JP2015132331A - 多段変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能を向上させると共に、多段変速機を軽量コンパクト化する。【解決手段】自動変速機２０は、シングルピニオン式の第１遊星歯車２１と、シングルピニオン式の第２遊星歯車２２と、ダブルピニオン式の第３遊星歯車２３およびシングルピニオン式の第４遊星歯車２４を組み合わせて構成される複合遊星歯車機構２５と、クラッチＣ１〜Ｃ４と、ブレーキＢ１およびＢ２とを含み、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２のうち、何れか３つを係合させると共に残余の３つを解放させることにより前進第１速段から前進第１０速段および後進段を形成する。【選択図】図１

Description

本発明は、車両の原動機から入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機に関する。

従来、この種の多段変速機として、４つのシングルピニオン式の遊星歯車と、４つのクラッチと、２つのブレーキとを含み、第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを提供するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。このような多段変速機では、スプレッド（ギヤ比幅＝最低変速段のギヤ比／最高変速段のギヤ比）を大きくするほど、動力の伝達効率すなわち多段変速機が搭載される車両の燃費等や、ドライバビリティすなわち車両の加速性能等をより向上させることができる。

米国特許出願公開第２０１２／０２３１９１７号明細書

しかしながら、特許文献１に記載された多段変速機では、最低変速段のギヤ比が４．６００であり、かつ最高変速段のギヤ比が０．６３８である場合、スプレッドが７．２１となり、最低変速段のギヤ比が４．８５０であり、かつ最高変速段のギヤ比が０．６１６である場合、スプレッドが７．８９となることから、同文献に記載された多段変速機は、車両の燃費やドライバビリティの向上を図るという面で、なお改善の余地を有している。また、特許文献１に記載された多段変速機では、前進第２速段から第６速段および前進第８速段から第１０速段の形成に際して、第１遊星歯車（符号１４）のリングギヤが常に高い回転速度で回転することから、当該リングギヤの回転時のイナーシャが大きくなってしまう。このため、第１遊星歯車のリングギヤに対応したブレーキやクラッチの係合に時間を要したり（変速時間が長くなったり）、当該ブレーキ等の係合を伴う変速時にショックが発生してしまったり、当該リングギヤおよびそれに接続される連結部材（符号５０等）の強度確保に伴う寸法（厚み等）すなわち重量の増加や装置全体の大型化を招いてしまったりするおそれがある。

そこで、本発明は、多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能を向上させると共に、多段変速機を軽量コンパクト化することを主目的とする。

本発明による多段変速機は、
入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、
速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有する第１遊星歯車と、
速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有する第２遊星歯車と、
第３遊星歯車および第４遊星歯車により構成され、速度線図上で前記第３および第４遊星歯車のギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第７回転要素、第８回転要素、第９回転要素、および第１０回転要素を有する複合遊星歯車機構と、
それぞれ前記第１および第２遊星歯車並びに前記複合遊星歯車機構の回転要素の何れかを他の回転要素または静止部材に接続すると共に両者の接続を解除する第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素とを備え、
前記第１遊星歯車の前記第１回転要素は、前記入力部材に常時連結され、
前記第１遊星歯車の前記第２回転要素は、前記出力部材に常時連結され、
前記第１遊星歯車の前記第３回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第８回転要素とは常時連結され、
前記第２遊星歯車の前記第６回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第９回転要素とは常時連結され、
前記第１係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第２係合要素は、前記第１遊星歯車の前記第２回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第１０回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第３係合要素は、前記複合遊星歯車機構の前記第１０回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第４係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第７回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第５係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
前記第６係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第４回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
前記第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素のうちの何れか３つを選択的に係合させることにより、第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを形成することを特徴とする。

このように構成される多段変速機では、スプレッドをより大きくして多段変速機が搭載される車両の燃費を向上させると共に、更に低速段の変速比をより大きくすると共に高速段の変速比をより小さくしてドライバビリティすなわち車両の加速性能等をより向上させることができる。また、この多段変速機では、第１、第２、第３および第４遊星歯車としてリングギヤを含む遊星歯車を用いた場合に、第１速段から第１０速段までの前進段および後進段の形成時にリングギヤが高い回転速度で回転しないようにして、リングギヤの回転時のイナーシャが大きくなるのを抑制することが可能となる。これにより、当該リングギヤに対応した係合要素の係合に要する時間を短縮化すると共に、当該係合要素の係合を伴う変速時のショックの発生や、上記リングギヤおよびそれに接続される連結要素等の強度確保に伴う寸法（厚み等）すなわち重量の増加や装置全体の大型化を抑制することができる。この結果、本発明による多段変速機では、当該多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能を向上させると共に、装置全体を軽量コンパクト化することが可能となる。

本発明の一実施形態に係る多段変速機を含む動力伝達装置の概略構成図である。 図１の多段変速機における入力回転速度に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。 図１の多段変速機における各変速段とクラッチおよびブレーキの作動状態との関係を示す作動表である。 本発明の他の実施形態に係る多段変速機を含む動力伝達装置の概略構成図である。 図４の多段変速機における入力回転速度に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。 本発明の更に他の実施形態に係る多段変速機を含む動力伝達装置の概略構成図である。 本発明の他の実施形態に係る多段変速機を含む動力伝達装置の概略構成図である。

次に、図面を参照しながら、本発明を実施するための形態について説明する。

図１は、本発明の一実施形態に係る多段変速機としての自動変速機２０を含む動力伝達装置１０の概略構成図である。これらの図面に示す動力伝達装置１０は、後輪駆動車両の前部に縦置きに搭載される駆動源としての図示しないエンジン（内燃機関）のクランクシャフトに接続されると共にエンジンからの動力（トルク）を図示しない左右の後輪（駆動輪）に伝達可能なものである。図示するように、動力伝達装置１０は、エンジンから入力軸２０ｉに伝達された動力を変速して出力軸２０ｏに伝達する自動変速機２０に加えて、トランスミッションケース（静止部材）１１や、発進装置（流体伝動装置）１２、オイルポンプ１７等を含む。

発進装置１２は、上述のような駆動源に連結される入力側のポンプインペラ１４ｐや、自動変速機２０の入力軸（入力部材）２０ｉに連結される出力側のタービンランナ１４ｔ、ポンプインペラ１４ｐおよびタービンランナ１４ｔの内側に配置されてタービンランナ１４ｔからポンプインペラ１４ｐへの作動油の流れを整流するステータ１４ｓ、図示しないステータシャフトより支持されると共にステータ１４ｓの回転方向を一方向に制限するワンウェイクラッチ１４ｏ等を有するトルクコンバータを含む。更に、発進装置１２は、エンジンのクランクシャフト等に連結されたフロントカバーと自動変速機２０の入力軸２０ｉとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するロックアップクラッチ１５と、フロントカバーと自動変速機２０の入力軸２０ｉとの間で振動を減衰するダンパ機構１６とを有する。なお、発進装置１２は、ステータ１４ｓを有さない流体継手を含むものであってもよい。

オイルポンプ１７は、ポンプボディとポンプカバーとを含むポンプアッセンブリ、発進装置１２のポンプインペラ１４ｐに連結される外歯ギヤ（インナーロータ）、当該外歯ギヤに噛合する内歯ギヤ（アウターロータ）等を有するギヤポンプとして構成される。オイルポンプ１７は、エンジンからの動力により駆動され、図示しないオイルパンに貯留されている作動油（ＡＴＦ）を吸引して図示しない油圧制御装置へと圧送する。

自動変速機２０は、１０段変速式の変速機として構成されており、図１に示すように、入力軸２０ｉに加えて、図示しないデファレンシャルギヤおよびドライブシャフトを介して左右の後輪に連結される出力軸（出力部材）２０ｏや、自動変速機２０（入力軸２０ｉや出力軸２０ｏ）の軸方向に並べて配設されるシングルピニオン式の第１遊星歯車２１、シングルピニオン式の第２遊星歯車２２、ダブルピニオン式の第３遊星歯車２３とシングルピニオン式の第４遊星歯車２４とを組み合わせて構成される、いわゆるＳＳ−ＣＣ型の複合遊星歯車機構２５含む。更に、自動変速機２０は、入力軸２０ｉから出力軸２０ｏまでの動力伝達経路を変更するための第１係合要素としてのクラッチＣ１（第１クラッチ）、第２係合要素としてのクラッチＣ２（第２クラッチ）、第３係合要素としてのクラッチＣ３（第３クラッチ）、第４係合要素としてのクラッチＣ４（第４クラッチ）、第５係合要素としてのブレーキＢ１（第１ブレーキ）、および第６係合要素としてのブレーキＢ２（第２ブレーキ）を含む。

本実施形態において、第１および第２遊星歯車２１，２２並びに複合遊星歯車機構２５を構成する第３および第４遊星歯車２３，２４は、発進装置１２すなわちエンジン側（図１における左側）から、第２遊星歯車２２、第３遊星歯車２３、第４遊星歯車２４、第１遊星歯車２１という順番で並ぶようにトランスミッションケース１１内に配置される。

第１遊星歯車２１は、外歯歯車である第１サンギヤ２１ｓと、第１サンギヤ２１ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第１リングギヤ２１ｒと、それぞれ第１サンギヤ２１ｓおよび第１リングギヤ２１ｒに噛合する複数の第１ピニオンギヤ２１ｐと、複数の第１ピニオンギヤ２１ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第１キャリヤ２１ｃとを有する。本実施形態において、第１遊星歯車２１のギヤ比λ１（第１サンギヤ２１ｓの歯数／第１リングギヤ２１ｒの歯数）は、例えば、λ１＝０．４９５と定められている。図１に示すように、第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓは、自動変速機２０の入力軸２０ｉに常時連結（固定）され、第１キャリヤ２１ｃは、自動変速機２０の出力軸２０ｏに常時連結（固定）される。また、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒは、連結部材（第１連結要素）２１３を介して複合遊星歯車機構２５を構成する第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒに常時連結され、両者は、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。

第２遊星歯車２２は、外歯歯車である第２サンギヤ２２ｓと、第２サンギヤ２２ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第２リングギヤ２２ｒと、それぞれ第２サンギヤ２２ｓおよび第２リングギヤ２２ｒに噛合する複数の第２ピニオンギヤ２２ｐと、複数の第２ピニオンギヤ２２ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第２キャリヤ２２ｃとを有する。本実施形態において、第２遊星歯車２２のギヤ比λ２（第２サンギヤ２２ｓの歯数／第２リングギヤ２２ｒの歯数）は、例えば、λ２＝０．５４８と定められている。図１に示すように、第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒは、連結部材（第２連結要素）２２３を介して第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃに常時連結（固定）され、両者は、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。

複合遊星歯車機構２５を構成する第３遊星歯車２３は、外歯歯車である第３サンギヤ２３ｓと、第３サンギヤ２３ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第３リングギヤ２３ｒと、それぞれ第３サンギヤ２３ｓに噛合する複数のピニオンギヤ２３１ｐと、それぞれ対応するピニオンギヤ２３１ｐと第３リングギヤ２３ｒとに噛合する複数のピニオンギヤ２３２ｐと、ピニオンギヤ２３１ｐおよび２３２ｐの組を自転かつ公転自在に複数保持する第３キャリヤ２３ｃとを有する。本実施形態において、第３遊星歯車２３のギヤ比λ３（第３サンギヤ２３ｓの歯数／第３リングギヤ２３ｒの歯数）は、例えば、λ３＝０．４７３と定められている。

複合遊星歯車機構２５を構成する第４遊星歯車２４は、外歯歯車である第４サンギヤ２４ｓと、第４サンギヤ２４ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第４リングギヤ２４ｒと、それぞれ第４サンギヤ２４ｓおよび第４リングギヤ２４ｒに噛合する複数の第４ピニオンギヤ２４ｐと、複数の第４ピニオンギヤ２４ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤ２４ｃとを有する。本実施形態において、第４遊星歯車２４のギヤ比λ４（第４サンギヤ２４ｓの歯数／第４リングギヤ２４ｒの歯数）は、例えば、λ４＝０．５２８と定められている。

図１に示すように、第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓと、第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓとは、互いに一体化されるか、あるいは連結部材（第３連結要素）を介して常時連結され、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。また、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとは、互いに一体化されるか、あるいは連結部材（第４連結要素）を介して常時連結される。これにより、第２リングギヤ２２ｒ、第３キャリヤ２３ｃおよび第４キャリヤ２４ｃは、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。この結果、複合遊星歯車機構２５は、常時連結される第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓ、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒ、常時連結される第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃおよび第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃ、並びに第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒという４つの回転要素を有することになる。

クラッチＣ１は、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃと入力軸２０ｉとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチＣ２は、常時連結された第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃおよび出力軸２０ｏと、第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチＣ３は、第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒと入力軸２０ｉとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチＣ４は、常時連結された第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチＣ１およびＣ４は、例えば第２遊星歯車２２と複合遊星歯車機構２５（第３遊星歯車２３）との間に配置され、クラッチＣ２およびＣ３は、例えば第１遊星歯車２１と複合遊星歯車機構２５（第３遊星歯車２３）との間に配置される。

ブレーキＢ１は、第２遊星歯車２２の第１の固定可能要素である第２キャリヤ２２ｃを静止部材としてのトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定（接続）すると共に当該第２キャリヤ２２ｃをトランスミッションケース１１に対して回転自在に解放するものである。ブレーキＢ２は、第２遊星歯車２２の第２の固定可能要素である第２サンギヤ２２ｓをトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定（接続）すると共に当該第２サンギヤ２２ｓを静止部材としてのトランスミッションケース１１に対して回転自在に解放するものである。ブレーキＢ１およびＢ２は、例えば発進装置１２と第２遊星歯車２２との間に配置される。

本実施形態では、クラッチＣ１〜Ｃ４として、ピストン、複数の摩擦係合プレート（例えば環状部材の両面に摩擦材を貼着することにより構成された摩擦プレートおよび両面が平滑に形成された環状部材であるセパレータプレート）、それぞれ作動油が供給される係合油室および遠心油圧キャンセル室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧クラッチ（摩擦係合要素）が採用される。また、ブレーキＢ１およびＢ２としては、ピストン、複数の摩擦係合プレート（摩擦プレートおよびセパレータプレート）、作動油が供給される係合油室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧ブレーキが採用される。そして、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２は、図示しない油圧制御装置による作動油の給排を受けて動作する。

図２は、自動変速機２０における入力軸２０ｉの回転速度（入力回転速度）に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である（ただし、入力軸２０ｉすなわち第１サンギヤ２１ｓの回転速度を値１とする。以下同様。）。また、図３は、自動変速機２０の各変速段とクラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の作動状態との関係を示す作動表である。

図２に示すように、シングルピニオン式の第１遊星歯車２１を構成する３つの回転要素、すなわち第１サンギヤ２１ｓ、第１リングギヤ２１ｒおよび第１キャリヤ２１ｃは、当該第１遊星歯車２１の速度線図（図２における左側の速度線図）上でギヤ比λ１に応じた間隔をおいて図中左側から第１サンギヤ２１ｓ、第１キャリヤ２１ｃ、第１リングギヤ２１ｒという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第１サンギヤ２１ｓを自動変速機２０の第１回転要素とし、第１キャリヤ２１ｃを自動変速機２０の第２回転要素とし、第１リングギヤ２１ｒを自動変速機２０の第３回転要素とする。従って、第１遊星歯車２１は、速度線図上でギヤ比λ１に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有する。

また、シングルピニオン式の第２遊星歯車２２を構成する３つの回転要素、すなわち第２サンギヤ２２ｓ、第２リングギヤ２２ｒおよび第２キャリヤ２２ｃは、当該第２遊星歯車２２の速度線図（図２における中央の速度線図）上でギヤ比λ２に応じた間隔をおいて図中左側から第２サンギヤ２２ｓ、第２キャリヤ２２ｃ、第２リングギヤ２２ｒという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第２サンギヤ２２ｓを自動変速機２０の第４回転要素とし、第２キャリヤ２２ｃを自動変速機２０の第５回転要素とし、第２リングギヤ２２ｒを自動変速機２０の第６回転要素とする。従って、第２遊星歯車２２は、速度線図上でギヤ比λ２に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有する。

更に、複合遊星歯車機構２５の４つの回転要素、すなわち、常時連結される第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓ、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒ、常時連結される第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃおよび第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃ、並びに第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒは、この順番で図中左側からダブルピニオン式の第３遊星歯車２３のギヤ比λ３およびシングルピニオン式の第４遊星歯車２４のギヤ比λ４に応じた間隔をおいて当該複合遊星歯車機構２５の速度線図（図２における右側の速度線図）上に並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓを自動変速機２０の第７回転要素とし、第３リングギヤ２３ｒを自動変速機２０の第８回転要素とし、第３キャリヤ２３ｃおよび第４キャリヤ２４ｃを自動変速機２０の第９回転要素とし、第４リングギヤ２４ｒを自動変速機２０の第１０回転要素とする。従って、複合遊星歯車機構２５は、速度線図上でギヤ比λ３，λ４に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第７回転要素、第８回転要素、第９回転要素および第１０回転要素を有する。

そして、自動変速機２０では、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２を図３に示すように係合または解放させて上述の第１〜第１０回転要素の接続関係を変更することで、入力軸２０ｉから出力軸２０ｏまでの間に前進回転方向に１０通りおよび後進回転方向に１通りの動力伝達経路、すなわち第１速段から第１０速段の前進段と後進段とを形成することができる。

具体的には、前進第１速段は、クラッチＣ２，ブレーキＢ１およびＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ３およびＣ４を解放させることにより形成される。すなわち、前進第１速段の形成に際しては、クラッチＣ２により第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃおよび出力軸２０ｏと、第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキＢ２により第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態（第１〜第４遊星歯車２１〜２４のギヤ比がλ１＝０．４９５，λ２＝０．５４８，λ３＝０．４７３，λ４＝０．５２８である場合、以下同様）において、前進第１速段におけるギヤ比（入力軸２０ｉの回転速度／出力軸２０ｏの回転速度）γ１は、γ１＝４．８３０となる。

前進第２速段は、クラッチＣ４，ブレーキＢ１およびＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ２およびＣ３を解放させることにより形成される。すなわち、前進第２速段の形成に際しては、クラッチＣ４により第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキＢ２により第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第２速段におけるギヤ比γ２は、γ２＝３．０２０となる。また、前進第１速段と前進第２速段との間のステップ比は、γ１／γ２＝１．５９９となる。

前進第３速段は、クラッチＣ２，Ｃ４およびブレーキＢ１を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ３およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第３速段の形成に際しては、クラッチＣ２により第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃおよび出力軸２０ｏと、第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒとが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第３速段におけるギヤ比γ３は、γ３＝２．３２４となる。また、前進第２速段と前進第３速段との間のステップ比は、γ２／γ３＝１．３００となる。

前進第４速段は、クラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ１を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第４速段の形成に際しては、クラッチＣ３により第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒと入力軸２０ｉとが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第４速段におけるギヤ比γ４は、γ４＝１．７８０となる。また、前進第３速段と前進第４速段との間のステップ比は、γ３／γ４＝１．３０５となる。

前進第５速段は、クラッチＣ２，Ｃ４およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ３およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、前進第５速段の形成に際しては、クラッチＣ２により第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃおよび出力軸２０ｏと、第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒとが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第５速段におけるギヤ比γ５は、γ５＝１．６０３となる。また、前進第４速段と前進第５速段との間のステップ比は、γ４／γ５＝１．１１０となる。

前進第６速段は、クラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、前進第６速段の形成に際しては、クラッチＣ３により第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒと入力軸２０ｉとが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第６速段におけるギヤ比γ６は、γ６＝１．２５０となる。また、前進第５速段と前進第６速段との間のステップ比は、γ５／γ６＝１．２８３となる。

前進第７速段は、クラッチＣ１，Ｃ３およびＣ４を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，ブレーキＢ１およびＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第７速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃと入力軸２０ｉとが互いに接続されると共に、クラッチＣ３により第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒと入力軸２０ｉとが互いに接続され、更に、クラッチＣ４により第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃとが互いに接続される。本実施形態において、前進第７速段におけるギヤ比γ７は、γ７＝１．０００となる。また、前進第６速段と前進第７速段との間のステップ比は、γ６／γ７＝１．２５０となる。

前進第８速段は、クラッチＣ１，Ｃ４およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，Ｃ３およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第８速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃと入力軸２０ｉとが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第８速段におけるギヤ比γ８は、γ８＝０．８３８となる。また、前進第７速段と前進第８速段との間のステップ比は、γ７／γ８＝１．１９３となる。

前進第９速段は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、前進第９速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃと入力軸２０ｉとが互いに接続されると共に、クラッチＣ２により第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃおよび出力軸２０ｏと、第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第９速段におけるギヤ比γ９は、γ９＝０．６９７となる。また、前進第８速段と前進第９速段との間のステップ比は、γ８／γ９＝１．２０２となる。

前進第１０速段は、クラッチＣ１，Ｃ３およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，Ｃ４およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、前進第１０速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃと入力軸２０ｉとが互いに接続されると共に、クラッチＣ３により第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒと入力軸２０ｉとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第１０速段におけるギヤ比γ１０は、γ１０＝０．５９０となる。また、前進第９速段と前進第１０速段との間のステップ比は、γ９／γ１０＝１．１８２となる。そして、自動変速機２０におけるスプレッド（ギヤ比幅＝最低変速段である前進第１速段のギヤ比γ１／最高変速段である前進第１０速段のギヤ比γ１０）は、γ１／γ１０＝８．１８８となる。

後進段は、クラッチＣ３，ブレーキＢ１およびＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ２およびＣ４を解放させることにより形成される。すなわち、後進段の形成に際しては、クラッチＣ３により第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒと入力軸２０ｉとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキＢ２により第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、後進段におけるギヤ比γｒｅｖは、γｒｅｖ＝−３．７２７となる。また、前進第１速段と後進段との間のステップ比は、｜γｒｅｖ／γ１｜＝０．７７２となる。

上述のように、自動変速機２０によれば、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の係脱により第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを提供することが可能となる。この結果、自動変速機２０では、スプレッドをより大きくして（本実施形態では、８．１８８）特に高車速時の車両の燃費を向上させると共に、更に低速段の変速比をより大きくすると共に高速段の変速比をより小さくして各変速段での加速性能を向上させ、かつ、ステップ比を適正化（より大きくなるのを抑制）して変速フィーリングを向上させることができる。従って、自動変速機２０によれば、当該自動変速機２０が搭載される車両の燃費等と、ドライバビリティすなわち車両の加速性能、変速フィーリング等との双方を良好に向上させることが可能となる。

また、自動変速機２０では、６つの係合要素、すなわちクラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２のうち、何れか３つを係合させると共に残余の３つを解放させることにより前進第１速段から前進第１０速段および後進段が形成される。これにより、例えば６つのクラッチやブレーキのうちの２つを係合させると共に残余の４つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速機に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことができる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における部材間の僅かな接触に起因した引き摺り損失を低減させて、自動変速機２０における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより一層向上させることが可能となる。

更に、自動変速機２０では、第１〜第４遊星歯車２１〜２４として、第１、第２、第３または第４リングギヤ２１ｒ〜２４ｒを含む遊星歯車が用いられるが、図２に示すように、第１速段から第１０速段までの前進段および後進段の形成時に第１〜第４リングギヤ２１ｒ〜２４ｒが高い回転速度で回転しないようにして、第１〜第４リングギヤ２１ｒ〜２４ｒの回転時のイナーシャ（入力軸２０ｉに対する等価イナーシャ）が大きくなるのを抑制することができる。これにより、第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒに対応したクラッチＣ２およびＣ３の係合に要する時間を短縮化すると共に、クラッチＣ２および／またはＣ３の係合を伴う変速時のショックの発生を抑制し、更にクラッチＣ２およびＣ３の摩擦材すなわち摩擦プレートやセパレータプレートの耐久性を良好に確保することが可能となる。加えて、第１〜第４リングギヤ２１ｒ〜２４ｒの回転時のイナーシャを低下させることで、第１〜第４リングギヤ２１ｒ〜２４ｒや、第１および第３リングギヤ２１ｒ，２３ｒに接続される連結部材２１３、第２リングギヤ２２ｒに接続される連結部材２２３、第４リングギヤ２４ｒに接続されるクラッチＣ２，Ｃ３のドラム部材等の強度確保に伴う寸法（厚み等）すなわち重量の増加や自動変速機２０の大型化を抑制することができる。この結果、自動変速機２０では、変速性能およびクラッチＣ２，Ｃ３の耐久性をより向上させると共に、装置全体を軽量コンパクト化することも可能となる。

また、第１および第２遊星歯車２１，２２をシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、両者を例えばダブルピニオン式の遊星歯車とした場合に比べて、第１および第２遊星歯車２１，２２における回転要素間の噛み合い損失を低減させて自動変速機２０における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより向上させると共に、部品点数を削減して自動変速機２０の重量増を抑制しつつ組立性をより向上させることが可能となる。更に、上記自動変速機２０のように、ダブルピニオン式の第３遊星歯車２３とシングルピニオン式の第４遊星歯車２４とを組み合わせて構成される、いわゆるＳＳ−ＣＣ型の複合遊星歯車機構２５を採用すれば、第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓと第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓとが常時連結されるため、自動変速機２０の第７回転要素に作用するトルクを第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓで分担して受け持つことが可能となり、第３および第４サンギヤ２３ｓ，２４ｓそれぞれのトルク分担を小さくすることができる。これにより、複合遊星歯車機構２５の回転要素間の噛み合い損失を低減させて動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより向上させ、更に、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとを一体化すると共に第３遊星歯車２３の第３サンギヤ３ｓと第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓとを一体化することで部品点数を削減し、自動変速機２０の重量増を抑制しつつ組立性をより向上させることが可能となる。

図４は、本発明の他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機２０Ｂを含む動力伝達装置１０Ｂの概略構成図であり、図５は、自動変速機２０Ｂにおける入力軸２０ｉの回転速度（入力回転速度）に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。図４に示す動力伝達装置１０Ｂの自動変速機２０Ｂは、上述の自動変速機２０において、複合遊星歯車機構２５をダブルピニオン式の第３遊星歯車２３およびシングルピニオン式の第４遊星歯車２４により構成される、いわゆるＳＣ−ＳＣ型の複合遊星歯車機構２５Ｂで置き換えたものに相当する。

図４に示すように、自動変速機２０Ｂにおいて、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと、第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓとは、連結部材（第３連結要素）２３４を介して常時連結されており、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。また、第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓと、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとは、連結部材（第４連結要素）２４３を介して常時連結されており、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。これにより、複合遊星歯車機構２５Ｂは、常時連結される第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓ、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒ、常時連結される第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃ、並びに第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒという４つの回転要素を有することになる。また、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒは、連結部材（第１連結要素）２１３を介して第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒに常時連結されており、両者は、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。更に、第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃは、連結部材（第２連結要素）２２４を介して第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒに常時連結されており、これらの３つの要素は、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。

また、図５に示すように、複合遊星歯車機構２５Ｂの４つの回転要素、すなわち、常時連結される第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓ、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒ、常時連結される第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃ、並びに第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒは、この順番で図５における左側からダブルピニオン式の第３遊星歯車２３のギヤ比λ３およびシングルピニオン式の第４遊星歯車２４のギヤ比λ４に応じた間隔をおいて当該複合遊星歯車機構２５Ｂの速度線図（図５における右側の速度線図）上に並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第３キャリヤ２３ｃおよび第４サンギヤ２４ｓを自動変速機２０Ｂの第７回転要素とし、第３リングギヤ２３ｒを自動変速機２０Ｂの第８回転要素とし、第３サンギヤ２３ｓおよび第４キャリヤ２４ｃを自動変速機２０Ｂの第９回転要素とし、第４リングギヤ２４ｒを自動変速機２０Ｂの第１０回転要素とする。従って、複合遊星歯車機構２５Ｂは、速度線図上でギヤ比λ３，λ４に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０Ｂの第７回転要素、第８回転要素、第９回転要素および第１０回転要素を有する。

このように構成される自動変速機２０Ｂにおいて、第１〜第４遊星歯車２１，２２，２３および２４のギヤ比を１＝０．４９５，λ２＝０．５４８，λ３＝０．５２７，λ４＝０．５２８とすることで、前進第１速段から第１０速段および後進段におけるギヤ比等を上述の自動変速機２０と同様のもの（図３参照）とすることができる。そして、上述のように構成される自動変速機２０Ｂにおいても、自動変速機２０と同様の作用効果を得ることが可能となる。すなわち、ＳＣ−ＳＣ型の複合遊星歯車機構２５Ｂを採用した自動変速機２０Ｂでは、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓとが常時連結され、第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが常時連結される。従って、自動変速機２０Ｂの第７回転要素に作用するトルクを第３サンギヤ２３ｓおよび第４キャリヤ２４ｃで分担して受け持つと共に、第９回転要素に作用するトルクを第３キャリヤ２３ｃおよび第４サンギヤ２４ｓで分担して受け持つことが可能となり、第３サンギヤ２３ｓ、第３キャリヤ２３ｃ、第４サンギヤ２４ｓおよび第４キャリヤ２４ｃそれぞれのトルク分担を小さくすることができる。これにより、複合遊星歯車機構２５Ｂの回転要素間の噛み合い損失を低減させて動力の伝達効率をより向上させることが可能となる。

図６は、本発明の他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機２０Ｃを含む動力伝達装置１０Ｃの概略構成図である。同図に示す動力伝達装置１０Ｃは、前輪駆動車両の前部に横置きに搭載される図示しないエンジン（内燃機関）のクランクシャフトに接続されると共にエンジンからの動力（トルク）を図示しない左右の前輪（駆動輪）に伝達可能なものである。動力伝達装置１０Ｃの自動変速機２０Ｃは、上述の自動変速機２０を前輪駆動車両用に改変したものに相当する。また、図７に、本発明の他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機２０Ｄを含む動力伝達装置１０Ｄを示す。同図に示す動力伝達装置１０Ｄも、前輪駆動車両の前部に横置きに搭載される図示しないエンジン（内燃機関）のクランクシャフトに接続されると共にエンジンからの動力（トルク）を図示しない左右の前輪（駆動輪）に伝達可能なものである。動力伝達装置１０Ｄの自動変速機２０Ｄは、上述の自動変速機２０Ｂを前輪駆動車両用に改変したものに相当する。

これらの自動変速機２０Ｃ，２０Ｄでは、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃが出力部材としてのカウンタドライブギヤ４１に常時連結される。自動変速機２０Ｃ，２０Ｄから出力部材としてのカウンタドライブギヤ４１に伝達された動力（トルク）は、カウンタドライブギヤ４１に加えて、当該カウンタドライブギヤ４１に噛合するカウンタドリブンギヤ４２、カウンタシャフト４３を介してカウンタドリブンギヤ４２に連結されたドライブピニオンギヤ（ファイナルドライブギヤ）４４、ドライブピニオンギヤ４４に噛合するデフリングギヤ（ファイナルドリブンギヤ）４５を含むギヤ列４０と、デフリングギヤ４５に連結されたデファレンシャルギヤ５０と、ドライブシャフト５１とを介して左右の前輪に伝達される。このように、本発明による多段変速機は、前輪駆動車両に搭載される変速機として構成されてもよい。

なお、上述の自動変速機２０〜２０Ｄにおいて、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の少なくとも何れかは、ドグクラッチあるいはドグブレーキといった噛み合い係合要素とされてもよい。例えば、自動変速機２０〜２０Ｄでは、前進第２速段から前進第８速段の形成に際して連続して係合されるクラッチＣ４や、前進第１速段から前進第４速段の形成に際して連続して係合されると共に、後進段の形成に際して係合されるブレーキＢ１として、ドグクラッチあるいはドグブレーキを採用してもよい。また、自動変速機２０〜２０Ｄにおいて、第１〜第４遊星歯車２１〜２４におけるギヤ比λ１〜λ４は、上記説明において例示されたものに限られるものではない。更に、自動変速機２０〜２０Ｄにおいて、第１および第２遊星歯車２１，２２の少なくとも何れかをダブルピニオン式の遊星歯車としてもよく、複合遊星歯車機構２５を例えばシンプソン型やＣＲ−ＣＲ型、あるいはラビニヨ型といった他の複合遊星歯車機構に置き換えてもよい。

以上説明したように、本発明による多段変速機は、入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有する第１遊星歯車と、速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有する第２遊星歯車と、第３遊星歯車および第４遊星歯車により構成され、速度線図上で前記第３および第４遊星歯車のギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第７回転要素、第８回転要素、第９回転要素、および第１０回転要素を有する複合遊星歯車機構と、それぞれ前記第１および第２遊星歯車並びに前記複合遊星歯車機構の回転要素の何れかを他の回転要素または静止部材に接続すると共に両者の接続を解除する第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素とを備え、前記第１遊星歯車の前記第１回転要素は、前記入力部材に常時連結され、前記第１遊星歯車の前記第２回転要素は、前記出力部材に常時連結され、前記第１遊星歯車の前記第３回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第８回転要素とは常時連結され、前記第２遊星歯車の前記第６回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第９回転要素とは常時連結され、前記第１係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第２係合要素は、前記第１遊星歯車の前記第２回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第１０回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第３係合要素は、前記複合遊星歯車機構の前記第１０回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第４係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第７回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第５係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、前記第６係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第４回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、前記第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素のうちの何れか３つを選択的に係合させることにより、第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを形成することを特徴とする。

このように構成される多段変速機では、スプレッドをより大きくして多段変速機が搭載される車両の燃費を向上させると共に、更に低速段の変速比をより大きくすると共に高速段の変速比をより小さくしてドライバビリティすなわち車両の加速性能等をより向上させることができる。また、この多段変速機では、第１、第２、第３および第４遊星歯車としてリングギヤを含む遊星歯車を用いた場合に、第１速段から第１０速段までの前進段および後進段の形成時にリングギヤが高い回転速度で回転しないようにして、リングギヤの回転時のイナーシャが大きくなるのを抑制することが可能となる。これにより、当該リングギヤに対応した係合要素の係合に要する時間を短縮化すると共に、当該係合要素の係合を伴う変速時のショックの発生や、上記リングギヤおよびそれに接続される連結要素等の強度確保に伴う寸法（厚み等）すなわち重量の増加や装置全体の大型化を抑制することができる。この結果、本発明による多段変速機では、当該多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能を向上させると共に、装置全体を軽量コンパクト化することが可能となる。

更に、本発明による多段変速機では、次のように第１から第６係合要素を係合させることにより、第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを形成することができる。すなわち、前進第１速段は、第２係合要素、第５係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第２速段は、第４係合要素、第５係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第３速段は、第２係合要素、第４係合要素および第５係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第４速段は、第３係合要素、第４係合要素および第５係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第５速段は、第２係合要素、第４係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第６速段は、第３係合要素、第４係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第７速段は、第１係合要素、第３係合要素および第４係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第８速段は、第１係合要素、第４係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第９速段は、第１係合要素、第２係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第１０速段は、第１係合要素、第３係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。更に、後進段は、第３係合要素、第５係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。

このように、本発明による多段変速機では、第１〜第６係合要素の何れか３つを係合させると共に残余の３つを解放させることにより前進第１速段から前進第１０速段および後進段が形成される。これにより、例えば６つの係合要素のうちの２つを係合させると共に残余の４つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速機に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことができる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における引き摺り損失を低減させて、多段変速機における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより一層向上させることが可能となる。

また、前記第１遊星歯車は、第１サンギヤと、第１リングギヤと、それぞれ前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤに噛合する複数の第１ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第１キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第２遊星歯車は、第２サンギヤと、第２リングギヤと、それぞれ前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤに噛合する複数の第２ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第２キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第１回転要素は、前記第１サンギヤであってもよく、前記第２回転要素は、前記第１キャリヤであってもよく、前記第３回転要素は、前記第１リングギヤであってもよく、前記第４回転要素は、前記第２サンギヤであってもよく、前記第５回転要素は、前記第２キャリヤであってもよく、前記第６回転要素は、前記第２リングギヤであってもよい。

このように、第１および第２遊星歯車をシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、当該第１および第２遊星歯車における回転要素間の噛み合い損失を低減させて多段変速機における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより向上させると共に、部品点数を削減して多段変速機の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。

更に、前記複合遊星歯車機構は、第３サンギヤと、第３リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が前記第３サンギヤに他方が前記第３リングギヤに噛合する２つのピニオンギヤの組を自転かつ公転自在に複数保持する第３キャリヤとを有するダブルピニオン式の前記第３遊星歯車と、第４サンギヤと、第４リングギヤと、それぞれ前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤに噛合する複数の第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤとを有するシングルピニオン式の前記第４遊星歯車とにより構成されてもよく、前記第７回転要素は、常時連結された前記第３サンギヤおよび前記第４サンギヤであってもよく、前記第８回転要素は、前記第３リングギヤであってもよく、前記第９回転要素は、常時連結された前記第３キャリヤおよび前記第４キャリヤであってもよく、前記第１０回転要素は、前記第４リングギヤであってもよい。

このように、ダブルピニオン式の第３遊星歯車とシングルピニオン式の第４遊星歯車とを組み合わせて構成される、いわゆるＳＳ−ＣＣ型の複合遊星歯車機構を採用すれば、第３遊星歯車の第３サンギヤと第４遊星歯車の第４サンギヤとが常時連結されるため、多段変速機の第７回転要素に作用するトルクを第３サンギヤおよび第４サンギヤで分担して受け持つことが可能となり、第３および第４サンギヤそれぞれのトルク分担を小さくすることができる。これにより、複合遊星歯車機構の回転要素間の噛み合い損失を低減させて動力の伝達効率をより向上させ、更に、第３遊星歯車の第３キャリヤと第４遊星歯車の第４キャリヤとを一体化すると共に第３遊星歯車の第３サンギヤと第４遊星歯車の第４サンギヤ２とを一体化することで部品点数を削減し、多段変速機の重量増を抑制しつつ組立性をより向上させることが可能となる。

また、前記複合遊星歯車機構は、第３サンギヤと、第３リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が前記第３サンギヤに他方が前記第３リングギヤに噛合する２つのピニオンギヤの組を自転かつ公転自在に複数保持する第３キャリヤとを有するダブルピニオン式の前記第３遊星歯車と、第４サンギヤと、第４リングギヤと、それぞれ前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤに噛合する複数の第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤとを有するシングルピニオン式の前記第４遊星歯車とにより構成されてもよく、前記第７回転要素は、常時連結された前記第３キャリヤおよび前記第４サンギヤであってもよく、前記第８回転要素は、前記第３リングギヤであってもよく、前記第９回転要素は、常時連結された前記第３サンギヤおよび前記第４キャリヤであってもよく、前記第１０回転要素は、前記第４リングギヤであってもよい。

このようなダブルピニオン式の第３遊星歯車とシングルピニオン式の第４遊星歯車とを組み合わせて構成される、いわゆるＳＣ−ＳＣ型の複合遊星歯車機構を採用しても、第３遊星歯車の第３キャリヤと第４遊星歯車の第４サンギヤとが常時連結されると共に、第３遊星歯車の第３サンギヤと第４遊星歯車の第４キャリヤとが常時連結されることから、多段変速機の第７回転要素に作用するトルクを第３サンギヤおよび第４キャリヤで分担して受け持つと共に、第９回転要素に作用するトルクを第３キャリヤおよび第４サンギヤで分担して受け持つことが可能となり、第３サンギヤ、第３キャリヤ、第４サンギヤおよび第４キャリヤそれぞれのトルク分担を小さくすることができる。これにより、複合遊星歯車機構の回転要素間の噛み合い損失を低減させて動力の伝達効率をより向上させることが可能となる。

更に、前記出力部材は、デファレンシャルギヤを介して車両の後輪に連結される出力軸であってもよい。すなわち、本発明による多段変速機は、後輪駆動車両に搭載される変速機として構成されてもよい。

また、前記出力部材は、車両の前輪に連結されたデファレンシャルギヤに動力を伝達するギヤ列に含まれるカウンタドライブギヤであってもよい。すなわち、本発明による多段変速機は、前輪駆動車両に搭載される変速機として構成されてもよい。

そして、本発明は上記実施形態に何ら限定されるものではなく、本発明の外延の範囲内において様々な変更をなし得ることはいうまでもない。更に、上記発明を実施するための形態は、あくまで課題を解決するための手段の欄に記載された発明の具体的な一形態に過ぎず、課題を解決するための手段の欄に記載された発明の要素を限定するものではない。

本発明は、多段変速機の製造産業等において利用可能である。

１０，１０Ｂ，１０Ｃ，１０Ｄ 動力伝達装置、１１ トランスミッションケース、１２ 発進装置、１４ｏ ワンウェイクラッチ、１４ｐ ポンプインペラ、１４ｓ ステータ、１４ｔ タービンランナ、１５ ロックアップクラッチ、１６ ダンパ機構、１７ オイルポンプ、２０，２０Ｂ，２０Ｃ，２０Ｄ 自動変速機、２０ｉ 入力軸、２０ｏ 出力軸、２１ 第１遊星歯車、２１ｃ 第１キャリヤ、２１ｐ 第１ピニオンギヤ、２１ｒ 第１リングギヤ、２１ｓ 第１サンギヤ、２２ 第２遊星歯車、２２ｃ 第２キャリヤ、２２ｐ 第２ピニオンギヤ、２２ｒ 第２リングギヤ、２２ｓ 第２サンギヤ、２３ 第３遊星歯車、２３ｃ 第３キャリヤ、２３ｒ 第３リングギヤ、２３ｓ 第３サンギヤ、２３１ｐ，２３２ｐ ピニオンギヤ、２４ 第４遊星歯車、２４ｃ 第４キャリヤ、２４ｐ 第４ピニオンギヤ、２４ｒ 第４リングギヤ、２４ｓ 第４サンギヤ、２５，２５Ｂ 複合遊星歯車機構、４０ ギヤ列、４１ カウンタドライブギヤ、４２ カウンタドリブンギヤ、４３ カウンタシャフト、４４ ドライブピニオンギヤ、４５ デフリングギヤ、５０ デファレンシャルギヤ、５１ ドライブシャフト、２１３，２２３，２２４，２３４，２４３ 連結部材、Ｂ１，Ｂ２ ブレーキ、Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４ クラッチ。

Claims (7)

1. 入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、
   速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有する第１遊星歯車と、
   速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有する第２遊星歯車と、
   第３遊星歯車および第４遊星歯車により構成され、速度線図上で前記第３および第４遊星歯車のギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第７回転要素、第８回転要素、第９回転要素、および第１０回転要素を有する複合遊星歯車機構と、
   それぞれ前記第１および第２遊星歯車並びに前記複合遊星歯車機構の回転要素の何れかを他の回転要素または静止部材に接続すると共に両者の接続を解除する第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素とを備え、
   前記第１遊星歯車の前記第１回転要素は、前記入力部材に常時連結され、
   前記第１遊星歯車の前記第２回転要素は、前記出力部材に常時連結され、
   前記第１遊星歯車の前記第３回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第８回転要素とは常時連結され、
   前記第２遊星歯車の前記第６回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第９回転要素とは常時連結され、
   前記第１係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
   前記第２係合要素は、前記第１遊星歯車の前記第２回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第１０回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
   前記第３係合要素は、前記複合遊星歯車機構の前記第１０回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
   前記第４係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第７回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
   前記第５係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
   前記第６係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第４回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
   前記第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素のうちの何れか３つを選択的に係合させることにより、第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを形成することを特徴とする多段変速機。
2. 請求項１に記載の多段変速機において、
   前記第２係合要素、前記第５係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第１速段が形成され、
   前記第４係合要素、前記第５係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第２速段が形成され、
   前記第２係合要素、前記第４係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第３速段が形成され、
   前記第３係合要素、前記第４係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第４速段が形成され、
   前記第２係合要素、前記第４係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第５速段が形成され、
   前記第３係合要素、前記第４係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第６速段が形成され、
   前記第１係合要素、前記第３係合要素および前記第４係合要素の係合により前進第７速段が形成され、
   前記第１係合要素、前記第４係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第８速段が形成され、
   前記第１係合要素、前記第２係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第９速段が形成され、
   前記第１係合要素、前記第３係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第１０速段が形成され、
   前記第３係合要素、前記第５係合要素および前記第６係合要素の係合により後進段が形成されることを特徴とする多段変速機。
3. 請求項１または２に記載の多段変速機において、
   前記第１遊星歯車は、第１サンギヤと、第１リングギヤと、それぞれ前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤに噛合する複数の第１ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第１キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
   前記第２遊星歯車は、第２サンギヤと、第２リングギヤと、それぞれ前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤに噛合する複数の第２ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第２キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
   前記第１回転要素は、前記第１サンギヤであり、前記第２回転要素は、前記第１キャリヤであり、前記第３回転要素は、前記第１リングギヤであり、前記第４回転要素は、前記第２サンギヤであり、前記第５回転要素は、前記第２キャリヤであり、前記第６回転要素は、前記第２リングギヤであることを特徴とする多段変速機。
4. 請求項１から３の何れか一項に記載の多段変速機において、
   前記複合遊星歯車機構は、第３サンギヤと、第３リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が前記第３サンギヤに他方が前記第３リングギヤに噛合する２つのピニオンギヤの組を自転かつ公転自在に複数保持する第３キャリヤとを有するダブルピニオン式の前記第３遊星歯車と、第４サンギヤと、第４リングギヤと、それぞれ前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤに噛合する複数の第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤとを有するシングルピニオン式の前記第４遊星歯車とにより構成され、
   前記第７回転要素は、常時連結された前記第３サンギヤおよび前記第４サンギヤであり、前記第８回転要素は、前記第３リングギヤであり、前記第９回転要素は、常時連結された前記第３キャリヤおよび前記第４キャリヤであり、前記第１０回転要素は、前記第４リングギヤであることを特徴とする多段変速機。
5. 請求項１から３の何れか一項に記載の多段変速機において、
   前記複合遊星歯車機構は、第３サンギヤと、第３リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が前記第３サンギヤに他方が前記第３リングギヤに噛合する２つのピニオンギヤの組を自転かつ公転自在に複数保持する第３キャリヤとを有するダブルピニオン式の前記第３遊星歯車と、第４サンギヤと、第４リングギヤと、それぞれ前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤに噛合する複数の第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤとを有するシングルピニオン式の前記第４遊星歯車とにより構成され、
   前記第７回転要素は、常時連結された前記第３キャリヤおよび前記第４サンギヤであり、前記第８回転要素は、前記第３リングギヤであり、前記第９回転要素は、常時連結された前記第３サンギヤおよび前記第４キャリヤであり、前記第１０回転要素は、前記第４リングギヤであることを特徴とする多段変速機。
6. 請求項１から５の何れか一項に記載の多段変速機において、
   前記出力部材は、デファレンシャルギヤを介して車両の後輪に連結される出力軸であることを特徴とする多段変速機。
7. 請求項１から５の何れか一項に記載の多段変速機において、
   前記出力部材は、車両の前輪に連結されたデファレンシャルギヤに動力を伝達するギヤ列に含まれるカウンタドライブギヤであることを特徴とする多段変速機。

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