JP2014190384A

JP2014190384A - Automatic transmission for vehicle

Info

Publication number: JP2014190384A
Application number: JP2013064612A
Authority: JP
Inventors: Kenichi Watanabe; 堅一渡邊; Shoji Sugaya; 祥司菅谷
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2013-03-26
Filing date: 2013-03-26
Publication date: 2014-10-06
Anticipated expiration: 2033-03-26
Also published as: JP5828853B2

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an automatic transmission for a vehicle having wider ratio coverage with a proper step ratio.SOLUTION: An automatic transmission for a vehicle includes a first planetary gear group 1 having four rotary elements, and a second planetary gear set 2 having three rotary elements. These rotary elements are arranged on a common velocity diagram according to intervals corresponding to gear ratios of the first planetary gear group and the secondary planetary gear set to be applied as a first element to a seventh element. An input shaft I is connectable to a first element 16 by a first clutch 3, connectable to a fourth element 11 by a second clutch 4, and connectable to a sixth element 22 by a third clutch 5, an output member is a second element 12, a third element 14 and a fifth element 21 are constantly connected to each other, the fourth element 11 is fixable to a stationary portion 8 by a first brake 6, the fifth element 21 or the sixth element 22 is fixable to the stationary portion 8 by a second brake 7, and a seventh element 25 is constantly fixed to the stationary portion.

Description

本発明は、車両用自動変速機に関する。 The present invention relates to an automatic transmission for a vehicle.

従来の車両用自動変速機としては、特許文献１に記載のものが知られている。この従来の車両用自動変速機は、ラビニョ・タイプの遊星歯車組と、１組のシングル・ピニオン・タイプの遊星歯車組と、２個のクラッチおよび３個のブレーキの油圧作動による摩擦締結要素と、を有し、前進６速後進１速を得るようにしている。 As a conventional automatic transmission for a vehicle, the one described in Patent Document 1 is known. The conventional automatic transmission for a vehicle includes a Ravigneaux type planetary gear set, a single pinion type planetary gear set, a friction engagement element by hydraulic operation of two clutches and three brakes, and In order to obtain 6 forward speeds and 1 reverse speed.

特開号２００３−２４００６８公報Japanese Patent Laid-Open No. 2003-240068

しかしながら、上記従来の車両用自動変速機には、以下に説明するような問題がある。
上記従来の車両用自動変速機にあっては、レシオ・カバーレッジ（全変速比幅、すなわち前進１速のギヤ比を最高変速段のギヤ比で割った値)が６．１と小さい。そこで、このレシオ・カバーレッジをより拡大した値に設定しようとすると、この場合、適切な段間比（隣合う変速比間でのギヤ比間の比）が得られないといった問題がある。 However, the conventional automatic transmission for a vehicle has the following problems.
In the above-described conventional automatic transmission for vehicles, the ratio coverage (total transmission ratio width, that is, a value obtained by dividing the gear ratio of the first forward speed by the gear ratio of the highest gear) is as small as 6.1. Therefore, if an attempt is made to set the ratio / coverage to a larger value, there is a problem in that an appropriate inter-step ratio (ratio between gear ratios between adjacent gear ratios) cannot be obtained.

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、適切な段間比を確保しながら、より大きなレシオ・カバーレッジを得ることができるようにした車両用自動変速機を提供することにある。 The present invention has been made paying attention to the above-mentioned problems, and its object is to provide an automatic transmission for a vehicle that can obtain a larger ratio and coverage while ensuring an appropriate step ratio. Is to provide a machine.

この目的のため本発明による車両用自動変速機は、
入力軸と、
出力部材と、
静止部と、
第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素、および第４回転要素、の４個の回転要素を有する第１遊星歯車群と、
第５回転要素、第６回転要素、および第７回転要素の３個の回転要素を有する第２遊星歯車組と、
第１クラッチ、第２クラッチ、第３クラッチ、第１ブレーキ、および第２ブレーキの５個の摩擦締結要素と、
を備え、
第1遊星歯車群の４個の回転要素を、共通速度線図上で第１遊星歯車群の歯数比に対応する間隔に応じて並べ、この並び順に第１要素、第２要素、第３要素、第４要素とし、
第２遊星歯車組の３個の回転要素を、共通速度線図上で第２遊星歯車組の歯数比に対応する間隔に応じて並べ、この並び順に第５要素、第６要素、第７要素とし、
入力軸を、第１クラッチの締結により第１要素に、また第２クラッチの締結により第４要素に、また第３クラッチの締結により第６要素にそれぞれ連結可能とし、
出力部材を、第２要素とし、
第３要素と第５要素を、互いに常時連結し、
第４要素を、第１ブレーキの締結により静止部に固定可能とし、
第５要素または第６要素を、第２ブレーキの締結により静止部に固定可能とし、
第７要素を、静止部に常時固定とした、
ことを特徴とする。 For this purpose, the automatic transmission for vehicles according to the present invention comprises:
An input shaft;
An output member;
A stationary part;
A first planetary gear group having four rotation elements, a first rotation element, a second rotation element, a third rotation element, and a fourth rotation element;
A second planetary gear set having three rotating elements, a fifth rotating element, a sixth rotating element, and a seventh rotating element;
Five frictional engagement elements, a first clutch, a second clutch, a third clutch, a first brake, and a second brake;
With
The four rotating elements of the first planetary gear group are arranged according to the interval corresponding to the gear ratio of the first planetary gear group on the common speed diagram, and the first element, the second element, the third element are arranged in this order. Element, 4th element,
The three rotating elements of the second planetary gear set are arranged on the common speed diagram according to the interval corresponding to the gear ratio of the second planetary gear set, and the fifth element, the sixth element, and the seventh element are arranged in this order. Element,
The input shaft can be connected to the first element by fastening the first clutch, to the fourth element by fastening the second clutch, and to the sixth element by fastening the third clutch,
The output member is the second element,
The third element and the fifth element are always connected to each other,
The fourth element can be fixed to the stationary part by fastening the first brake,
The fifth element or the sixth element can be fixed to the stationary part by fastening the second brake,
The seventh element is always fixed to the stationary part,
It is characterized by that.

また、好ましくは、
第１遊星歯車群が、ラビニョ・タイプの遊星歯車組である、
ことを特徴とする。 Also preferably,
The first planetary gear group is a Ravigno type planetary gear set.
It is characterized by that.

また、好ましくは、
第２遊星歯車組が、ダブル・ピニオン・タイプの遊星歯車組である、
ことを特徴とする。 Also preferably,
The second planetary gear set is a double pinion type planetary gear set.
It is characterized by that.

また、好ましくは、
第１クラッチが、第１速〜第４速で締結し、
第２クラッチが、第３速、第５速、および後進で締結し、
第３クラッチが、第４速〜第６速で締結し、
第１ブレーキが、第２速、および第６速で締結し、
第２ブレーキが、第１速、および後進で締結する、
ことを特徴とする。 Also preferably,
The first clutch is engaged at the first speed to the fourth speed,
The second clutch is engaged at the third speed, the fifth speed, and reverse,
The third clutch is engaged at the fourth speed to the sixth speed,
The first brake is engaged at the second speed and the sixth speed,
The second brake is engaged at the first speed and reverse,
It is characterized by that.

また、好ましくは、
第１要素が、第１遊星歯車群のダブル・ピニオン側のダブル・ピニオン側の第２サン・ギヤであり、
第２要素が、第１遊星歯車群のリング・ギヤであり、
第３要素が、第１遊星歯車群のピニオン・キャリヤであり、
第４要素が、第１遊星歯車群のシングル・ピニオン側の第１サン・ギヤであり、
第５要素が、第２遊星歯車組のサン・ギヤであり、
第６要素が、第２遊星歯車組のリング・ギヤであり、
第７要素が、第２遊星歯車組のピニオン・キャリヤである、
ことを特徴とする。 Also preferably,
The first element is a second sun gear on the double pinion side of the first planetary gear group on the double pinion side,
The second element is the ring gear of the first planetary gear group;
The third element is the pinion carrier of the first planetary gear group;
The fourth element is the first sun gear on the single pinion side of the first planetary gear group,
The fifth element is the sun gear of the second planetary gear set;
The sixth element is the ring gear of the second planetary gear set;
The seventh element is the pinion carrier of the second planetary gear set;
It is characterized by that.

本発明は、上記のように自動変速機を構成したので、良好な段間比を確保しながら、大きいレシオ・カバーレッジを得ることができる。その結果、低速段で大きな駆動力を得、発進性能および登坂性能を向上させることができるとともに、高速段でエンジン回転数を抑えてエンジン騒音の低減、燃費の向上を図ることができる。 In the present invention, since the automatic transmission is configured as described above, it is possible to obtain a large ratio and coverage while ensuring a good step ratio. As a result, it is possible to obtain a large driving force at the low speed stage and improve the starting performance and the climbing performance, and it is possible to reduce engine noise and improve fuel efficiency by suppressing the engine speed at the high speed stage.

また、第１遊星歯車群をラビニョ・タイプの遊星歯車組としたので、部品点数が減少させることができる結果、重量やコストを下げることができ、コンパクトになって車両搭載性も向上させることができる。 In addition, since the first planetary gear group is a Ravigneaux type planetary gear set, the number of parts can be reduced, so that the weight and cost can be reduced, and the vehicle can be mounted more compactly. it can.

また、第２遊星歯車組を、ダブル・ピニオン・タイプの遊星歯車組にしたので、良好なギヤ比、および段間比を得ることができる。 In addition, since the second planetary gear set is a double pinion type planetary gear set, a good gear ratio and interstage ratio can be obtained.

また、第１クラッチ、第２クラッチ、第３クラッチ、第１ブレーキ、および第２ブレーキを上記のように締結したので、前進６段および後進の変速段を得ることができる。 Further, since the first clutch, the second clutch, the third clutch, the first brake, and the second brake are engaged as described above, it is possible to obtain six forward speeds and reverse gears.

また、第１要素〜第７要素を上記のように構成したので、最適なギヤ比の自動変速機を得ることができる
ことができる。 In addition, since the first to seventh elements are configured as described above, an automatic transmission with an optimum gear ratio can be obtained.

本発明の実施例１に係る車両用自動変速機のスケルトンを示す図である。It is a figure which shows the skeleton of the automatic transmission for vehicles which concerns on Example 1 of this invention. 実施例１の車両用自動変速機で用いる各摩擦締結要素の作動、各変速段でのギヤ比、レシオ・カバーレッジ、レバース／１速のギヤ比を示す作動表を表す図である。It is a figure showing the operation | movement table | surface which shows the action | operation of each frictional engagement element used with the automatic transmission for vehicles of Example 1, the gear ratio in each gear stage, ratio coverage, and the gear ratio of levers / 1st gear. 実施例１の車両用自動変速機における、前進第１速での共通速度線図である。FIG. 3 is a common speed diagram at a first forward speed in the automatic transmission for a vehicle according to the first embodiment. 実施例１の車両用自動変速機における、前進第２速での共通速度線図である。FIG. 3 is a common speed diagram at a second forward speed in the vehicle automatic transmission according to the first embodiment. 実施例１の車両用自動変速機における、前進第３速での共通速度線図である。FIG. 3 is a common speed diagram at a third forward speed in the vehicle automatic transmission according to the first embodiment. 実施例１の車両用自動変速機における、前進第４速での共通速度線図である。FIG. 5 is a common speed diagram at a fourth forward speed in the vehicle automatic transmission according to the first embodiment. 実施例１の車両用自動変速機における、前進第５速での共通速度線図である。FIG. 6 is a common speed diagram at the fifth forward speed in the vehicle automatic transmission according to the first embodiment. 実施例１の車両用自動変速機における、前進第６速での共通速度線図である。FIG. 5 is a common speed diagram at a sixth forward speed in the vehicle automatic transmission according to the first embodiment. 実施例１の車両用自動変速機における、後進での共通速度線図である。FIG. 3 is a reverse common speed diagram in the vehicle automatic transmission according to the first embodiment. 本発明の実施例２に係る車両用自動変速機のスケルトンを示す図である。It is a figure which shows the skeleton of the automatic transmission for vehicles which concerns on Example 2 of this invention.

以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づいて詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.

まず、実施例１の車両用自動変速機の全体構成を説明する。
この実施例１の車両用自動変速機は、エンジン前置き前輪駆動車やエンジン後置き後輪駆動車といった、いわゆるエンジン横置きタイプの車両に適用される。
図１に、実施例１の車両用自動変速機のスケルトンを示す。なお、図１では、自動変速機の入力軸Iの中心軸から上半分のみを描いてあり、下半分は上半分と軸対称なので図示を省略している。 First, the overall configuration of the vehicle automatic transmission according to the first embodiment will be described.
The automatic transmission for a vehicle according to the first embodiment is applied to a so-called horizontal engine type vehicle such as a front wheel drive vehicle in front of an engine or a rear wheel drive vehicle in engine rear.
FIG. 1 shows a skeleton of the automatic transmission for a vehicle according to the first embodiment. In FIG. 1, only the upper half is drawn from the central axis of the input shaft I of the automatic transmission, and the lower half is symmetrical with the upper half and is not shown.

同図に示すように、実施例１の車両用自動変速機は、入力軸Iと、第１遊星歯車群1と、第２遊星歯車組2と、第１クラッチ3、第２クラッチ4、第３クラッチ5の３個のクラッチ、および第１ブレーキ6、第２ブレーキ7の２個のブレーキからなる油圧作動の摩擦締結要素と、自動変速機のケース（本発明の静止部に相当）8と、出力部材（第１遊星歯車群1のリング・ギヤ12）と、を備えている。
入力軸Iは、図示しないエンジン（本発明の駆動源に相当）にトルク・コンバータ等を介して連結可能であり、出力部材は、図示しない伝達歯車や差動歯車装置を介して駆動輪に連結されている。 As shown in the figure, the automatic transmission for a vehicle according to the first embodiment includes an input shaft I, a first planetary gear group 1, a second planetary gear set 2, a first clutch 3, a second clutch 4, A hydraulically actuated frictional engagement element comprising three clutches of three clutches 5 and two brakes of a first brake 6 and a second brake 7, an automatic transmission case (corresponding to a stationary part of the present invention) 8, And an output member (ring gear 12 of the first planetary gear group 1).
The input shaft I can be connected to an engine (not shown) (corresponding to a drive source of the present invention) via a torque converter or the like, and an output member is connected to a drive wheel via a transmission gear or a differential gear device (not shown). Has been.

第１遊星歯車群1は、いわゆるラビニョ・タイプの遊星歯車組であって、シングル・ピニオン・タイプの遊星歯車組とダブル・ピニオン・タイプの遊星歯車組とが、これらのリング・ギヤ、ピニオンの一部、およびピニオン・キャリヤが共通化されて組み合わされたものであって、シングル・ピニオン側の第１サン・ギヤ11と、リング・ギヤ12と、ピニオン・キャリヤ14と、ダブル・ピニオン側の第２サン・ギヤ16と、の４つの回転要素を有している。 The first planetary gear group 1 is a so-called Ravigneaux type planetary gear set, and a single-pinion type planetary gear set and a double-pinion type planetary gear set are composed of these ring gears and pinions. A part and a pinion carrier are combined and combined, and the first sun gear 11 on the single pinion side, the ring gear 12, the pinion carrier 14, and the double pinion side The second sun gear 16 and four rotating elements.

すなわち、シングル・ピニオン側の遊星歯車組は、第１サン・ギヤ11と、この外周側に配置されるリング・ギヤ12と、サン・ギヤ11およびリング・ギヤ12の両方に噛み合う複数のピニオン13を回転自在に支持するピニオン・キャリヤ14と、を有する。
ダブル・ピニオン側の遊星歯車組は、第２サン・ギヤ16と、リング・ギヤ12（シングル・ピニオン側の遊星歯車組のリング・ギヤ12と共通）と、第２サン・ギヤ15に噛み合うインナ・ピニオン15と、これとリング・ギヤ12とに噛み合うアウタ・ピニオン13（シングル・ピニオン側の遊星歯車組のピニオン13と共通）と、アウタ・ピニオン13およびインナ・ピニオン15を回転自在に指示するピニオン・キャリヤ14（シングル・ピニオン側の遊星歯車組のピニオン・キャリヤ14と共通）と、を備えている。 That is, the planetary gear set on the single pinion side includes a first sun gear 11, a ring gear 12 disposed on the outer peripheral side, and a plurality of pinions 13 that mesh with both the sun gear 11 and the ring gear 12. And a pinion carrier 14 that rotatably supports the motor.
The planetary gear set on the double pinion side is meshed with the second sun gear 16, the ring gear 12 (common with the ring gear 12 of the single pinion planetary gear set), and the second sun gear 15.・ The pinion 15 and the outer pinion 13 (common to the pinion 13 of the planetary gear set on the single pinion side) meshing with the ring gear 12 and the outer pinion 13 and the inner pinion 15 are instructed to be rotatable. And a pinion carrier 14 (common to the pinion carrier 14 of the planetary gear set on the single pinion side).

なお、第１遊星歯車群1のシングル・ピニオン側の歯数比α１（第１サン・ギヤ11の歯数比／リング・ギヤ12の歯数比）は、たとえば0.4972に設定してある。
また、第１遊星歯車群1のダブル・ピニオン側の歯数比α２（第２サン・ギヤ16の歯数比／リング・ギヤ12の歯数比）は、たとえば0.384に設定してある。 Note that the gear ratio α1 on the single pinion side of the first planetary gear group 1 (the gear ratio of the first sun gear 11 / the gear ratio of the ring gear 12) is set to 0.4972, for example.
Further, the tooth number ratio α2 (the tooth number ratio of the second sun gear 16 / the tooth number ratio of the ring gear 12) on the double pinion side of the first planetary gear group 1 is set to 0.384, for example.

一方、第２遊星歯車組2は、ダブル・ピニオン・タイプの遊星歯車組であって、３個の回転要素、すなわち、中心側に配置されたサン・ギヤ21と、この半径方向外側に配置されたリング・ギヤ22と、これと噛み合う複数のアウタ・ピニオン23およびこれらにサン・ギヤ21に噛み合う複数のインナ・ピニオン24を回転自在に支持するピニオン・キャリヤ25と、を有している。
ここで、第２遊星歯車組2の歯数比α３（サン・ギヤ21の歯数比／リング・ギヤ22の歯数比）は、たとえば0.554に設定してある。 On the other hand, the second planetary gear set 2 is a double-pinion type planetary gear set, and includes three rotating elements, that is, a sun gear 21 arranged on the center side and an outer side in the radial direction. A ring gear 22, a plurality of outer pinions 23 meshing with the ring gear 22, and a plurality of inner pinions 24 meshing with the sun gear 21, and a pinion carrier 25 rotatably supporting the pinion carrier 25.
Here, the gear ratio α3 (the gear ratio of the sun gear 21 / the gear ratio of the ring gear 22) of the second planetary gear set 2 is set to 0.554, for example.

上記第１遊星歯車群1および第２遊星歯車組2の各回転要素は、以下に説明するようにそれぞれ連結、連結可能、固定可能とされる。
まず、第１遊星歯車群1にあっては、第１サン・ギヤ11が第２クラッチ3の締結により入力軸Iに連結可能であるとともに、第１ブレーキ6により自動変速機のケース8に固定可能であり、リング・ギヤ12が出力部材であり、ピニオン・キャリヤ14が第２遊星歯車組2のサン・ギヤ21に常時連結されて第２ブレーキ7の締結によりケース8に固定可能であり、第２サン・ギヤ16が第１クラッチ3の締結により入力軸Iに連結可能である。 The rotating elements of the first planetary gear group 1 and the second planetary gear set 2 are connected, connectable, and fixable, as will be described below.
First, in the first planetary gear group 1, the first sun gear 11 can be connected to the input shaft I by fastening the second clutch 3, and is fixed to the case 8 of the automatic transmission by the first brake 6. The ring gear 12 is an output member, the pinion carrier 14 is always connected to the sun gear 21 of the second planetary gear set 2, and can be fixed to the case 8 by fastening the second brake 7. The second sun gear 16 can be connected to the input shaft I by engaging the first clutch 3.

一方、第２遊星歯車組2にあっては、サン・ギヤ21が、上述のように、第１遊星歯車群1の第２サン・ギヤ16に常時連結されるとともに第２ブレーキ7の締結によりケース8に固定可能であり、リング・ギヤ22が第３クラッチ5の締結により入力軸Iに連結可能であり、ピニオン・キャリヤ24がケース8に常時固定されている。 On the other hand, in the second planetary gear set 2, the sun gear 21 is always connected to the second sun gear 16 of the first planetary gear group 1 and the second brake 7 is engaged as described above. It can be fixed to the case 8, the ring gear 22 can be connected to the input shaft I by fastening the third clutch 5, and the pinion carrier 24 is always fixed to the case 8.

上記のように連結した実施例１の自動変速機における各摩擦締結要素の締結・解放を、図２の作動表に示してある。作動表は、この横方向には各速度段を第１速から第６速まで、および後進を表しており、縦方向には、各摩擦締結要素が並べられている。作動表中、〇印はその摩擦締結要素が締結状態にされることを、また空白はその摩擦締結要素が解放状態であることをそれぞれ示す。
なお、作動表中の下方には、各変速段のギヤ比、自動変速機でのレシオ・カバーレッジ(R/C：全変速比幅であり、前進１速のギヤ比を最高変速段のギヤ比で割った値)、およびリバース比／１速比（Rev/1st）のそれぞれの値を記載してある。 The engagement / release of each frictional engagement element in the automatic transmission of the first embodiment connected as described above is shown in the operation table of FIG. The operation table represents each speed stage from the first speed to the sixth speed and the reverse in the horizontal direction, and the friction engagement elements are arranged in the vertical direction. In the operation table, ◯ indicates that the frictional engagement element is brought into the engaged state, and blank indicates that the frictional engagement element is in the released state.
Below the operation table, the gear ratio of each gear, the ratio coverage in the automatic transmission (R / C: full gear ratio width, the gear ratio of the first forward speed is the gear of the highest gear. (Value divided by the ratio) and reverse ratio / first speed ratio (Rev / 1st).

また、上記各摩擦締結要素は、図示しないコントローラにより電子制御される図示しないコントロール・バルブからの圧油の供給、抜きにより、それらの締結、解放が制御される。これらのコントローラやコントロール・バルブの構成および作用はよく知られているので、ここではそれらの説明は省略する。 Further, the engagement and release of the friction engagement elements are controlled by supplying and removing pressure oil from a control valve (not shown) that is electronically controlled by a controller (not shown). Since the configuration and operation of these controllers and control valves are well known, their description is omitted here.

次に、各変速段における動力の伝達経路を、そのときの共通速度線図を用いて説明する。
ここで、共通速度線図とは、縦軸に各回転要素の回転速度を取り、横軸にこれら回転要素を第１遊星歯車群1のシングル・ピニオン側の遊星歯車組の歯数比α１およびダブル・ピニオン側の遊星歯車組の歯数比α２、第２遊星歯車組2の歯数比α３大きさに応じて割り振った線図である。
すなわち、横軸上に、シングル・ピニオン・タイプの遊星歯車組の場合には、リング・ギヤ、ピニオン・キャリヤ、サン・ギヤ３個の回転要素の回転速度軸を、この順に（左右いずれの方向でもよい）、リング・ギヤおよびピニオン・キャリヤ間の大きさをこの遊星歯車組の歯数比αとした場合、ピニオン・キャリヤおよびサン・ギヤ間の大きさが１となる割合でそれぞれ離して配置したものである。
この場合、縦軸には、回転速度ゼロより上方にエンジンと同じ回転方向の回転速度をとり、回転速度ゼロより下方にエンジンと逆回転方向の回転速度をとるようにする。
なお、ダブル・ピニオン・タイプの遊星歯車組の場合には、サン・ギヤ、リング・ギヤ、ピニオン・キャリヤの順に（左右いずれの方向でもよい）、上記間隔は同じにして配置する。
また、共通速度線図にあっては、リング・ギヤ、ピニオン、サン・ギヤのそれぞれの噛み合い関係は歯と歯とが１対１で噛み合うリニアな関係となるので、各回転要素の回転速度を結ぶと直線関係となる。 Next, the power transmission path in each gear stage will be described using the common speed diagram at that time.
Here, the common speed diagram is such that the vertical axis represents the rotational speed of each rotary element, and the horizontal axis represents these rotary elements as the gear ratio α1 of the planetary gear set on the single-pinion side of the first planetary gear group 1 and FIG. 4 is a diagram assigned in accordance with the tooth number ratio α2 of the planetary gear set on the double pinion side and the tooth number ratio α3 of the second planetary gear set 2;
That is, on the horizontal axis, in the case of a single-pinion type planetary gear set, the rotational speed axes of the three rotating elements of the ring gear, the pinion carrier, and the sun gear are arranged in this order (in either the left or right direction). If the size between the ring gear and the pinion carrier is the gear ratio α of this planetary gear set, the pinion carrier and the sun gear are spaced apart at a ratio of 1. It is a thing.
In this case, on the vertical axis, the rotational speed in the same rotational direction as the engine is taken above the rotational speed zero, and the rotational speed in the reverse rotational direction from the engine is taken below the rotational speed zero.
In the case of a double-pinion type planetary gear set, the sun gear, the ring gear, and the pinion carrier are arranged in this order (in either the left or right direction), and the intervals are the same.
In the common speed diagram, the meshing relationship of the ring gear, pinion, and sun gear is a linear relationship in which the teeth mesh with each other on a one-to-one basis. When connected, a linear relationship is established.

また、各変速段の共通速度線図を示す図３〜図９にあっては、同図中、左側から右側に向けて第１遊星歯車群1、第２遊星歯車組2の順で配置されており、これらのサン・ギヤはS、ピニオン・キャリヤはC、リング・ギヤはRで表し、これらの添え字1、2は第１遊星歯車群1のシングル・ピニオン側、ダブル・ピニオン側に、また3は第２遊星歯車組にそれぞれ所属することを表す
すなわち、速度軸は、第１遊星歯車群1では、第１サン・ギヤ11（本発明の第４要素）の回転速度軸がS1に相当し、リング・ギヤ12（本発明の第２要素）の回転速度軸がR1に相当し、ピニオン・キャリヤ14（本発明の第３要素）の回転速度軸がC1に相当し、第２サン・ギヤ（本発明の第１要素）の回転速度軸がS2に相当する。
また、第２遊星歯車組2では、サン・ギヤ21（本発明の第５要素）の回転速度軸がS3に相当し、リング・ギヤ22（本発明の第６要素）の回転速度軸がR3に相当し、ピニオン・キャリヤ25（本発明の第７要素）の回転速度軸がC3に相当する。 Further, in FIGS. 3 to 9 showing the common speed diagrams of the respective speed stages, the first planetary gear group 1 and the second planetary gear set 2 are arranged in this order from the left side to the right side. These sun gears are represented by S, the pinion carrier is represented by C, and the ring gear is represented by R. These subscripts 1 and 2 are on the single and double pinion sides of the first planetary gear group 1. , And 3 indicate that they belong to the second planetary gear set. That is, the speed axis of the first planetary gear group 1 is the rotational speed axis of the first sun gear 11 (the fourth element of the present invention) is S1. , The rotational speed axis of the ring gear 12 (second element of the present invention) corresponds to R1, the rotational speed axis of the pinion carrier 14 (third element of the present invention) corresponds to C1, and the second The rotational speed axis of the sun gear (the first element of the present invention) corresponds to S2.
In the second planetary gear set 2, the rotational speed axis of the sun gear 21 (the fifth element of the present invention) corresponds to S3, and the rotational speed axis of the ring gear 22 (the sixth element of the present invention) is R3. The rotational speed axis of the pinion carrier 25 (the seventh element of the present invention) corresponds to C3.

したがって、共通速度線図は、図３〜図９すべてにおいて、同図中、左側から右側に向けて第１遊星歯車群1の第２サン・ギヤ16の回転速度軸S2、リング・ギヤ12の回転速度軸R1、ピニオン・キャリヤ14の回転速度軸C1、第1サン・ギヤ11の回転速度軸S1、第２遊星歯車組2のサン・ギヤ21の回転速度軸S3、リング・ギヤ22の回転速度軸R3、ピニオン・キャリヤ25の回転速度軸C3の順に並ぶことになる。
なお、図３〜図９の各共通速度線図において、入力は○で、また出力は△で表してある。入力軸Iの回転速度は、ギヤ比の計算を容易にするため、共通速度線図では１としてある。また、以下の各変速段でのギヤ比は、α１〜α３をそれぞれ上記のように0.497、0.384、0.554に設定した場合の値である。 Accordingly, the common speed diagram is shown in all of FIGS. 3 to 9, in which the rotational speed axis S2 of the second sun gear 16 of the first planetary gear group 1 and the ring gear 12 are from left to right. Rotation speed axis R1, rotation speed axis C1 of pinion carrier 14, rotation speed axis S1 of first sun gear 11, rotation speed axis S3 of sun gear 21 of second planetary gear set 2, rotation of ring gear 22 The speed axis R3 and the rotational speed axis C3 of the pinion carrier 25 are arranged in this order.
In each of the common velocity diagrams of FIGS. 3 to 9, the input is indicated by ◯ and the output is indicated by Δ. The rotational speed of the input shaft I is set to 1 in the common speed diagram for easy calculation of the gear ratio. Further, the gear ratios at the following shift speeds are values when α1 to α3 are set to 0.497, 0.384, and 0.554, respectively, as described above.

まず、自動変速機がN（ニュートラル）位置やP（パーク）位置にあるときは、すべての摩擦締結要素には締結圧が供給されないため、第１遊星歯車群1および第２遊星歯車組2はすべてフリーの状態にあり、これらは動力を伝えない。この結果、エンジンからの駆動力は、出力部材9には伝わらない。
なお、エンジンが稼働している間であっても、上記NやPのセレクト位置にあるときは、第１〜第３クラッチ3〜5が解放されているので、第１遊星歯車群1および第２遊星歯車組2の回転要素は回転駆動されることはない。 First, when the automatic transmission is in the N (neutral) position or the P (park) position, no fastening pressure is supplied to all the friction engagement elements, so the first planetary gear group 1 and the second planetary gear set 2 are They are all free and do not transmit power. As a result, the driving force from the engine is not transmitted to the output member 9.
Even when the engine is in operation, when the N or P selection position is selected, the first to third clutches 1 and 3 are disengaged because the first to third clutches 3 to 5 are released. The rotating elements of the two planetary gear set 2 are not driven to rotate.

ドライバーが図示しないセレクト・レバーをD（ドライブ、すなわち前進走行）位置に移動させると、車両は発進する。この発進時では車速が低いので、まず、第１速が成立する。この第１速では、第１クラッチ3および第２ブレーキ7が締結される。この状態での共通速度線図を図３に示す。
すなわち、第１遊星歯車群1では、第２サン・ギヤ16が第１クラッチ3の締結により入力軸Iに連結されてこれと同じ回転方向に同じ回転速度で回転し、ピニオン・キャリヤ14が第２ブレーキ7の締結によりケース８に固定されて回転速度が0となる。したがって、これらを通る直線とリング・ギヤ12および第１サン・ギヤ11の回転速度軸R1、S1との交差点が、リング・ギヤ12および第1サン・ギヤ11の回転速度となる。この場合、リング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向に減速回転速度で回転し、第１サン・ギヤ11は、エンジンの逆の回転方向に減速回転速度で回転する。
この結果、出力部材としてのリング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向に減速回転速度である第１速（ギヤ比2.606）で回転する。
なお、第２遊星歯車組2では、ピニオン・キャリヤ24が常時ケース8に固定されて回転速度0であり、サン・ギヤ21が第２ブレーキ7の締結により回転速度が0であるので、リング・ギヤ22も、回転速度が0となる。 When the driver moves a select lever (not shown) to a D (drive, that is, forward travel) position, the vehicle starts. Since the vehicle speed is low at the time of starting, first speed is established. In the first speed, the first clutch 3 and the second brake 7 are engaged. A common velocity diagram in this state is shown in FIG.
That is, in the first planetary gear group 1, the second sun gear 16 is connected to the input shaft I by the engagement of the first clutch 3 and rotates in the same rotational direction at the same rotational speed, and the pinion carrier 14 is 2 Fastened to the case 8 by fastening the brake 7, and the rotational speed becomes zero. Therefore, the intersection between the straight line passing through these and the rotational speed axes R1 and S1 of the ring gear 12 and the first sun gear 11 is the rotational speed of the ring gear 12 and the first sun gear 11. In this case, the ring gear 12 rotates at a reduced rotational speed in the same rotational direction as the engine, and the first sun gear 11 rotates at a reduced rotational speed in the reverse rotational direction of the engine.
As a result, the ring gear 12 as the output member rotates at the first speed (gear ratio 2.606) which is the reduced rotational speed in the same rotational direction as the engine.
In the second planetary gear set 2, the pinion carrier 24 is always fixed to the case 8 and has a rotational speed of 0, and the sun gear 21 has a rotational speed of 0 when the second brake 7 is engaged. The rotation speed of the gear 22 is also zero.

車速が上昇すると、コントローラが第２ブレーキ7を解放するとともに第１ブレーキ6を締結して第１速から第２速にシフトする。このとき、第１クラッチ3の締結は、第１速のそのままである。この状態での共通速度線図を図４に示す。
すなわち、第１遊星歯車群1では、第２サン・ギヤ16が第２クラッチ4の締結により入力軸Iに連結されてこれと同じ回転方向に同じ回転速度で回転し、第１サン・ギヤ11が第１ブレーキ6の締結によりケース8に固定されて回転速度が0となる。したがって、これらを通る直線とリング・ギヤ12およびピニオン・キャリヤ14の回転速度軸R1、C1との交差点が、リング・ギヤ12およびピニオン・キャリヤ14の回転速度となる。
この場合、リング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向に１速時より早い減速回転速度で回転し、ピニオン・キャリヤ14は、エンジンと同じ回転方向にリング・ギヤ12より遅い減速回転速度で回転する。
この結果、出力部材としてのリング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向に第１速時より早い減速回転速度である第２速（ギヤ比1.533）で回転する。
なお、第２遊星歯車組2では、サン・ギヤ21が第１遊星歯車群1のピニオン・キャリヤ14に常時連結されてこれと同じ回転方向に同じ減速回転速度で回転し、ピニオン・キャリヤ25がケース8に常時固定されて回転速度が0である。したがって、これらを通る直線とリング・ギヤ22の回転速度軸R3との交差点が、リング・ギヤ22の回転速度となる。この場合、リング・ギヤ22は、エンジンと同じ回転方向にサン・ギヤ21より遅い減速回転速度で回転する。 When the vehicle speed increases, the controller releases the second brake 7 and engages the first brake 6 to shift from the first speed to the second speed. At this time, the engagement of the first clutch 3 remains at the first speed. A common velocity diagram in this state is shown in FIG.
That is, in the first planetary gear group 1, the second sun gear 16 is connected to the input shaft I by the engagement of the second clutch 4 and rotates at the same rotational speed in the same rotational direction as the first sun gear 11. Is fixed to the case 8 when the first brake 6 is engaged, and the rotational speed becomes zero. Accordingly, the intersection between the straight line passing through these and the rotational speed axes R1 and C1 of the ring gear 12 and the pinion carrier 14 is the rotational speed of the ring gear 12 and the pinion carrier 14.
In this case, the ring gear 12 rotates in the same rotational direction as the engine at a reduced rotational speed faster than the first speed, and the pinion carrier 14 rotates in the same rotational direction as the engine at a slower rotational speed than the ring gear 12. To do.
As a result, the ring gear 12 as the output member rotates at the second speed (gear ratio 1.533), which is a reduced rotational speed faster than that at the first speed, in the same rotational direction as the engine.
In the second planetary gear set 2, the sun gear 21 is always connected to the pinion carrier 14 of the first planetary gear group 1 and rotates in the same rotational direction at the same reduction rotational speed, so that the pinion carrier 25 is The case 8 is always fixed and the rotation speed is zero. Therefore, the intersection of the straight line passing through these and the rotational speed axis R3 of the ring gear 22 is the rotational speed of the ring gear 22. In this case, the ring gear 22 rotates at a reduced rotational speed that is slower than that of the sun gear 21 in the same rotational direction as the engine.

さらに車速が上昇して、コントローラが第１ブレーキ6を解放するとともに第２クラッチ4を締結すると、自動変速機は第２速から第３速になる。このとき、第１クラッチ3の締結はそのまま維持される。この状態での共通速度線図を図５に示す。
すなわち、第１遊星歯車群1では、第１サン・ギヤ11が第２クラッチ4の締結により入力軸Iに連結されてこれと同じ回転方向に同じ回転速度で回転し、第２サン・ギヤ16が第１クラッチ3の締結により入力軸Iに連結されてこれと同じ回転方向に同じ回転速度で回転する。したがって、これらを通る直線とピニオン・キャリヤ14およびリング・ギヤ12の回転速度軸C1、R1との交差点が、それぞれピニオン・キャリヤ14、リング・ギヤ12の回転速度となる。
この場合、ピニオン・キャリヤ14およびリング・ギヤ12は、エンジンと同じ方向に入力軸Iと同じ回転速度で回転する。これは、第１遊星歯車群１が一体となって回転することを意味する。
この結果、出力部材としてのリング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向に入力軸Iと同じ回転速度となる直結比である第３速（ギヤ比1.000）で回転する。
なお、第２遊星歯車組2では、サン・ギヤ21が第１遊星歯車群1のピニオン・キャリヤ14に常時連結されてこれと同じ回転方向に直結比となる同じ回転速度で回転し、ピニオン・キャリヤ25がケース8に常時固定されて回転速度が0である。したがって、これらを通る直線とリング・ギヤ22の回転速度軸R3との交差点が、リング・ギヤ22の回転速度となる。この場合、リング・ギヤ22は、エンジンと同じ回転方向に第２速時より早い減速回転速度で回転する。 When the vehicle speed further increases and the controller releases the first brake 6 and engages the second clutch 4, the automatic transmission changes from the second speed to the third speed. At this time, the engagement of the first clutch 3 is maintained as it is. A common velocity diagram in this state is shown in FIG.
That is, in the first planetary gear group 1, the first sun gear 11 is connected to the input shaft I by the engagement of the second clutch 4, and rotates at the same rotational speed in the same rotational direction as the second sun gear 16. Is connected to the input shaft I by the engagement of the first clutch 3, and rotates at the same rotational speed in the same rotational direction. Therefore, the intersection of the straight line passing through these and the rotation speed axes C1 and R1 of the pinion carrier 14 and the ring gear 12 is the rotation speed of the pinion carrier 14 and the ring gear 12, respectively.
In this case, the pinion carrier 14 and the ring gear 12 rotate at the same rotational speed as the input shaft I in the same direction as the engine. This means that the first planetary gear group 1 rotates as a unit.
As a result, the ring gear 12 serving as the output member rotates at the third speed (gear ratio 1.000), which is a direct coupling ratio with the same rotational speed as the input shaft I in the same rotational direction as the engine.
In the second planetary gear set 2, the sun gear 21 is always connected to the pinion carrier 14 of the first planetary gear group 1 and rotates at the same rotational speed with the direct coupling ratio in the same rotational direction. The carrier 25 is always fixed to the case 8 and the rotation speed is zero. Therefore, the intersection of the straight line passing through these and the rotational speed axis R3 of the ring gear 22 is the rotational speed of the ring gear 22. In this case, the ring gear 22 rotates in the same rotational direction as the engine at a reduced rotational speed that is faster than at the second speed.

さらに車速が上昇して、コントローラが第２クラッチ4を解放するとともに、第３クラッチ5を締結すると、自動変速機は第３速から第４速になる。このとき、第１クラッチ3の締結は、そのまま維持される。この状態での共通速度線図を図６に示す。
すなわち、第２遊星歯車組2では、リング・ギヤ22が第３クラッチ5の締結により入力軸Iに連結されてこれと同じ方向に同じ回転速度で回転し、ピニオン・キャリヤ25が常時ケース8に固定されて回転速度が0である。したがって、これらを通る直線とサン・ギヤ21の回転速度軸S3との交差点が、サン・ギヤ21の回転速度となる。この場合、サン・ギヤ21は、エンジンと同じ回転方向に増速回転速度で回転する。
一方、第１遊星歯車群1では、第２サン・ギヤ16が第１クラッチ3の締結により入力軸Iに連結されてこれと同じ回転方向に同じ回転速度で回転し、ピニオン・キャリヤ14が第２遊星歯車組2のサン・ギヤ21に常時連結されてこれと同じ方向に同じ増速回転速度で回転する。したがって、これらを通る直線とリング・ギヤ12および第１サン・ギヤ11の回転速度軸R1、S1との交差点が、リング・ギヤ12および第１サン・ギヤ11の回転速度となる。
この場合、リング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向に入力軸Iより早い増速回転速度で回転し、第１サン・ギヤ11は、エンジンと同じ回転方向にリング・ギヤ12やピニオン・キャリヤ14より早い増速回転速度で回転する。
この結果、出力部材としてのリング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向に入力軸Iより早い増速回転速度となる第４速（ギヤ比0.668）で回転する。 When the vehicle speed further increases and the controller releases the second clutch 4 and engages the third clutch 5, the automatic transmission changes from the third speed to the fourth speed. At this time, the engagement of the first clutch 3 is maintained as it is. A common velocity diagram in this state is shown in FIG.
That is, in the second planetary gear set 2, the ring gear 22 is connected to the input shaft I by the engagement of the third clutch 5 and rotates at the same rotational speed in the same direction, so that the pinion carrier 25 is always in the case 8. Fixed and rotation speed is 0. Therefore, the intersection of the straight line passing through these and the rotational speed axis S3 of the sun gear 21 is the rotational speed of the sun gear 21. In this case, the sun gear 21 rotates at the increased rotation speed in the same rotation direction as the engine.
On the other hand, in the first planetary gear group 1, the second sun gear 16 is connected to the input shaft I by the engagement of the first clutch 3 and rotates in the same rotational direction at the same rotational speed, and the pinion carrier 14 is It is always connected to the sun gear 21 of the two planetary gear set 2 and rotates in the same direction at the same speed. Therefore, the intersection of the straight line passing through these and the rotational speed axes R1 and S1 of the ring gear 12 and the first sun gear 11 is the rotational speed of the ring gear 12 and the first sun gear 11.
In this case, the ring gear 12 rotates in the same rotational direction as the engine at an increased rotational speed faster than the input shaft I, and the first sun gear 11 rotates in the same rotational direction as the engine in the ring gear 12 and the pinion carrier. Rotates at a faster rotational speed than 14.
As a result, the ring gear 12 as the output member rotates at the fourth speed (gear ratio 0.668), which is the increased rotational speed faster than the input shaft I in the same rotational direction as the engine.

さらに車速が上昇して、コントローラが第１クラッチ3を解放するとともに、第２クラッチ4を締結すると、自動変速機は第４速から第５速になる。このとき、第３クラッチ5の締結はそのまま維持される。この状態での共通速度線図を図７に示す。
このとき、第２遊星歯車組2では、第４速時と同じとなり、リング・ギヤ22が第３クラッチ5の締結により入力軸Iに連結されてこれと同じ方向に同じ回転速度で回転し、ピニオン・キャリヤ25が常時ケース8に固定されて回転速度が0であり、サン・ギヤ21が、エンジンと同じ回転方向に増速回転速度で回転する。
一方、第１遊星歯車群1では、第１サン・ギヤ11が第２クラッチ4の締結により入力軸Iに連結されてこれと同じ回転方向に同じ回転速度で回転し、ピニオン・キャリヤ14が第２遊星歯車組2のサン・ギヤ21に常時連結されてエンジンと同じ回転方向に増速回転速度で回転する。したがって、これらを通る直線と第２サン・ギヤ16およびリング・ギヤ12の回転速度軸S2、R1との交差点が、第２サン・ギヤ16およびリング・ギヤ12の回転速度となる。
この場合、第２サン・ギヤ16は、エンジンと同じ回転方向に入力軸Iの回転速度より速く全回転要素中最も早い増速回転速度で回転し、リング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向にピニオン・キャリヤ14の増速回転速度と第２サン・ギヤの増速回転速度の間の増速回転速度で回転する。
この結果、出力部材としてのリング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向に第４速時より早い増速回転速度となる第５速（ギヤ比0.453）で回転する。 When the vehicle speed further increases and the controller releases the first clutch 3 and engages the second clutch 4, the automatic transmission changes from the fourth speed to the fifth speed. At this time, the engagement of the third clutch 5 is maintained as it is. A common velocity diagram in this state is shown in FIG.
At this time, in the second planetary gear set 2, the same as in the fourth speed, the ring gear 22 is connected to the input shaft I by the engagement of the third clutch 5, and rotates at the same rotational speed in the same direction, The pinion carrier 25 is always fixed to the case 8 and has a rotational speed of 0, and the sun gear 21 rotates at an increased rotational speed in the same rotational direction as the engine.
On the other hand, in the first planetary gear group 1, the first sun gear 11 is connected to the input shaft I by the engagement of the second clutch 4 and rotates at the same rotational speed in the same rotational direction, and the pinion carrier 14 is It is always connected to the sun gear 21 of the two planetary gear set 2 and rotates at the increased rotational speed in the same rotational direction as the engine. Therefore, the intersection of the straight line passing through these and the rotational speed axes S2 and R1 of the second sun gear 16 and the ring gear 12 is the rotational speed of the second sun gear 16 and the ring gear 12.
In this case, the second sun gear 16 rotates in the same rotational direction as the engine at a speed that is faster than the rotational speed of the input shaft I and the fastest rotational speed among all the rotating elements, and the ring gear 12 rotates in the same rotational direction as the engine. The pinion carrier 14 rotates at an increased rotational speed between the increased rotational speed of the pinion carrier 14 and the increased rotational speed of the second sun gear.
As a result, the ring gear 12 as the output member rotates at the fifth speed (gear ratio 0.453), which is an increased rotational speed faster than that at the fourth speed, in the same rotational direction as the engine.

さらに車速が上昇して、コントローラが第２クラッチ4を解放するとともに、第１ブレーキ6を締結すると、自動変速機は第５速から第６速になる。このとき、第３クラッチ5の締結はそのまま維持される。この状態での共通速度線図を図８に示す。
このとき、第２遊星歯車組2では、第４速時および第５速時と同じ状態となり、リング・ギヤ22が第３クラッチ5の締結により入力軸Iに連結されてこれと同じ方向に同じ回転速度で回転し、ピニオン・キャリヤ25が常時ケース8に固定されて回転速度が0であり、サン・ギヤ21が、エンジンと同じ回転方向に増速回転速度で回転する。
一方、第１遊星歯車群1では、第１サン・ギヤ11が第１ブレーキ6の締結によりケース8に固定されて回転速度が0であり、ピニオン・キャリヤ14が第２遊星歯車組2のサン・ギヤ21に常時連結されてエンジンと同じ回転方向に増速回転速度で回転する。したがって、これらを通る直線と第２サン・ギヤ16およびリング・ギヤ12の回転速度軸S2、R1との交差点が、第２サン・ギヤ16およびリング・ギヤ12の回転速度となる。
この場合、第２サン・ギヤ16は、エンジンと同じ回転方向に全回転要素中、また全運転中最も早い増速回転速度で回転し、リング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向に第２サン・ギヤ16の回転速度とピニオン・キャリヤ14の回転速度との間の回転速度で、第５速時より早い増速回転速度で回転する。
この結果、出力部材としてのリング・ギヤ12は、エンジンと同じ回転方向に第５速時より早い増速回転速度となる第６速（ギヤ比0.370）で回転する。 When the vehicle speed further increases and the controller releases the second clutch 4 and engages the first brake 6, the automatic transmission changes from the fifth speed to the sixth speed. At this time, the engagement of the third clutch 5 is maintained as it is. A common velocity diagram in this state is shown in FIG.
At this time, the second planetary gear set 2 is in the same state as at the fourth speed and the fifth speed, and the ring gear 22 is connected to the input shaft I by the engagement of the third clutch 5 and is the same in the same direction as this. The pinion carrier 25 is always fixed to the case 8 and the rotation speed is zero, and the sun gear 21 rotates at the increased rotation speed in the same rotation direction as the engine.
On the other hand, in the first planetary gear group 1, the first sun gear 11 is fixed to the case 8 by the fastening of the first brake 6 and the rotational speed is zero, and the pinion carrier 14 is the sun of the second planetary gear set 2. -It is always connected to the gear 21 and rotates at the increased rotational speed in the same rotational direction as the engine. Therefore, the intersection of the straight line passing through these and the rotational speed axes S2 and R1 of the second sun gear 16 and the ring gear 12 is the rotational speed of the second sun gear 16 and the ring gear 12.
In this case, the second sun gear 16 rotates in the same rotational direction as that of the engine at the highest rotational speed in all rotational elements and during the entire operation, and the ring gear 12 rotates in the same rotational direction as that of the engine. The rotation speed is between the rotation speed of the sun gear 16 and the rotation speed of the pinion carrier 14, and the rotation speed is higher than that in the fifth speed.
As a result, the ring gear 12 as the output member rotates in the same rotational direction as the engine at the sixth speed (gear ratio 0.370), which is an increased rotational speed faster than the fifth speed.

以上は、D位置におけるアップシフトの作動について説明したが、D位置におけるダウンシフトは、上記とは逆方向の作動になるが、各変速段での作動はいずれでも同じであるので、それらの説明は省略する。 The above describes the operation of the upshift at the D position, but the downshift at the D position is the operation in the opposite direction to the above, but the operation at each shift stage is the same, so the description thereof Is omitted.

次に、車両停止状態でドライバーがセレクト・レバーをR（リバース：後進）位置に移動させると、コントローラは、第２クラッチ4および第２ブレーキ7を締結する。この状態での共通速度線図を図９に示す。
このとき、第２遊星歯車組2では、サン・ギヤ21が第２ブレーキ7の締結によりケース8に固定されて回転速度が0であり、ピニオン・キャリヤ25が常時ケース8に固定されて回転速度が0であるので、リング・ギヤ22も回転速度が０となる。
一方、第１遊星歯車群1では、第１サン・ギヤ11が第２クラッチ4の締結により入力軸Iに連結してこれと同じ回転速度で回転し、ピニオン・キャリヤ14が第２遊星歯車組2のサン・ギヤ21に連結されて回転速度が0である。したがって、これらを通る直線と第２サン・ギヤ16およびリング・ギヤ12の回転速度軸S2、R1との交差点が、第２サン・ギヤ16およびリング・ギヤ12の回転速度となる。
この場合、第２サン・ギヤ16は、エンジンとは逆の回転方向に増速回転速度で回転し、リング・ギヤ12は、エンジンとは逆の回転方向に減速回転速度で回転する。
この結果、出力部材としてのリング・ギヤ12は、エンジンと逆の回転方向に減速回転速度となる後進ギヤ比（-2.011、ここで-はエンジンとは逆方向の回転を表す）で回転する。 Next, when the driver moves the select lever to the R (reverse: reverse) position while the vehicle is stopped, the controller engages the second clutch 4 and the second brake 7. A common velocity diagram in this state is shown in FIG.
At this time, in the second planetary gear set 2, the sun gear 21 is fixed to the case 8 by the engagement of the second brake 7, and the rotational speed is zero, and the pinion carrier 25 is always fixed to the case 8 and the rotational speed. Is 0, the rotation speed of the ring gear 22 is also 0.
On the other hand, in the first planetary gear group 1, the first sun gear 11 is connected to the input shaft I by the engagement of the second clutch 4 and rotates at the same rotational speed, and the pinion carrier 14 is connected to the second planetary gear group. It is connected to the second sun gear 21 and has a rotational speed of zero. Therefore, the intersection of the straight line passing through these and the rotational speed axes S2 and R1 of the second sun gear 16 and the ring gear 12 is the rotational speed of the second sun gear 16 and the ring gear 12.
In this case, the second sun gear 16 rotates at an increased rotational speed in the direction opposite to the engine, and the ring gear 12 rotates at a reduced rotational speed in the direction opposite to the engine.
As a result, the ring gear 12 serving as the output member rotates at a reverse gear ratio (−2.011, where − represents a rotation in the direction opposite to the engine) at a reduced rotation speed in the direction opposite to the engine.

なお、この実施例１の自動変速機にあっては、レシオ・カバーレッジ(R/C値)が、7.043となって上記従来技術の自動変速機での6.1に比べてかなり大きくなり、この結果、低速段から高速段まで幅広いギヤ比が得られる。したがって、低速運転時に大きな駆動力を得て発進性能および登坂能力を向上させることができ、かつ高速運転時におけるエンジンの回転速度を抑えて、エンジン騒音の低減および燃費の低減が可能となる。
また、段間比は、第１速と第２速との間で1.670、第２速と第３速との間で1.533、第３速と第４速との間で1.497、第４速と第５速との間で1.475、第５速と第６速との間で1.224となって、適切な段間比を得ることができる。
また、リバース／１速のギヤ比間の比（Rev/1st）は0.772となって、発進時と後進時とにあって、アクセル・ペダルの踏込量に対する出力差がそれほど大きくならないので、ドライバーに操作上の違和感をもたせることがない。 In the automatic transmission of the first embodiment, the ratio coverage (R / C value) is 7.043, which is considerably larger than 6.1 in the above-described prior art automatic transmission. A wide gear ratio can be obtained from low speed to high speed. Accordingly, it is possible to obtain a large driving force during low-speed driving to improve the starting performance and the climbing ability, and it is possible to reduce engine noise and fuel consumption by suppressing the rotational speed of the engine during high-speed driving.
The inter-step ratio is 1.670 between the first speed and the second speed, 1.533 between the second speed and the third speed, 1.497 between the third speed and the fourth speed, and the fourth speed. It is 1.475 between the fifth speed and 1.224 between the fifth speed and the sixth speed, and an appropriate interstage ratio can be obtained.
In addition, the ratio between the gear ratio of reverse and 1st gear (Rev / 1st) is 0.772, and the difference in output with respect to the amount of depression of the accelerator pedal does not become so large at the time of start and reverse. There is no sense of incongruity in operation.

以上説明したように、実施例１の自動変速機は、以下の効果を有する。
実施例１の自動変速機にあっては、第１遊星歯車群1にラビニョ・タイプの遊星歯車組を用い、第２遊星歯車組2にシングル・ピニオン・タイプの遊星歯車組を用いるとともに、３個のクラッチ3、4、5および２個のブレーキ6、7からなる５個の摩擦締結要素を備えるようにしたので、シングル・ピニオン・タイプの遊星歯車組だけの場合に比べて回転要素数や回転要素間を連結するメンバ数を少なくすることができる。したがって、自動変速機の軸方向の寸法が短くなってコンパクトになり、車両への搭載性が向上するとともに、その重量や製造コストも低減することができる。
また、クラッチを３個にしてブレーキを２個に抑えたので、燃費の向上を図ることができる。また、第１クラッチ3、第３クラッチ5および第１ブレーキ6を、また第２クラッチ4と第２ブレーキ7を、それぞれ入れ子状に、すなわち軸上で半径方向に重ねて配置することが可能となるので、自動変速機の軸寸法が短くなり車両搭載性が向上する。 As described above, the automatic transmission according to the first embodiment has the following effects.
In the automatic transmission according to the first embodiment, a Ravigneaux type planetary gear set is used for the first planetary gear group 1, a single pinion type planetary gear set is used for the second planetary gear set 2, and 3 Since it has five frictional engagement elements consisting of three clutches 3, 4, 5 and two brakes 6, 7, the number of rotating elements and the number of rotating elements compared to the single-pinion type planetary gear set alone The number of members connecting the rotating elements can be reduced. Therefore, the dimension of the automatic transmission in the axial direction is shortened to be compact, the mounting property to the vehicle is improved, and the weight and manufacturing cost can be reduced.
In addition, since the number of clutches is three and the number of brakes is limited to two, fuel efficiency can be improved. In addition, the first clutch 3, the third clutch 5, and the first brake 6, and the second clutch 4 and the second brake 7 can be arranged in a nested manner, that is, on the shaft in a radial direction. As a result, the axial dimension of the automatic transmission is shortened, and the vehicle mountability is improved.

本発明の実施例２に係る自動変速機を図１０に示す。実施例２の自動変速機は、第２ブレーキ8を、実施例１ではサン・ギヤ21とケース8との間に設けたが、これに代えてリング・ギヤ22とケース8との間に設けた点が実施例１の自動変速機と異なる。その他は実施例１と同じなので、図１０では同じ部品には実施例１と同じ番号を付けて示し、それらの説明は省略する。
また、図２に示す作動表と同じに作動させ、同じα１〜α３の値に設定することで、実施例１と同様の作動をし、実施例１と同じギヤ比、段間比、レシオ・カバーレッジ、Rev/1stの値が得られる。
したがって、実施例２の場合にも、実施例１と同じ効果を得ることができる。 An automatic transmission according to Embodiment 2 of the present invention is shown in FIG. In the automatic transmission of the second embodiment, the second brake 8 is provided between the sun gear 21 and the case 8 in the first embodiment. Instead, the second brake 8 is provided between the ring gear 22 and the case 8. This is different from the automatic transmission of the first embodiment. Since the other parts are the same as those in the first embodiment, the same parts are denoted by the same reference numerals as those in the first embodiment in FIG.
Further, by operating the same as the operation table shown in FIG. 2 and setting the same α1 to α3 values, the same operation as in the first embodiment is performed, and the same gear ratio, interstage ratio, ratio Coverage, Rev / 1st value is obtained.
Therefore, in the case of Example 2, the same effect as Example 1 can be obtained.

以上、本発明を上記実施例に基づき説明してきたが、本発明は上記実施例に限られず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で設計変更等があった場合でも、本発明に含まれる。 As described above, the present invention has been described based on the above-described embodiments. However, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and even if there is a design change or the like without departing from the gist of the present invention, the present invention is included.

たとえば、上記α１〜α３の値は、実施例の値に限られず、必要に応じて適宜変更してもよい。
また、出力部材9は、第１遊星歯車群1のリング・ギヤ12とは別体でに一体に設けるようにしてもよい。 For example, the values of α1 to α3 are not limited to the values in the embodiment, and may be appropriately changed as necessary.
Further, the output member 9 may be provided separately and integrally with the ring gear 12 of the first planetary gear group 1.

また、本発明の自動変速機は、エンジン前置き前輪駆動車やエンジン後置き後輪駆動車に限られない。 Further, the automatic transmission of the present invention is not limited to an engine front-mounted front wheel drive vehicle or an engine rear-mounted rear wheel drive vehicle.

I 入力軸
1 第１遊星歯車群
11 第１サン・ギヤ（第４要素）
12 リング・ギヤ（第２要素）
13 ピニオン
14 ピニオン・キャリヤ（第３要素）
15 インナ・ピニオン
16 第２サン・ギヤ（第１要素）
2 第２遊星歯車組
21 サン・ギヤ（第５要素）
22 リング・ギヤ（第６要素）
23 アウタ・ピニオン
24 インナ・ピニオン
25 ピニオン・キャリヤ（第７要素）
3 第１クラッチ
4 第２クラッチ
5 第３クラッチ
6 第１ブレーキ
7 第２ブレーキ
8 ケース（静止部） I Input shaft
1 First planetary gear group
11 1st sun gear (4th element)
12 Ring gear (second element)
13 Pinion
14 Pinion carrier (third element)
15 Inna Pinion
16 Second sun gear (first element)
2 Second planetary gear set
21 Sun Gear (5th element)
22 Ring gear (6th element)
23 Outta Pinion
24 Inna Pinion
25 Pinion carrier (7th element)
3 First clutch
4 Second clutch
5 Third clutch
6 First brake
7 Second brake
8 Case (stationary part)

Claims

An input shaft;
An output member;
A stationary part;
A first planetary gear group having four rotation elements, a first rotation element, a second rotation element, a third rotation element, and a fourth rotation element;
A second planetary gear set having three rotating elements, a fifth rotating element, a sixth rotating element, and a seventh rotating element;
Five frictional engagement elements, a first clutch, a second clutch, a third clutch, a first brake, and a second brake;
With
The four rotating elements of the first planetary gear group are arranged according to the interval corresponding to the gear ratio of the first planetary gear group on a common speed diagram, and the first element, the second element, The third and fourth elements,
The three rotating elements of the second planetary gear set are arranged according to the interval corresponding to the gear ratio of the second planetary gear set on the common velocity diagram, and the fifth element, the sixth element, As the seventh element,
The input shaft can be connected to the first element by fastening the first clutch, to the fourth element by fastening the second clutch, and to the sixth element by fastening the third clutch,
The output member is the second element,
The third element and the fifth element are always connected to each other,
The fourth element can be fixed to the stationary portion by the first brake,
The fifth element or the sixth element can be fixed to the stationary part by fastening the second brake,
The seventh element is always fixed to the stationary part,
The automatic transmission for vehicles characterized by the above-mentioned.

The automatic transmission for a vehicle according to claim 1,
The first planetary gear group is a Ravigneaux type planetary gear set.
The automatic transmission for vehicles characterized by the above-mentioned.

The automatic transmission for a vehicle according to claim 1 or 2,
The second planetary gear set is a double pinion type planetary gear set.
The automatic transmission for vehicles characterized by the above-mentioned.

The automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 3,
The first clutch is engaged at the first speed to the fourth speed,
The second clutch is engaged at the third speed, the fifth speed, and reverse,
The third clutch is engaged at the fourth speed to the sixth speed,
The first brake is engaged at the second speed and the sixth speed,
The second brake is engaged at the first speed and the second speed.
The automatic transmission for vehicles characterized by the above-mentioned.

The automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 4,
The first planetary gear group is a Ravigneaux type planetary gear set,
The second planetary gear set is a double pinion type planetary gear set,
The first element is a second sun gear on the double pinion side of the first planetary gear group,
The second element is a ring gear of the first planetary gear group;
The third element is a pinion carrier of the first planetary gear group;
The fourth element is a first sun gear on the single pinion side of the first planetary gear group,
The fifth element is a sun gear of the second planetary gear set;
The sixth element is a ring gear of the second planetary gear set;
The seventh element is a pinion carrier of the second planetary gear set;
The automatic transmission for vehicles characterized by the above-mentioned.