の第２中間段、第３変速段と第４変速段の間の第３中間段を達成することによって、前進７段を達成する構成とすることもできる。
【００３３】
また、前記の構成において、前記主変速機は、更に、後進状態を達成するための後進用歯車（１９）を有し、主変速機を後進状態とし、第１〜第３クラッチのいずれか１つを係合することによって、後進段を達成する構成を採るのも有効である。
【００３４】
また、前記の構成において、前記主変速機は、更に、後進状態を達成するための後進用歯車（１９）を有し、主変速機を後進状態とし、第１〜第３クラッチのいずれか２つを係合することによって、後進段を達成する構成とすることもできる。
【００３５】
また、前記の構成において、更に前記リングギヤを係止可能なブレーキ（Ｂ−１）が設けられ、該ブレーキ及び第２クラッチ（Ｃ−２）を係合し、かつ主変速機を第２変速段とすることによって、後進段を達成する構成も可能である。
【００３６】
また、前記の構成において、更に前記リングギヤを係止可能なブレーキ（Ｂ−１）が設けられ、該ブレーキ及び第１クラッチ（Ｃ−１）を係合し、かつ主変速機を第１変速段とすることによって、後進段を達成する構成も可能である。
【００３７】
また、前記の構成において、前記サンギヤとリングギヤのいずれか一方を係止可能なブレーキが設けられ、該ブレーキ及びキャリア入力用のクラッチを係合し、かつサンギヤとリングギヤのいずれか他方と連結している軸上の歯車の変速段を達成することによって、該変速段より増速された変速段を達成する構成も可能である。
【００３８】
また、前記の構成において、前記サンギヤとキャリアのいずれか一方を係止可能なブレーキ（Ｂ−１）が設けられ、該ブレーキ及びリングギヤ入力用のクラッチ（Ｃ−３）を係合し、かつサンギヤとキャリアのいずれか他方と連結している軸の変速段を達成することによって、該変速段より増速された変速段を達成する構成も可能である。
【００３９】
また、前記の構成において、前記サンギヤとリングギヤのいずれか一方を係止可能なブレーキが設けられ、該ブレーキ及びサンギヤとリングギヤのいずれか他方と主変速機を連結するクラッチを係合し、かつリングギヤと連結している軸の変速段を達成することによって、該変速段より増速された変速段を達成する構成も可能である。
【００４０】
また、前記の構成において、前記サンギヤとキャリアのいずれか一方を係止可能なブレーキが設けられ、該ブレーキ及びサンギヤとキャリアのいずれか他方と主変速機を連結するクラッチを係合し、かつサンギヤと連結している軸の変速段を達成することによって、該変速段より増速された変速段を達成する構成も可能である。
【００４１】
また、前記の構成において、前記主変速機は、前記第１軸上の歯車及び第２軸上の歯車とそれぞれ対をなす歯車を出力軸上に有し、対をなす歯車のいずれか一方は、軸に常時連結され、他方はドッグクラッチを介して軸に選択的に連結可能とされた構成とすることができる。
【００４２】
また、前記の構成において、前記主変速機は、前記第１軸上の歯車及び第２軸上の歯車とそれぞれ対をなす歯車を出力軸上に有し、対をなす歯車のいずれか一方は、軸に常時連結され、他方は、多板クラッチを介して軸に選択的に連結可能とされた構成とすることもできる。
【００４３】
また、前記の構成において、前記主変速機は、前記第１軸上の歯車及び第２軸上の歯車とそれぞれ対をなす歯車を出力軸上に有し、対をなす歯車のいずれか一方は、直結回転と変速回転を生成可能なプラネタリギヤ機構を介して軸に連結された構成とするのも有効である。
【００４４】
【発明の作用及び効果】
上記本発明の構成では、プラネタリギヤを介して速度の異なる２つの変速段の変速要素から同時に動力伝達を行わせることができる。これにより、主変速機において達成可能な変速段との組合せで、各変速段の間に中間変速段を生成することができる。したがって、この中間段の生成を利用して変速要素の増設を伴わない多段化によるコンパクトな変速機が実現される。また、中間変速段の生成により、動力伝達状態での変速が可能となるため、トルク抜けのない変速による滑らかな車両加速が可能となる。
【００４５】
また、在来の手動変速機のギヤトレイン構成により、異なる変速要素を通る並列な動力伝達流れを生成することで、主変速機に在来の手動変速機を用いて上記の効果を達成する車両用変速機を実現することができる。
【００４６】
また、主変速機にプラネタリギヤにより異なる変速要素を通る並列な動力伝達流れを生成することで、ドッグクラッチを用いない自動変速機と同様の制御機構による主変速機の制御が可能となる。
【００４７】
特に、プラネタリギヤを主変速機の出力側に配した場合、生成される中間変速段のギヤ比が必ず上位段側のギヤ比に接近したギヤ比となり、高速段に向かうに従ってギヤ比ステップを狭める設定が可能となるため、特に車両走行に適した変速機を実現することができる。
【００４８】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。図１〜図３は本発明の車両用変速機の第１実施形態を示す。図１にそのギヤトレイン構成をスケルトンで示すように、この変速機は、複数の回転要素１１〜１８を有し、これら回転要素を通る並列な動力伝達流れの選択により複数の変速段を達成する主変速機（実施形態の説明において、Ｍ／Ｔ部という）Ｍと、プラネタリギヤ２０からなる差動機構（同じく、プラネタリ部という）Ｓと、プラネタリ部Ｓの２つの要素２１，２２をＭ／Ｔ部Ｍの異なる回転要素に連結する手段として第１軸１と第２軸２を備えることを構成の基本とする。
【００４９】
この形態の場合、Ｍ／Ｔ部Ｍは、その回転要素として複数の常時噛合式の歯車対１１〜１８を包含し、回転要素を通る動力伝達流れを選択する２つのドッグクラッチ３１，３２を有する。このＭ／Ｔ部Ｍは、内外二重の第１軸１及び第２軸２をプラネタリ部Ｓに連結する入力手段とし、それらの上の回転要素としての歯車、すなわち各ドライブギヤ１１，１３，１５，１７から出力軸３上の各ドリブンギヤ１２，１４，１６，１８に平行軸で動力を伝達する構成とされている。第１軸１上の第２速及び第４速用のドライブギヤ１３，１７は第１軸１に回転自在に支持され、それらの間に配置されたドッグクラッチ３１の軸方向移動により第１軸１に選択的に連結可能とされている。これら第２速及び第４速用のドライブギヤ１３，１７と対をなすそれぞれのドリブンギヤ１４，１８は、それぞれ出力軸３に一体回転可能に連結されている。第２軸２上の第１速及び第３速用のドライブギヤ１１，１５とリバース用のドライブギヤ１９は、第２軸２に一体回転可能に連結されている。これら第１速及び第３速用のドライブギヤ１１，１５と対をなすそれぞれのドリブンギヤ１２，１６は、出力軸３上に回転自在に支持され、それらの間に配置されたドッグクラッチ３２の軸方向移動により出力軸３に選択的に連結可能とされている。また、リバース用のドライブギヤ１９とドッグクラッチ３２の外周歯で構成されるリバース用のドリブンギヤは、カウンタギヤ３０を介して相互に噛合い、ドッグクラッチ３２の中立位置においてリバースギヤ列１９，３０，３２を通る動力伝達を可能としている。
【００５０】
プラネタリ部Ｓのプラネタリギヤ２０は、サンギヤ２１と、リングギヤ２３と、サンギヤ２１とリングギヤ２３に個々に噛合い且つ相互に噛合うピニオン２４，２５を有するダブルピニオン構成とされている。プラネタリギヤ２０のサンギヤ２１は、第２軸２に常時連結され、この第２軸２が第１の入力手段の一方を構成する第２クラッチ（Ｃ−２）を介して入力軸４に連結可能とされ、ピニオン２４，２５を支持するキャリア２２は、第１軸１に常時連結されると共に、第１の入力手段の他方を構成する第１クラッチ（Ｃ−１）を介して入力軸４に連結可能とされている。リングギヤ２３は、第２の入力手段の一部を構成する第３クラッチ（Ｃ−３）を介して入力軸４に連結可能とされている。そして、プラネタリ部Ｓの入力軸４は、エンジン（Ｅ／Ｇ）のフライホイールダンパ（Ｆ／Ｗ）に連結されている。
【００５１】
こうした構成からなる変速機は、図２にその作動を図表化して示すように、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１歯車対１１，１２（以下、この実施形態の説明において、第１歯車対を略号▲１▼で表す）をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで第１速（１ｓｔ）を達成する。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転がプラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２からＭ／Ｔ部Ｍのドライブギヤ１１に入力され、第１歯車対▲１▼で減速され、ドッグクラッチ３２を経て出力軸３に伝達される。このときの変速比は、第１歯車対▲１▼のギヤ比に従う第１速の変速比となり、この変速機の最低速段となる。
【００５２】
次に、第２速（２ｎｄ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１歯車対▲１▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結すると共に、第２歯車対１３，１４（同様に略号▲２▼で表す）をドッグクラッチ３１で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第３クラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第１速とする１−２変速で生じる場合、両ドッグクラッチ３１，３２の係合により第１歯車対▲１▼と第２歯車対▲２▼が共に出力軸３に連結された状態となることで、第１歯車対▲１▼のドライブギヤ１１と第２歯車対▲２▼のドライブギヤ１３に連結する第２軸２と第１軸１との間に、第１歯車対▲１▼のギヤ比と第２歯車対▲２▼のギヤ比の中間のギヤ比が生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０のサンギヤ２１と第１軸１に連結するキャリア２２の回転関係が定まる。この状態が第１速での走行状態で生じるとすると、サンギヤ２１の回転はエンジン回転と等しい回転であるのに対して、キャリア２２の回転はそれより減速された回転となり、リングギヤ２３はこれらの回転に規制されて空転している。この状態で第２クラッチ（Ｃ−２）を解放し、第３クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のリングギヤ２３にエンジン回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２へのトルク伝達と、リングギヤ２３からキャリア２２経由でサンギヤ２１へのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸２経由で両歯車対▲１▼，▲２▼を介して出力軸３に伝達されて第２速の変速段が達成される。
【００５３】
第３速（３ｒｄ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第２歯車対▲２▼をドッグクラッチ３１で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第１クラッチ（Ｃ−１）経由でキャリア２２に入力され、その回転がドッグクラッチ３１を経て第２歯車対▲２▼に伝達され、そこで第２歯車対▲２▼のギヤ比で減速されて出力軸３に伝達される。
【００５４】
第４速（４ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第２歯車対▲２▼をドッグクラッチ３１で出力軸３に連結すると共に、第３歯車対１５，１６（同じく略号▲３▼で表す）をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第３クラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第３速とする３−４変速で生じる場合、両ドッグクラッチ３１，３２の係合により第２歯車対▲２▼と第３歯車対▲３▼が共に出力軸３に連結された状態となることで、第２歯車対▲２▼のドライブギヤ１３と第３歯車対▲３▼のドライブギヤ１５に連結する第２軸２と第１軸１との間に、第２歯車対▲２▼のギヤ比と第３歯車対▲３▼のギヤ比の中間のギヤ比が生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０のサンギヤ２１と第１軸１に連結するキャリア２２の回転関係が定まる。この状態が第３速での走行状態で生じるとすると、キャリア２２の回転はエンジン回転と等しい回転であるのに対して、サンギヤ２１の回転はそれより増速された回転となり、リングギヤ２３はこれらの回転に規制されて空転している。この状態で第１クラッチ（Ｃ−１）を解放し、第３クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のリングギヤ２３にエンジン回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２へのトルク伝達と、リングギヤ２３からキャリア２２経由でサンギヤ２１へのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸２経由で両歯車対▲２▼，▲３▼を介して出力軸３に伝達されて第４速の変速段が達成される。
【００５５】
第５速（５ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第３歯車対▲３▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２に入力され、その回転が第３歯車対▲３▼に伝達され、そこで第３歯車対▲３▼のギヤ比で増速され、ドッグクラッチ３２を経て出力軸３に伝達される。
【００５６】
第６速（６ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第３歯車対▲３▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結すると共に、第４歯車対１７，１８（同じく略号▲４▼で表す）をドッグクラッチ３１で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第３クラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第５速とする５−６変速で生じる場合、両ドッグクラッチ３１，３２の係合により第３歯車対▲３▼と第４歯車対▲４▼が共に出力軸３に連結された状態となることで、第３歯車対▲３▼のドライブギヤ１５と第４歯車対▲４▼のドライブギヤ１７に連結する第２軸２と第１軸１との間に、第３歯車対▲３▼のギヤ比と第４歯車対▲４▼のギヤ比の中間のギヤ比が生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０のサンギヤ２１と第１軸１に連結するキャリア２２の回転関係が定まる。この状態が第５速での走行状態で生じるとすると、キャリア２２の回転はエンジン回転と等しい回転であるのに対して、サンギヤ２１の回転はそれより増速された回転となり、リングギヤ２３はこれらの回転に規制されて空転している。この状態で第２クラッチ（Ｃ−２）を解放し、第３クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のリングギヤ２３にエンジン回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２へのトルク伝達と、リングギヤ２３からキャリア２２経由でサンギヤ２１へのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸２経由で両歯車対▲３▼，▲４▼を介して出力軸３に伝達されて第６速の変速段が達成される。
【００５７】
第７速（７ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第４歯車対▲４▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第１クラッチ（Ｃ−１）経由で第１軸１に入力され、その回転がドッグクラッチ３１を経て第４歯車対▲４▼に伝達され、そこで第４歯車対▲４▼のギヤ比で増速されて出力軸に伝達される。
【００５８】
なお、リバース（Ｒｅｖ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍのドッグクラッチ３２を中立として、リバースギヤ列１９，３０を出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２に入力され、その回転がリバースギヤ列１９，３０で減速且つカウンタギヤ３０経由で前記各変速段とは逆転されて出力軸３に伝達される。
【００５９】
以上の各変速段達成の経緯から分かるように、各奇数の変速段がプラネタリギヤ２０の変速要素を変速に関与しない単なる動力伝達部材すなわち動力通過部材として達成されるのに対して、各偶数の変速段は、プラネタリギヤ２０の変速要素を機能させて達成される。しかも、これら各偶数の変速段は、それを挟む奇数の変速段の達成時に連結される２つの歯車対の同時連結により達成される。
【００６０】
このようにして達成される各変速段におけるプラネタリギヤ２０の３つの変速要素の挙動を図３に速度線図で示す。この速度線図は、一般的な自動変速機の入力回転数を基準（速度比１）として変速特性を示す表記形式と異なり、出力軸３に伝達される出力回転数を基準（速度比１）として、各変速要素であるサンギヤ、リングギヤ及びキャリアの速度比を●印で変速段を表す数字を白抜きして表しており、これらの速度比はすなわちエンジン回転数の速度比と同義である。ちなみに第１速におけるエンジン速度比が最も高いのは、エンジン回転に対して変速機の減速比が最も大きいことを表す。また○印で囲った数字は、その変速段において連結されるＭ／Ｔ部Ｍの第１〜第４歯車対を表す。
【００６１】
この速度線図から分かるように、偶数の変速段は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１〜第４歯車対▲１▼〜▲４▼により本来達成可能な奇数変速段に対する中間段としてのギヤ比で、隣り合う両偶数変速段を達成する歯車対による同時動力伝達により達成されるもので、隣り合う奇数の変速段に対する経過段としても機能するものである。したがって、この変速機によれば、従来形式の常時噛合式の４速変速機に対して、歯車対を増やさずに各変速段の中間に、ギヤ比ステップを密にする形態で３速の変速段を付加することができる。
【００６２】
次に示す図４及び図５は、本実施形態の変速機と、従来の自動Ｍ／Ｔによる車両加速時の変速のタイムチャートを示す。図５に示す従来のものでは、各変速段間（図には第１速（１ｓｔ）〜第３速（３ｒｄ）までを示す）にニュートラル（Ｎ）を通る際のトルク抜けによる加速度０の期間が生じ、そのときに惰行による速度増加の平坦期間が生じるのに対して、本実施形態のものでは、シフト中も前変速段を達成していた何れかの歯車対による動力伝達状態が継続することで、変速の間にニュートラル期間が存在しないため、トルク抜けによる加速度０の期間が生じず、速度増加も連続した滑らかなものとなる。かくして、本実施形態の変速機によれば、手動変速機に不可避の変速時のトルク抜けによる違和感の発生をなくすことができる。
【００６３】
この第１実施形態におけるプラネタリ部ＳとＭ／Ｔ部Ｍの連結手段（第１軸１及び第２軸２）及び入力手段（第１クラッチ及び第２クラッチ）による連結関係は、種々に変更することができる。次に示す図６〜図８はこうした変形例を示す。図６に示す変形例は、第１実施形態に対してサンギヤ２１とキャリア２２の第１軸１と第２軸２に対する連結関係のみを実質的に変更した例である。この変形例では、サンギヤ２１が第１軸１に連結され、キャリア２２が第２軸２に連結されている。各クラッチの位置は、この変更に合わせて入替わっているが、それらによる連結関係は特に変更されていない。また、図７に示す変形例は、先の変形例に対して第２クラッチ（Ｃ−２）の位置だけを変更したものである。次の図８に示す変形例は、第１実施形態に対して接続関係を一切変更せずに、第１クラッチ（Ｃ−１）と第３クラッチ（Ｃ−３）の位置だけを入替えたものである。
【００６４】
また、前記第１実施形態では、プラネタリ部Ｓをダブルプラネタリ構成としたが、これをシングルプラネタリ構成に変更することもできる。次に示す図９及び図１０はこうした変形例を示す。図９に示す変形例は、シングルプラネタリギヤ２０のサンギヤ２１を第１軸１に連結すると共に、第１クラッチ（Ｃ−１）を介して入力軸４に連結可能とし、リングギヤ２３を第２軸２に連結すると共に、第２クラッチ（Ｃ−２）を介して入力軸４に連結可能とし、キャリア２２を第３クラッチ（Ｃ−３）を介して入力軸４に連結可能としたものである。また、図１０示す変形例は、シングルプラネタリギヤ２０のサンギヤ２１を第２軸２に連結すると共に、第２クラッチ（Ｃ−２）を介して入力軸４に連結可能とし、リングギヤ２３を第１軸１に連結すると共に、第１クラッチ（Ｃ−１）を介して入力軸４に連結可能とし、キャリア２２を第３クラッチ（Ｃ−３）を介して入力軸４に連結可能としたものである。
【００６５】
次に、図１１〜図１３は、本発明の第２実施形態を示す。この形態は、図１１にスケルトンでギヤトレインを示すように、第１実施形態に対してプラネタリ部Ｓの構成を変更したものである。この形態では、プラネタリ部Ｓのプラネタリギヤ２０のキャリア２２が第１クラッチ（Ｃ−１）を介して第１軸１に連結可能とされ、サンギヤ２１が第２クラッチ（Ｃ−２）を介して第２軸２に連結可能とされると共に、第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）を介して入力軸４に連結可能とされ、リングギヤ２３が入力軸４に常時連結されている。この形態における第３クラッチ（Ｃ−Ｄ）は、第１実施形態やその変更例の場合と異なり、プラネタリギヤ２０のサンギヤ２１とリングギヤ２３を連結するダイレクトクラッチを構成している。
【００６６】
こうした構成からなる変速機は、図１２にその作動を図表化して示すように、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１歯車対１１，１２（以下、この実施形態の説明においても、第１歯車対を略号▲１▼で表す）をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓのダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を係合することでプラネタリギヤ２０を一体回転させると共に第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで第１速（１ｓｔ）を達成する。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転がプラネタリ部Ｓのダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）と第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２からＭ／Ｔ部Ｍのドライブギヤ１１に入力され、第１歯車対▲１▼で減速され、ドッグクラッチ３２を経て出力軸３に伝達される。このときの変速比は、第１歯車対▲１▼のギヤ比に従う第１速の変速比となり、この変速機の最低速段となる。
【００６７】
次に、第２速（２ｎｄ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１歯車対▲１▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結すると共に、第２歯車対１３，１４（同様に略号▲２▼で表す）をドッグクラッチ３１で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）と第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第１速とする１−２変速で生じる場合、両ドッグクラッチ３１，３２の係合により第１歯車対▲１▼と第２歯車対▲２▼が共に出力軸３に連結された状態となることで、第１歯車対▲１▼のドライブギヤ１１と第２歯車対▲２▼のドライブギヤ１３に連結する第２軸２と第１軸１との間に、第１歯車対▲１▼のギヤ比と第２歯車対▲２▼のギヤ比の中間のギヤ比が生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０のサンギヤ２１と第１軸１に連結するキャリア２２の回転関係が定まる。この状態が第１速での走行状態で生じるとすると、プラネアリギヤ２０は直結状態であるため、サンギヤ２１、キャリア２２及びリングギヤ２３は全てエンジン回転と等しい回転となっている。この状態でダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を解放し、第１クラッチ（Ｃ−１）の係合に移行して、サンギヤ２１の空転が許容されるようになることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２へのトルク伝達と、リングギヤ２３からキャリア２２経由でサンギヤ２１へのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸経由で両歯車対▲１▼，▲２▼を介して出力軸３に伝達されて第２速の変速段が達成される。
【００６８】
第３速（３ｒｄ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第２歯車対▲２▼をドッグクラッチ３１で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）とダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転がキャリア２２から第１クラッチ（Ｃ−１）経由で第１軸１に入力され、その回転がドッグクラッチ３１を経て第２歯車対▲２▼に伝達され、そこで第２歯車対▲２▼のギヤ比で減速されて出力軸３に伝達される。
【００６９】
第４速（４ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第２歯車対▲２▼をドッグクラッチ３１で出力軸３に連結すると共に、第３歯車対１５，１６（同じく略号▲３▼で表す）をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）と第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第３速とする３−４変速で生じる場合、両ドッグクラッチ３１，３２の係合により第２歯車対▲２▼と第３歯車対▲３▼が共に出力軸３に連結された状態となることで、第２歯車対▲２▼のドライブギヤ１３と第３歯車対▲３▼のドライブギヤ１５に連結する第２軸２と第１軸１との間に、第２歯車対▲２▼のギヤ比と第３歯車対▲３▼のギヤ比の中間のギヤ比が生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０のサンギヤ２１と第１軸１に連結するキャリア２２の回転関係が定まる。この状態が第３速での走行状態で生じるとすると、プラネアリギヤ２０は直結状態であるため、サンギヤ２１、キャリア２２及びリングギヤ２３は全てエンジン回転と等しい回転となっている。この状態でダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を解放し、第２クラッチ（Ｃ−２）の係合に移行して、プラネアリギヤ２０は直結状態が解除されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２へのトルク伝達と、リングギヤ２３からキャリア２２経由でサンギヤ２１へのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸２経由で両歯車対▲２▼，▲３▼を介して出力軸３に伝達されて第４速の変速段が達成される。
【００７０】
第５速（５ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第３歯車対▲３▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）とダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転がダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）と第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２に入力され、その回転が第３歯車対▲３▼に伝達され、そこで第３歯車対▲３▼のギヤ比で増速され、ドッグクラッチ３２を経て出力軸３に伝達される。
【００７１】
第６速（６ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第３歯車対▲３▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結すると共に、第４歯車対１７，１８（同じく略号▲４▼で表す）をドッグクラッチ３１で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）と第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第５速とする５−６変速で生じる場合、両ドッグクラッチ３１，３２の係合により第３歯車対▲３▼と第４歯車対▲４▼が共に出力軸３に連結された状態となることで、第３歯車対▲３▼のドライブギヤ１５と第４歯車対▲４▼のドライブギヤ１７に連結する第２軸２と第１軸１との間に、第３歯車対▲３▼のギヤ比と第４歯車対▲４▼のギヤ比の中間のギヤ比が生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０のサンギヤ２１と第１軸１に連結するキャリア２２の回転関係が定まる。この状態が第５速での走行状態で生じるとすると、プラネアリギヤ２０は直結状態であるため、サンギヤ２１、キャリア２２及びリングギヤ２３は全てエンジン回転と等しい回転となっている。この状態でダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を解放し、第１クラッチ（Ｃ−１）の係合に移行して、プラネアリギヤ２０は直結状態が解除されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２へのトルク伝達と、リングギヤ２３からキャリア２２経由でサンギヤ２１へのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸経由で両歯車対▲３▼，▲４▼を介して出力軸３に伝達されて第６速の変速段が達成される。
【００７２】
第７速（７ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第４歯車対▲４▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）とダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第１クラッチ（Ｃ−１）経由で第１軸１に入力され、その回転がドッグクラッチ３１を経て第４歯車対▲４▼に伝達され、そこで第４歯車対▲４▼のギヤ比で増速されて出力軸３に伝達される。
【００７３】
なお、リバース（Ｒｅｖ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍのドッグクラッチ３２を中立として、リバースギヤ列１９，３０を出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）とダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２に入力され、その回転がリバースギヤ列１９，３０で減速且つカウンタギヤ３０経由で前記各変速段とは逆転されて出力軸３に伝達される。
【００７４】
以上の各変速段達成の経緯から分かるように、この第２実施形態においても、各奇数の変速段がプラネタリギヤ２０の変速要素を変速に関与しない単なる動力伝達部材として達成されるのに対して、各偶数の変速段は、プラネタリギヤ２０の変速要素を機能させて達成される。しかも、これら各偶数の変速段は、それを挟む奇数の変速段の達成時に連結される２つの歯車対の同時連結により達成される。
【００７５】
このようにして達成される各変速段におけるプラネタリギヤ２０の３つの変速要素の挙動を図１３に速度線図で示す。この速度線図も、一般的な自動変速機の入力回転数を基準（速度比１）として変速特性を示す表記形式と異なり、出力軸３に伝達される出力回転数を基準（速度比１）として、各変速要素であるサンギヤ、リングギヤ及びキャリアの速度比を●印で変速段を表す数字を白抜きして表しており、これらの速度比はすなわちエンジン回転数の速度比と同義である。ちなみに第１速におけるエンジン速度比が最も高いのは、エンジン回転に対して変速機の減速比が最も大きいことを表す。また○印で囲った数字は、その変速段において連結されるＭ／Ｔ部Ｍの第１〜第４歯車対を表す。
【００７６】
この速度線図から分かるように、偶数の変速段は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１〜第４歯車対▲１▼〜▲４▼により本来達成可能な奇数変速段に対する中間段としてのギヤ比で、隣り合う両偶数変速段を達成する歯車対による同時動力伝達により達成されるもので、隣り合う奇数の変速段に対する経過段としても機能するものである。したがって、この第２実施形態の変速機によっても、従来形式の常時噛合式の４速変速機に対して、歯車対を増やさずに各変速段の中間に、ギヤ比ステップを密にする形態で３速の変速段を付加することができる。
【００７７】
このロックアップ方式を採るプラネタリ部についても、第１実施形態の場合と同様に種々の変更が可能である。図１４に示す第１変形例は、第２実施形態に対してプラネタリギヤ２０のキャリア２２とサンギヤ２１の第１軸１と第２軸２への連結関係を入替えたものである。すなわち、この例では、リングギヤ２３を入力軸４に連結し、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）がリングギヤ２３とサンギヤ２１を直結する構成としてている点はそのままで、サンギヤ２１を第１クラッチ（Ｃ−１）を介して第１軸１に連結し、キャリア２２を第２クラッチ（Ｃ−２）を介して第２軸２に連結している。
【００７８】
次の図１５に示す第２変形例は、先の第１変形例に対して、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）による連結対象をキャリア２２とサンギヤ２１に変更したものである。また、図１６に示す第３変形例は、第２実施形態に対して、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）による連結対象をキャリア２２とサンギヤ２１に変更したものである。この場合のダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）は、図１７に示す第４変形例のように、プラネタリギヤ２０の前側に配置することもできる。
【００７９】
更に図１８に示す第５変形例は、第１変形例に対して、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）による連結対象をリングギヤ２３とキャリア２２に変更したものである。また、図１９に示す第６変形例は、第２実施形態に対して、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）による連結対象をリングギヤ２３とキャリア２２に変更したものである。この場合のダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）は、図２０に示す第７変形例のように、プラネタリギヤ２０の前側に配置することもできる。
【００８０】
以上の各変形例は、第２実施形態に対してプラネタリ部の連結関係を変更したものであるが、プラネタリ部のプラネタリギヤ２０をシングルプラネタリとした場合についても、同様の種々の連結関係の変更が可能である。この場合、キャリア２２を入力軸４へ常時連結することが前提となる。先ず、図２１に示す第８変形例は、シングルプラネタリギヤのリングギヤ２３とサンギヤ２１との間をダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）で直結可能とするもので、この例では、サンギヤ２１が第１クラッチ（Ｃ−１）を介して第１軸１に連結可能とされ、リングギヤ２３が第２クラッチ（Ｃ−２）を介して第２軸２に連結可能とされている。この場合のサンギヤ２１とリングギヤ２３の第１軸１と第２軸２に対する連結関係を入替えたのが、図２２に示す第９変形例である。
【００８１】
次の図２３に示す第１０変形例は、第８変形例（図２１参照）に対して、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）による直結要素をキャリア２２とサンギヤ２１に変更した例である。また、図２４に示す第１１変形例は、第９変形例（図２２参照）に対して、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）による直結要素をキャリア２２とサンギヤ２１に変更した例である。この場合も、図２５の第１２変形例に示すように、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）をプラネタリギヤ２０の前側に配置する変更が可能である。
【００８２】
更に図２６に示す第１３変形例は、第８変形例（図２１参照）又は第１０変形例（図２３参照）に対して、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）による直結要素をリングギヤ２３とキャリア２２に変更した例である。また、図２７に示す第１４変形例は、第９変形例（図２２参照）に対して、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）による直結要素をリングギヤ２３とキャリア２２に変更した例である。この場合も、図２８の第１５変形例に示すように、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）をプラネタリギヤ２０に前側に配置する変更が可能である。
【００８３】
以上の各実施形態とそれらの各変形例は、専らギヤトレインのプラネタリ部の構成を変更したものであるが、ギヤトレインの構成自体を変更することなく、その制御の変更で、達成される変速段数を変えることもできる。次の図２９及び図３０に示す第３実施形態は、こうした変更の一例を示す。この場合、ギヤトレインとしては、先の第１実施形態のものを用いるものとして、図２９に示すように、先の形態における第４速を飛ばす変速を行なうことで、前進６速の変速機を構成している。
【００８４】
この場合、飛ばし変速段が介在する第３速と第４速間の変速が、図３０に速度線図を示すように不連続（図に破線で示す）となるが、この変速期間中だけＭ／Ｔ部Ｍの２つの歯車対▲２▼，　▲３▼を同時に出力軸３に連結しておくことで、プラネタリ部のキャリア２１のエンジン回転に対して、サンギヤ２１の回転を第３歯車対▲３▼によるギヤ比分だけ低速で回転させておき、在来の自動変速機のように第１クラッチ（Ｃ−１）と第２クラッチ（Ｃ−２）の掴み替えによるトルク移管で、トルク抜けを生じさせることなく、変速を行なうことができる。この場合のトルク移管は、予め車両の走行速度に適合した第１軸１と第２軸２間でのトルク移管となり、在来の自動変速機のように回転要素の速度変化を伴うものではないため、それによるイナーシャトルクが生じることなくなされるため、両クラッチの掴み替え制御は、在来の自動変速機のものに比べて単純なものとなる。
【００８５】
次の図３１〜図３３に示す第４実施形態は、先の第１実施形態に対して第１軸１と第２軸２を入替えたものである。この形態の場合のプラネタリ部の各クラッチの作動は、第１実施形態に対して、第１クラッチ（Ｃ−１）と第２クラッチ（Ｃ−２）の作動が入れ替わった関係となり、これに伴って、図３３に示す速度線図上では、変速段に対するエンジンとの連結要素がキャリア２２とサンギヤ２１が入れ替わった関係となる点が相違するが、実体的には第１実施形態と同様となる。したがって、冗長を避ける意味で、この形態により達成される各変速段の作動説明は省略し、第１実施形態の説明における第１クラッチと第２クラッチの相互読み替えと、キャリア２２とサンギヤ２１の相互読み替えによる参照を以って説明に代える。
【００８６】
次に、図３４〜図３６は、第５実施形態を示す。この形態は、先の第１実施形態におけるＭ／Ｔ部Ｍの第４歯車対▲４▼をなくして変速機を５速化したものである。この第４歯車対▲４▼の廃止に伴い、第２歯車対のドライブギヤ１３は第１軸１に直接連結され、不要となったドッグクラッチ３１は除去されている。このギヤトレインにおける作動は、図３５に示すように、当然ながら高速段側の第６速と第７速がなくなり、図３６に示す速度線図上でも、それらがなくなっている。プラネタリ部Ｓの各クラッチとＭ／Ｔ部Ｍの各ギヤ対の作動により達成される各変速段も第１〜第５速及び後進について全て第１実施形態の場合と同様となるので、第１実施形態の作動説明の参照を以って、説明に代える。
【００８７】
このようにＭ／Ｔ部Ｍの構成を簡略化した構成によっても、プラネタリ部Ｓのプラネタリギヤを多要素化することで７速を達成することができる。図３７〜図３９は、こうした第６実施形態を示す。この第６実施形態では、プラネタリギヤが、それを構成する要素として、大径及び小径の２つのサンギヤ２１Ｂ，２１Ａと、それらに個々に噛み合い且つ相互に噛み合うロングピニオン２５及びショートピニオン２４を共に支持するキャリア２２と、ロングピニオン２５に噛み合うリングギヤ２３を有するラビニヨタイプのものに置き換えられている。この形態では、大径サンギヤ２１Ｂが第１軸１に連結され、小径サンギヤ２１Ａが第２軸２に連結され、全ての回転要素が入力軸４に各クラッチを介して連結可能とされている。すなわち大径サンギヤ２１Ｂは第１クラッチ（Ｃ−１）を介して、小径サンギヤ２１Ａは第２クラッチ（Ｃ−２）を介して、キャリア２２は第３クラッチ（Ｃ−３）を介して、またリングギヤ２３は第４クラッチ（Ｃ−４）を介して、それぞれ入力軸４に連結可能とされている。
【００８８】
こうした構成からなる変速機は、図３８にその作動を図表化して示すように、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１歯車対１１，１２（以下、この実施形態の説明においても、第１歯車対を略号▲１▼で表す）をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで第１速（１ｓｔ）を達成する。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転がプラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２からＭ／Ｔ部Ｍのドライブギヤ１１に入力され、第１歯車対▲１▼で減速され、ドッグクラッチ３２を経て出力軸３に伝達される。このときの変速比は、第１歯車対▲１▼のギヤ比に従う第１速の変速比となり、この変速機の最低速段となる。
【００８９】
次に、第２速（２ｎｄ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１歯車対▲１▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第４クラッチ（Ｃ−４）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第１速とする１−２変速で生じる場合、ドッグクラッチ３２の係合により第１歯車対▲１▼と第２歯車対▲２▼が共に出力軸３に連結された状態となることで、第１歯車対▲１▼のドライブギヤ１１と第２歯車対▲２▼のドライブギヤ１３に連結する第２軸２と第１軸１との間に、第１歯車対▲１▼のギヤ比と第２歯車対▲２▼のギヤ比の中間のギヤ比が生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０の小径サンギヤ２１Ａと第１軸１に連結する大径サンギヤ２１Ｂの回転関係が定まる。この状態が第１速での走行状態で生じるとすると、小径サンギヤ２１Ａの回転はエンジン回転と等しい回転であるのに対して、大径サンギヤ２１Ｂの回転はそれより減速された回転となり、キャリア２２はこれらの回転に規制されて空転している。この状態で第２クラッチ（Ｃ−２）を解放し、第４クラッチ（Ｃ−４）の係合に移行して、空転中のリングギヤ２３にエンジン回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２キャリア２２経由での両サンギヤ２１Ａ，２１Ｂへのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸２経由で両歯車対▲１▼，▲２▼を介して出力軸３に伝達されて第２速の変速段が達成される。
【００９０】
第３速（３ｒｄ）も、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１歯車対▲１▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第３クラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態でもＭ／Ｔ部Ｍの動力伝達流れは第２速時と同様である。ただ、この場合、プラネタリ部Ｓ側では、リングギヤ２３入力がキャリア２２入力に変更される。したがって、この状態が前変速段を第２速とする２−３変速で生じる場合、ドッグクラッチ３２の係合により第１歯車対▲１▼と第２歯車対▲２▼が共に出力軸３に連結された状態であることで、第１歯車対▲１▼のドライブギヤ１１と第２歯車対▲２▼のドライブギヤ１３に連結する第２軸２と第１軸１との間に、第１歯車対▲１▼のギヤ比と第２歯車対▲２▼のギヤ比の中間のギヤ比が生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０の小径サンギヤ２１Ａと第１軸１に連結する大径サンギヤ２１Ｂの回転関係が定まる。この状態が第２速での走行状態で生じるとすると、小径サンギヤ２１Ａの回転はエンジン回転と等しい回転であるのに対して、大径サンギヤ２１Ｂの回転はそれより減速された回転となり、キャリア２２はこれらの回転に規制されて空転している。この状態で第４クラッチ（Ｃ−４）を解放し、第３クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のリングギヤ２３にエンジン回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２キャリア２２経由での両サンギヤ２１Ａ，２１Ｂへのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸２経由で両歯車対▲１▼，▲２▼を介して出力軸３に伝達されて第３速の変速段が達成される。
【００９１】
第４速（４ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍのドッグクラッチ３２を中立位置として、第２歯車対▲２▼のみ出力軸３に連結すると共に、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第１クラッチ（Ｃ−１）経由で第１軸１に入力され、それに常時連結の第２歯車対▲２▼のギヤ比で減速されて出力軸３に伝達される。
【００９２】
第５速（５ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第３歯車対▲３▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第３クラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第３クラッチ（Ｃ−３）経由でキャリア２２に入力され。この状態が前変速段を第４速とする４−５変速で生じる場合、ドッグクラッチ３２の係合により第３歯車対▲３▼が出力軸３に連結された状態となることで、第２歯車対▲２▼のドライブギヤ１３と第３歯車対▲３▼のドライブギヤ１５に連結する第２軸２と第１軸１との間に、第２歯車対▲２▼のギヤ比と第３歯車対▲３▼のギヤ比の中間のギヤ比が生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０の小径サンギヤ２１Ａと第１軸１に連結する大径サンギヤ２１Ｂの回転関係が定まる。この状態が第４速での走行状態で生じるとすると、大径サンギヤ２１Ｂの回転はエンジン回転と等しい回転であるのに対して、小径サンギヤ２１Ａの回転はそれより増速された回転となり、リングギヤ２３はこれらの回転に規制されて空転している。この状態で第１クラッチ（Ｃ−１）を解放し、第３クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のキャリア２２にエンジン回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うキャリア２２から両サンギヤ２１Ａ，２１Ｂへのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸経由で両歯車対▲２▼，▲３▼を介して出力軸３に伝達されて第５速の変速段が達成される。
【００９３】
第６速（６ｔｈ）も、Ｍ／Ｔ部Ｍの第３歯車対▲３▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第４クラッチ（Ｃ−４）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第５速とする５−６変速で生じる場合、ドッグクラッチ３２の係合により第３歯車対▲３▼が出力軸３に連結された状態にあることで、第３歯車対▲３▼のドライブギヤ１５と第２歯車対▲２▼のドライブギヤ１７に連結する第２軸２と第１軸１との間に、第３歯車対▲３▼のギヤ比と第２歯車対▲２▼のギヤ比の中間のギヤ比が生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０の小径サンギヤ２１Ａと第１軸１に連結する大径サンギヤＳ１Ｂの回転関係が定まる。この状態が第５速での走行状態で生じるとすると、キャリア２２の回転はエンジン回転と等しい回転であるのに対して、サンギヤ２１の回転はそれより増速された回転となり、リングギヤ２３はこれらの回転に規制されて空転している。この状態で第３クラッチ（Ｃ−３）を解放し、第４クラッチ（Ｃ−４）の係合に移行して、空転中のリングギヤ２３にエンジン回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２へのトルク伝達と、リングギヤ２３からキャリア２２経由でサンギヤ２１へのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸経由で両歯車対▲２▼，▲３▼を介して出力軸３に伝達されて第６速の変速段が達成される。
【００９４】
第７速（７ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第３歯車対▲３▼をドッグクラッチ３２で出力軸３に連結し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２に入力され、その回転がドッグクラッチ３２を経て第３歯車対▲３▼に伝達され、そこで第３歯車対▲３▼のギヤ比で増速されて出力軸に伝達される。なお、リバース（Ｒｅｖ）は、第１実施形態の場合と同様である。
【００９５】
こうして得られる各変速段の速度線図は、図３９に示すようなものとなる。この場合、第１、第４及び第７速が各ギヤ対単独のギヤ比に従う変速段となるのに対して、第２、第３、第５及び第６速が、中間的に生成されるギヤ比の変速段となる。
【００９６】
次に、図４０〜図４２は、第７実施形態を示す。この形態は、先の第１実施形態におけるＭ／Ｔ部Ｍのリバースギヤ列を廃して、代わってプラネタリ部でリバースを達成するものである。このリバースギヤ列の廃止に伴い、これに代わるべきブレーキ（Ｂー１）がリングギヤ２３を変速機ケース９に係止可能に連結されている。このギヤトレインにおける作動は、図４１に示すように、当然ながら先の第１実施形態の場合と同様であるので、第１実施形態の作動説明を以って説明に代える。
【００９７】
この形態におけるリバース（Ｒｅｖ）は、図４１の作動図表に示すように、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１歯車対▲１▼を出力軸３に連結し、第１クラッチ（Ｃ−１）とブレーキ（Ｂ−１）を係合することで達成される。この入力状態では、キャリア２２がエンジン回転で回転するのに対して、リングギヤ２３が係止されているため、サンギヤ２１がキャリア２２の回転とは反対方向の減速回転となる。そしてこの回転は、第２軸２経由で最低速段の第１歯車対▲１▼に入力され、ドッグクラッチ３２経由で出力軸３に伝達され、リバースが達成される。
【００９８】
図４２に示す速度線図は、先の各速度線図とは異なり、通常のエンジン回転を速度比１としたときのプラネタリギヤの各要素の出力回転数比を示す。図に示すように、キャリア入力による第１軸１の速度比１に対して、リングギヤは固定の速度比０となり、サンギヤの逆回転を意味する負の速度比により第２軸２の速度比は負の値となる。なお、この形態における各前進段の達成については、当然ながら第１実施形態の場合と異なるものではない。
【００９９】
こうしたブレーキの追加は、リバースの達成だけでなく、前進段の追加に利用することもできる。次に図４３〜図４５を参照する第８実施形態は、先の第４実施形態（図３１〜図３３参照）を基に、それにブレーキを追加して前進８速の変速段を達成するものである。この形態では、プラネタリギヤのキャリア２２を変速機ケース９に固定するブレーキ（Ｂ−１）を付設している。
【０１００】
この形態における第１〜第７速とリバースの達成作動は、先の第４実施形態の場合と同様であるので、本形態の作動を示す図４４の作動図表と、図４５の速度線図の参照と先の第３実施形態の作動説明の参照を以って説明に代える。この実施形態における第８速は、第４歯車対▲４▼を第６速及び第７速時と同様にドッグクラッチを介して出力軸３に連結し、第３クラッチ（Ｃ−３）とブレーキ（Ｂ−１）を係合させることで達成される。この場合、第３クラッチ（Ｃ−３）係合によりプラネタリギヤのリングギヤ２３にエンジン回転が入力されるのに対して、ブレーキ（Ｂ−１）の係合によりキャリア２２が固定されるため、サンギヤ２１はリングギヤ２３の回転と同方向にリングギヤ−サンギヤギヤ比分増速回転する。この回転は第２軸２の回転としてドッグクラッチを介して第４歯車対▲４▼に入力され、出力軸３に出力される。
【０１０１】
このようにブレーキの追加を前進段の追加に利用する場合も、プラネタリ部の構成を種々に変更することができる。図４６〜図５２はこうした変形例を示す。図４６に示す第１変形例は、シングルプラネタリギヤを用いるものにおいて、サンギヤ２１を係止するブレーキ（Ｂ−１）を設け、キャリア２２入力用の第３クラッチ（Ｃ−３）を係合させることで、リングギヤ２３と連結している第２軸２の回転を増速段の達成に利用するものである。図４７に示す第２変形例は、同じくシングルプラネタリギヤを用いるものにおいて、リングギヤ２３を係止するブレーキ（Ｂ−１）を設け、キャリア２２入力用の第３クラッチ（Ｃ−３）を係合させることで、サンギヤ２１と連結している第２軸２の回転を増速段の達成に利用するものである。次の図４８に示す第３変形例は、ダブルプラネタリギヤを用いるものにおいて、サンギヤ２１を係止するブレーキ（Ｂ−１）を設け、リングギヤ２３入力用の第３クラッチ（Ｃ−３）を係合させることで、キャリア２２と連結している第２軸２の回転を増速段の達成に利用するものである。
【０１０２】
また、図４９に示す第４変形例は、ダイレクトクラッチを有する場合の変形例であり、シングルプラネタリギヤを用いるものにおいて、サンギヤ２１を係止するブレーキ（Ｂ−１）を設け、リングギヤ２３とＭ／Ｔ部連結用の第２クラッチ（Ｃ−２）を係合させることで、リングギヤ２３と連結する第２軸２の回転を増速段の達成に利用するものである。図５０に示す第５変形例は、シングルプラネタリギヤのリングギヤ２３を係止するブレーキ（Ｂ−１）を設け、サンギヤ２１とＭ／Ｔ部連結用の第２クラッチ（Ｃ−２）を係合させることで、サンギヤ２１と連結する第２軸２の回転を増速段の達成に利用するものである。図５１に示す第６変形例は、ダブルプラネタリギヤのサンギヤ２１を係止するブレーキ（Ｂ−１）を設け、キャリア２２とＭ／Ｔ部連結用の第２クラッチ（Ｃ−２）を係合させることで、キャリア２２と連結する第２軸２の回転を増速段の達成に利用するものである。また、図５２に示す第７変形例は、ダブルプラネタリギヤのキャリア２２を係止するブレーキ（Ｂ−１）を設け、サンギヤ２１とＭ／Ｔ部連結用の第２クラッチ（Ｃ−２）を係合させることで、サンギヤ２１と連結する第２軸２の回転を増速段の達成に利用するものである。
【０１０３】
次の図５３〜図５５に示す第９実施形態は、第１実施形態に対して第４歯車対▲４▼を廃し、ドッグクラッチ３１を第２歯車対▲２▼の連結とは反対側への移動で変速機ケース９にロック可能として、最高速段をなくして前進６速化したものである。この場合の第１速から第６速までの各前進変速段とリバースの達成作動は、第４歯車対▲４▼の部分をロックに置きかえることで第１実施形態の場合と同様となるので、図５４の作動図表と、第１実施実施形態の作動説明の参照を以って説明に代える。ただし、この形態の場合、第６速では第１軸１がロックとなるため、このときのキャリア回転は０となる。
【０１０４】
以上の各実施形態は、いずれもプラネタリ部に各クラッチを配したものであるが、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を除く各クラッチは、適宜の位置に配置することができる。次に示す図５６は、第２実施形態（図１１〜図１３参照）に対して第１クラッチ（Ｃ−１）と第２クラッチ（Ｃ−２）を出力軸側に移動させた第１０実施形態を示す。この場合、プラネタリギヤのキャリア２２とサンギヤ２１は直接第１軸１と第２軸２に連結され、代わって出力軸３側で、第２歯車対▲２▼のドリブンギヤと第４歯車対▲４▼のドリブンギヤは出力軸の外周に嵌る外軸３Ａに固定支持されている。そして、この外軸３Ａが第１クラッチ（Ｃ−１）を介して出力軸に連結可能とされ、内軸３Ｂは第２クラッチ（Ｃ−２）を介して出力軸に連結可能とされている。
【０１０５】
この形態の場合の変速作動は、図１１〜図１３を参照する第２実施形態の場合と同様であるので、作動図表及び速度線図を含めて第２実施形態の参照を以って説明に代える。
【０１０６】
次の図５７に示す第１１実施形態は、先の第４実施形態（図３１〜図３３参照）において、プラネタリギヤを変速機のリヤ側に移動し、併せて第３クラッチ（Ｃ−３）を変速機のリヤ側に移動させたものである。この配置の場合、第１軸１Ａ及び第２軸２の内側に更に第３クラッチ（Ｃ−３）を入力軸４に連結する軸を通す必要があるため、第１歯車対▲１▼と第３歯車対▲３▼側で軸が３重軸となり、第２歯車対▲２▼と第４歯車対▲４▼側で、キャリア２２からおり返してドッグクラッチにつながる軸１Ｂを通す必要があるため、４重軸となる。こうした事情から多重軸配置による軸の大径化は免れないが、原理的にはこうした配列も可能である。
【０１０７】
次に、図５８〜図６０は、第１２実施形態を示す。この形態は、図５８にスケルトンでギヤトレインを示すように、第１実施形態に対してＭ／Ｔ部Ｍの構成を変更したものである。この場合、Ｍ／Ｔ部Ｍは、その変速要素としてプラネタリギヤ４０，５０を包含する。このＭ／Ｔ部Ｍは、内外二重の第１軸１及び第２軸２を入力軸とする点は、第１実施形態と同様である。この形態では、第１軸１に連結する歯車対１１Ａ，１２Ａは１つとされ、代わってプラネタリギヤ４０がこの歯車対１１Ａ，１２Ａに対する直列のギヤとして配置されている。第２軸２に連結する歯車対についても同様であり、歯車対１３Ａ，１４Ａは１つとされ、代わってプラネタリギヤ５０がこの歯車対１３Ａ，１４Ａに対する直列のギヤとして配置されている。両プラネタリギヤ４０，５０は、シンプルプレネタリタイプとされ、それらのリングギヤ４３，５３が入力要素としてそれぞれ第１軸１と第２軸２に連結され、各サンギヤ４１，５１を反力要素とすべくブレーキ（Ｂ−２，Ｂ−３）を介して変速機ケース９に連結され、各キャリア４２，５２が各歯車対のドライブギヤ１１Ａ，１３Ａに連結されると共にクラッチ（Ｃ−４，Ｃ−５）を介してそれぞれ第１軸１と第２軸２に連結されている。なお、両歯車対のドリブンギヤ１２Ａ，１４Ａは、それぞれ出力軸３に一体回転可能に連結されている。
【０１０８】
プラネタリ部Ｓの構成は、実質上第１実施形態の場合と同様であるが、このギヤトレインでは、Ｍ／Ｔ部Ｍにリバース専用のギヤ列がないことから、リバース達成のために、リングギヤ２３がブレーキ（Ｂ−１）を介して変速機ケース９に係止可能とされている点が第１実施形態に対して異なる付加的構成である。
【０１０９】
こうした構成からなる変速機は、図５９にその作動を図表化して示すように、Ｍ／Ｔ部Ｍのブレーキ（Ｂ−２）を係合し、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）を係合することで第１サンギヤ４１を固定して第１速（１ｓｔ）を達成する。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転がプラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）からキャリア２２と第１軸１経由でＭ／Ｔ部Ｍの第１リングギヤ４３に入力され、第１サンギヤ４１固定の反力による第１キャリア４２の減速回転が第１歯車対１１Ａ，１２Ａに入力され、そこで更に第１歯車対のギヤ比で減速されて出力軸３に伝達される。
【０１１０】
次に、第２速（２ｎｄ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍのブレーキ（Ｂ−２）を係合すると共に、ブレーキ（Ｂ−３）を係合し、プラネタリ部Ｓの第３クラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第１速とする１−２変速で生じる場合、共に出力軸３に連結された第１歯車対１１Ａ，１２Ａと第２歯車対１３Ａ，１４Ａが、両ブレーキ（Ｂ−２，Ｂ−３）の係合により第１及び第２プラネタリギヤ４０，５０を介して第１軸１と第２軸２に連結された状態となることで、第１歯車対１１Ａ，１２Ａのギヤ比と第１プラネタリギヤ４０のギヤ比とを乗じたギヤ比と、第２歯車対１３Ａ，１４Ａのギヤ比と第２プラネタリギヤ５０のギヤ比とを乗じたギヤ比の中間のギヤ比が第２軸２と第１軸１との間に生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０のサンギヤ２１と第１軸１に連結するキャリア２２の回転関係が定まる。この状態が第１速での走行状態で生じるとすると、キャリア２２の回転はエンジン回転と等しい回転であるのに対して、サンギヤ２１の回転はそれより減速された回転となり、リングギヤ２３はこれらの回転に規制されて空転している。この状態で第１クラッチ（Ｃ−１）を解放し、第３クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のリングギヤ２３にエンジン回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２へのトルク伝達と、リングギヤ２３からキャリア２２経由でサンギヤ２１へのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが第１軸１と第２軸２経由で両プラネタリギヤ４０，５０に入力され、両歯車対１１Ａ，１２Ａ，１３Ａ，１４Ａを介して出力軸３に伝達されて第２速の変速段が達成される。こうして、第１プラネタリギヤ４０及び第１歯車対１１Ａ，１２Ａの直列減速のギヤ比と、第２プラネタリギヤ５０及び第２歯車対１３Ａ，１４Ａの直列減速のギヤ比に対する中間のギヤ比の回転が出力軸３に伝達される。
【０１１１】
第３速（３ｒｄ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍのブレーキ（Ｂ−３）を係合し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで達成される。この状態で、エンジンの回転が第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２に入力され、その回転が第２プラネタリギヤ５０の第２リングギヤ５３に伝達される。この第２プラネタリギヤ５０は、ブレーキ（Ｂ−３）の係合による第２サンギヤ５１の固定を反力として第２キャリア５２に減速回転を出力するため、この回転の入力による第２歯車対１３Ａ，１４Ａのギヤ比による減速回転が出力軸３に伝達される。この出力回転は、第２プラネタリギヤ及び第２歯車対直列減速のギヤ比による減速回転となる。
【０１１２】
第４速（４ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１クラッチ（Ｃ−４）を係合すると共に、第２ブレーキ（Ｂ−３）を係合し、プラネタリ部Ｓの第３クラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第３速とする３−４変速で生じる場合、共に出力軸３に連結された第１歯車対１１Ａ，１２Ａと第２歯車対１３Ａ，１４Ａが、第１歯車対１１Ａ，１２Ａについては第１クラッチ（Ｃ−４）を介して第１軸１に連結され、第２歯車対１３Ａ，１４Ａについてはブレーキ（Ｂ−３）の係合により第２プラネタリギヤ５０を介して第２軸２に連結された状態となることで、第１歯車対１１Ａ，１２Ａのギヤ比と、第２歯車対１３Ａ，１４Ａのギヤ比と第２プラネタリギヤ５０のギヤ比とを乗じたギヤ比の中間のギヤ比が第２軸２と第１軸１との間に生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０のサンギヤ２１と第１軸１に連結するキャリア２２の回転関係が定まる。この状態が第３速での走行状態で生じるとすると、サンギヤ２１の回転はエンジン回転と等しい回転であるのに対して、キャリア２２の回転はそれより増速された回転となり、リングギヤ２３はこれらの回転に規制されて空転している。この状態で第２クラッチ（Ｃ−２）を解放し、第３クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のリングギヤ２３にエンジン回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２へのトルク伝達と、リングギヤ２３からキャリア２２経由でサンギヤ２１へのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが一方で第１軸１経由で第１歯車対１１Ａ，１２Ａに入力され、それで減速された出力軸３に、他方で第２軸経由で第２プラネタリギヤ５０に入力され、そこで第１段の減速がなされ、更に第２歯車対１３Ａ，１４Ａを経由して第２段目の減速がなされて出力軸３に伝達されて第４速の変速段が達成される。こうして、第２プラネタリギヤ及び第２歯車対直列減速の回転と第１歯車対単独減速に対する中間のギヤ比の回転が出力軸３に伝達される。
【０１１３】
第５速（５ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍのクラッチ（Ｃ−４）を係合し、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第１クラッチ（Ｃ−１）経由で第１軸１に入力され、その回転がクラッチ（Ｃ−４）経由で第１歯車対１１Ａ，１２Ａを介して出力軸３に伝達される。この場合のギヤ比は、第１歯車対１１Ａ，１２Ａのギヤ比となる。
【０１１４】
第６速（６ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１クラッチ（Ｃ−４）を係合すると共に、第２クラッチ（Ｃ−５）を係合し、プラネタリ部Ｓの第３クラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第５速とする５−６変速で生じる場合、共に出力軸３に連結された第１歯車対１１Ａ，１２Ａが第１クラッチ（Ｃ−４）を介して第１軸１に連結され、第２歯車対１３Ａ，１４Ａが第２クラッチ（Ｃ−５）を介して第２軸２に連結された状態となることで、第１歯車対１１Ａ，１２Ａのギヤ比と第２歯車対１３Ａ，１４Ａのギヤ比との中間のギヤ比が第２軸２と第１軸１との間に生成され、第２軸２に連結するプラネアリギヤ２０のサンギヤ２１と第１軸１に連結するキャリア２２の回転関係が定まる。この状態が第５速での走行状態で生じるとすると、キャリア２２の回転はエンジン回転と等しい回転であるのに対して、サンギヤ２１の回転はそれより増速された回転となり、リングギヤ２３はこれらの回転に規制されて空転している。この状態で第１クラッチ（Ｃ−１）を解放し、第３クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のリングギヤ２３にエンジン回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤ２３からキャリア２２へのトルク伝達と、リングギヤ２３からキャリア２２経由でサンギヤ２１へのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが一方で第１軸１経由で第１歯車対１１Ａ，１２Ａに入力され、それで減速されて出力軸３に、他方で第２軸経由で第２歯車対１３Ａ，１４Ａに入力され、それで減速されて出力軸３に伝達されて第６速の変速段が達成される。こうして、第２歯車対単独のギヤ比と第１歯車対単独のギヤ比に対する中間のギヤ比の回転が出力軸３に伝達される。
【０１１５】
第７速（７ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍのクラッチ（Ｃ−５）を係合し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２に入力され、その回転がクラッチ（Ｃ−５）経由で第２歯車対１３Ａ，１４Ａを介して出力軸３に伝達される。この場合のギヤ比は、第２歯車対１３Ａ，１４Ａのギヤ比となる。
【０１１６】
このギヤトレインでのリバース（Ｒｅｖ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍのブレーキ（Ｂ−２）を係合し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）とブレーキ（Ｂ−１）を共に係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第２クラッチ（Ｃ−２）経由でサンギヤ２１に入力され、ブレーキ（Ｂ−１）によるリングギヤ２３の係止を反力とするキャリア２２の回転が第１軸１からＭ／Ｔ部Ｍの第１リングギヤ４３に入力される。これに対して、第１プラネタリギヤ４０のサンギヤ４１は、ブレーキ（Ｂ−２）により固定されているため、第１キャリヤ４２から出力される逆転の減速回転が第１歯車対１１Ａ，１２Ａで更に減速されて出力軸３に伝達される。
【０１１７】
このようにして達成される各変速段におけるプラネタリギヤ２０の３つの変速要素の挙動を図６０に速度線図で示す。この速度線図の表記方法も第１実施形態の場合と同様である。なお、この線図の場合、○印で囲った数字は、▲１▼が第１プラネタリギヤと第１歯車対の直列の伝達状態、▲２▼が第２プラネタリギヤと第２歯車対の直列の伝達状態、▲３▼が第１歯車対単独の伝達状態、▲４▼が第２歯車単独の伝達状態を表す。
【０１１８】
この速度線図から分かるように、この第１２実施形態においても、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１、第２歯車対と第１、第２プラネタリギヤにより本来達成可能な奇数変速段に対する中間段としてのギヤ比が生成されるため、偶数の変速段は、それに隣り合う変速段に対する経過段となるものである。したがって、この変速機の場合も、４速変速機に対して、歯車対やプラネタリギヤを増やさずに各変速段の中間に、ギヤ比ステップを密にする形態で３速の変速段を付加することができる。また、トルク抜けを生じない変速が可能な点についても第１実施形態の場合と同様である。
【０１１９】
次の図６１〜図６３は、本発明の第１３実施形態を示す。この形態もＭ／Ｔ部Ｍは、その変速要素としてプラネタリギヤ６０を包含する。図６１にそのギヤトレイン構成をスケルトンで示すように、先の各実施形態のプラネタリ部に当たる前プラネタリ部は、シングルプラネタリギヤと、第１及び第２クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）と、第１ブレーキ（Ｂ−１）で構成され、Ｍ／Ｔ部に当たる後プラネタリ部は、２列の歯車対１１Ｂ，１２Ｂ，　１３Ｂ，１４Ｂと単一のダブルプラネタリギヤ６０と、第３〜第５クラッチ（Ｃ−３〜Ｃ−５）と、第２ブレーキ（Ｂ−２）で構成されている。
【０１２０】
そして、前プラネタリ部では、プラネタリギヤのキャリア２２が、第２歯車対１３Ｂ，１４Ｂに連結する第１軸１に常時連結されると共に、第１クラッチ（Ｃ−１）を介して入力軸４に連結可能とされ、サンギヤ２１が、第１歯車対１１Ｂ，１２Ｂに連結する第２軸２に常時連結されると共に、第２クラッチ（Ｃ−２）を介して入力軸４に連結可能とされ、リングギヤ２３が第１ブレーキ（Ｂ−１）を介して変速機ケース９に係止可能とされている。また、後プラネタリ部では、プラネタリギヤ６０のキャリア６２が、第２歯車対１３Ｂ，１４Ｂに連結する第１軸３Ａに常時連結されると共に、第３クラッチ（Ｃ−３）を介して出力軸３に連結可能とされ、サンギヤ６１が、第１歯車対１１Ｂ，１２Ｂに連結する第２軸３Ｂに常時連結されると共に、第４クラッチ（Ｃ−４）を介して出力軸３に連結可能とされ、リングギヤ６３が、第５クラッチ（Ｃ−５）を介して出力軸３に連結可能とされると共に、第２ブレーキ（Ｂ−２）を介して変速機ケース９に係止可能とされている。
【０１２１】
図６２に作動を示すように、この変速機の場合、第１速（１ｓｔ）〜第４速（４ｔｈ）は、第２クラッチ（Ｃ−２）係合の入力による動力伝達となり、第４速（４ｔｈ）〜第７速（７ｔｈ）は、第１クラッチ（Ｃ−１）係合の入力による動力伝達となり、各変速段の出力は、主として出力側の第３クラッチ（Ｃ−３）〜第５クラッチ（Ｃ−５）の係合の選択によりなされるため、先にこれら２系統の動力伝達の流れをまとめて説明する。前プラネタリギヤのキャリア２２の回転は、第１軸１を通り第２歯車対１３Ｂ，１４Ｂに伝達され、第２歯車対１３Ｂ，１４Ｂのギヤ比による減速が行なわれ（以下、便宜上このギヤ比を１として説明を簡略化する）、出力側第１軸３Ａを経て後プラネタリ部のキャリア６２に伝達される流れ（以下、第１流れという）となる。前プラネタリギヤのサンギヤ２１の回転は、第２軸２を通り第１歯車対１１Ｂ，１２Ｂに伝達され、そのギヤ比による減速が行なわれ、出力側第２軸３Ｂを経て後プラネタリ部のサンギヤ６１に伝達される流れ（以下、第２流れという）となる。
【０１２２】
こうした２つの流れ生じるなかで、第１速（１ｓｔ）は、後プラネタリ部の第３クラッチ（Ｃ−３）を係合させ、前プラネタリ部の第２クラッチ（Ｃ−２）と第１ブレーキ（Ｂ−１）を係合させることで達成される。このとき、第１流れが出力につながる流れとなり、その基となるキャリア２２の回転は、リングギヤ２３が固定されることで低速回転となり、この回転がキャリア６２に伝達され、第３クラッチ（Ｃ−３）を経て出力されることで第１速回転となる。第２速（２ｎｄ）も同じ第２流れで、第５クラッチ（Ｃ−５）の係合による出力に切換わるだけである。このとき、後プラネタリ部のリングギヤ６３の回転は、キャリア６２の回転に対して増速回転となるため、第５クラッチ（Ｃ−５）を経て出力される第２速回転は第１速回転より若干高くなる。第３速（３ｒｄ）についても動力伝達の関係は実質上同様であり、第４クラッチ（Ｃ−４）係合による出力に切換わることで、この場合第２流れが出力されるようになるため、エンジン回転が前プラネタリ部のサンギヤ２１を通過した後、第１歯車対１１Ｂ，１２Ｂのギヤ比分だけ減速され、後プラネタリ部のサンギヤ６１を通過して出力される。この場合、動力伝達上は、第１ブレーキ（Ｂ−１）又は第１クラッチ（Ｃ−１）の係合は関与しないため、いずれか一方の係合を次の変速に備えて準備しておくことは可能である。ただし、両要素を同時に係合させると前プラネタリギヤがロックされてしまうため、第１ブレーキ（Ｂ−１）と第１クラッチ（Ｃ−１）の同時係合は許容されない。
【０１２３】
第４速（４ｔｈ）以降は、主体的な流れは第１流れとなる。第４速（４ｔｈ）では、第１流れと第２流れにより、後プラネタリ部では、キャリア６２のエンジン回転に対してサンギヤ６１が第１歯車対１１Ｂ，１２Ｂによる減速分だけ低速回転するため、これら両回転の中間速度比の回転がリングギヤ６３から第５クラッチ（Ｃ−５）を経て出力され、この回転が第４速回転となる。次の第５速（５ｔｈ）では、第３クラッチ（Ｃ−３）経由の出力に切換わることで、第１流れがそのまま出力となり、エンジン回転が第３クラッチ（Ｃ−３）経由で出力軸３に出力される第５速回転となる。
【０１２４】
第６速（６ｔｈ）では、ブレーキ（Ｂ−１）が係合されることで、第２流れの基となるサンギヤ２１の回転が増速され、これに伴いサンギヤ６１の回転も増速回転となるため、リングギヤ６３から第５クラッチ（Ｃ−５）を経て出力され第６速回転も増速回転となる。第７速（７ｔｈ）では、同じ状態で、出力がサンギヤ６１に切換わるため、更に増速された回転が第７速の回転として出力軸３に出力される。
【０１２５】
なお、リバース（Ｒｅｖ）は、第２流れによるサンギヤ６１の回転に対して第１ブレーキ（Ｂ−２）係合によるリングギヤ６３の固定で逆回転するキャリア６２の回転が第３クラッチ（Ｃ−３）経由で出力軸３に出力されることで達成される。
【０１２６】
こうした各変速段における各回転要素の回転比の関係を図６３に速度線図で示す。この速度線図は、エンジン回転速度比を１とする通常の表記に従うものである。
【０１２７】
次の図６４〜図６６は、本発明の第１４実施形態を示す。この形態の特徴は、全ての係合要素とプラネタリギヤを入力軸側に集約配置した点にある。図６４にそのギヤトレイン構成をスケルトンで示すように、この形態における第１プラネタリギヤＰ１は、シングルプラネタリギヤで構成され、増速回転を生成させる機能を果たす。第２プラネタリギヤＰ２も、シングルプラネタリギヤで構成され、第３プラネタリギヤＰ３は、ダブルプラネタリギヤで構成される。この形態における係合要素は、先の第１３実施形態と同様に、入力側の第１及び第２クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）と、出力側の第３〜第５クラッチ（Ｃ−３〜Ｃ−５）と、反力支持のための第１及び第２ブレーキ（Ｂ−１，Ｂ−２）で構成されている。
第１プラネタリギヤＰ１は、そのサンギヤＳ１を変速機ケース９に常時固定とされ、キャリアＣ１が第１クラッチ（Ｃ−１）を介して入力軸４に連結可能とされ、リングギヤＲ１が第２プラネタリギヤＰ２のキャリアＣ２に直結されている。第２及び第３プラネタリギヤＰ２，Ｐ３は、両サンギヤＳ２，Ｓ３が直結されて、共に第２クラッチ（Ｃ−２）を介して入力軸４に、また第４クラッチ（Ｃ−４）を介してカウンタギヤ対に連結可能とされ、両キャリアＣ２，Ｃ３も直結されて、第３クラッチ（Ｃ−３）を介してカウンタギヤ対に連結可能とされ、それぞれのリングギヤＲ２，Ｒ３が第１ブレーキ（Ｂ−１）と第２ブレーキ（Ｂ−２）を介して変速機ケース９に固定可能とされ、第３プラネタリギヤＰ３のリングギヤＲ３については、更に第５クラッチ（Ｃ−５）を介してカウンタギヤ対に連結可能とされている。
【０１２８】
この形態の場合も、第１プラネタリギヤＰ１のリングギヤＲ１から発する第１流れが、２つのキャリアＣ２，Ｃ３を通り第３クラッチ（Ｃ−３）に達している。また、第２流れは、２つのサンギヤＳ２，Ｓ３を通り、第４クラッチ（Ｃ−４）に達している。そして、図６５に作動を示すように、第１〜第４速では、第２流れが主体となり、第４〜第７速では第１流れが主体となる。
【０１２９】
第１速（１ｓｔ）は、第２クラッチ（Ｃ−２）係合による第２サンギヤＳ２へのエンジン回転入力に対して、第１ブレーキ（Ｂ−１）係合による第２リングギヤＲ２に反力を取る第２キャリアＣ２の減速回転が第３クラッチ（Ｃ−３）を介して出力されることで達成される。第２速（２ｎｄ）も同じ状態で、第５クラッチ（Ｃ−５）係合による第３リングギヤＲ３の減速回転が出力されて達成される。また、第３速（３ｒｄ）は、第２クラッチ（Ｃ−２）経由のエンジン回転が両サンギヤＳ２，Ｓ３を通過して第４クラッチ（Ｃ−４）経由で出力されることで達成される。
【０１３０】
第４速（４ｔｈ）からは第１クラッチ（Ｃ−１）の係合による第１流れの増速回転が作用し始め、第３プラネタリギヤＰ３のキャリアＣ３への増速回転入力に対して、サンギヤＳ３のエンジン回転でリングギヤＲ３が増速回転するが、この回転がリングギヤＲ３の増速回転として第５クラッチ（Ｃ−５）経由で出力されて第４速が達成される。次の第５速（５ｔｈ）では、第１リングギヤＲ１の増速回転がそのまま第３キャリアＣ３から第３クラッチ（Ｃ−３）経由で出力されて第５速回転となる。また、第６速（６ｔｈ）では、この回転が第５クラッチ（Ｃ−５）出力の第３リングギヤＲ３出力に切換えられて更に増速された出力となる。そして、第７速（７ｔｈ）は、第１ブレーキ（Ｂ−１）係合による増速回転が第２キャリアＣ２入力による第２サンギヤＳ２の増速回転として第４クラッチ（Ｃ−４）から出力されて最高速段となる。なお、リバース（Ｒｅｖ）は、第３プラネタリギヤＰ３で生成され、この場合、第１ブレーキ（Ｂ−１）の係合による第３リングギヤＲ３固定に対して、第３サンギヤＳ３にエンジン回転が入力されることで、第３キャリアＣ３が減速の逆回転となる出力を第３クラッチ（Ｃ−３）経由で出力することで達成される。
【０１３１】
こうした各変速段における各回転要素の回転比の関係を図６６に速度線図で示す。この速度線図も、エンジン回転速度比を１とする通常の表記に従うものである。また、図６５の作動図表における括弧付の○印は、先の第１３実施形態の作動説明に記したと同じ理由から、その変速段において、その係合要素の係合状態の維持が変速に関係なく許容されることを表す。この場合も、両係合要素の同時係合はプラネタリギヤのロックにつながるため許容されない。
【０１３２】
次の図６７〜図６９は、本発明の第１５実施形態を示す。この形態の特徴は、先の実施形態において動力伝達流れ上でＭ／Ｔ部Ｍより上流側に配置したプラネタリ部Ｓのプラネタリギヤ２０を下流側に配置変更した点にある。図６７にそのギヤトレイン構成をスケルトンで示すように、この形態におけるＭ／Ｔ部Ｍは、先の第１実施形態の場合と実質的に同様のものであるが、プラネタリギヤ２０の下流側配置に伴い、第２及び第４歯車対の出力軸３Ａが二重軸の別軸とされている。この場合、第１出力軸３Ａに第２及び第４歯車対のドリブンギヤ１４，１８が固定され、第２出力軸３Ｂに第１及び第３歯車対１１，１２，１５，１６のドッグクラッチ３２が軸方向可動かつ回転不能に連結されている。
【０１３３】
プラネタリ部Ｓは、２つの入力クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を残して、プラネタリギヤ２０と変速制御のためのクラッチがダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）としてＭ／Ｔ部Ｍの下流側に移されている。この形態では、プラネタリギヤ２０のサンギヤ２１は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第２出力軸３Ｂに連結され、この第２出力軸３Ｂがダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を介して出力軸３に連結され、ピニオン２４，２５を支持するキャリア２２は、第１出力軸３Ａに連結され、リングギヤ２３は、出力軸３に連結されている。
【０１３４】
こうした構成からなる変速機は、図６８にその作動を図表化して示すように、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１歯車対１１，１２（この形態の説明においても第１実施形態と同様に歯車対を略号表記する）をドッグクラッチ３２で第２出力軸３Ｂに連結し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）とダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を係合することで第１速（１ｓｔ）を達成する。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転がプラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）経由でＭ／Ｔ部Ｍのドライブギヤ１１に入力され、第１歯車対▲１▼で減速され、ドッグクラッチ３２を経て第２出力軸３Ｂに伝達され、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を経て出力軸３Ｃに伝達される。
【０１３５】
次に、第２速（２ｎｄ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１歯車対▲１▼をドッグクラッチ３２で第２出力軸３Ｂに連結すると共に、第２歯車対▲２▼をドッグクラッチ３１で第１出力軸３Ａに連結し、プラネタリ部Ｓの両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を共に係合することで達成される。この状態では、両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）の係合でエンジン回転が第１歯車対１１，１２と第２歯車対１３，１４に同時に入力され、それらで減速されて第１出力軸３Ａと第２出力軸３Ｂに出力される。これらの回転の入力でプラネタリギヤ２０のサンギヤ２１とキャリア２２の回転が、これらのギヤ比の中間のギヤ比に規制され、リングギヤ２３からそれらの回転の中間の回転が出力軸３Ｃに伝達される。
【０１３６】
第３速（３ｒｄ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第２歯車対▲２▼をドッグクラッチ３１で第１出力軸３Ａに連結し、プラネタリ部Ｓのクラッチ（Ｃ−１）とダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転がクラッチ（Ｃ−１）経由で第２歯車対▲２▼に入力され、その回転がドッグクラッチ３１を経て第２歯車対▲２▼に伝達され、そこで第２歯車対▲２▼のギヤ比で減速されて第１出力軸３Ａに伝達される。この回転はプラネタリギヤ２０のキャリア２２入力となるが、プラネタリギヤ２０はダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）の係合による直結状態にあるため、この回転はそのまま出力軸３Ｃに伝達される。
【０１３７】
第４速（４ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第２歯車対▲２▼をドッグクラッチ３１で第１出力軸３Ａに連結すると共に、第３歯車対▲３▼をドッグクラッチ３２で第２出力軸３Ｂに連結し、プラネタリ部Ｓの両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を共に係合することで達成される。この状態で、両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）の係合でエンジン回転が第２歯車対▲２▼と第３歯車対▲３▼に同時に入力され、それらで減速されて第１出力軸３Ａと第２出力軸３Ｂに出力される。これらの回転の入力でプラネタリギヤ２０のサンギヤ２１とキャリア２２の回転が規制され、リングギヤ２３からそれらの回転の中間の回転が出力軸３Ｃに伝達される。
【０１３８】
第５速（５ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第３歯車対▲３▼をドッグクラッチ３２で第２出力軸３Ｂに連結し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）とダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２に入力され、そこで第３歯車対▲３▼のギヤ比で減速されてドッグクラッチ３２を経て第２出力軸３Ｂに伝達される。この回転はプラネタリギヤ２０のサンギヤ２１入力となるが、プラネタリギヤ２０はダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）の係合による直結状態にあるため、この回転はそのまま出力軸３Ｃに伝達される。
【０１３９】
第６速（６ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第３歯車対▲３▼をドッグクラッチ３２で第２出力軸３Ｂに連結すると共に、第４歯車対▲４▼をドッグクラッチ３１で第１出力軸３Ａに連結し、プラネタリ部Ｓの両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を共に係合することで達成される。この状態で、両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）の係合でエンジン回転が第３歯車対▲３▼と第４歯車対▲４▼に同時に入力され、それらで減速されて第１出力軸３Ａと第２出力軸３Ｂに出力される。これらの回転の入力でプラネタリギヤ２０のサンギヤ２１とキャリア２２の回転が規制され、リングギヤ２３からそれらの回転の中間の回転が出力軸３Ｃに伝達される。
【０１４０】
第７速（７ｔｈ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第４歯車対▲４▼をドッグクラッチ３１で第１出力軸３Ａに連結し、プラネタリ部Ｓの第１クラッチ（Ｃ−１）とダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第１クラッチ（Ｃ−１）経由で第４歯車対▲４▼に入力され、その回転がドッグクラッチ３１を経て第４歯車対▲４▼に伝達され、そこで第４歯車対▲４▼のギヤ比で減速されて第１出力軸３Ａに伝達される。この回転はプラネタリギヤ２０のキャリア２２入力となるが、プラネタリギヤ２０はダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）の係合による直結状態にあるため、この回転はそのまま出力軸３Ｃに伝達される。
【０１４１】
なお、リバース（Ｒｅｖ）は、Ｍ／Ｔ部Ｍのドッグクラッチ３２を中立として、リバースギヤ列１９，３０を第２出力軸３Ｂに連結し、プラネタリ部Ｓの第２クラッチ（Ｃ−２）とダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を係合することで達成される。この状態で、エンジン（Ｅ／Ｇ）の回転が第２クラッチ（Ｃ−２）経由で第２軸２に入力され、その回転がリバースギヤ列１９，３０で減速且つカウンタギヤ３０経由で前記各変速段とは逆転されて第２出力軸３Ｂに伝達され、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）経由で出力軸３Ｃに伝達される。
【０１４２】
この第１５実施形態においても、各奇数の変速段がプラネタリギヤ２０の変速要素を変速に関与しない単なる動力伝達部材として達成されるのに対して、各偶数の変速段は、プラネタリギヤ２０の変速要素を機能させて達成される。しかも、これら各偶数の変速段は、それを挟む奇数の変速段の達成時に連結される２つの歯車対の同時連結により達成される。
【０１４３】
このようにして達成される各変速段におけるプラネタリギヤ２０の３つの変速要素の挙動を図６９に速度線図で示す。この速度線図は、一般的な自動変速機の入力回転数を基準（速度比１）として変速特性を示す表記形式に従うものであり、各変速要素であるサンギヤ、リングギヤ及びキャリアの速度比を●印で変速段を表す数字を白抜きして表しており、これらの速度比はすなわちエンジン回転数を速度比１とするものである。したがって、第７速における出力軸速度比が最も高いのは、エンジン回転に対して変速機の減速比が最も小さいことを表す。また○印で囲った数字は、その変速段において連結されるＭ／Ｔ部Ｍの第１〜第４歯車対を表す。
【０１４４】
この速度線図から分かるように、偶数の変速段は、Ｍ／Ｔ部Ｍの第１〜第４歯車対により本来達成可能な奇数変速段に対する中間段としてのギヤ比で、隣り合う両偶数変速段を達成する歯車対による同時動力伝達により達成されるもので、それに隣り合う奇数の変速段に対する経過段ともなるものである。したがって、この形態の変速機によっても、従来形式の常時噛合式の４速変速機に対して、各変速段の中間に、ギヤ比ステップを密にする形態で３速の変速段を付加することができる。
【０１４５】
更にこの第１５実施形態の場合、ギヤ比ステップを高速段側ほど狭くする設定を容易に行なうことができる利点が得られる。図７０は先の２つの実施形態（図１、図５８参照）との比較を速度線図で示す（ただし、各変速段の表記については、単一の歯車対のギヤ比で達成される変速段を整数で表し、それらの中間のギヤ比による変速段を端数で表す）。この例では、最低速段と最高速段（第４速、実施形態の第７速に相当）のギヤ比を０．３４２と２．０４４と同一に設定し、途中の変速段の第２、３速（実施形態の第３、５速に相当）間で良好なギヤ比ステップが得られるようなギヤ比設定とした場合、図の（ｂ）に示す本形態の配置の場合、中間段を含めて全ての変速段間のギヤ比ステップについて、低速段側ギヤ比ステップ＞高速段側ギヤ比ステップの関係が成立するのに対して、図の（ａ）に示す形態の配置の場合、プラネタリギヤのキャリア−リングギヤ間のギヤ比λを単純に０．５とした場合、１．５−２速間、２．５−３速間及び３−３．５速間で、低速段側ギヤ比ステップ＜高速段側ギヤ比ステップの逆転が生じるのが分かる。このように、本形態では、中間段としての偶数段を全て上位段側に寄せたギヤ比ステップが容易に設定可能となる。
【０１４６】
このようにプラネタリギヤを出力側に配置した場合についても、前記第１実施形態や第２実施形態と同様に、プラネタリ部について種々の変更が可能である。これらを例示すると、次のようになる。先ず、シングルプラネタリ構成を前提とする場合、図７１に示すように、サンギヤ２１とリングギヤ２３間のロックアップする場合、サンギヤ２１は第１軸３Ａへの連結とし、リングギヤ２３を第２軸３Ｂに連結し、キャリア２２を出力軸３Ｃに連結する構成がある。また、図７２に示すように、サンギヤ２１を第２軸３Ｂ連結とし、キャリア２２を出力軸３Ｃに連結する構成も考えられる。次に、キャリア２２とサンギヤ２１をロックアップする場合、図７３に示すように、サンギヤ２１を第１軸３Ａ連結、リングギヤ２３を第２軸３Ｂ連結とし、キャリア２２を出力軸３Ｃ連結とする構成と、図７４に示すように、サンギヤ２１を第２軸３Ｂ連結、リングギヤ２３を第１軸３Ａ連結とし、キャリア２２を出力軸３Ｃ連結とする構成が考えられる。そして、リングギヤ２３とキャリア２２をロックアップする場合、図７５に示すように、サンギヤ２１を第１軸３Ａ連結、リングギヤ２３を第２軸３Ｂ連結とし、キャリア２２を出力軸３Ｃ連結とする構成と、図７６に示すように、リングギヤ２３を第１軸３Ａ連結、サンギヤ２１を第２軸３Ｂ連結とし、キャリア２２を出力軸３Ｃ連結とする構成が考えられる。
【０１４７】
また、ダブルプラネタリ構成を前提とする場合、図７７に示すように、リングギヤ２３とサンギヤ２１間をロックアップする場合、サンギヤ２１は第１軸３Ａへの連結とし、キャリア２２を第２軸３Ｂに連結し、リングギヤ２３を出力軸３Ｃに連結する構成も考えられる。次に、キャリア２２とサンギヤ２１をロックアップする場合、図７８に示すように、サンギヤ２１を第１軸３Ａ連結、キャリア２２を第２軸３Ｂ連結とし、リングギヤ２３を出力軸３Ｃ連結とする構成と、図７９に示すように、サンギヤ２１を第２軸３Ｂ連結、キャリア２２を第１軸３Ａ連結とし、リングギヤ２３を出力軸３Ｃ連結とする構成が考えられる。そして、リングギヤ２３とキャリア２２をロックアップする場合、図８０に示すように、サンギヤ２１を第１軸３Ａ連結、キャリア２２を第２軸３Ｂ連結とし、リングギヤ２３を出力軸３Ｃ連結とする構成と、図８１に示すように、キャリア２２を第１軸３Ａ連結、サンギヤ２１を第２軸３Ｂ連結とし、リングギヤ２３を出力軸３Ｃ連結とする構成が考えられる。
【０１４８】
次の図８２に示す第１６実施形態は、先の第１実施形態に対する第１１実施形態（図５７参照）と同様の改変を、ロックアップタイプの第１５実施形態に施したものである。この形態では、ダブルプラネタリギヤ２０とそのダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）を出力軸側の変速機後部に配置している。この配置の場合、出力軸側の第１軸３Ａ及び第２軸３Ｂの内側に更に出力軸３Ｃを通す必要があるため、第１歯車対▲１▼と第３歯車対▲３▼側で軸が３重軸となるが、ロックアップタイプのものについても、原理的にはこうした配列が可能である。
【０１４９】
次の図８３に示す第１７実施形態は、先の第１６実施形態のプラネタリギヤをシングルプラネタリギヤとして出力軸側にセンタ配置とし、ダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）をＭ／Ｔ部Ｍの出力側に配したものである。この配置では、プラネタリギヤのサンギヤ２１が出力側の第２軸３Ｂに連結され、リングギヤ２３が出力側の第１軸３Ａに連結され、キャリア２２が出力軸３Ｃに連結されている。そしてこの場合のダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）は、出力側の第１軸３Ａと出力軸３Ｃに連結され、プラネタリギヤのキャリア２２とリングギヤ２３をロックアップするものとされている。
【０１５０】
更に、図８４に示す第１８実施形態は、先の第１５実施形態（図６７参照）に対して、入力クラッチとして機能していた第１及び第２クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を、出力クラッチとしてＭ／Ｔ部Ｍの出力側に配したものである。この形態の場合、Ｍ／Ｔ部の入力側は、単軸で直接入力軸４に連結され、出力側の第１軸３Ａとダブルプラネタリギヤのキャリア２２が第１クラッチ（Ｃ−１）を介して連結可能とされ、出力側の第２軸３Ｂとプラネタリギヤのサンギヤ２１が第２クラッチ（Ｃ−２）を介して連結可能とされ、リングギヤ２３が出力軸３Ｃに常時連結とされている。そしてダイレクトクラッチ（Ｃ−Ｄ）は、プラネタリギヤのサンギヤ２１とリングギヤ２３をロックアップするものとされている。
【０１５１】
次の図８５及び図８６に示す第１９実施形態は、当初の第１実施形態（図１〜図３参照）に対して、プラネタリ部を全てＭ／Ｔ部Ｍの出力側に配したものである。この場合の作動は、入出力の関係が全て第１実施形態に対して入れ替わるが、各変速段でのギヤ対と係合要素の作動関係は、図２に表記される作動と全く同様となるので図２の参照をもって説明に代える。また、この形態の場合の図８６に示す速度線図は、第１５実施形態の表記方法と同様に、一般的な自動変速機の入力回転数を基準（速度比１）として変速特性を示す表記形式に従うものであり、各変速要素であるサンギヤ、リングギヤ及びキャリアの速度比を●印で変速段を表す数字を白抜きして表しており、これらの速度比はすなわちエンジン回転数を速度比１とするものである。したがって、第７速における出力軸速度比が最も高いのは、エンジン回転に対して変速機の減速比が最も小さいことを表す。また○印で囲った数字は、その変速段において連結されるＭ／Ｔ部Ｍの第１〜第４歯車対を表す。
【０１５２】
この第１９実施形態においても、当初の第１実施形態と同様に、プラネタリ部の種々の改変が可能である。この場合の変形例については、第１実施形態の変形例として図６〜図１０に挙げた各例のフライホイールＦ／Ｗを出力軸３Ｃに置き換えた構成となるので、これらの図を参照した読み替えにより説明に代える。
【０１５３】
また、先の第１５実施形態（図６７参照）のギヤトレインの場合も第４速の飛ばしによる６速化が可能である。この場合の作動表と速度線図を図８７及び図８８に示す。
【０１５４】
次の図８９〜図９１に示す第２０実施形態は、第１５実施形態の第１軸と第２軸を入替えたものである。この形態の場合の作動表と速度線図は、図９０及び図９１に示すようになる。
【０１５５】
次の図９２〜図９４に示す第２１実施形態は、第１５実施形態の第４歯車対を廃止したものである。この形態の場合の作動表と速度線図は、図９３及び図９４に示すようになる。
【０１５６】
更に、図９５及び図９６に示す第２２実施形態は、先の第６実施形態（図３７〜図３９参照）において、プラネタリ部をＭ／Ｔ部の出力側に移したものである。この場合の作動図表は、図３８に示す図表と同様となるので、同図の参照を以って説明に代える。また、速度線図は、図９６に示すようになる。
【０１５７】
更に、図９７及び図９８に示す第２３実施形態は、先の第７実施形態（図４０〜図４２参照）において、プラネタリ部をＭ／Ｔ部の出力側に移したものである。この場合の作動図表は、図４１に示す図表と同様となるので、同図の参照を以って説明に代える。また、速度線図は、図９８に示すようになる。
【０１５８】
更に、図９９〜図１０１に示す第２４実施形態は、先の第１５実施形態（図６７〜図６９参照）において、ブレーキを追加して８速化を図ったものである。この場合、プラネタリギヤのキャリアがブレーキを介して変速機ケースに固定可能とされる構成が採られる。この場合の作動図表は、図１００に示すようになり、速度線図は、図１０１に示すようになる。
【０１５９】
最後に、図１０２〜図１０４に示す第２５実施形態は、先の第９実施形態（図５３〜図５５参照）において、プラネタリ部をＭ／Ｔ部の出力側に移したものである。この場合、プラネタリ部の移設に伴い第２歯車対のドッグクラッチも出力軸側に移設されている。この場合の作動図表は、図１０３に示すようになり、速度線図は、図１０４に示すようになる。
【０１６０】
以上、本発明の理解のために多くの実施形態を挙げて説明したが、本発明は、例示の実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲の個々の請求項に記載の事項の範囲内で種々に具体的な構成を変更して実施することができるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用した第１実施形態の車両用変速機のギヤトレインを示すスケルトン図である。
【図２】第１実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図３】第１実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図４】第１実施形態の車両用変速機による加速特性を示すタイムチャートである。
【図５】従来の自動Ｍ／Ｔによる加速特性を示すタイムチャートである。
【図６】第１実施形態のギヤトレインのプラネタリ部の第１変形例を示すスケルトン図である。
【図７】プラネタリ部の第２変形例を示すスケルトン図である。
【図８】プラネタリ部の第３変形例を示すスケルトン図である。
【図９】プラネタリ部の第４変形例を示すスケルトン図である。
【図１０】プラネタリ部の第５変形例を示すスケルトン図である。
【図１１】第２実施形態の車両用変速機のギヤトレインを示すスケルトン図である。
【図１２】第２実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図１３】第２実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図１４】第２実施形態のギヤトレインのプラネタリ部の第１変形例を示すスケルトン図である。
【図１５】プラネタリ部の第２変形例を示すスケルトン図である。
【図１６】プラネタリ部の第３変形例を示すスケルトン図である。
【図１７】プラネタリ部の第４変形例を示すスケルトン図である。
【図１８】プラネタリ部の第５変形例を示すスケルトン図である。
【図１９】プラネタリ部の第６変形例を示すスケルトン図である。
【図２０】プラネタリ部の第７変形例を示すスケルトン図である。
【図２１】第２実施形態のギヤトレインのプラネタリ部のシングルプラネタリ構成とした場合の第１変形例を示すスケルトン図である。
【図２２】プラネタリ部の第２変形例を示すスケルトン図である。
【図２３】プラネタリ部の第３変形例を示すスケルトン図である。
【図２４】プラネタリ部の第４変形例を示すスケルトン図である。
【図２５】プラネタリ部の第５変形例を示すスケルトン図である。
【図２６】プラネタリ部の第６変形例を示すスケルトン図である。
【図２７】プラネタリ部の第７変形例を示すスケルトン図である。
【図２８】プラネタリ部の第８変形例を示すスケルトン図である。
【図２９】第３実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図３０】第３実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図３１】第４実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図３２】第４実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図３３】第４実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図３４】第５実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図３５】第５実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図３６】第５実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図３７】第６実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図３８】第６実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図３９】第６実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図４０】第７実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図４１】第７実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図４２】第７実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図４３】第８実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図４４】第８実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図４５】第８実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図４６】第８実施形態のギヤトレインのプラネタリ部の第１変形例を示すスケルトン図である。
【図４７】プラネタリ部の第２変形例を示すスケルトン図である。
【図４８】プラネタリ部の第３変形例を示すスケルトン図である。
【図４９】プラネタリ部の第４変形例を示すスケルトン図である。
【図５０】プラネタリ部の第５変形例を示すスケルトン図である。
【図５１】プラネタリ部の第６変形例を示すスケルトン図である。
【図５２】プラネタリ部の第７変形例を示すスケルトン図である。
【図５３】第９実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図５４】第９実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図５５】第９実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図５６】第１０実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図５７】第１１実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図５８】第１２実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図５９】第１２実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図６０】第１２実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図６１】第１３実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図６２】第１３実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図６３】第１３実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図６４】第１４実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図６５】第１４実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図６６】第１４実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図６７】第１５実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図６８】第１５実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図６９】第１５実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図７０】第１５実施形態のギヤ比ステップの特性を第１及び第２実施形態との比較で示す速度線図である。
【図７１】第１５実施形態のギヤトレインのプラネタリ部をシングルプラネタリ構成とした場合の第１変形例を示すスケルトン図である。
【図７２】プラネタリ部の第２変形例を示すスケルトン図である。
【図７３】プラネタリ部の第３変形例を示すスケルトン図である。
【図７４】プラネタリ部の第４変形例を示すスケルトン図である。
【図７５】プラネタリ部の第５変形例を示すスケルトン図である。
【図７６】プラネタリ部の第６変形例を示すスケルトン図である。
【図７７】プラネタリ部をダブルプラネタリ構成とした場合の第１変形例を示すスケルトン図である。
【図７８】プラネタリ部の第２変形例を示すスケルトン図である。
【図７９】プラネタリ部の第３変形例を示すスケルトン図である。
【図８０】プラネタリ部の第４変形例を示すスケルトン図である。
【図８１】プラネタリ部の第５変形例を示すスケルトン図である。
【図８２】第１６実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図８３】第１７実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図８４】第１８実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図８５】第１９実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図８６】第１９実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図８７】第１５実施形態のギヤトレインの飛ばし変速の場合の作動図表である。
【図８８】第１５実施形態のギヤトレインの飛ばし変速の場合の速度線図である。
【図８９】第２０実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図９０】第２０実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図９１】第２０実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図９２】第２１実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図９３】第２１実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図９４】第２１実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図９５】第２２実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図９６】第２２実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図９７】第２３実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図９８】第２３実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図９９】第２４実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図１００】第２４実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図１０１】第２４実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図１０２】第２５実施形態のギヤトレインのスケルトン図である。
【図１０３】第２５実施形態のギヤトレインの作動図表である。
【図１０４】第２５実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図１０５】従来の自動化されたマニュアルトランスミッションのスケルトン図である。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle transmission, and more particularly to a vehicle transmission having a manual transmission as a main transmission.
[0002]
[Prior art]
Since the transmission mounted on the vehicle does not require a clutch operation at the time of starting or shifting and facilitates the driving operation, a fluid transmission device is used as a starting device, and a multi-stage or multi-element planetary gear is a stepped transmission, Alternatively, an automatic transmission using a CVT as a continuously variable transmission is mainly used. Also, the stepped transmission tends to be multi-stage due to demands for ensuring drivability and improving fuel efficiency which is indispensable for energy saving.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the automatic transmission using the fluid transmission as described above, the transmission efficiency of the fluid transmission is particularly low. The disadvantage of fuel efficiency is inevitable as compared with the conventional manual transmission using the. On the other hand, a conventional manual transmission that is advantageous in terms of transmission efficiency is used regardless of whether the clutch operation is manual or automatic (in this specification, as shown in FIG. The automatic transmission is abbreviated as automatic M / T, in which the clutch operation is automated by combining the automatic transmission with a dry single-plate clutch.) In particular, the smoothness of acceleration must be maintained because a neutral state in which power transmission is interrupted during gear shifting must be passed. There is a grudge that lacks.
[0004]
In addition, in terms of multi-stage, in the case of the automatic transmission, the number of friction elements and engagement elements such as clutches, brakes, one-way clutches and the like for controlling the planetary gears to be multi-stage or multi-element or to control the multi-stage or multi-element is necessarily increased. In a vehicle transmission in which the mounting space is severely restricted, there is room to devise the layout of the friction elements and the engagement elements for the planetary gears, but it is difficult to take measures for the essential space. On the other hand, in the case of a manual transmission, an increase in the number of gears directly leads to an increase in the number of gear pairs, so that an increase in the size of the transmission, particularly an increase in the shaft length, cannot be avoided. However, in manual transmissions, the combination of the main transmission and the sub-transmission and the possibility of multi-stage by suppressing the increase in the number of gear pairs due to their related control remain. Shifts are required, which requires significantly more complicated and difficult controls. As described above, the automatic transmission and the manual transmission have respective advantages and disadvantages, and it is difficult to solve a comprehensive problem on an extension of the conventional technology.
[0005]
In view of the above, the present invention makes it possible to achieve a greater number of gear positions with respect to the gear arrangement while maintaining good transmission efficiency of the manual transmission by using the above-mentioned manual transmission as a main body, and achieves smoothness of acceleration of the automatic transmission. The main object of the present invention is to provide a transmission for a vehicle with a new concept that also has the following features. Another object of the present invention is to secure a good gear ratio step which can be said to be more important than the above-mentioned object in practical use in a multi-stage transmission.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a vehicular transmission of the present invention includes a main transmission (M) having at least two rotating elements (11, 12; 13, 14) each set to a different gear ratio, A differential mechanism (20) having three elements (21, 22, 23), and coupling means for directly or selectively coupling the two rotary elements to different transmission elements of the differential mechanism. Features.
[0007]
The present invention also provides a main transmission (M) having at least two rotating elements (11,12; 13,14) which are drivingly connected to an output and which are set to different gear ratios, respectively, and at least three elements. A differential mechanism (20) having (21, 22, 23), and the two rotary elements are directly or selectively connected to two elements (21, 22) of the differential mechanism; And a second input means (C-3; 4) for directly or selectively inputting an input rotation to at least one other element (23). Features.
[0008]
In the above configuration, the first input means inputs a connection member that directly connects the two elements (21, 22) of the differential mechanism and the two rotating elements, and inputs the two elements of the differential mechanism. The second input means may include a clutch for selectively connecting the input shaft with the other one of the elements.
[0009]
In the above configuration, the two rotating elements of the main transmission are selectively connected to different elements of the differential mechanism, respectively.
[0010]
In the above configuration, the main transmission can achieve at least the first speed, which is the lowest speed.
[0011]
In the above configuration, the differential mechanism is made up of a planetary gear.
[0012]
In the above configuration, the planetary gear is a single planetary gear including three elements of a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22), and one of the sun gear and the ring gear is provided by one of the two rotating elements. While always connected to the first shaft (1) connected to one side, selectively connected to the input shaft (4) via the first clutch (C-1) constituting the first input means, Is always connected to a second shaft (2) connected to the other of the two rotating elements, and is selectively connected to the input shaft via a second clutch (C-2) constituting the first input means. , And the carrier can be selectively connected to the input shaft via a third clutch (C-3) constituting the second input means.
[0013]
In the above configuration, the planetary gear is a double planetary gear composed of three elements, a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22), and one of the sun gear and the carrier is one of the two rotating elements. While always connected to the first shaft (1) connected to one side, selectively connected to the input shaft (4) via the first clutch (C-1) constituting the first input means, Is always connected to a second shaft (2) connected to the other of the two rotating elements, and is selected as an input shaft via a second clutch (C-2) constituting the first input means. The ring gear may be selectively connected to the input shaft via a third clutch (C-3) constituting the second input means.
[0014]
In the above configuration, the first input means includes a clutch (C-1, C-2) for selectively connecting two elements (21, 22) of the differential mechanism to the two rotating elements; A clutch (C-D) for selectively connecting at least two elements of the differential mechanism (20), wherein the second input means always connects another input element to the input shaft. It can be a member (4).
[0015]
In the above configuration, the two rotating elements of the main transmission are selectively connected to different elements of the differential mechanism, respectively.
[0016]
In the above configuration, the main transmission can achieve at least the first speed, which is the lowest speed.
[0017]
In the above configuration, the differential mechanism is made up of a planetary gear.
[0018]
In the above configuration, a third clutch (CD) that selectively connects at least two elements of the planetary gear is provided, and the planetary gear includes a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22). A single planetary gear composed of two elements, and one of the sun gear and the ring gear is connected to one of the two rotating elements via a first clutch (C-1) constituting the first input means. A second shaft (2) selectively connected to one shaft (1) and the other shaft connected to the other of the two rotating elements via a second clutch (C-2) constituting the first input means. ), And the carrier may be always connected to the input shaft (4) by the connecting member.
[0019]
In the above configuration, a third clutch (CD) that selectively connects at least two elements of the planetary gear is provided, and the planetary gear includes a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22). One of the sun gear and the carrier is connected to one of the second rotating elements via a first clutch (C-1) constituting the first input means. The other is selectively connected to a first shaft (1), and the other is selectively connected to a second shaft (2) connected to the other of the two rotating elements via the second clutch (C-2). The ring gear may be always connected to the input shaft (4) by the connecting member.
[0020]
Next, the vehicle transmission according to the present invention includes a main transmission (M) having at least two rotating elements (11, 12; 13, 14) each having a different gear ratio, and a main transmission (M) having the two rotating elements. Input means (C-1, C-2) for selectively inputting input rotation, a differential mechanism (20) having at least three elements (21, 22, 23), and two elements of the differential mechanism Output means (3A, 3B, 3C) for connecting the two rotating elements to (21, 22) and selectively outputting output rotation from at least one other element (23) and one of the two elements. It is characterized by having.
[0021]
Further, the vehicle transmission according to the present invention includes a main transmission (M) having at least two rotating elements (11, 12; 13, 14) set to different gear ratios, and an input to the two rotating elements. An input means (4) for inputting rotation, a differential mechanism (20) having at least three elements (21, 22, 23), and the two rotations being applied to two elements (21, 22) of the differential mechanism. Output means (3A, 3B, C-1, C-2, C-) for selectively connecting the elements and selectively outputting the output rotation from at least one other element (23) and one of the two elements; D).
[0022]
Further, the vehicle transmission according to the present invention includes a main transmission (M) having at least two rotating elements (11, 12; 13, 14) set to different gear ratios, and an input to the two rotating elements. An input means (4) for inputting rotation, a differential mechanism (20) having at least three elements (21, 22, 23), and the two rotations being applied to two elements (21, 22) of the differential mechanism. Output means (3A, 3B, C-1 to C-3) for connecting elements and selectively outputting an output rotation from at least one other element (23) and one of the two elements. And
[0023]
Also in the above configuration, the two rotating elements of the main transmission are each selectively connected to different elements of the differential mechanism.
[0024]
In the above configuration, the main transmission can achieve at least the first speed, which is the lowest speed.
[0025]
In the above configuration, the differential mechanism is made up of a planetary gear.
[0026]
The said structure WHEREIN: The 3rd clutch (CD) which couples at least 2 elements of the said planetary gear is provided, The said planetary gear is a sun gear (21) from a three element of a ring gear (23) and a carrier (22). One of the sun gear and the carrier is always connected to a first shaft (3A) constituting the output means, and the other is constantly connected to a second shaft (3B) constituting the output means. While being connected, the third gear (CD) is selectively connected to the one element, and the ring gear can be always connected to the output shaft (3C).
[0027]
Alternatively, in the above configuration, a third clutch (CD) that connects at least two elements of the planetary gear is provided, and the planetary gear includes three elements of a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22). One of the sun gear and the ring gear is always connected to a first shaft (1) constituting the output means, and the other is connected to a second shaft (2) constituting the output means. In addition to being always connected, the carrier may be selectively connected to the one element via a third clutch (CD), and the carrier may be always connected to the output shaft (3C).
[0028]
Further, in the above configuration, a third clutch (CD) for connecting at least two elements of the planetary gear is provided, and the planetary gear includes a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22). A double planetary gear composed of an element, one of a sun gear and a carrier is selectively connected to a first shaft (1) constituting the output means via a first clutch (C-1), and the other is A second shaft (2) constituting the output means is selectively connected to a ring gear via a third clutch (CD), and is selectively connected to a ring gear via a third clutch (CD). The output shaft (3C) may be always connected.
[0029]
Further, in the above configuration, a third clutch (CD) for connecting at least two elements of the planetary gear is provided, and the planetary gear includes a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22). One of the sun gear and the carrier is always connected to the first shaft (1) constituting the output means, and the output shaft is connected via the first clutch (C-1). (3C), the other is always connected to the second shaft (2) constituting the output means, and is selectively connected to the output shaft (3C) via the second clutch (C-2). And the ring gear may be selectively connected to the output shaft (3C) via the third clutch.
[0030]
Further, in the above configuration, the main transmission achieves the first gear by engaging the first clutch, achieves the second gear by engaging the second clutch, Are engaged to achieve an intermediate stage between the first shift speed and the second shift speed.
[0031]
Further, in the above configuration, the main transmission achieves the first gear by engaging the first clutch and the third clutch, and engages in the second gear by engaging the second clutch and the third clutch. It is possible to adopt a configuration that achieves an intermediate stage between the first shift speed and the second shift speed by achieving the gear and engaging the first clutch and the second clutch.
[0032]
Further, in the above configuration, the main transmission can selectively achieve, on the first shaft, a first speed and a third speed having a smaller speed ratio than the second speed on the first shaft. Gears (11, 15) having gears (13, 17) and capable of selectively achieving a second gear and a fourth gear having a larger gear ratio than the third gear on the second shaft. A first intermediate stage between the first and second speed stages, a second intermediate stage between the second and third speed stages, and a first intermediate stage between the third and fourth speed stages. A configuration that achieves seven forward speeds by achieving three intermediate speeds may also be employed.
[0033]
In the above configuration, the main transmission further includes a reverse gear (19) for achieving a reverse state, the main transmission is set in a reverse state, and any one of the first to third clutches is provided. It is also effective to adopt a configuration that achieves the reverse gear by engaging the two.
[0034]
Further, in the above configuration, the main transmission further includes a reverse gear (19) for achieving a reverse state, the main transmission is set in a reverse state, and any one of the first to third clutches is used. The reverse stage can be achieved by engaging the two.
[0035]
Further, in the above configuration, a brake (B-1) capable of locking the ring gear is further provided, the brake and the second clutch (C-2) are engaged, and the main transmission is shifted to the second gear. By doing so, a configuration for achieving the reverse gear is also possible.
[0036]
In the above configuration, a brake (B-1) capable of locking the ring gear is further provided, the brake and the first clutch (C-1) are engaged, and the main transmission is shifted to the first gear. By doing so, a configuration for achieving the reverse gear is also possible.
[0037]
Further, in the above-described configuration, a brake capable of locking either the sun gear or the ring gear is provided, the brake and a clutch for carrier input are engaged, and the brake is connected to the other of the sun gear and the ring gear. It is also possible to achieve a gear speed higher than the gear speed by achieving the gear speed of the gear on the given shaft.
[0038]
In the above configuration, a brake (B-1) capable of locking either the sun gear or the carrier is provided, the brake and a ring gear input clutch (C-3) are engaged, and the sun gear is engaged. A configuration is also possible in which a shift speed higher than the shift speed is achieved by achieving the shift speed of the shaft connected to one of the other and the carrier.
[0039]
Further, in the above configuration, a brake capable of locking either the sun gear or the ring gear is provided, and a clutch connecting the brake and any one of the sun gear and the ring gear to the main transmission is engaged; A configuration is also possible in which a gear speed higher than the gear speed is achieved by achieving the gear speed of the shaft connected to the shaft.
[0040]
Further, in the above configuration, a brake capable of locking either the sun gear or the carrier is provided, and a clutch that connects the brake and one of the sun gear and the carrier to the main transmission is engaged. A configuration is also possible in which a gear speed higher than the gear speed is achieved by achieving the gear speed of the shaft connected to the shaft.
[0041]
Further, in the above configuration, the main transmission has a gear paired with a gear on the first shaft and a gear on the second shaft on an output shaft, and one of the paired gears is , The shaft can be constantly connected, and the other can be selectively connected to the shaft via a dog clutch.
[0042]
Further, in the above configuration, the main transmission has a gear paired with a gear on the first shaft and a gear on the second shaft on an output shaft, and one of the paired gears is , Can be connected to the shaft at all times, and the other can be selectively connected to the shaft via a multi-plate clutch.
[0043]
Further, in the above configuration, the main transmission has a gear paired with a gear on the first shaft and a gear on the second shaft on an output shaft, and one of the paired gears is It is also effective to adopt a configuration in which the shaft is connected to a shaft via a planetary gear mechanism capable of generating a direct connection rotation and a variable speed rotation.
[0044]
Function and effect of the present invention
According to the configuration of the present invention, power transmission can be simultaneously performed from the speed change elements at two different speeds via the planetary gear. This makes it possible to generate an intermediate gear between each gear in combination with a gear that can be achieved in the main transmission. Therefore, a compact transmission can be realized by multi-stage operation without increasing the number of transmission elements by utilizing the generation of the intermediate stage. In addition, the generation of the intermediate shift speed enables a shift in a power transmission state, so that a smooth vehicle acceleration can be performed by a shift without torque loss.
[0045]
A vehicle that achieves the above effects by using a conventional manual transmission as a main transmission by generating a parallel power transmission flow through different transmission elements by a gear train configuration of the conventional manual transmission. Transmission can be realized.
[0046]
In addition, by generating a parallel power transmission flow through different transmission elements by a planetary gear in the main transmission, it is possible to control the main transmission by a control mechanism similar to an automatic transmission that does not use a dog clutch.
[0047]
In particular, when the planetary gear is arranged on the output side of the main transmission, the generated gear ratio of the intermediate gear always becomes closer to the gear ratio of the upper gear, and the gear ratio step is narrowed toward the higher gear. Therefore, a transmission particularly suitable for vehicle running can be realized.
[0048]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. 1 to 3 show a first embodiment of a vehicle transmission according to the present invention. As shown in FIG. 1 by a skeleton of its gear train configuration, the transmission has a plurality of rotating elements 11 to 18 and achieves a plurality of gears by selecting a parallel power transmission flow through these rotating elements. A main transmission (referred to as an M / T unit in the description of the embodiment) M, a differential mechanism (also referred to as a planetary unit) S including the planetary gear 20, and two elements 21 and 22 of the planetary unit S are referred to as M / T. The basic configuration is to include a first shaft 1 and a second shaft 2 as means for connecting to different rotating elements of the portion M.
[0049]
In the case of this embodiment, the M / T unit M includes a plurality of constantly meshing gear pairs 11 to 18 as its rotating elements, and has two dog clutches 31 and 32 for selecting a power transmission flow through the rotating elements. . The M / T portion M is an input means for connecting the inner and outer double first shaft 1 and second shaft 2 to the planetary portion S, and gears as rotary elements on them, that is, each drive gear 11, 13, Power is transmitted by parallel axes from 15, 17 to the driven gears 12, 14, 16, 18 on the output shaft 3. The drive gears 13 and 17 for the second speed and the fourth speed on the first shaft 1 are rotatably supported by the first shaft 1, and the first shaft is driven by an axial movement of a dog clutch 31 disposed therebetween. 1 can be selectively connected. The driven gears 14 and 18 paired with the drive gears 13 and 17 for the second and fourth speeds are respectively connected to the output shaft 3 so as to be integrally rotatable. The first and third speed drive gears 11 and 15 and the reverse drive gear 19 on the second shaft 2 are integrally rotatably connected to the second shaft 2. The driven gears 12 and 16 that make a pair with the drive gears 11 and 15 for the first speed and the third speed are rotatably supported on the output shaft 3, and the shaft of a dog clutch 32 disposed therebetween is provided. It can be selectively connected to the output shaft 3 by moving in the direction. The reverse driven gear composed of the reverse drive gear 19 and the outer peripheral teeth of the dog clutch 32 mesh with each other via the counter gear 30, and at the neutral position of the dog clutch 32, the reverse gear trains 19, 30, 30. 32 to allow power transmission.
[0050]
The planetary gear 20 of the planetary portion S has a double pinion configuration including a sun gear 21, a ring gear 23, and pinions 24 and 25 that mesh with the sun gear 21 and the ring gear 23 individually and with each other. The sun gear 21 of the planetary gear 20 is always connected to the second shaft 2, and the second shaft 2 can be connected to the input shaft 4 via a second clutch (C-2) constituting one of the first input means. The carrier 22, which supports the pinions 24, 25, is always connected to the first shaft 1 and is connected to the input shaft 4 via a first clutch (C-1) constituting the other of the first input means. It is possible. The ring gear 23 can be connected to the input shaft 4 via a third clutch (C-3) that forms a part of the second input means. The input shaft 4 of the planetary unit S is connected to a flywheel damper (F / W) of the engine (E / G).
[0051]
The transmission having such a configuration has a first gear pair 11 and 12 (hereinafter, abbreviated as a first abbreviation in the description of this embodiment) of the M / T section M as shown in FIG. (1) is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32 and the second clutch (C-2) of the planetary section S is engaged to achieve the first speed (1st). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input from the second shaft 2 to the drive gear 11 of the M / T unit M via the second clutch (C-2) of the planetary unit S, and the first gear pair ▲ It is decelerated at 1 ▼ and transmitted to the output shaft 3 via the dog clutch 32. The speed ratio at this time is the speed ratio of the first speed according to the gear ratio of the first gear pair {circle around (1)}, which is the lowest speed of the transmission.
[0052]
Next, in the second speed (2nd), the first gear pair {circle around (1)} of the M / T section M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the second gear pair 13, 14 (similarly, the symbol {2}) (Indicated by ▼) is connected to the output shaft 3 by a dog clutch 31 and the third clutch (C-3) of the planetary section S is engaged. When this state occurs in the 1-2 shift in which the previous gear is the first speed, both the first gear pair (1) and the second gear pair (2) are output by the engagement of the dog clutches 31 and 32. Is connected between the first shaft 1 and the second shaft 2 connected to the drive gear 11 of the first gear pair {1} and the drive gear 13 of the second gear pair {2}. An intermediate gear ratio between the gear ratio of the first gear pair (1) and the gear ratio of the second gear pair (2) is generated, and is connected to the sun gear 21 of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the first shaft 1. The rotation relationship of the carrier 22 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the first speed, the rotation of the sun gear 21 is equal to the rotation of the engine, whereas the rotation of the carrier 22 is a rotation at a reduced speed. It is restricted by rotation and is spinning. In this state, the second clutch (C-2) is disengaged, the operation shifts to the engagement of the third clutch (C-3), and the engine rotation is input to the idle ring gear 23, so that the engine speed is generated in advance. Transmission of torque from the ring gear 23 to the carrier 22 according to the intermediate gear ratio and transmission of torque from the ring gear 23 to the sun gear 21 via the carrier 22 occur in parallel, and these torques are transmitted via the first shaft 1 and the second shaft 2. The transmission is transmitted to the output shaft 3 via the two gear pairs (1) and (2) to achieve the second speed.
[0053]
In the third speed (3rd), the second gear pair {circle around (2)} of the M / T section M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 31, and the first clutch (C-1) of the planetary section S is engaged. Is achieved in. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the carrier 22 via the first clutch (C-1), and the rotation is transmitted to the second gear pair {circle around (2)} via the dog clutch 31. The speed is reduced at the gear ratio of the two gears {2} and transmitted to the output shaft 3.
[0054]
In the fourth speed (4th), the second gear pair {circle around (2)} of the M / T section M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 31, and the third gear pair 15, 16 (also represented by the abbreviation [3]). Is connected to the output shaft 3 by a dog clutch 32, and the third clutch (C-3) of the planetary portion S is engaged. When this state occurs in the 3-4 speed change in which the previous gear is the third speed, the engagement of both dog clutches 31 and 32 causes both the second gear pair (2) and the third gear pair (3) to be on the output shaft 3. Is connected to the drive gear 13 of the second gear pair {2} and the drive shaft 15 of the third gear pair {3} between the second shaft 2 and the first shaft 1. An intermediate gear ratio between the gear ratio of the second gear pair (2) and the gear ratio of the third gear pair (3) is generated, and the sun gear 21 of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the first gear 1 are connected. The rotation relationship of the carrier 22 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the third speed, the rotation of the carrier 22 is equal to the rotation of the engine, whereas the rotation of the sun gear 21 is a rotation at an increased speed. Idling is regulated by the rotation of. In this state, the first clutch (C-1) is disengaged, the operation shifts to the engagement of the third clutch (C-3), and the engine rotation is input to the idle ring gear 23, so that the engine speed is generated in advance. Transmission of torque from the ring gear 23 to the carrier 22 according to the intermediate gear ratio and transmission of torque from the ring gear 23 to the sun gear 21 via the carrier 22 occur in parallel, and these torques are transmitted via the first shaft 1 and the second shaft 2. Thus, the power is transmitted to the output shaft 3 via the two gear pairs (2) and (3) to achieve the fourth speed.
[0055]
In the fifth speed (5th), the third gear pair {circle around (3)} of the M / T portion M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the second clutch (C-2) of the planetary portion S is engaged. Is achieved in. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the second shaft 2 via the second clutch (C-2), and the rotation is transmitted to the third gear pair {circle around (3)}, where the third gear pair is transmitted. The speed is increased at the gear ratio of (3) and transmitted to the output shaft 3 via the dog clutch 32.
[0056]
In the sixth speed (6th), the third gear pair {circle around (3)} of the M / T portion M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the fourth gear pair 17, 18 (also represented by the abbreviation {circle around (4)}). Is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 31 and the third clutch (C-3) of the planetary portion S is engaged. When this state occurs in the 5-6 shift with the previous gear set to the fifth speed, the engagement of both dog clutches 31 and 32 causes both the third gear pair (3) and the fourth gear pair (4) to be on the output shaft 3. Is connected between the second shaft 2 and the first shaft 1 which are connected to the drive gear 15 of the third gear pair {3} and the drive gear 17 of the fourth gear pair {4}. An intermediate gear ratio between the gear ratio of the third gear pair (3) and the gear ratio of the fourth gear pair (4) is generated, and the sun gear 21 of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the first gear 1 are connected. The rotation relationship of the carrier 22 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the fifth speed, the rotation of the carrier 22 is equal to the rotation of the engine, whereas the rotation of the sun gear 21 is a rotation at an increased speed. Idling is regulated by the rotation of. In this state, the second clutch (C-2) is disengaged, the operation shifts to the engagement of the third clutch (C-3), and the engine rotation is input to the idle ring gear 23, so that the engine speed is generated in advance. Transmission of torque from the ring gear 23 to the carrier 22 according to the intermediate gear ratio and transmission of torque from the ring gear 23 to the sun gear 21 via the carrier 22 occur in parallel, and these torques are transmitted via the first shaft 1 and the second shaft 2. Thus, the power is transmitted to the output shaft 3 via the two gear pairs (3) and (4) to achieve the sixth speed.
[0057]
At a seventh speed (7th), the fourth gear pair {circle around (4)} of the M / T portion M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the first clutch (C-1) of the planetary portion S is engaged. Is achieved in. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the first shaft 1 via the first clutch (C-1), and the rotation is transmitted to the fourth gear pair (4) via the dog clutch 31, Then, the speed is increased at the gear ratio of the fourth gear pair (4) and transmitted to the output shaft.
[0058]
In reverse (Rev), the dog clutch 32 of the M / T section M is set to neutral, the reverse gear trains 19 and 30 are connected to the output shaft 3, and the second clutch (C-2) of the planetary section S is engaged. It is achieved by doing. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the second shaft 2 via the second clutch (C-2), and the rotation is reduced by the reverse gear trains 19 and 30 and the respective rotations via the counter gear 30. The transmission is transmitted to the output shaft 3 after being reversed from the gear position.
[0059]
As can be seen from the process of achieving each of the above-mentioned shift speeds, each of the odd-numbered shift speeds is achieved as a mere power transmission member, ie, a power passing member, which does not involve the shift element of the planetary gear 20 in the shift, whereas each of the even-numbered shift speeds is achieved. The gear is achieved by operating the transmission elements of the planetary gear 20. In addition, each of these even-numbered speeds is achieved by simultaneous connection of two gear pairs that are connected when an odd-numbered speed is sandwiched therebetween.
[0060]
The behavior of the three shift elements of the planetary gear 20 at each shift speed achieved in this way is shown in a speed diagram in FIG. This speed diagram is different from the notation format showing the shift characteristics based on the input rotation speed of a general automatic transmission (speed ratio 1), and is based on the output rotation speed transmitted to the output shaft 3 (speed ratio 1). The speed ratios of the sun gear, the ring gear, and the carrier, which are the speed change elements, are indicated by white circles and the numbers representing the shift speeds are indicated by white circles, and these speed ratios are synonymous with the speed ratio of the engine speed. Incidentally, the highest engine speed ratio at the first speed means that the reduction ratio of the transmission is the largest with respect to the engine rotation. The numbers surrounded by circles represent the first to fourth gear pairs of the M / T unit M connected at the shift speed.
[0061]
As can be seen from this velocity diagram, the even-numbered gears are the gear ratios as intermediate gears to the odd-numbered gears that can be originally achieved by the first to fourth gear pairs (1) to (4) of the M / T section M. This is achieved by simultaneous power transmission by a pair of gears that achieve adjacent two even-numbered gears, and also functions as a transitional stage for adjacent odd-numbered gears. Therefore, according to this transmission, compared with the conventional type always-meshing type four-speed transmission, the third gear shift is performed in a form in which the gear ratio step is made dense between each shift speed without increasing the number of gear pairs. Steps can be added.
[0062]
FIGS. 4 and 5 show time charts of the transmission according to the present embodiment and shifts during vehicle acceleration by a conventional automatic M / T. In the prior art shown in FIG. 5, a period of zero acceleration due to torque loss when passing through the neutral (N) between each shift speed (in the figure, the first speed (1st) to the third speed (3rd)) is shown. Occurs, at which time a flat period of speed increase due to coasting occurs, whereas in the present embodiment, the power transmission state by any gear pair that has achieved the previous shift stage continues during the shift. Thus, since there is no neutral period between shifts, there is no period of zero acceleration due to torque loss, and the speed increases continuously and smoothly. Thus, according to the transmission of the present embodiment, it is possible to eliminate the occurrence of an uncomfortable feeling due to a torque loss during an inevitable speed change in the manual transmission.
[0063]
In the first embodiment, the connection relationship between the planetary portion S and the M / T portion M by the connecting means (the first shaft 1 and the second shaft 2) and the input means (the first clutch and the second clutch) is variously changed. be able to. The following FIGS. 6 to 8 show such modifications. The modification shown in FIG. 6 is an example in which only the connection relationship between the sun gear 21 and the carrier 22 with respect to the first shaft 1 and the second shaft 2 is substantially changed from the first embodiment. In this modification, the sun gear 21 is connected to the first shaft 1 and the carrier 22 is connected to the second shaft 2. Although the positions of the clutches have been changed in accordance with this change, the connection relationship between them has not been particularly changed. In the modification shown in FIG. 7, only the position of the second clutch (C-2) is changed from the previous modification. The next modified example shown in FIG. 8 is one in which only the positions of the first clutch (C-1) and the third clutch (C-3) are exchanged without changing the connection relation at all in the first embodiment. It is.
[0064]
Further, in the first embodiment, the planetary unit S has a double planetary configuration, but this can be changed to a single planetary configuration. 9 and 10 shown below show such modifications. In the modification shown in FIG. 9, the sun gear 21 of the single planetary gear 20 is connected to the first shaft 1 and is connectable to the input shaft 4 via the first clutch (C-1), and the ring gear 23 is connected to the second shaft 2. And the carrier can be connected to the input shaft 4 via the second clutch (C-2), and the carrier 22 can be connected to the input shaft 4 via the third clutch (C-3). In the modification shown in FIG. 10, the sun gear 21 of the single planetary gear 20 is connected to the second shaft 2 and can be connected to the input shaft 4 via the second clutch (C-2), and the ring gear 23 is connected to the first shaft. 1 and can be connected to the input shaft 4 via the first clutch (C-1), and the carrier 22 can be connected to the input shaft 4 via the third clutch (C-3). .
[0065]
Next, FIGS. 11 to 13 show a second embodiment of the present invention. This embodiment is different from the first embodiment in the configuration of the planetary unit S as shown in FIG. 11 which shows a skeleton gear train. In this embodiment, the carrier 22 of the planetary gear 20 of the planetary portion S can be connected to the first shaft 1 via the first clutch (C-1), and the sun gear 21 can be connected to the first shaft 1 via the second clutch (C-2). The ring gear 23 can be connected to the input shaft 4 at all times while being connectable to the two shafts 2 and to the input shaft 4 via a third clutch (CD). The third clutch (C-D) in this embodiment constitutes a direct clutch that connects the sun gear 21 and the ring gear 23 of the planetary gear 20 unlike the first embodiment and the modifications thereof.
[0066]
In the transmission having such a configuration, the operation of the transmission is illustrated in FIG. 12, and the first gear pair 11, 12 of the M / T portion M (hereinafter, also referred to as the first gear pair in this embodiment). (Represented by an abbreviation (1)) is connected to the output shaft 3 by a dog clutch 32, and the planetary gear 20 is integrally rotated by engaging the direct clutch (CD) of the planetary section S, and the second clutch (C-2). ) Is achieved to achieve the first speed (1st). In this state, the rotation of the engine (E / G) is transmitted from the second shaft 2 to the drive gear 11 of the M / T section M via the direct clutch (CD) of the planetary section S and the second clutch (C-2). It is input, decelerated by the first gear pair {circle around (1)}, and transmitted to the output shaft 3 via the dog clutch 32. The speed ratio at this time is the speed ratio of the first speed according to the gear ratio of the first gear pair {circle around (1)}, which is the lowest speed of the transmission.
[0067]
Next, in the second speed (2nd), the first gear pair {circle around (1)} of the M / T section M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the second gear pair 13, 14 (similarly, the symbol {2}) (Indicated by ▼) is connected to the output shaft 3 by a dog clutch 31 and the first clutch (C-1) and the second clutch (C-2) of the planetary section S are engaged. When this state occurs in the 1-2 shift in which the previous gear is the first speed, both the first gear pair (1) and the second gear pair (2) are output by the engagement of the dog clutches 31 and 32. Is connected between the first shaft 1 and the second shaft 2 connected to the drive gear 11 of the first gear pair {1} and the drive gear 13 of the second gear pair {2}. An intermediate gear ratio between the gear ratio of the first gear pair (1) and the gear ratio of the second gear pair (2) is generated, and is connected to the sun gear 21 of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the first shaft 1. The rotation relationship of the carrier 22 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the first speed, since the planetary gear 20 is in the directly connected state, the sun gear 21, the carrier 22, and the ring gear 23 are all rotating at the same speed as the engine rotation. In this state, the direct clutch (C-D) is disengaged, and the operation shifts to the engagement of the first clutch (C-1). Transmission of torque from the ring gear 23 to the carrier 22 and transmission of torque from the ring gear 23 to the sun gear 21 via the carrier 22 according to the gear ratio occur in parallel, and these torques are transmitted via the first shaft 1 and the second shaft. The power is transmitted to the output shaft 3 via the pair (1) and (2) to achieve the second speed.
[0068]
In the third speed (3rd), the second gear pair {circle around (2)} of the M / T portion M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 31, and the first clutch (C-1) of the planetary portion S and the direct clutch (C -D). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input from the carrier 22 to the first shaft 1 via the first clutch (C-1), and the rotation is transmitted via the dog clutch 31 to the second gear pair {circle around (2)}. The power is then reduced at the gear ratio of the second gear pair {circle around (2)} and transmitted to the output shaft 3.
[0069]
In the fourth speed (4th), the second gear pair {circle around (2)} of the M / T section M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 31, and the third gear pair 15, 16 (also represented by the abbreviation [3]). Is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the first clutch (C-1) and the second clutch (C-2) of the planetary unit S are engaged. When this state occurs in the 3-4 speed change in which the previous gear is the third speed, the engagement of both dog clutches 31 and 32 causes both the second gear pair (2) and the third gear pair (3) to be on the output shaft 3. Is connected to the drive gear 13 of the second gear pair {2} and the drive shaft 15 of the third gear pair {3} between the second shaft 2 and the first shaft 1. An intermediate gear ratio between the gear ratio of the second gear pair (2) and the gear ratio of the third gear pair (3) is generated, and the sun gear 21 of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the first gear 1 are connected. The rotation relationship of the carrier 22 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the third speed, since the planetary gear 20 is in the directly connected state, the sun gear 21, the carrier 22, and the ring gear 23 are all rotating at the same speed as the engine rotation. In this state, the direct clutch (C-D) is released, and the state shifts to the engagement of the second clutch (C-2), and the planetary gear 20 is released from the directly-coupled state. The torque transmission from the ring gear 23 to the carrier 22 according to the ratio and the torque transmission from the ring gear 23 to the sun gear 21 via the carrier 22 occur in parallel, and these torques are transmitted via the first shaft 1 and the second shaft 2 to both gear pairs. The power is transmitted to the output shaft 3 via (2) and (3) to achieve the fourth speed.
[0070]
In the fifth speed (5th), the third gear pair {circle around (3)} of the M / T section M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the second clutch (C-2) and the direct clutch (C -D). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the second shaft 2 via the direct clutch (CD) and the second clutch (C-2), and the rotation is transmitted to the third gear pair (3). The transmission speed is increased at the gear ratio of the third gear pair {circle around (3)}, and transmitted to the output shaft 3 via the dog clutch 32.
[0071]
In the sixth speed (6th), the third gear pair {circle around (3)} of the M / T portion M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the fourth gear pair 17, 18 (also represented by the abbreviation {circle around (4)}). Is connected to the output shaft 3 by a dog clutch 31, and the first clutch (C-1) and the second clutch (C-2) of the planetary unit S are engaged. When this state occurs in the 5-6 shift with the previous gear set to the fifth speed, the engagement of both dog clutches 31 and 32 causes both the third gear pair (3) and the fourth gear pair (4) to be on the output shaft 3. Is connected between the second shaft 2 and the first shaft 1 which are connected to the drive gear 15 of the third gear pair {3} and the drive gear 17 of the fourth gear pair {4}. An intermediate gear ratio between the gear ratio of the third gear pair (3) and the gear ratio of the fourth gear pair (4) is generated, and the sun gear 21 of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the first gear 1 are connected. The rotation relationship of the carrier 22 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the fifth speed, the planetary gear 20 is in a directly connected state, and therefore, the sun gear 21, the carrier 22, and the ring gear 23 are all rotating at the same speed as the engine rotation. In this state, the direct clutch (C-D) is disengaged, and the shift to the engagement of the first clutch (C-1) is performed, so that the planetary gear 20 is released from the directly-coupled state. The torque transmission from the ring gear 23 to the carrier 22 according to the ratio and the torque transmission from the ring gear 23 to the sun gear 21 via the carrier 22 occur in parallel, and these torques are transmitted to the pair of gears via the first shaft 1 and the second shaft. The power is transmitted to the output shaft 3 via 3) and (4) to achieve the sixth speed.
[0072]
In the seventh speed (7th), the fourth gear pair {circle around (4)} of the M / T portion M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the first clutch (C-1) of the planetary portion S and the direct clutch (C -D). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the first shaft 1 via the first clutch (C-1), and the rotation is transmitted to the fourth gear pair (4) via the dog clutch 31, Then, the speed is increased at the gear ratio of the fourth gear pair (4) and transmitted to the output shaft 3.
[0073]
The reverse (Rev) is such that the dog clutch 32 of the M / T section M is neutral, the reverse gear trains 19 and 30 are connected to the output shaft 3, and the second clutch (C-2) of the planetary section S and the direct clutch This is achieved by engaging (CD). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the second shaft 2 via the second clutch (C-2), and the rotation is reduced by the reverse gear trains 19 and 30 and the respective rotations via the counter gear 30. The transmission is transmitted to the output shaft 3 after being reversed from the gear position.
[0074]
As can be seen from the history of achieving each of the above-mentioned shift speeds, in the second embodiment as well, each odd-numbered shift speed is achieved as a mere power transmission member in which the shift elements of the planetary gear 20 do not participate in shifting. Each even-numbered shift speed is achieved by making the shift elements of the planetary gear 20 function. In addition, each of these even-numbered speeds is achieved by simultaneous connection of two gear pairs that are connected when an odd-numbered speed is sandwiched therebetween.
[0075]
FIG. 13 is a speed diagram showing the behavior of the three shift elements of the planetary gear 20 at each shift speed achieved in this manner. This speed diagram also differs from the notation format showing the shift characteristics with the input rotation speed of a general automatic transmission as the reference (speed ratio 1), and the output rotation speed transmitted to the output shaft 3 as the reference (speed ratio 1). The speed ratios of the sun gear, the ring gear, and the carrier, which are the speed change elements, are indicated by white circles and the numbers representing the shift speeds are indicated by white circles, and these speed ratios are synonymous with the speed ratio of the engine speed. Incidentally, the highest engine speed ratio at the first speed means that the reduction ratio of the transmission is the largest with respect to the engine rotation. The numbers surrounded by circles represent the first to fourth gear pairs of the M / T unit M connected at the shift speed.
[0076]
As can be seen from this velocity diagram, the even-numbered gears are the gear ratios as intermediate gears to the odd-numbered gears that can be originally achieved by the first to fourth gear pairs (1) to (4) of the M / T section M. This is achieved by simultaneous power transmission by a pair of gears that achieve adjacent two even-numbered gears, and also functions as a transitional stage for adjacent odd-numbered gears. Therefore, even with the transmission of the second embodiment, the gear ratio steps are made denser in the middle of each shift speed without increasing the number of gear pairs, as compared with the conventional constant mesh type four-speed transmission. A third gear can be added.
[0077]
Various changes can be made to the planetary unit employing the lock-up system as in the case of the first embodiment. The first modified example shown in FIG. 14 is different from the second embodiment in that the connection relationship between the carrier 22 of the planetary gear 20 and the first shaft 1 and the second shaft 2 of the sun gear 21 is interchanged. That is, in this example, the sun gear 21 is connected to the first clutch (C-D) while the ring gear 23 is connected to the input shaft 4 and the direct clutch (CD) directly connects the ring gear 23 and the sun gear 21. 1), and the carrier 22 is connected to the second shaft 2 via the second clutch (C-2).
[0078]
The following second modification shown in FIG. 15 is different from the first modification in that the connection target by the direct clutch (CD) is changed to the carrier 22 and the sun gear 21. The third modification shown in FIG. 16 is different from the second embodiment in that the connection target by the direct clutch (CD) is changed to the carrier 22 and the sun gear 21. In this case, the direct clutch (C-D) can be arranged on the front side of the planetary gear 20, as in a fourth modification shown in FIG.
[0079]
Further, the fifth modification example shown in FIG. 18 is different from the first modification example in that the connection target by the direct clutch (CD) is changed to the ring gear 23 and the carrier 22. The sixth modification shown in FIG. 19 differs from the second embodiment in that the connection target by the direct clutch (CD) is changed to the ring gear 23 and the carrier 22. In this case, the direct clutch (C-D) can be arranged on the front side of the planetary gear 20, as in a seventh modification shown in FIG.
[0080]
In each of the above-described modified examples, the connection relationship of the planetary parts is changed from that of the second embodiment. However, the same various changes in the connection relations are also possible when the planetary gear 20 of the planetary part is a single planetary. It is possible. In this case, it is assumed that the carrier 22 is always connected to the input shaft 4. First, in an eighth modification shown in FIG. 21, the ring gear 23 of a single planetary gear and the sun gear 21 can be directly connected by a direct clutch (CD). In this example, the sun gear 21 is connected to the first clutch (CD). The ring gear 23 can be connected to the second shaft 2 via the second clutch (C-2), and can be connected to the first shaft 1 via C-1). In this case, the connection relationship between the sun gear 21 and the ring gear 23 with respect to the first shaft 1 and the second shaft 2 is changed in a ninth modified example shown in FIG.
[0081]
A tenth modification shown in FIG. 23 is an example in which a direct coupling element by a direct clutch (CD) is changed to a carrier 22 and a sun gear 21 with respect to the eighth modification (see FIG. 21). The eleventh modification shown in FIG. 24 is an example in which the direct coupling element by the direct clutch (CD) is changed to the carrier 22 and the sun gear 21 with respect to the ninth modification (see FIG. 22). Also in this case, as shown in a twelfth modification example of FIG. 25, a change in which the direct clutch (CD) is disposed on the front side of the planetary gear 20 is possible.
[0082]
Further, a thirteenth modified example shown in FIG. 26 is different from the eighth modified example (see FIG. 21) or the tenth modified example (see FIG. 23) in that a direct coupling element by a direct clutch (CD) is added to the ring gear 23 and the carrier 22. This is an example of changing to. The fourteenth modification shown in FIG. 27 is an example in which the direct coupling element by the direct clutch (CD) is changed to the ring gear 23 and the carrier 22 with respect to the ninth modification (see FIG. 22). Also in this case, as shown in a fifteenth modified example of FIG. 28, it is possible to change the arrangement of the direct clutch (CD) on the planetary gear 20 on the front side.
[0083]
Each of the above embodiments and each of the modifications thereof is obtained by changing the configuration of the planetary portion of the gear train, but without changing the configuration of the gear train itself, by changing the control thereof, The number of stages can be changed. The following third embodiment shown in FIGS. 29 and 30 shows an example of such a change. In this case, as the gear train using the gear train of the first embodiment, as shown in FIG. 29, by performing a shift skipping the fourth speed in the previous embodiment, a transmission with a forward six speed is provided. Make up.
[0084]
In this case, the shift between the third speed and the fourth speed in which the skipping speed is interposed is discontinuous (shown by a broken line in the figure) as shown in the speed diagram in FIG. 30, but only during this shift period. By connecting the two gear pairs {circle around (2)} and {circle around (3)} of the / T section M to the output shaft 3 at the same time, the rotation of the sun gear 21 is controlled by the third gear pair with respect to the engine rotation of the carrier 21 of the planetary section. The motor is rotated at a low speed by the gear ratio according to (3), and torque is lost by torque transfer by switching the first clutch (C-1) and the second clutch (C-2) as in a conventional automatic transmission. The speed change can be performed without causing the shift. The torque transfer in this case is a torque transfer between the first shaft 1 and the second shaft 2 adapted to the traveling speed of the vehicle in advance, and does not involve a change in the speed of the rotating element as in a conventional automatic transmission. Therefore, since the inertia torque is not generated, the control for grasping the two clutches is simpler than that of the conventional automatic transmission.
[0085]
The following fourth embodiment shown in FIGS. 31 to 33 is obtained by replacing the first shaft 1 and the second shaft 2 with the first embodiment. The operation of each clutch of the planetary unit in this embodiment has a relationship in which the operation of the first clutch (C-1) and the operation of the second clutch (C-2) are interchanged with respect to the first embodiment. 33 is different from the speed diagram shown in FIG. 33 in that the connection element between the gear and the engine has a relationship in which the carrier 22 and the sun gear 21 are interchanged, but is substantially the same as the first embodiment. . Therefore, in order to avoid redundancy, the description of the operation of each shift speed achieved by this embodiment is omitted, and the mutual reading of the first clutch and the second clutch in the description of the first embodiment and the mutual reading of the carrier 22 and the sun gear 21 are omitted. The description will be replaced with the reference by the replacement.
[0086]
Next, FIGS. 34 to 36 show a fifth embodiment. In this embodiment, the transmission is shifted to the fifth speed by eliminating the fourth gear pair {circle around (4)} of the M / T portion M in the first embodiment. With the elimination of the fourth gear pair <4>, the drive gear 13 of the second gear pair is directly connected to the first shaft 1, and the unnecessary dog clutch 31 is removed. In the operation in this gear train, as shown in FIG. 35, the sixth speed and the seventh speed on the high speed side are naturally eliminated, and they are also eliminated on the speed diagram shown in FIG. The gears achieved by the operation of each clutch of the planetary unit S and each gear pair of the M / T unit M are also the same as those in the first embodiment with respect to the first to fifth speeds and the reverse drive. The description will be replaced with reference to the description of the operation of the embodiment.
[0087]
As described above, even with the simplified configuration of the M / T unit M, the seventh speed can be achieved by using a multi-element planetary gear of the planetary unit S. 37 to 39 show such a sixth embodiment. In the sixth embodiment, the planetary gear supports two large-diameter and small-diameter sun gears 21B and 21A, and a long pinion 25 and a short pinion 24 that individually mesh with each other and mesh with each other as constituent elements thereof. It is replaced by a Ravigneaux type having a carrier 22 and a ring gear 23 meshing with the long pinion 25. In this embodiment, the large-diameter sun gear 21B is connected to the first shaft 1, the small-diameter sun gear 21A is connected to the second shaft 2, and all the rotating elements can be connected to the input shaft 4 via each clutch. That is, the large diameter sun gear 21B is via the first clutch (C-1), the small diameter sun gear 21A is via the second clutch (C-2), the carrier 22 is via the third clutch (C-3), and The ring gears 23 are each connectable to the input shaft 4 via a fourth clutch (C-4).
[0088]
The transmission having such a configuration has a first gear pair 11, 12 of the M / T unit M (hereinafter, also referred to as a first gear pair in the description of this embodiment) as shown in FIG. The first speed (1st) is achieved by connecting the output shaft 3 to the output shaft 3 by a dog clutch 32 and engaging the second clutch (C-2) of the planetary section S. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input from the second shaft 2 to the drive gear 11 of the M / T unit M via the second clutch (C-2) of the planetary unit S, and the first gear pair ▲ It is decelerated at 1 ▼ and transmitted to the output shaft 3 via the dog clutch 32. The speed ratio at this time is the speed ratio of the first speed according to the gear ratio of the first gear pair {circle around (1)}, which is the lowest speed of the transmission.
[0089]
Next, in the second speed (2nd), the first gear pair (1) of the M / T unit M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the fourth clutch (C-4) of the planetary unit S is engaged. It is achieved by combining. In the case where this state occurs in the 1-2 shift where the previous gear is the first speed, the engagement of the dog clutch 32 causes both the first gear pair (1) and the second gear pair (2) to be connected to the output shaft 3. In this state, the first gear 1 is located between the second shaft 2 and the first shaft 1 connected to the drive gear 11 of the first gear pair {1} and the drive gear 13 of the second gear pair {2}. An intermediate gear ratio between the gear ratio of the pair (1) and the gear ratio of the second gear pair (2) is generated, and the small diameter sun gear 21A of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the large diameter connected to the first shaft 1 The rotation relationship of the sun gear 21B is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the first speed, the rotation of the small-diameter sun gear 21A is equal to the rotation of the engine, while the rotation of the large-diameter sun gear 21B is a rotation that is further reduced. Is idling due to these rotations. In this state, the second clutch (C-2) is disengaged, the operation shifts to the engagement of the fourth clutch (C-4), and the engine rotation is input to the idle ring gear 23, so that the engine speed is generated in advance. Transmission of torque from the ring gear 23 according to the intermediate gear ratio to the sun gears 21A and 21B via the carrier 22 and the carrier 22 occurs in parallel, and these torques are transmitted via the first shaft 1 and the second shaft 2 to the pair of gears. The power is transmitted to the output shaft 3 via 1) and 2) to achieve the second speed.
[0090]
In the third speed (3rd), the first gear pair (1) of the M / T portion M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the third clutch (C-3) of the planetary portion S is engaged. Is achieved in. Even in this state, the power transmission flow of the M / T section M is the same as in the second speed. However, in this case, the input of the ring gear 23 is changed to the input of the carrier 22 on the planetary unit S side. Therefore, when this state occurs in the 2-3 shift where the previous gear is the second speed, the engagement of the dog clutch 32 causes both the first gear pair [1] and the second gear pair [2] to be connected to the output shaft 3. By being connected, the second shaft 2 and the first shaft 1 that are connected to the drive gear 11 of the first gear pair {1} and the drive gear 13 of the second gear pair {2} An intermediate gear ratio between the gear ratio of the first gear pair (1) and the gear ratio of the second gear pair (2) is generated, and is connected to the small diameter sun gear 21A of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the first shaft 1. The rotation relationship of the large-diameter sun gear 21B is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the second speed, the rotation of the small-diameter sun gear 21A is equal to the rotation of the engine, whereas the rotation of the large-diameter sun gear 21B is a rotation that is further reduced. Is idling due to these rotations. In this state, the fourth clutch (C-4) is disengaged, the operation shifts to the engagement of the third clutch (C-3), and the engine rotation is input to the idle ring gear 23, so that the engine speed is generated in advance. Transmission of torque from the ring gear 23 according to the intermediate gear ratio to the sun gears 21A and 21B via the carrier 22 and the carrier 22 occurs in parallel, and these torques are transmitted via the first shaft 1 and the second shaft 2 to the pair of gears. The power is transmitted to the output shaft 3 via 1) and 2) to achieve the third speed.
[0091]
In the fourth speed (4th), only the second gear pair (2) is connected to the output shaft 3 with the dog clutch 32 of the M / T section M in the neutral position, and the first clutch (C-1) of the planetary section S Is achieved by engaging. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the first shaft 1 via the first clutch (C-1), and the speed is reduced by the gear ratio of the second gear pair {circle over (2)} which is always connected thereto, and the output is outputted. It is transmitted to the shaft 3.
[0092]
In the fifth speed (5th), the third gear pair {circle around (3)} of the M / T portion M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the third clutch (C-3) of the planetary portion S is engaged. Is achieved in. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the carrier 22 via the third clutch (C-3). When this state occurs in the 4-5 shift with the previous gear being the fourth speed, the third gear pair {3} is connected to the output shaft 3 by the engagement of the dog clutch 32, so that the second gear Between the second shaft 2 and the first shaft 1 connected to the drive gear 13 of the gear pair {2} and the drive gear 15 of the third gear pair {3}, the gear ratio of the second gear pair {2} An intermediate gear ratio between the three gear ratios (3) is generated, and the rotational relationship between the small-diameter sun gear 21A of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the large-diameter sun gear 21B connected to the first shaft 1 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the fourth speed, the rotation of the large-diameter sun gear 21B is equal to the rotation of the engine, whereas the rotation of the small-diameter sun gear 21A is a rotation at an increased speed. Numeral 23 is idle due to these rotations. In this state, the first clutch (C-1) is disengaged, the operation shifts to the engagement of the third clutch (C-3), and the engine rotation is input to the idle carrier 22 to generate the engine rotation in advance. Transmission of torque from the carrier 22 to the two sun gears 21A and 21B according to the intermediate gear ratio occurs in parallel, and these torques are transmitted via the first shaft 1 and the second shaft via the two gear pairs {2} and {3}. And transmitted to the output shaft 3 to achieve the fifth speed.
[0093]
In the sixth speed (6th), the third gear pair {circle around (3)} of the M / T portion M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the fourth clutch (C-4) of the planetary portion S is engaged. Is achieved in. When this state occurs in the 5-6 speed change where the previous gear is the fifth speed, the third gear pair {3} is connected to the output shaft 3 by the engagement of the dog clutch 32. Between the second shaft 2 and the first shaft 1 connected to the drive gear 15 of the gear pair {3} and the drive gear 17 of the second gear pair {2}, the gear ratio of the third gear pair {3} An intermediate gear ratio between the two gear ratios (2) is generated, and the rotational relationship between the small-diameter sun gear 21A of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the large-diameter sun gear S1B connected to the first shaft 1 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the fifth speed, the rotation of the carrier 22 is equal to the rotation of the engine, whereas the rotation of the sun gear 21 is a rotation at an increased speed. Idling is regulated by the rotation of. In this state, the third clutch (C-3) is released, the operation shifts to the engagement of the fourth clutch (C-4), and the engine rotation is input to the idle ring gear 23 to generate the engine rotation in advance. Transmission of torque from the ring gear 23 to the carrier 22 according to the intermediate gear ratio and transmission of torque from the ring gear 23 to the sun gear 21 via the carrier 22 occur in parallel, and these torques are transmitted via the first shaft 1 and the second shaft. The power is transmitted to the output shaft 3 via the pair of gears (2) and (3) to achieve the sixth speed.
[0094]
At the seventh speed (7th), the third gear pair {circle around (3)} of the M / T portion M is connected to the output shaft 3 by the dog clutch 32, and the second clutch (C-2) of the planetary portion S is engaged. Is achieved in. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the second shaft 2 via the second clutch (C-2), and the rotation is transmitted to the third gear pair {3} via the dog clutch 32, Then, the speed is increased at the gear ratio of the third gear pair (3) and transmitted to the output shaft. The reverse (Rev) is the same as in the first embodiment.
[0095]
The speed diagram of each shift speed obtained in this way is as shown in FIG. In this case, the first, fourth, and seventh speeds are geared according to the gear ratio of each gear pair, whereas the second, third, fifth, and sixth speeds are generated intermediately. The gear ratio is set.
[0096]
Next, FIG. 40 to FIG. 42 show a seventh embodiment. In this embodiment, the reverse gear train of the M / T unit M in the first embodiment is eliminated, and the reverse is achieved in the planetary unit instead. With the elimination of the reverse gear train, a brake (B-1) to replace the reverse gear train is connected to the transmission case 9 so as to be able to lock the ring gear 23. As shown in FIG. 41, the operation of the gear train is naturally the same as that of the first embodiment, and therefore, the description will be replaced with the operation of the first embodiment.
[0097]
As shown in the operation chart of FIG. 41, the reverse (Rev) in this embodiment connects the first gear pair {circle around (1)} of the M / T section M to the output shaft 3, and connects the first clutch (C-1) and the brake. This is achieved by engaging (B-1). In this input state, while the carrier 22 rotates by the engine rotation, the ring gear 23 is locked, so that the sun gear 21 is reduced in rotation in the direction opposite to the rotation of the carrier 22. Then, this rotation is input to the first gear pair {circle around (1)} at the lowest speed via the second shaft 2 and transmitted to the output shaft 3 via the dog clutch 32 to achieve reverse.
[0098]
The speed diagram shown in FIG. 42 is different from the above speed diagrams, and shows the output speed ratio of each element of the planetary gear when the normal engine speed is set to the speed ratio 1. As shown in the drawing, the ring gear has a fixed speed ratio of 0 with respect to the speed ratio of the first shaft 1 due to the carrier input, and the speed ratio of the second shaft 2 is reduced by a negative speed ratio which means the reverse rotation of the sun gear. This will be a negative value. Note that the achievement of each forward gear in this embodiment is, of course, not different from that of the first embodiment.
[0099]
The addition of such a brake can be used not only for achieving the reverse, but also for adding the forward gear. Next, an eighth embodiment, referring to FIGS. 43 to 45, is based on the fourth embodiment (see FIGS. 31 to 33) and adds a brake thereto to achieve the eighth forward speed. It is. In this embodiment, a brake (B-1) for fixing the planetary gear carrier 22 to the transmission case 9 is provided.
[0100]
Since the operation of achieving the first to seventh speeds and the reverse in this embodiment is the same as that of the fourth embodiment, the operation chart of FIG. 44 showing the operation of this embodiment and the speed diagram of FIG. The description will be replaced with reference to the description of the operation of the third embodiment. In the eighth speed in this embodiment, the fourth gear pair {circle around (4)} is connected to the output shaft 3 via the dog clutch similarly to the sixth speed and the seventh speed, and the third clutch (C-3) and the brake are engaged. This is achieved by engaging (B-1). In this case, while the engine rotation is input to the ring gear 23 of the planetary gear by the engagement of the third clutch (C-3), the carrier 22 is fixed by the engagement of the brake (B-1). Rotates in the same direction as the rotation of the ring gear 23 by the ratio of the ring gear-sun gear gear ratio. This rotation is input to the fourth gear pair {circle around (4)} via the dog clutch as rotation of the second shaft 2, and is output to the output shaft 3.
[0101]
As described above, even when the addition of the brake is used for the addition of the forward gear, the configuration of the planetary unit can be variously changed. 46 to 52 show such modifications. In a first modification shown in FIG. 46, a brake (B-1) for locking the sun gear 21 is provided and a third clutch (C-3) for inputting to the carrier 22 is engaged in a single planetary gear. Thus, the rotation of the second shaft 2 connected to the ring gear 23 is used for achieving the speed increasing step. In a second modification shown in FIG. 47, a brake (B-1) for locking the ring gear 23 is provided, and a third clutch (C-3) for inputting to the carrier 22 is engaged, in which a single planetary gear is also used. Thus, the rotation of the second shaft 2 connected to the sun gear 21 is used for achieving the speed increasing step. The following third modification shown in FIG. 48 uses a double planetary gear, in which a brake (B-1) for locking the sun gear 21 is provided, and a third clutch (C-3) for inputting the ring gear 23 is engaged. By doing so, the rotation of the second shaft 2 connected to the carrier 22 is used for achieving the speed increasing step.
[0102]
A fourth modification shown in FIG. 49 is a modification in which a direct clutch is provided. In the case of using a single planetary gear, a brake (B-1) for locking the sun gear 21 is provided, and the ring gear 23 and the M / M By engaging the second clutch (C-2) for connecting the T portion, the rotation of the second shaft 2 connected to the ring gear 23 is used for achieving the speed increasing step. In a fifth modification shown in FIG. 50, a brake (B-1) for locking the ring gear 23 of the single planetary gear is provided, and the sun gear 21 and the second clutch (C-2) for connecting the M / T unit are engaged. Thus, the rotation of the second shaft 2 connected to the sun gear 21 is used for achieving the speed increasing step. In the sixth modification shown in FIG. 51, a brake (B-1) for locking the sun gear 21 of the double planetary gear is provided, and the carrier 22 and the second clutch (C-2) for connecting the M / T section are engaged. Thus, the rotation of the second shaft 2 connected to the carrier 22 is used for achieving the speed increasing step. In a seventh modification shown in FIG. 52, a brake (B-1) for locking the carrier 22 of the double planetary gear is provided, and the sun gear 21 and a second clutch (C-2) for connecting the M / T section are engaged. By the combination, the rotation of the second shaft 2 connected to the sun gear 21 is used for achieving the speed increasing step.
[0103]
In the ninth embodiment shown in FIGS. 53 to 55, the fourth gear pair {circle over (4)} is eliminated from the first embodiment, and the dog clutch 31 is moved to the opposite side to the connection of the second gear pair {circle around (2)}. , Can be locked to the transmission case 9 so that the highest speed is eliminated and six forward speeds are achieved. In this case, the operation of achieving the respective forward gears from the first gear to the sixth gear and achieving the reverse is the same as that of the first embodiment by replacing the portion of the fourth gear pair (4) with the lock. The description will be replaced with reference to the operation chart of FIG. 54 and the operation description of the first embodiment. However, in the case of this embodiment, the first shaft 1 is locked at the sixth speed, and the carrier rotation at this time is zero.
[0104]
In each of the above embodiments, each clutch is provided in the planetary portion, but each clutch except the direct clutch (CD) can be arranged at an appropriate position. FIG. 56 shows a tenth embodiment in which the first clutch (C-1) and the second clutch (C-2) are moved to the output shaft side with respect to the second embodiment (see FIGS. 11 to 13). The form is shown. In this case, the planetary gear carrier 22 and the sun gear 21 are directly connected to the first shaft 1 and the second shaft 2, and instead, on the output shaft 3 side, the driven gear of the second gear pair {circle around (2)} and the fourth gear pair {circle over (4)}. The driven gear is fixedly supported by an outer shaft 3A fitted on the outer periphery of the output shaft. The outer shaft 3A can be connected to the output shaft via the first clutch (C-1), and the inner shaft 3B can be connected to the output shaft via the second clutch (C-2). .
[0105]
The shift operation in this embodiment is the same as that in the second embodiment with reference to FIGS. 11 to 13, and will be described with reference to the second embodiment including an operation chart and a speed diagram. Substitute.
[0106]
The following eleventh embodiment shown in FIG. 57 is different from the fourth embodiment (see FIGS. 31 to 33) in that the planetary gear is moved to the rear side of the transmission, and the third clutch (C-3) is also moved. It is moved to the rear side of the transmission. In this arrangement, it is necessary to further pass a shaft connecting the third clutch (C-3) to the input shaft 4 inside the first shaft 1A and the second shaft 2, so that the first gear pair {circle around (1)} and the The shaft becomes a triple shaft on the side of the third gear pair (3), and the shaft 1B that returns from the carrier 22 and connects to the dog clutch needs to pass through the second gear pair (2) and the fourth gear pair (4). Therefore, it becomes a quadruple axis. Under these circumstances, it is unavoidable to increase the diameter of the shaft by the multiple shaft arrangement, but such an arrangement is possible in principle.
[0107]
Next, FIGS. 58 to 60 show a twelfth embodiment. This embodiment differs from the first embodiment in the configuration of the M / T section M, as shown in FIG. 58, which shows a skeleton gear train. In this case, the M / T unit M includes planetary gears 40 and 50 as its speed change element. This M / T unit M is the same as the first embodiment in that the first and second double shafts 1 and 2 are used as input shafts. In this embodiment, the number of gear pairs 11A and 12A connected to the first shaft 1 is one, and instead, the planetary gear 40 is arranged as a series gear for the gear pairs 11A and 12A. The same applies to the gear pair connected to the second shaft 2, and the number of gear pairs 13A and 14A is one, and instead, the planetary gear 50 is arranged as a serial gear to the gear pair 13A and 14A. The two planetary gears 40 and 50 are of a simple planetary type, and their ring gears 43 and 53 are respectively connected to the first shaft 1 and the second shaft 2 as input elements, and the sun gears 41 and 51 are reaction elements. To the transmission case 9 via the brakes (B-2, B-3), the carriers 42, 52 are connected to the drive gears 11A, 13A of each gear pair, and the clutches (C-4, C-). 5) to the first shaft 1 and the second shaft 2, respectively. The driven gears 12A and 14A of both gear pairs are connected to the output shaft 3 so as to be integrally rotatable.
[0108]
The configuration of the planetary section S is substantially the same as that of the first embodiment. However, in this gear train, since the M / T section M has no gear train dedicated to reverse, the ring gear 23 Is an additional configuration different from the first embodiment in that it can be locked to the transmission case 9 via the brake (B-1).
[0109]
The transmission having such a configuration engages the brake (B-2) of the M / T section M and engages the first clutch (C-1) of the planetary section S as shown in FIG. By engaging the first sun gear 41 to achieve the first speed (1st). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input from the first clutch (C-1) of the planetary unit S to the first ring gear 43 of the M / T unit M via the carrier 22 and the first shaft 1, The reduced rotation of the first carrier 42 due to the reaction force fixed to the one sun gear 41 is input to the first gear pair 11A, 12A, where it is further reduced in speed by the gear ratio of the first gear pair and transmitted to the output shaft 3.
[0110]
Next, in the second speed (2nd), the brake (B-2) of the M / T unit M is engaged and the brake (B-3) is engaged, and the third clutch (C-C-) of the planetary unit S is engaged. This is achieved by engaging 3). When this state occurs in the 1-2 shift in which the previous gear is the first speed, the first gear pair 11A, 12A and the second gear pair 13A, 14A, both of which are connected to the output shaft 3, both brakes (B- 2, B-3), the first and second shafts 1 and 2 are connected to the first shaft 1 and the second shaft 2 via the first and second planetary gears 40 and 50, respectively. The gear ratio between the gear ratio multiplied by the gear ratio of the first planetary gear 40 and the gear ratio multiplied by the gear ratio of the second gear pair 13A, 14A and the gear ratio of the second planetary gear 50 is the second shaft. The rotation relationship between the sun gear 21 of the planetary gear 20 generated between the second shaft 2 and the first shaft 1 and connected to the second shaft 2 and the carrier 22 connected to the first shaft 1 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the first speed, the rotation of the carrier 22 is equal to the rotation of the engine, while the rotation of the sun gear 21 is a rotation at a reduced speed. It is restricted by rotation and is spinning. In this state, the first clutch (C-1) is disengaged, the operation shifts to the engagement of the third clutch (C-3), and the engine rotation is input to the idle ring gear 23, so that the engine speed is generated in advance. Transmission of torque from the ring gear 23 to the carrier 22 according to the intermediate gear ratio and transmission of torque from the ring gear 23 to the sun gear 21 via the carrier 22 occur in parallel, and these torques are transmitted via the first shaft 1 and the second shaft 2. Is input to the two planetary gears 40, 50 and transmitted to the output shaft 3 via the two gear pairs 11A, 12A, 13A, 14A to achieve the second speed. In this manner, the rotation of the output shaft by the intermediate gear ratio with respect to the serial reduction gear ratio of the first planetary gear 40 and the first gear pair 11A, 12A and the serial reduction gear ratio of the second planetary gear 50 and the second gear pair 13A, 14A. 3 is transmitted.
[0111]
The third speed (3rd) is achieved by engaging the brake (B-3) of the M / T unit M and engaging the second clutch (C-2) of the planetary unit S. In this state, the rotation of the engine is input to the second shaft 2 via the second clutch (C-2), and the rotation is transmitted to the second ring gear 53 of the second planetary gear 50. Since the second planetary gear 50 outputs reduced rotation to the second carrier 52 as a reaction force by fixing the second sun gear 51 by engagement of the brake (B-3), the second gear pair 13A, The reduced rotation due to the gear ratio of 14A is transmitted to the output shaft 3. This output rotation is reduced rotation by the gear ratio of the second planetary gear and the second gear to the serial reduction.
[0112]
In the fourth speed (4th), the first clutch (C-4) of the M / T unit M is engaged, the second brake (B-3) is engaged, and the third clutch (C) of the planetary unit S is engaged. -3) is achieved. When this state occurs in the 3-4 speed change where the previous gear is the third speed, the first gear pair 11A, 12A and the second gear pair 13A, 14A, both of which are connected to the output shaft 3, become the first gear pair 11A. , 12A are connected to the first shaft 1 via the first clutch (C-4), and the second pair of gears 13A, 14A are connected via the second planetary gear 50 by engagement of the brake (B-3). By being connected to the two shafts 2, the gear ratio of the gear ratio of the first gear pair 11A, 12A, the gear ratio of the second gear pair 13A, 14A, and the gear ratio of the second planetary gear 50 is multiplied. An intermediate gear ratio is generated between the second shaft 2 and the first shaft 1, and the rotational relationship between the sun gear 21 of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2 and the carrier 22 connected to the first shaft 1 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the third speed, the rotation of the sun gear 21 is equal to the rotation of the engine, whereas the rotation of the carrier 22 is a rotation at an increased speed. Idling is regulated by the rotation of. In this state, the second clutch (C-2) is disengaged, the operation shifts to the engagement of the third clutch (C-3), and the engine rotation is input to the idle ring gear 23, so that the engine speed is generated in advance. Transmission of torque from the ring gear 23 to the carrier 22 according to the intermediate gear ratio and transmission of torque from the ring gear 23 to the sun gear 21 via the carrier 22 occur in parallel. The input to the gear pair 11A, 12A is input to the output shaft 3 decelerated thereby and, on the other hand, input to the second planetary gear 50 via the second shaft, where the first-stage reduction is performed, and further, the second gear pair 13A, 14A. The second speed is decelerated via the output shaft 3 and transmitted to the output shaft 3 to achieve the fourth speed. Thus, the rotation of the second planetary gear and the second gear pair in series reduction and the rotation of the intermediate gear ratio for the first gear pair single reduction are transmitted to the output shaft 3.
[0113]
The fifth speed (5th) is achieved by engaging the clutch (C-4) of the M / T unit M and engaging the first clutch (C-1) of the planetary unit S. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the first shaft 1 via the first clutch (C-1), and the rotation is transmitted to the first gear pair 11A, 12A via the clutch (C-4). The output is transmitted to the output shaft 3 via the output shaft 3. The gear ratio in this case is the gear ratio of the first gear pair 11A, 12A.
[0114]
In the sixth speed (6th), the first clutch (C-4) of the M / T unit M is engaged, the second clutch (C-5) is engaged, and the third clutch (C) of the planetary unit S is engaged. -3) is achieved. When this state occurs in the 5-6 speed change where the preceding gear is the fifth speed, the first gear pair 11A, 12A, both of which are connected to the output shaft 3, are connected to the first shaft (C-4) via the first clutch (C-4). 1 and the second gear pair 13A, 14A is connected to the second shaft 2 via the second clutch (C-5), whereby the gear ratio of the first gear pair 11A, 12A An intermediate gear ratio between the gear ratios of the two gear pairs 13A and 14A is generated between the second shaft 2 and the first shaft 1, and is generated between the sun gear 21 and the first shaft 1 of the planetary gear 20 connected to the second shaft 2. The rotational relationship of the connected carriers 22 is determined. Assuming that this state occurs in the traveling state at the fifth speed, the rotation of the carrier 22 is equal to the rotation of the engine, whereas the rotation of the sun gear 21 is a rotation at an increased speed. Idling is regulated by the rotation of. In this state, the first clutch (C-1) is disengaged, the operation shifts to the engagement of the third clutch (C-3), and the engine rotation is input to the idle ring gear 23, so that the engine speed is generated in advance. Transmission of torque from the ring gear 23 to the carrier 22 according to the intermediate gear ratio and transmission of torque from the ring gear 23 to the sun gear 21 via the carrier 22 occur in parallel. The gears are input to the gear pairs 11A and 12A, and are thereby reduced and input to the output shaft 3, while being input to the second gear pair 13A and 14A via the second shaft, and then reduced and transmitted to the output shaft 3 to transmit the sixth speed. Is achieved. In this way, the rotation of the intermediate gear ratio with respect to the gear ratio of the second gear pair alone and the gear ratio of the first gear pair alone is transmitted to the output shaft 3.
[0115]
The seventh speed (7th) is achieved by engaging the clutch (C-5) of the M / T unit M and engaging the second clutch (C-2) of the planetary unit S. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the second shaft 2 via the second clutch (C-2), and the rotation is transmitted to the second gear pair 13A, 14A via the clutch (C-5). The output is transmitted to the output shaft 3 via the output shaft 3. The gear ratio in this case is the gear ratio of the second gear pair 13A, 14A.
[0116]
In the reverse (Rev) in the gear train, the brake (B-2) of the M / T unit M is engaged, and both the second clutch (C-2) and the brake (B-1) of the planetary unit S are engaged. It is achieved by combining. In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the sun gear 21 via the second clutch (C-2), and the rotation of the carrier 22 is stopped by the engagement of the ring gear 23 by the brake (B-1). Is input from the first shaft 1 to the first ring gear 43 of the M / T section M. On the other hand, since the sun gear 41 of the first planetary gear 40 is fixed by the brake (B-2), the reverse reduced rotation output from the first carrier 42 is further reduced by the first gear pair 11A, 12A. And transmitted to the output shaft 3.
[0117]
The behavior of the three speed change elements of the planetary gear 20 at each shift speed achieved in this way is shown in a speed diagram in FIG. The notation of the velocity diagram is the same as that of the first embodiment. In the case of this diagram, the circled numbers indicate that (1) indicates the serial transmission state of the first planetary gear and the first gear pair, and (2) indicates the serial transmission state of the second planetary gear and the second gear pair. State, (3) indicates the transmission state of the first gear pair alone, and (4) indicates the transmission state of the second gear alone.
[0118]
As can be seen from this velocity diagram, also in the twelfth embodiment, the first and second gear pairs of the M / T portion M and the first and second planetary gears serve as intermediate stages for the odd shift stages which can be achieved. Since the gear ratio is generated, the even-numbered gears are transitional gears with respect to the gears adjacent thereto. Therefore, in the case of this transmission as well, the third speed is added in the form of a denser gear ratio step between the four speeds without increasing the number of gear pairs and planetary gears. Can be. Further, the point that the shift can be performed without causing torque loss is the same as in the first embodiment.
[0119]
FIGS. 61 to 63 show a thirteenth embodiment of the present invention. Also in this embodiment, the M / T unit M includes a planetary gear 60 as its speed change element. As shown in the skeleton of the gear train configuration in FIG. 61, the front planetary portion corresponding to the planetary portion of each of the above embodiments includes a single planetary gear, first and second clutches (C-1, C-2), and a second planetary gear. The rear planetary portion which is constituted by one brake (B-1) and which corresponds to the M / T portion includes two rows of gear pairs 11B, 12B, 13B, 14B, a single double planetary gear 60, and third to fifth clutches (C -3 to C-5) and a second brake (B-2).
[0120]
In the front planetary part, the carrier 22 of the planetary gear is always connected to the first shaft 1 connected to the second pair of gears 13B and 14B, and is connected to the input shaft 4 via the first clutch (C-1). The sun gear 21 is always connected to the second shaft 2 connected to the first gear pair 11B, 12B, and can be connected to the input shaft 4 via the second clutch (C-2). 23 can be locked to the transmission case 9 via the first brake (B-1). In the rear planetary section, the carrier 62 of the planetary gear 60 is always connected to the first shaft 3A connected to the second pair of gears 13B and 14B, and is connected to the output shaft 3 via the third clutch (C-3). The sun gear 61 is always connected to the second shaft 3B connected to the first gear pair 11B, 12B, and is also connectable to the output shaft 3 via the fourth clutch (C-4). The ring gear 63 can be connected to the output shaft 3 via a fifth clutch (C-5), and can be locked to the transmission case 9 via a second brake (B-2).
[0121]
As shown in FIG. 62, in the case of this transmission, the first speed (1st) to the fourth speed (4th) are power transmission by input of the engagement of the second clutch (C-2), and the fourth speed From (4th) to seventh speed (7th), power is transmitted by the input of the engagement of the first clutch (C-1), and the output of each shift speed is mainly output from the third clutch (C-3) to the output side. Since the selection of engagement of the five clutches (C-5) is made, the flow of power transmission of these two systems will be described first. The rotation of the carrier 22 of the front planetary gear is transmitted through the first shaft 1 to the second pair of gears 13B and 14B, and the speed is reduced by the gear ratio of the second pair of gears 13B and 14B (hereinafter, for convenience, this gear ratio is set to 1). The flow is transmitted to the carrier 62 of the rear planetary unit via the output-side first shaft 3A (hereinafter, referred to as a first flow). The rotation of the sun gear 21 of the front planetary gear is transmitted through the second shaft 2 to the first pair of gears 11B and 12B, is reduced by the gear ratio, and is transmitted to the sun gear 61 of the rear planetary unit via the output second shaft 3B. The flow is transmitted (hereinafter, referred to as a second flow).
[0122]
Among these two flows, the first speed (1st) engages the third clutch (C-3) of the rear planetary portion, and engages the second clutch (C-2) and the first brake (C) of the front planetary portion. This is achieved by engaging B-1). At this time, the first flow becomes a flow leading to the output, and the rotation of the carrier 22, which is the basis of the first flow, becomes a low-speed rotation by fixing the ring gear 23, and this rotation is transmitted to the carrier 62, and the third clutch (C- The output through 3) is the first speed rotation. The second speed (2nd) is also switched to the output by the engagement of the fifth clutch (C-5) with the same second flow. At this time, since the rotation of the ring gear 63 in the rear planetary portion is rotated at an increased speed with respect to the rotation of the carrier 62, the second speed rotation output through the fifth clutch (C-5) is higher than the first speed rotation. Slightly higher. In the third speed (3rd), the relationship of power transmission is substantially the same, and by switching to output by engagement of the fourth clutch (C-4), the second flow is output in this case. After the engine rotation passes through the sun gear 21 in the front planetary portion, the engine speed is reduced by the gear ratio of the first gear pair 11B, 12B, and is output through the sun gear 61 in the rear planetary portion. In this case, since the engagement of the first brake (B-1) or the first clutch (C-1) is not involved in the power transmission, either one of the engagements is prepared for the next shift. It is possible. However, simultaneous engagement of the first brake (B-1) and the first clutch (C-1) is not allowed because the front planetary gear is locked if both elements are engaged at the same time.
[0123]
After the fourth speed (4th), the main flow is the first flow. In the fourth speed (4th), the sun gear 61 rotates at low speed by the first flow and the second flow in the rear planetary portion by the amount of deceleration by the first gear pair 11B, 12B with respect to the engine rotation of the carrier 62. The rotation at an intermediate speed ratio between the two rotations is output from the ring gear 63 via the fifth clutch (C-5), and this rotation becomes the fourth speed rotation. At the next fifth speed (5th), by switching to the output via the third clutch (C-3), the first flow is output as it is, and the engine rotation is output via the third clutch (C-3). The third rotation is output to the third speed.
[0124]
At the sixth speed (6th), the engagement of the brake (B-1) increases the rotation of the sun gear 21 that is the basis of the second flow, and accordingly the rotation of the sun gear 61 also increases. Therefore, the output is output from the ring gear 63 via the fifth clutch (C-5), and the sixth speed rotation is also the speed-up rotation. In the seventh speed (7th), the output is switched to the sun gear 61 in the same state, so that the further increased rotation is output to the output shaft 3 as the seventh speed rotation.
[0125]
In the reverse (Rev), the rotation of the carrier 62, which rotates in reverse with the rotation of the sun gear 61 due to the second flow, is fixed by the engagement of the first brake (B-2) and the third clutch (C-3). ) Is output to the output shaft 3.
[0126]
FIG. 63 is a speed diagram showing the relationship between the rotation ratios of the respective rotary elements at each of these gear stages. This speed diagram follows the usual notation where the engine speed ratio is 1.
[0127]
FIGS. 64 to 66 show a fourteenth embodiment of the present invention. The feature of this embodiment resides in that all the engagement elements and the planetary gears are collectively arranged on the input shaft side. As shown in FIG. 64, the structure of the gear train is represented by a skeleton. The first planetary gear P1 in this embodiment is constituted by a single planetary gear, and functions to generate increased rotation. The second planetary gear P2 is also composed of a single planetary gear, and the third planetary gear P3 is composed of a double planetary gear. As in the thirteenth embodiment, the engagement elements in this embodiment include the first and second clutches (C-1, C-2) on the input side and the third to fifth clutches (C-C) on the output side. 3 to C-5) and first and second brakes (B-1, B-2) for supporting the reaction force.
The first planetary gear P1 has its sun gear S1 fixed to the transmission case 9 at all times, the carrier C1 can be connected to the input shaft 4 via the first clutch (C-1), and the ring gear R1 is connected to the second planetary gear P2. Is directly connected to the carrier C2. The second and third planetary gears P2 and P3 are directly connected to both sun gears S2 and S3, and are both connected to the input shaft 4 via a second clutch (C-2) and via a fourth clutch (C-4). The two carriers C2 and C3 are also directly connected to the counter gear pair via a third clutch (C-3), and the respective ring gears R2 and R3 are connected to the first brake ( B-1) and the second brake (B-2) and can be fixed to the transmission case 9, and the ring gear R3 of the third planetary gear P3 is further connected to the counter gear via the fifth clutch (C-5). It can be connected to a pair.
[0128]
Also in this case, the first flow generated from the ring gear R1 of the first planetary gear P1 reaches the third clutch (C-3) through the two carriers C2 and C3. The second flow has passed through the two sun gears S2 and S3 and has reached the fourth clutch (C-4). Then, as shown in FIG. 65, in the first to fourth speeds, the second flow is mainly performed, and in the fourth to seventh speeds, the first flow is mainly performed.
[0129]
In the first speed (1st), a reaction force is applied to the second ring gear R2 by the engagement of the first brake (B-1) with respect to the engine rotation input to the second sun gear S2 by the engagement of the second clutch (C-2). Is achieved by outputting the decelerated rotation of the second carrier C2 via the third clutch (C-3). The second speed (2nd) is in the same state, and the reduced rotation of the third ring gear R3 by the engagement of the fifth clutch (C-5) is output and achieved. The third speed (3rd) is achieved by the engine rotation via the second clutch (C-2) passing through the sun gears S2 and S3 and being output via the fourth clutch (C-4). .
[0130]
From the fourth speed (4th), the increased speed rotation of the first flow due to the engagement of the first clutch (C-1) starts to act, and the speed increase rotation input of the third planetary gear P3 to the carrier C3 causes the sun gear to rotate. The speed of the ring gear R3 is increased by the rotation of the engine in S3, and this rotation is output as the increased rotation of the ring gear R3 via the fifth clutch (C-5) to achieve the fourth speed. In the next fifth speed (5th), the increased speed rotation of the first ring gear R1 is output from the third carrier C3 as it is via the third clutch (C-3), and the fifth speed is achieved. In the sixth speed (6th), this rotation is switched to the third ring gear R3 output of the fifth clutch (C-5), and the output is further increased. The seventh speed (7th) is output from the fourth clutch (C-4) as the speed-up rotation by the engagement of the first brake (B-1) is performed as the speed-up rotation of the second sun gear S2 by the input of the second carrier C2. It becomes the highest speed stage. The reverse (Rev) is generated by the third planetary gear P3. In this case, the engine rotation is input to the third sun gear S3 in response to the fixing of the third ring gear R3 by the engagement of the first brake (B-1). Thus, the third carrier C3 is achieved by outputting an output of reverse rotation of the deceleration via the third clutch (C-3).
[0131]
FIG. 66 is a speed diagram showing the relationship between the rotation ratios of the respective rotary elements at each of these shift speeds. This speed diagram also follows the usual notation where the engine speed ratio is 1. In the operation chart of FIG. 65, the circled mark in parentheses indicates that maintaining the engaged state of the engaging element in the gear at the shift speed is the same for the same reason as described in the operation description of the thirteenth embodiment. Indicates that it is allowed regardless. Also in this case, simultaneous engagement of both engagement elements is not allowed because it leads to locking of the planetary gear.
[0132]
67 to 69 show the fifteenth embodiment of the present invention. This embodiment is characterized in that the planetary gear 20 of the planetary unit S disposed upstream of the M / T unit M on the power transmission flow in the previous embodiment is rearranged downstream. As shown in the skeleton of the gear train configuration in FIG. 67, the M / T portion M in this embodiment is substantially the same as that in the first embodiment, except that the M / T portion M is arranged downstream of the planetary gear 20. Accordingly, the output shaft 3A of the second and fourth gear pairs is a separate dual shaft. In this case, the driven gears 14, 18 of the second and fourth gear pairs are fixed to the first output shaft 3A, and the dog clutch 32 of the first and third gear pairs 11, 12, 15, 16 is fixed to the second output shaft 3B. It is axially movable and non-rotatably connected.
[0133]
The planetary unit S shifts the planetary gear 20 and the clutch for shift control to the downstream side of the M / T unit M as a direct clutch (CD), leaving the two input clutches (C-1 and C-2). Have been. In this embodiment, the sun gear 21 of the planetary gear 20 is connected to the second output shaft 3B of the M / T unit M, and the second output shaft 3B is connected to the output shaft 3 via a direct clutch (CD). The carrier 22 that supports the pinions 24 and 25 is connected to the first output shaft 3A, and the ring gear 23 is connected to the output shaft 3.
[0134]
The transmission having such a configuration has a first gear pair 11, 12 of the M / T portion M (in this description of the present embodiment, as in the first embodiment, as shown in FIG. Is connected to the second output shaft 3B by the dog clutch 32, and the second clutch (C-2) and the direct clutch (C-D) of the planetary unit S are engaged, so that the first gear (1st gear) is engaged. Achieve). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the drive gear 11 of the M / T unit M via the second clutch (C-2) of the planetary unit S, and is reduced by the first gear pair {circle around (1)}. , And transmitted to the second output shaft 3B via the dog clutch 32, and transmitted to the output shaft 3C via the direct clutch (CD).
[0135]
Next, in the second speed (2nd), the first gear pair (1) of the M / T section M is connected to the second output shaft 3B by the dog clutch 32, and the second gear pair (2) is connected to the dog clutch 31. This is achieved by connecting the first output shaft 3A to the first output shaft 3A and engaging both clutches (C-1, C-2) of the planetary portion S together. In this state, the rotation of the engine is simultaneously input to the first gear pair 11, 12 and the second gear pair 13, 14 by the engagement of both clutches (C-1, C-2), and the engine speed is reduced by the first gear pair 11, 12 and the first output. It is output to the shaft 3A and the second output shaft 3B. With the input of these rotations, the rotation of the sun gear 21 and the carrier 22 of the planetary gear 20 is regulated to a gear ratio intermediate between these gear ratios, and the intermediate rotation between those rotations is transmitted from the ring gear 23 to the output shaft 3C.
[0136]
In the third speed (3rd), the second gear pair {circle around (2)} of the M / T portion M is connected to the first output shaft 3A by the dog clutch 31, and the clutch (C-1) of the planetary portion S and the direct clutch (C -D). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the second gear pair (2) via the clutch (C-1), and the rotation is transmitted to the second gear pair (2) via the dog clutch 31. There, the speed is reduced at the gear ratio of the second gear pair {circle around (2)} and transmitted to the first output shaft 3A. This rotation is input to the carrier 22 of the planetary gear 20, but since the planetary gear 20 is in a direct connection state by the engagement of the direct clutch (CD), this rotation is transmitted to the output shaft 3C as it is.
[0137]
In the fourth speed (4th), the second gear pair {circle around (2)} of the M / T section M is connected to the first output shaft 3A by the dog clutch 31, and the third gear pair {circle around (3)} is connected to the second gear pair by the dog clutch 32. This is achieved by connecting to the output shaft 3B and engaging both clutches (C-1, C-2) of the planetary unit S together. In this state, the rotation of the engine is simultaneously input to the second gear pair (2) and the third gear pair (3) by the engagement of the two clutches (C-1, C-2), and the engine speed is reduced by the first gear pair and the first output. It is output to the shaft 3A and the second output shaft 3B. The rotations of the sun gear 21 and the carrier 22 of the planetary gear 20 are regulated by the input of these rotations, and an intermediate rotation between those rotations is transmitted from the ring gear 23 to the output shaft 3C.
[0138]
In the fifth speed (5th), the third gear pair {circle around (3)} of the M / T portion M is connected to the second output shaft 3B by the dog clutch 32, and the second clutch (C-2) of the planetary portion S and the direct clutch This is achieved by engaging (CD). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the second shaft 2 via the second clutch (C-2), where it is decelerated by the gear ratio of the third gear pair {circle around (3)} to engage the dog clutch 32. Then, it is transmitted to the second output shaft 3B. This rotation is input to the sun gear 21 of the planetary gear 20, but since the planetary gear 20 is in a directly connected state by the engagement of the direct clutch (CD), this rotation is transmitted to the output shaft 3C as it is.
[0139]
In the sixth speed (6th), the third gear pair {circle around (3)} of the M / T portion M is connected to the second output shaft 3B by the dog clutch 32, and the fourth gear pair {circle around (4)} is connected to the first gear pair by the dog clutch 31. This is achieved by connecting to the output shaft 3A and engaging both clutches (C-1, C-2) of the planetary portion S together. In this state, the rotation of the engine is simultaneously input to the third gear pair (3) and the fourth gear pair (4) by the engagement of both clutches (C-1, C-2), decelerated by the first gear pair and the first output. It is output to the shaft 3A and the second output shaft 3B. The rotations of the sun gear 21 and the carrier 22 of the planetary gear 20 are regulated by the input of these rotations, and an intermediate rotation between those rotations is transmitted from the ring gear 23 to the output shaft 3C.
[0140]
In the seventh speed (7th), the fourth gear pair {circle around (4)} of the M / T portion M is connected to the first output shaft 3A by the dog clutch 31, and the first clutch (C-1) of the planetary portion S and the direct clutch This is achieved by engaging (CD). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the fourth gear pair (4) via the first clutch (C-1), and the rotation is transmitted to the fourth gear pair (4) via the dog clutch 31. The power is then transmitted to the first output shaft 3A after being reduced at the gear ratio of the fourth gear pair (4). This rotation is input to the carrier 22 of the planetary gear 20, but since the planetary gear 20 is in a direct connection state by the engagement of the direct clutch (CD), this rotation is transmitted to the output shaft 3C as it is.
[0141]
The reverse (Rev) is such that the dog gear 32 of the M / T section M is neutral, the reverse gear trains 19 and 30 are connected to the second output shaft 3B, and the second clutch (C-2) of the planetary section S is connected to the reverse. This is achieved by engaging the direct clutch (CD). In this state, the rotation of the engine (E / G) is input to the second shaft 2 via the second clutch (C-2), and the rotation is reduced by the reverse gear trains 19 and 30 and the respective rotations via the counter gear 30. The rotation is reversed from the gear position and transmitted to the second output shaft 3B, and transmitted to the output shaft 3C via the direct clutch (CD).
[0142]
In the fifteenth embodiment as well, each odd-numbered shift speed is achieved as a mere power transmission member that does not involve the speed-change elements of the planetary gear 20 in shifting, whereas each even-speed shift speed uses the speed-change elements of the planetary gear 20. Achieved by functioning. In addition, each of these even-numbered speeds is achieved by simultaneous connection of two gear pairs that are connected when an odd-numbered speed is sandwiched therebetween.
[0143]
FIG. 69 is a velocity diagram showing the behavior of the three shift elements of the planetary gear 20 at each shift speed achieved in this manner. This speed diagram is in accordance with a notation format showing shift characteristics based on the input rotation speed of a general automatic transmission (speed ratio 1), and the speed ratio of the sun gear, ring gear and carrier, which are each speed change element, is represented by ●. The numerals representing the shift speeds are indicated by white symbols, and these speed ratios are used to set the engine speed to the speed ratio of 1. Therefore, the highest output shaft speed ratio at the seventh speed means that the reduction ratio of the transmission with respect to the engine rotation is the smallest. The numbers surrounded by circles represent the first to fourth gear pairs of the M / T unit M connected at the shift speed.
[0144]
As can be seen from this speed diagram, the even-numbered speed ratios are the ratios of the intermediate speeds to the odd-numbered speed speeds achievable by the first to fourth gear pairs of the M / T portion M, and the adjacent even-numbered speed ratios This is achieved by simultaneous power transmission by a gear pair that achieves a gear, and also serves as a transition gear for an odd number of adjacent gears. Therefore, even with this type of transmission, a third gear is added to the middle of each gear in the form of a denser gear ratio step, as compared with the conventional constant mesh type four-speed transmission. Can be.
[0145]
Further, in the case of the fifteenth embodiment, there is an advantage that the gear ratio step can be easily set to be narrower toward the higher gear. FIG. 70 is a speed diagram showing a comparison with the previous two embodiments (see FIGS. 1 and 58) (however, for the notation of each shift speed, a shift achieved by a gear ratio of a single gear pair). The gears are represented by integers, and the gears at intermediate gear ratios are represented by fractions. In this example, the gear ratios of the lowest gear and the highest gear (fourth gear, corresponding to the seventh gear in the embodiment) are set to be equal to 0.342 and 2.044, and the gear ratios of the second and middle gears are set. When the gear ratio is set so that a good gear ratio step can be obtained between the third speed (corresponding to the third and fifth speeds in the embodiment), in the case of the arrangement of the present embodiment shown in FIG. For the gear ratio steps between all the gear stages including the gear ratio step, the relationship of low-speed gear ratio step> high-speed gear ratio step is established, whereas in the case of the arrangement shown in FIG. If the gear ratio λ between the carrier and the ring gear is simply set to 0.5, the gear ratio step between the lower gear and the lower gear between 1.5-2, 2.5-3 and 3-3.5 is performed. <It can be seen that the reverse of the high gear side gear ratio step occurs. As described above, in this embodiment, it is possible to easily set the gear ratio step in which all even-numbered stages as intermediate stages are shifted to the upper-stage side.
[0146]
Even when the planetary gear is arranged on the output side in this manner, various changes can be made to the planetary portion, as in the first and second embodiments. These are exemplified as follows. First, assuming a single planetary configuration, as shown in FIG. 71, when locking up between the sun gear 21 and the ring gear 23, the sun gear 21 is connected to the first shaft 3A, and the ring gear 23 is connected to the second shaft 3B. There is a configuration in which the carrier 22 is connected to the output shaft 3C. As shown in FIG. 72, a configuration in which the sun gear 21 is connected to the second shaft 3B and the carrier 22 is connected to the output shaft 3C is also conceivable. Next, when locking up the carrier 22 and the sun gear 21, as shown in FIG. 73, the sun gear 21 is connected to the first shaft 3A, the ring gear 23 is connected to the second shaft 3B, and the carrier 22 is connected to the output shaft 3C. 74, a configuration is conceivable in which the sun gear 21 is connected to the second shaft 3B, the ring gear 23 is connected to the first shaft 3A, and the carrier 22 is connected to the output shaft 3C. When locking up the ring gear 23 and the carrier 22, as shown in FIG. 75, the sun gear 21 is connected to the first shaft 3A, the ring gear 23 is connected to the second shaft 3B, and the carrier 22 is connected to the output shaft 3C. As shown in FIG. 76, a configuration is conceivable in which the ring gear 23 is connected to the first shaft 3A, the sun gear 21 is connected to the second shaft 3B, and the carrier 22 is connected to the output shaft 3C.
[0147]
Assuming a double planetary configuration, as shown in FIG. 77, when locking up between the ring gear 23 and the sun gear 21, the sun gear 21 is connected to the first shaft 3A, and the carrier 22 is connected to the second shaft 3B. A configuration in which the ring gear 23 is connected to the output shaft 3C is also conceivable. Next, when locking up the carrier 22 and the sun gear 21, as shown in FIG. 78, the sun gear 21 is connected to the first shaft 3A, the carrier 22 is connected to the second shaft 3B, and the ring gear 23 is connected to the output shaft 3C. 79, the sun gear 21 may be connected to the second shaft 3B, the carrier 22 may be connected to the first shaft 3A, and the ring gear 23 may be connected to the output shaft 3C. When the ring gear 23 and the carrier 22 are locked up, as shown in FIG. 80, the sun gear 21 is connected to the first shaft 3A, the carrier 22 is connected to the second shaft 3B, and the ring gear 23 is connected to the output shaft 3C. As shown in FIG. 81, a configuration is conceivable in which the carrier 22 is connected to the first shaft 3A, the sun gear 21 is connected to the second shaft 3B, and the ring gear 23 is connected to the output shaft 3C.
[0148]
In the sixteenth embodiment shown in FIG. 82, the same modification as the eleventh embodiment (see FIG. 57) with respect to the first embodiment is performed on the lock-up type fifteenth embodiment. In this embodiment, the double planetary gear 20 and its direct clutch (CD) are arranged at the rear of the transmission on the output shaft side. In the case of this arrangement, it is necessary to further pass the output shaft 3C inside the first shaft 3A and the second shaft 3B on the output shaft side, so that the first gear pair {circle around (1)} and the third gear pair {circle around (3)} Is a triple axis, but such an arrangement is also possible in principle for a lock-up type.
[0149]
In the seventeenth embodiment shown in FIG. 83, the planetary gear of the previous sixteenth embodiment is arranged as a single planetary gear at the center on the output shaft side, and the direct clutch (CD) is arranged on the output side of the M / T section M. It was done. In this arrangement, the sun gear 21 of the planetary gear is connected to the second shaft 3B on the output side, the ring gear 23 is connected to the first shaft 3A on the output side, and the carrier 22 is connected to the output shaft 3C. The direct clutch (CD) in this case is connected to the first shaft 3A on the output side and the output shaft 3C, and locks up the carrier 22 and the ring gear 23 of the planetary gear.
[0150]
The eighteenth embodiment shown in FIG. 84 differs from the fifteenth embodiment (see FIG. 67) in that the first and second clutches (C-1, C-2) functioning as input clutches are different from the fifteenth embodiment. And an output clutch disposed on the output side of the M / T unit M. In this case, the input side of the M / T unit is directly connected to the input shaft 4 by a single shaft, and the first shaft 3A on the output side and the carrier 22 of the double planetary gear are connected via the first clutch (C-1). The output side second shaft 3B and the planetary gear sun gear 21 can be connected via the second clutch (C-2), and the ring gear 23 is always connected to the output shaft 3C. The direct clutch (CD) locks up the sun gear 21 and the ring gear 23 of the planetary gears.
[0151]
The nineteenth embodiment shown in FIGS. 85 and 86 differs from the first embodiment (see FIGS. 1 to 3) in that the planetary units are all arranged on the output side of the M / T unit M. is there. In the operation in this case, the relationship between the input and the output is all replaced with that of the first embodiment, but the operation relationship between the gear pair and the engagement element at each shift speed is exactly the same as the operation shown in FIG. Therefore, the description will be replaced with reference to FIG. In the case of this embodiment, the speed diagram shown in FIG. 86 shows the shift characteristics based on the input rotation speed of a general automatic transmission (speed ratio 1), similarly to the notation method of the fifteenth embodiment. The speed ratios of the sun gear, ring gear, and carrier, which are the speed change elements, are indicated by white circles, and the numbers representing the shift speeds are indicated by white circles. It is assumed that. Therefore, the highest output shaft speed ratio at the seventh speed means that the reduction ratio of the transmission with respect to the engine rotation is the smallest. The numbers surrounded by circles represent the first to fourth gear pairs of the M / T unit M connected at the shift speed.
[0152]
In the nineteenth embodiment, as in the first embodiment, various modifications of the planetary part are possible. The modification in this case has a configuration in which the flywheel F / W of each of the examples shown in FIGS. 6 to 10 is replaced with the output shaft 3C as a modification of the first embodiment. The description is replaced with the description.
[0153]
In the case of the gear train of the fifteenth embodiment (see FIG. 67), the sixth speed can be achieved by skipping the fourth speed. FIGS. 87 and 88 show an operation table and a speed diagram in this case.
[0154]
The twentieth embodiment shown in the following FIGS. 89 to 91 is one in which the first axis and the second axis of the fifteenth embodiment are interchanged. The operation table and velocity diagram in this case are as shown in FIGS. 90 and 91.
[0155]
Next, a twenty-first embodiment shown in FIGS. 92 to 94 is obtained by eliminating the fourth gear pair of the fifteenth embodiment. The operation table and velocity diagram in this case are as shown in FIGS. 93 and 94.
[0156]
Further, in the twenty-second embodiment shown in FIGS. 95 and 96, the planetary unit is shifted to the output side of the M / T unit in the sixth embodiment (see FIGS. 37 to 39). Since the operation chart in this case is the same as the chart shown in FIG. 38, the description will be replaced with reference to the same chart. The velocity diagram is as shown in FIG.
[0157]
Further, in the twenty-third embodiment shown in FIGS. 97 and 98, the planetary unit is shifted to the output side of the M / T unit in the seventh embodiment (see FIGS. 40 to 42). The operation chart in this case is the same as the chart shown in FIG. 41, and therefore, the description will be replaced with reference to FIG. The velocity diagram is as shown in FIG.
[0158]
Further, the twenty-fourth embodiment shown in FIGS. 99 to 101 is a modification of the fifteenth embodiment (see FIGS. 67 to 69) in which an eighth speed is achieved by adding a brake. In this case, a configuration is adopted in which the carrier of the planetary gear can be fixed to the transmission case via the brake. The operation chart in this case is as shown in FIG. 100, and the velocity diagram is as shown in FIG.
[0159]
Finally, a twenty-fifth embodiment shown in FIGS. 102 to 104 is obtained by shifting the planetary unit to the output side of the M / T unit in the ninth embodiment (see FIGS. 53 to 55). In this case, the dog clutch of the second gear pair is also moved to the output shaft side with the transfer of the planetary part. The operation chart in this case is as shown in FIG. 103, and the velocity diagram is as shown in FIG.
[0160]
As described above, many embodiments have been described for the understanding of the present invention. However, the present invention is not limited to the exemplary embodiments, and the matters described in the individual claims of the claims are described. The present invention can be implemented by changing various specific configurations within the range.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a gear train of a vehicle transmission according to a first embodiment to which the present invention is applied.
FIG. 2 is an operation chart of the gear train of the first embodiment.
FIG. 3 is a velocity diagram of the gear train according to the first embodiment.
FIG. 4 is a time chart showing acceleration characteristics of the vehicle transmission according to the first embodiment.
FIG. 5 is a time chart showing acceleration characteristics by a conventional automatic M / T.
FIG. 6 is a skeleton diagram showing a first modification of the planetary portion of the gear train according to the first embodiment.
FIG. 7 is a skeleton diagram showing a second modification of the planetary unit.
FIG. 8 is a skeleton diagram showing a third modification of the planetary unit.
FIG. 9 is a skeleton diagram showing a fourth modification of the planetary unit.
FIG. 10 is a skeleton diagram showing a fifth modification of the planetary unit.
FIG. 11 is a skeleton diagram showing a gear train of a vehicle transmission according to a second embodiment.
FIG. 12 is an operation chart of a gear train according to a second embodiment.
FIG. 13 is a velocity diagram of the gear train of the second embodiment.
FIG. 14 is a skeleton diagram showing a first modification of the planetary portion of the gear train according to the second embodiment.
FIG. 15 is a skeleton diagram illustrating a second modification of the planetary unit.
FIG. 16 is a skeleton diagram showing a third modification of the planetary unit.
FIG. 17 is a skeleton diagram showing a fourth modification of the planetary unit.
FIG. 18 is a skeleton diagram showing a fifth modification of the planetary unit.
FIG. 19 is a skeleton diagram showing a sixth modification of the planetary unit.
FIG. 20 is a skeleton diagram showing a seventh modification of the planetary unit.
FIG. 21 is a skeleton diagram showing a first modified example in a case where the planetary portion of the gear train according to the second embodiment has a single planetary configuration.
FIG. 22 is a skeleton diagram showing a second modification of the planetary unit.
FIG. 23 is a skeleton diagram showing a third modification of the planetary unit.
FIG. 24 is a skeleton diagram showing a fourth modification of the planetary unit.
FIG. 25 is a skeleton diagram showing a fifth modification of the planetary unit.
FIG. 26 is a skeleton diagram showing a sixth modification of the planetary unit.
FIG. 27 is a skeleton diagram showing a seventh modification of the planetary unit.
FIG. 28 is a skeleton diagram showing an eighth modification of the planetary unit.
FIG. 29 is an operation chart of a gear train according to the third embodiment.
FIG. 30 is a velocity diagram of the gear train of the third embodiment.
FIG. 31 is a skeleton diagram of a gear train according to a fourth embodiment.
FIG. 32 is an operation chart of a gear train according to a fourth embodiment.
FIG. 33 is a velocity diagram of the gear train of the fourth embodiment.
FIG. 34 is a skeleton diagram of a gear train according to a fifth embodiment.
FIG. 35 is an operation chart of a gear train according to a fifth embodiment.
FIG. 36 is a velocity diagram of the gear train of the fifth embodiment.
FIG. 37 is a skeleton diagram of a gear train according to a sixth embodiment.
FIG. 38 is an operation chart of a gear train according to the sixth embodiment.
FIG. 39 is a velocity diagram of the gear train of the sixth embodiment.
FIG. 40 is a skeleton diagram of a gear train according to a seventh embodiment.
FIG. 41 is an operation chart of a gear train according to a seventh embodiment.
FIG. 42 is a velocity diagram of the gear train of the seventh embodiment.
FIG. 43 is a skeleton diagram of a gear train according to an eighth embodiment.
FIG. 44 is an operation chart of the gear train of the eighth embodiment.
FIG. 45 is a velocity diagram of the gear train of the eighth embodiment.
FIG. 46 is a skeleton diagram showing a first modification of the planetary portion of the gear train according to the eighth embodiment.
FIG. 47 is a skeleton diagram showing a second modification of the planetary unit.
FIG. 48 is a skeleton diagram showing a third modification of the planetary unit.
FIG. 49 is a skeleton diagram showing a fourth modification of the planetary unit.
FIG. 50 is a skeleton diagram showing a fifth modification of the planetary unit.
FIG. 51 is a skeleton diagram showing a sixth modification of the planetary unit.
FIG. 52 is a skeleton diagram showing a seventh modification of the planetary unit.
FIG. 53 is a skeleton diagram of a gear train according to a ninth embodiment.
FIG. 54 is an operation chart of a gear train according to a ninth embodiment.
FIG. 55 is a velocity diagram of the gear train of the ninth embodiment.
FIG. 56 is a skeleton diagram of a gear train according to a tenth embodiment.
FIG. 57 is a skeleton diagram of a gear train according to an eleventh embodiment.
FIG. 58 is a skeleton diagram of a gear train according to a twelfth embodiment.
FIG. 59 is an operation chart of a gear train according to a twelfth embodiment.
FIG. 60 is a velocity diagram of the gear train of the twelfth embodiment.
FIG. 61 is a skeleton diagram of a gear train according to a thirteenth embodiment.
FIG. 62 is an operation chart of a gear train according to a thirteenth embodiment.
FIG. 63 is a velocity diagram of the gear train of the thirteenth embodiment.
FIG. 64 is a skeleton diagram of a gear train according to a fourteenth embodiment.
FIG. 65 is an operation chart of a gear train according to a fourteenth embodiment.
FIG. 66 is a velocity diagram of a gear train according to a fourteenth embodiment.
FIG. 67 is a skeleton diagram of a gear train according to a fifteenth embodiment.
FIG. 68 is an operation chart of a gear train according to a fifteenth embodiment.
FIG. 69 is a velocity diagram of the gear train of the fifteenth embodiment.
FIG. 70 is a velocity diagram showing characteristics of a gear ratio step of the fifteenth embodiment in comparison with the first and second embodiments.
FIG. 71 is a skeleton diagram showing a first modification in which the planetary portion of the gear train according to the fifteenth embodiment has a single planetary configuration.
FIG. 72 is a skeleton diagram showing a second modification of the planetary unit.
FIG. 73 is a skeleton diagram showing a third modification of the planetary unit.
FIG. 74 is a skeleton diagram showing a fourth modification of the planetary unit.
FIG. 75 is a skeleton diagram showing a fifth modification of the planetary unit.
FIG. 76 is a skeleton diagram showing a sixth modification of the planetary unit.
FIG. 77 is a skeleton diagram showing a first modification in which the planetary unit has a double planetary configuration.
FIG. 78 is a skeleton diagram showing a second modification of the planetary unit.
FIG. 79 is a skeleton diagram showing a third modification of the planetary unit.
FIG. 80 is a skeleton diagram showing a fourth modification of the planetary unit.
FIG. 81 is a skeleton diagram showing a fifth modification of the planetary unit.
FIG. 82 is a skeleton diagram of a gear train according to a sixteenth embodiment.
FIG. 83 is a skeleton diagram of a gear train according to a seventeenth embodiment.
FIG. 84 is a skeleton diagram of a gear train according to an eighteenth embodiment.
FIG. 85 is a skeleton diagram of a gear train according to a nineteenth embodiment.
FIG. 86 is a speed diagram of the gear train of the nineteenth embodiment.
FIG. 87 is an operation chart in the case of a skip shift of the gear train according to the fifteenth embodiment.
FIG. 88 is a velocity diagram in the case of a skip shift of the gear train according to the fifteenth embodiment.
FIG. 89 is a skeleton diagram of a gear train according to a twentieth embodiment.
FIG. 90 is an operation chart of the gear train of the twentieth embodiment.
FIG. 91 is a speed diagram of the gear train of the twentieth embodiment.
FIG. 92 is a skeleton diagram of a gear train according to a twenty-first embodiment.
FIG. 93 is an operation chart of a gear train according to a twenty-first embodiment.
FIG. 94 is a speed diagram of the gear train of the twenty-first embodiment.
FIG. 95 is a skeleton diagram of a gear train according to a twenty-second embodiment.
FIG. 96 is a speed diagram of the gear train of the twenty-second embodiment.
FIG. 97 is a skeleton diagram of a gear train according to a twenty-third embodiment.
FIG. 98 is a speed diagram of the gear train of the twenty-third embodiment.
FIG. 99 is a skeleton diagram of a gear train according to a twenty-fourth embodiment.
FIG. 100 is an operation chart of a gear train according to a twenty-fourth embodiment.
FIG. 101 is a speed diagram of the gear train of the twenty-fourth embodiment.
FIG. 102 is a skeleton diagram of a gear train according to a twenty-fifth embodiment.
FIG. 103 is an operation chart of a gear train according to a twenty-fifth embodiment.
FIG. 104 is a speed diagram of the gear train of the twenty-fifth embodiment.
FIG. 105 is a skeleton diagram of a conventional automated manual transmission.

Claims

A main transmission (M) having at least two rotating elements (11, 12; 13, 14) each set to a different gear ratio;
A differential mechanism (20) having at least three elements (21, 22, 23);
A transmission for a vehicle, comprising connecting means for directly or selectively connecting the two rotating elements to different shifting elements of the differential mechanism.

A main transmission (M) drivingly connected to the output and having at least two rotating elements (11, 12; 13, 14) each set to a different gear ratio;
A differential mechanism (20) having at least three elements (21, 22, 23);
First input means for directly or selectively connecting the two rotating elements to two elements (21, 22) of the differential mechanism and for selectively inputting input rotation;
A vehicle transmission comprising a second input means (C-3; 4) for directly or selectively inputting an input rotation to at least one other element (23).

The first input means includes a connecting member that directly connects the two elements (21, 22) of the differential mechanism and the two rotating elements, and selectively connects the two elements of the differential mechanism to an input shaft. It has a clutch to connect,
The vehicular transmission according to claim 2, wherein the second input means includes a clutch that selectively connects the other element and an input shaft.

4. The vehicle transmission according to claim 3, wherein two rotating elements of the main transmission are selectively connected to different elements of the differential mechanism, respectively.

The vehicle transmission according to claim 3, wherein the main transmission is capable of achieving at least a first speed, which is a lowest speed.

6. The vehicle transmission according to claim 3, wherein the differential mechanism comprises a planetary gear.

The planetary gear is a single planetary gear including three elements of a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22),
One of the sun gear and the ring gear is always connected to a first shaft (1) connected to one of the two rotating elements, and a first clutch (C-1) constituting the first input means. And the other is always connected to a second shaft (2) which is connected to the other of the two rotating elements, and constitutes the first input means. The carrier is selectively connected to the input shaft via a second clutch (C-2), and the carrier is selectively connected to the input shaft via a third clutch (C-3) constituting the second input means. The vehicle transmission according to claim 6, wherein the transmission is provided.

The planetary gear is a double planetary gear including three elements of a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22).
One of the sun gear and the carrier is always connected to a first shaft (1) connected to one of the two rotating elements, and a first clutch (C-1) constituting the first input means. And the other is always connected to a second shaft (2) connected to the other of the two rotating elements and constitutes the first input means. The ring gear is selectively connected to the input shaft via a third clutch (C-3) constituting the second input means. 7. The vehicle transmission according to claim 6, wherein the transmission is connected.

The first input means includes: a clutch (C-1, C-2) for selectively connecting two elements (21, 22) of the differential mechanism to the two rotating elements; 20) a clutch (CD) for selectively connecting at least two elements, wherein the second input means is a connection member (4) for constantly connecting the input shaft to another element. The vehicle transmission according to claim 2, wherein

10. The vehicular transmission of claim 9, wherein two rotating elements of the main transmission are each selectively coupled to different elements of the differential mechanism.

The vehicle transmission according to claim 9, wherein the main transmission is capable of achieving at least a first speed, which is a lowest speed.

The vehicle transmission according to claim 9, 10 or 11, wherein the differential mechanism comprises a planetary gear.

A third clutch (CD) for selectively connecting at least two elements of the planetary gear is provided;
The planetary gear is a single planetary gear composed of three elements, a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22), and one of the sun gear and the ring gear is a first planetary gear that constitutes the first input means. A second clutch (C-) is selectively connected to a first shaft (1) connected to one of the two rotating elements via a clutch (C-1), and the other is configured to constitute the first input means. 13. A coupling (2), which is selectively connected to a second shaft (2) connected to the other of the two rotating elements, and a carrier is always connected to the input shaft (4) by the connecting member. Transmission for vehicles.

A third clutch (CD) for selectively connecting at least two elements of the planetary gear is provided;
The planetary gear is a double planetary gear composed of three elements, a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22), and one of the sun gear and the carrier is a first planetary gear constituting the first input means. The second rotating element is selectively connected to a first shaft (1) connected to one of the second rotating elements via a clutch (C-1), and the other is connected to the second shaft via the second clutch (C-2). 13. The vehicle transmission according to claim 12, wherein the ring gear is selectively connected to a second shaft (2) connected to the other of the rotating elements, and the ring gear is always connected to the input shaft (4) by the connecting member.

A main transmission (M) having at least two rotating elements (11, 12; 13, 14) each set to a different gear ratio;
Input means (C-1, C-2) for selectively inputting input rotation to the two rotation elements;
A differential mechanism (20) having at least three elements (21, 22, 23);
Output means for connecting the two rotating elements to two elements (21, 22) of the differential mechanism and selectively outputting output rotation from at least one other element (23) and one of the two elements. (3A, 3B, 3C).

A main transmission (M) having at least two rotating elements (11, 12; 13, 14) each set to a different gear ratio;
Input means (4) for inputting an input rotation to said two rotation elements;
A differential mechanism (20) having at least three elements (21, 22, 23);
The two rotating elements are selectively connected to two elements (21, 22) of the differential mechanism, and an output rotation is selectively output from at least one other element (23) and one of the two elements. A transmission for a vehicle, comprising: output means (3A, 3B, C-1, C-2, CD) for performing the following operations.

A main transmission (M) having at least two rotating elements (11, 12; 13, 14) each set to a different gear ratio;
Input means (4) for inputting an input rotation to said two rotation elements;
A differential mechanism (20) having at least three elements (21, 22, 23);
Output means for connecting the two rotating elements to two elements (21, 22) of the differential mechanism and selectively outputting output rotation from at least one other element (23) and one of the two elements. (3A, 3B, C-1 to C-3).

18. The vehicle transmission according to claim 15, 16 or 17, wherein two rotating elements of the main transmission are each selectively connected to different elements of the differential mechanism.

The vehicular transmission according to any one of claims 15 to 18, wherein the main transmission is capable of achieving at least a first speed which is a lowest speed.

20. The vehicle transmission according to claim 15, wherein the differential mechanism includes a planetary gear.

A third clutch (CD) for connecting at least two elements of the planetary gear is provided;
The planetary gear is a double planetary gear composed of three elements of a sun gear (21), a ring gear (23) and a carrier (22), and one of the sun gear and the carrier is a first shaft (3A) constituting the output means. ), And the other is always connected to the second shaft (3B) constituting the output means, and is selectively connected to the one element via the third clutch (CD). 21. The vehicle transmission according to claim 20, wherein the ring gear is always connected to the output shaft (3C).

A third clutch (CD) for connecting at least two elements of the planetary gear is provided;
The planetary gear is a single planetary gear including three elements of a sun gear (21), a ring gear (23), and a carrier (22), and one of the sun gear and the ring gear is a first shaft (1) constituting the output means. ), And the other is always connected to the second shaft (2) constituting the output means, and is selectively connected to the one element via a third clutch (CD). 21. The vehicle transmission according to claim 20, wherein the carrier is constantly connected to the output shaft (3C).

A third clutch (CD) for connecting at least two elements of the planetary gear is provided;
The planetary gear is a double planetary gear composed of three elements of a sun gear (21), a ring gear (23) and a carrier (22), and one of the sun gear and the carrier is a first shaft (1) constituting the output means. ) Is selectively connected via a first clutch (C-1), and the other is selectively connected via a second clutch to a second shaft (2) constituting the output means. 21. The vehicle transmission according to claim 20, wherein the transmission is selectively connected to a ring gear via a three clutch (CD), and the ring gear is constantly connected to the output shaft (3C).

A third clutch (CD) for connecting at least two elements of the planetary gear is provided;
The planetary gear is a double planetary gear composed of three elements of a sun gear (21), a ring gear (23) and a carrier (22), and one of the sun gear and the carrier is a first shaft (1) constituting the output means. ), Is always connected to the output shaft (3C) via the first clutch (C-1), and the other is always connected to the second shaft (2) constituting the output means. The ring gear is selectively connected to the output shaft (3C) via a second clutch (C-2), and the ring gear is selectively connected to the output shaft (3C) via a third clutch. 20. The vehicle transmission according to item 20.

The main transmission achieves a first shift speed by engaging a first clutch, achieves a second shift speed by engaging a second clutch, and engages a third clutch. 23. The vehicular transmission according to claim 7, wherein an intermediate speed between the first speed and the second speed is achieved.

The main transmission achieves a first shift speed by engaging a first clutch and a third clutch, and achieves a second shift speed by engaging a second clutch and a third clutch. 23. The vehicle transmission according to claim 13, wherein an intermediate stage between the first shift speed and the second shift speed is achieved by engaging the clutch and the second clutch.

The main transmission, as a rotating element,
Gears (13, 17) on the first shaft, each of which can selectively achieve a first gear and a third gear having a smaller gear ratio than the second gear;
Gears (11, 15) on the second shaft, each of which can selectively achieve a second gear and a fourth gear having a larger gear ratio than the third gear;
A first intermediate stage between the first shift stage and the second shift stage, a second intermediate stage between the second shift stage and the third shift stage, and a third intermediate stage between the third shift stage and the fourth shift stage The transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 26, wherein seven forward steps are achieved by achieving the following.

The main transmission further includes a reverse gear (19) for achieving a reverse state,
26. The vehicle transmission according to claim 7, wherein the main transmission is set in a reverse state, and the reverse gear is achieved by engaging any one of the first to third clutches.

The main transmission further includes a reverse gear (19) for achieving a reverse state,
27. The vehicle transmission according to claim 13, wherein the main transmission is in a reverse state, and the reverse gear is achieved by engaging any two of the first to third clutches.

Further, a brake (B-1) capable of locking the ring gear is provided,
25. The vehicle transmission according to claim 8, wherein the reverse gear is achieved by engaging the brake and the second clutch (C-2) and setting the main transmission to the second gear.

Further, a brake (B-1) capable of locking the ring gear is provided,
25. The vehicle transmission according to claim 8, wherein the reverse gear is achieved by engaging the brake and the first clutch (C-1) and setting the main transmission to the first gear.

A brake capable of locking one of the sun gear and the ring gear is provided,
By engaging the brake and the carrier input clutch and achieving the gear position of the gear on the shaft connected to the other one of the sun gear and the ring gear, the gear speed increased from the gear speed is achieved. 29. The vehicular transmission according to claim 7, 25 or 28, which achieves.

A brake (B-1) capable of locking either the sun gear or the carrier is provided,
A shift speed increased from the shift speed by engaging the clutch (C-3) for inputting the brake and the ring gear and achieving the shift speed of the shaft connected to either the sun gear or the carrier. 32. The vehicular transmission according to claim 8, 30 or 31, which achieves a gear.

A brake capable of locking one of the sun gear and the ring gear is provided,
A gear increased from the gear by engaging a clutch that couples the main transmission with the other of the brake and the sun gear and the ring gear, and achieving a gear that is coupled to the ring gear. 30. The vehicle transmission according to claim 13, 26, 27, or 29, which achieves the following.

A brake capable of locking either the sun gear or the carrier is provided,
A gear increased from the gear by engaging a clutch that couples the main transmission with the other of the brake and the sun gear and the carrier, and achieving a gear that is coupled to the sun gear. 30. The vehicular transmission according to claim 14, 26, 27 or 29, which achieves the following.

The main transmission has a gear paired with a gear on the first shaft and a gear on the second shaft on an output shaft, and one of the paired gears is always connected to a shaft, 36. The vehicle transmission according to claim 1, wherein the other is selectively connectable to a shaft via a dog clutch.

The main transmission has a gear paired with a gear on the first shaft and a gear on the second shaft on an output shaft, and one of the paired gears is always connected to a shaft, 37. The vehicle transmission according to claim 1, wherein the other is selectively connectable to a shaft via a multi-plate clutch.

The main transmission has a gear paired with a gear on the first shaft and a gear on the second shaft on an output shaft, and one of the paired gears performs a direct connection rotation and a speed change rotation. The vehicular transmission according to any one of claims 1 to 36, wherein the transmission is connected to a shaft via a planetary gear mechanism that can be generated.