JP2015183793A - Multistage transmission - Google Patents

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JP2015183793A JP2014061713A JP2014061713A JP2015183793A JP 2015183793 A JP2015183793 A JP 2015183793A JP 2014061713 A JP2014061713 A JP 2014061713A JP 2014061713 A JP2014061713 A JP 2014061713A JP 2015183793 A JP2015183793 A JP 2015183793A
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貴義 加藤
Takayoshi Kato
貴義 加藤
森本　隆
Takashi Morimoto
隆 森本
青木　敏彦
Toshihiko Aoki
敏彦 青木
加藤　博
Hiroshi Kato
博 加藤
宮崎　光史
Terubumi Miyazaki
光史 宮崎
森瀬　勝
Masaru Morise
勝 森瀬
慎司 大板
Shinji Oita
慎司 大板
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Aisin AW Co Ltd
Toyota Motor Corp
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Aisin AW Co Ltd
Toyota Motor Corp
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To further improve the fuel economy, drivability, transmission performance, and engagement element durability of a vehicle in which a multistage transmission is mounted.SOLUTION: An automatic transmission 20 comprises: a composite planetary gear mechanism 25 constituted by combining a first planetary gear 21 of single-pinion-type, a second planetary gear 22 of single-pinion-type, and a third planetary gear 23 of single-pinion-type; a fourth planetary gear 24 of single-pinion-type; clutches C1 to C4; and brakes B1 and B2, a first forward gear position to a tenth forward gear position and a reverse gear position being formed by engaging three out of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 and releasing the remainder.

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。   The present invention relates to a multi-stage transmission that shifts power transmitted from a prime mover of a vehicle to an input member and transmits the power to an output member.

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。   Conventionally, this type of multi-speed transmission includes four single pinion planetary gears, four clutches, and two brakes, and includes forward and reverse speeds from the first speed to the tenth speed. What is provided is known (see, for example, Patent Document 1). In such a multi-stage transmission, as the spread (gear ratio width = gear ratio of the lowest speed stage / gear ratio of the highest speed stage) is increased, the power transmission efficiency, that is, the fuel consumption of the vehicle on which the multi-stage transmission is mounted, etc. In addition, drivability, that is, acceleration performance of the vehicle can be further improved.

米国特許出願公開第２０１２／０２３１９１７号明細書US Patent Application Publication No. 2012/0231917

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、特に径の大きい第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、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、ブレーキやクラッチの摩擦材の耐久性が低下してしまったりするおそれがある。   However, in the multi-stage transmission described in Patent Document 1, when the gear ratio of the lowest gear is 4.600 and the gear ratio of the highest gear is 0.638, the spread is 7.21 and the lowest When the gear ratio of the gear stage is 4.850 and the gear ratio of the highest gear stage is 0.616, the spread is 7.89. There is still room for improvement in terms of improving fuel economy and drivability. Further, in the multi-stage transmission described in Patent Document 1, the first planetary gear (reference numeral 14) having a particularly large diameter is formed when the forward second speed to the sixth speed and the forward eighth speed to the tenth speed are formed. ) Always rotates at a high rotation speed, the inertia during the rotation of the ring gear increases. For this reason, it takes time to engage the brake or clutch (shifting time becomes long), a shock may occur at the time of shifting involving the engagement of the brake, etc., and the durability of the friction material of the brake or clutch May deteriorate.

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、変速性能および係合要素の耐久性をより向上させることを主目的とする。   Therefore, the main object of the present invention is to further improve the fuel consumption, drivability, speed change performance, and durability of the engagement element of a vehicle in which a multi-stage transmission is mounted.

本発明による多段変速機は、上記主目的を達成するために以下の手段を採っている。   The multi-stage transmission according to the present invention adopts the following means in order to achieve the main object.

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、
第２遊星歯車および第３遊星歯車により構成され、速度線図上で前記第２および第３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４回転要素、第５回転要素、第６回転要素、および第７回転要素を有する複合遊星歯車機構と、
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８回転要素、第９回転要素および第１０回転要素を有する第４遊星歯車と、
それぞれ前記第１遊星歯車、前記複合遊星歯車機構、および前記第４遊星歯車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、
前記複合遊星歯車機構の前記第６回転要素は、前記入力部材に常時連結され、
前記第４遊星歯車の前記第９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１回転要素と前記第４遊星歯車の前記第８回転要素とは、常時連結され、
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６回転要素とは、常時連結され、
前記第１係合要素は、前記第１遊星歯車の前記第３回転要素と、前記第４遊星歯車の前記第９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２係合要素は、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５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７回転要素と、前記第４遊星歯車の前記第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４係合要素は、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第１回転要素および前記第４遊星歯車の前記第８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、前記複合遊星歯車機構の前記第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６係合要素は、前記第４遊星歯車の前記第１０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。 The multi-stage transmission according to the present invention is
In a multi-stage transmission that shifts the power transmitted to the input member and transmits it to the output member,
A first planetary gear having a first rotating element, a second rotating element, and a third rotating element arranged in order at intervals corresponding to the gear ratio on the velocity diagram;
A fourth planetary gear, a fifth planetary gear, and a fourth planetary gear, a fifth planetary gear, and a fourth planetary gear arranged in order at intervals corresponding to the gear ratios of the second and third planetary gears on the velocity diagram. A compound planetary gear mechanism having six rotation elements and a seventh rotation element;
A fourth planetary gear having an eighth rotation element, a ninth rotation element, and a tenth rotation element arranged in order at intervals corresponding to the gear ratio on the velocity diagram;
Each of the first planetary gear, the compound planetary gear mechanism, and the fourth planetary gear rotating element is connected to another rotating element or a stationary member, and the first, second, and second are both disconnected. 3, 4, 5 and 6 engaging elements,
The sixth rotating element of the compound planetary gear mechanism is always connected to the input member;
The ninth rotating element of the fourth planetary gear is always connected to the output member;
The first rotating element of the first planetary gear and the eighth rotating element of the fourth planetary gear are always connected,
The second rotating element of the first planetary gear and the sixth rotating element of the compound planetary gear mechanism are always connected,
The first engaging element connects the third rotating element of the first planetary gear and the ninth rotating element of the fourth planetary gear to each other and releases the connection between them.
The second engaging element connects the third rotating element of the first planetary gear and the fifth rotating element of the compound planetary gear mechanism to each other, and releases the connection between them.
The third engaging element connects the seventh rotating element of the compound planetary gear mechanism and the tenth rotating element of the fourth planetary gear to each other, and releases the connection between them.
The fourth engaging element includes the first rotating element of the first planetary gear and the eighth rotating element of the fourth planetary gear that are always connected, and the seventh rotating element of the compound planetary gear mechanism. Connect with each other, disconnect both,
The fifth engaging element connects the fourth rotating element of the compound planetary gear mechanism to the stationary member and fixes the non-rotatable state, and releases the connection between them.
The sixth engaging element connects the tenth rotating element of the fourth planetary gear to the stationary member and fixes the non-rotatable, and releases the connection between the two,
Advancement from the first speed to the tenth speed by selectively engaging any three of the first, second, third, fourth, fifth and sixth engagement elements A step and a reverse step are formed.

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することができるため、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、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、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可能となる。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特に径の大きい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、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を抑制し、更に、係合要素の摩擦材の耐久性を良好に確保することができる。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、変速性能および係合要素の耐久性をより向上させることが可能となる。   In the multi-stage transmission configured as described above, since the spread can be increased, the vehicle in which the multi-stage transmission is mounted by increasing the low-speed gear ratio and decreasing the high-speed gear ratio. As a result, the drivability, that is, the acceleration performance of the vehicle and the like can be further improved. Further, in this multi-stage transmission, when planetary gears including ring gears are used as the first, second, third and fourth planetary gears, the forward gear and the reverse gear from the first gear to the tenth gear are used. It is possible to prevent an increase in inertia during rotation of the ring gear by preventing the ring gear having a particularly large diameter from rotating at a high rotational speed during formation. As a result, the time required for engaging the engaging element is shortened, the occurrence of shock at the time of shifting accompanied by the engagement of the engaging element is suppressed, and the durability of the friction material of the engaging element is improved. Can be secured. As a result, in the multi-stage transmission according to the present invention, it becomes possible to further improve the fuel consumption, drivability, speed change performance, and durability of the engagement element of the vehicle in which the multi-stage transmission is mounted.

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。1 is a schematic configuration diagram of a power transmission device including a multi-stage transmission according to an embodiment of the present invention. 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。FIG. 2 is a velocity diagram showing a ratio of a rotational speed of each rotary element to an input rotational speed in the multi-stage transmission of FIG. 1. 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。FIG. 2 is an operation table showing the relationship between each shift stage and the operation states of clutches and brakes in the multi-stage transmission of FIG. 1. 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。It is a schematic block diagram of the power transmission device containing the multistage transmission which concerns on other embodiment of this invention. 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。FIG. 5 is a velocity diagram showing a ratio of a rotational speed of each rotary element to an input rotational speed in the multi-stage transmission of FIG. 4.

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。   Next, the form for implementing this invention is demonstrated, referring drawings.

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、前輪駆動車両の前部に横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前輪（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部材としてのカウンタドライブギヤ４１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。   FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a power transmission device 10 including an automatic transmission 20 as a multi-stage transmission according to an embodiment of the present invention. A power transmission device 10 shown in these drawings is connected to a crankshaft of an engine (internal combustion engine) (not shown) as a drive source mounted horizontally in a front portion of a front-wheel drive vehicle and power (torque) from the engine. Can be transmitted to left and right front wheels (drive wheels) (not shown). As shown in the figure, the power transmission device 10 shifts the power transmitted from the engine to the input shaft 20i and transmits it to a counter drive gear 41 as an output member, in addition to a transmission case (stationary member). 11, a starting device (fluid transmission device) 12, an oil pump 17, and the like.

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に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。   The starting device 12 includes an input-side pump impeller 14p connected to the drive source as described above, an output-side turbine runner 14t connected to the input shaft (input member) 20i of the automatic transmission 20, a pump impeller 14p, A stator 14s that is disposed inside the turbine runner 14t and rectifies the flow of hydraulic oil from the turbine runner 14t to the pump impeller 14p. A one-way clutch that is supported by a stator shaft (not shown) and restricts the rotational direction of the stator 14s in one direction. Including a torque converter having 14o and the like. Further, the starting device 12 connects the front cover connected to the crankshaft of the engine and the like and the input shaft 20i of the automatic transmission 20 to each other, and releases the connection between the front cover and the automatic transmission. And a damper mechanism 16 that damps vibration between the input shaft 20 i of the machine 20. The starting device 12 may include a fluid coupling that does not have the stator 14s.

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。   The oil pump 17 includes a pump assembly including a pump body and a pump cover, an external gear (inner rotor) connected to the pump impeller 14p of the starting device 12, an internal gear (outer rotor) meshed with the external gear, and the like. It is comprised as a gear pump having. The oil pump 17 is driven by power from the engine, sucks hydraulic oil (ATF) stored in an oil pan (not shown), and pumps it to a hydraulic control device (not shown).

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、出力部材としてのカウンタドライブギヤ４１や、自動変速機２０（入力軸２０ｉ）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とシングルピニオン式の第３遊星歯車２３とを組み合わせて構成される複合遊星歯車機構２５、およびシングルピニオン式の第４遊星歯車２４を含む。更に、自動変速機２０は、入力軸２０ｉから出力部材としてのカウンタドライブギヤ４１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２係合要素としてのクラッチＣ２、第３係合要素としてのクラッチＣ３、第４係合要素としてのクラッチＣ４、第５係合要素としてのブレーキＢ１、および第６係合要素としてのブレーキＢ２を含む。なお、自動変速機２０から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、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を有するギヤ列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。   The automatic transmission 20 is configured as a 10-speed transmission, and as shown in FIG. 1, in addition to the input shaft 20i, a counter drive gear 41 as an output member, and an automatic transmission 20 (input shaft 20i) a compound planetary gear constituted by combining a single pinion type first planetary gear 21, a single pinion type second planetary gear 22 and a single pinion type third planetary gear 23 which are arranged side by side in the axial direction. A mechanism 25 and a single pinion type fourth planetary gear 24 are included. Further, the automatic transmission 20 includes a clutch C1 as a first engagement element for changing a power transmission path from the input shaft 20i to the counter drive gear 41 as an output member, a clutch C2 as a second engagement element, A clutch C3 as a third engagement element, a clutch C4 as a fourth engagement element, a brake B1 as a fifth engagement element, and a brake B2 as a sixth engagement element are included. The power (torque) transmitted from the automatic transmission 20 to the counter drive gear 41 is transmitted to the counter driven gear 42 via the counter drive gear 41 and the counter driven gear 42 meshing with the counter drive gear 41 and the counter shaft 43. The drive pinion gear (final drive gear) 44, the gear train 40 having a differential ring gear (final driven gear) 45 meshing with the drive pinion gear 44, the differential gear 50 connected to the differential ring gear 45, and the drive shaft 51 are connected. Is transmitted to the left and right front wheels.

本実施形態において、第１遊星歯車２１、複合遊星歯車機構２５、および第４遊星歯車２４は、発進装置１２すなわちエンジン側（図１における右側）から、複合遊星歯車機構２５を構成する第２遊星歯車２２、第４遊星歯車２４、第１遊星歯車２１、複合遊星歯車機構２５を構成する第３遊星歯車２３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。また、クラッチＣ１は、例えば第１遊星歯車２１と第４遊星歯車２４との間に配置され、クラッチＣ２は、例えば第３遊星歯車２３に対して発進装置１２とは反対側に配置され、クラッチＣ３，Ｃ４は、例えば第２遊星歯車２２と第４遊星歯車２４との間に配置され、ブレーキＢ１は、例えば第３遊星歯車２４に対して発進装置１２とは反対側に配置され、ブレーキＢ２は、例えば第４遊星歯車２４またはクラッチＣ３，Ｃ４の外側に配置される。   In the present embodiment, the first planetary gear 21, the compound planetary gear mechanism 25, and the fourth planetary gear 24 are the second planets constituting the compound planetary gear mechanism 25 from the starting device 12, that is, the engine side (the right side in FIG. 1). The gear 22, the fourth planetary gear 24, the first planetary gear 21, and the third planetary gear 23 constituting the compound planetary gear mechanism 25 are arranged in the transmission case 11 so as to be arranged in this order. The clutch C1 is disposed between, for example, the first planetary gear 21 and the fourth planetary gear 24, and the clutch C2 is disposed on the opposite side of the starting device 12 with respect to the third planetary gear 23, for example. C3 and C4 are disposed, for example, between the second planetary gear 22 and the fourth planetary gear 24, and the brake B1 is disposed, for example, on the opposite side of the starting device 12 with respect to the third planetary gear 24, and the brake B2 Is arranged outside the fourth planetary gear 24 or the clutches C3 and C4, for example.

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＝０．３７０と定められている。   The first planetary gear 21 includes a first sun gear 21s that is an external gear, a first ring gear 21r that is an internal gear disposed concentrically with the first sun gear 21s, and a first sun gear 21s and a first ring gear 21r, respectively. And a first carrier 21c that holds the plurality of first pinion gears 21p so as to freely rotate (rotate) and revolve. In the present embodiment, the gear ratio λ1 of the first planetary gear 21 (the number of teeth of the first sun gear 21s / the number of teeth of the first ring gear 21r) is set to λ1 = 0.370, for example.

複合遊星歯車機構２５を構成する第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＝０．５００と定められている。また、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃは、入力軸２０ｉに常時連結されている。   The second planetary gear 22 that constitutes the compound planetary gear mechanism 25 includes a second sun gear 22s that is an external gear, a second ring gear 22r that is an internal gear arranged concentrically with the second sun gear 22s, and a second sun gear 22r. A plurality of second pinion gears 22p that mesh with the two sun gears 22s and the second ring gear 22r, and a second carrier 22c that holds the plurality of second pinion gears 22p so as to rotate (rotate) and revolve freely. In the present embodiment, the gear ratio λ2 of the second planetary gear 22 (the number of teeth of the second sun gear 22s / the number of teeth of the second ring gear 22r) is set to λ2 = 0.500, for example. The second carrier 22c of the second planetary gear 22 is always connected to the input shaft 20i.

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および第３リングギヤ２３ｒに噛合する複数の第３ピニオンギヤ２３ｐと、複数の第３ピニオンギヤ２３ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第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＝０．６００と定められている。   The third planetary gear 23 constituting the compound planetary gear mechanism 25 includes a third sun gear 23s that is an external gear, a third ring gear 23r that is an internal gear arranged concentrically with the third sun gear 23s, respectively. A plurality of third pinion gears 23p meshing with the three sun gears 23s and the third ring gear 23r, and a third carrier 23c holding the plurality of third pinion gears 23p so as to be rotatable (rotatable) and revolved freely. In the present embodiment, the gear ratio λ3 of the third planetary gear 23 (the number of teeth of the third sun gear 23s / the number of teeth of the third ring gear 23r) is set to λ3 = 0.600, for example.

図１に示すように、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓとは、連結部材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２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃと第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒとは、連結部材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２５は、常時連結される第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓおよび第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓ、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃ、常時連結される第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒ、並びに第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒという４つの回転要素を有することになる。また、複合遊星歯車機構２５の常時連結された第２キャリヤ２２ｃおよび第３リングギヤ２３ｒは、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃに連結部材を介して常時連結されており、第１キャリヤ２１ｃと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。   As shown in FIG. 1, the second sun gear 22 s of the second planetary gear 22 and the third sun gear 23 s of the third planetary gear 23 are always connected via a connecting member, and always rotate integrally (and coaxially). Or stop. Further, the second carrier 22c of the second planetary gear 22 and the third ring gear 23r of the third planetary gear 23 are always connected via a connecting member, and always rotate or stop integrally (and coaxially). Thereby, the compound planetary gear mechanism 25 is always connected to the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the third sun gear 23s of the third planetary gear 23, and the third carrier 23c of the third planetary gear 23, which are always connected. The second planetary gear 22 has four rotation elements, that is, a second carrier 22c and a third ring gear 23r of the third planetary gear 23, and a second ring gear 22r of the second planetary gear 22. The second carrier 22c and the third ring gear 23r, which are always connected to the compound planetary gear mechanism 25, are always connected to the first carrier 21c of the first planetary gear 21 via a connecting member, and are connected to the first carrier 21c. It always rotates or stops integrally (and coaxial).

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＝０．２５０と定められている。図１に示すように、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃは、出力部材としてのカウンタドライブギヤ４１に常時連結されている。また、第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓは、第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓに連結部材を介して常時連結されており、第１サンギヤ２１ｓと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。   The fourth planetary gear 24 includes a fourth sun gear 24s that is an external gear, a fourth ring gear 24r that is an internal gear disposed concentrically with the fourth sun gear 24s, and a fourth sun gear 24s and a fourth ring gear 24r, respectively. And a fourth carrier 24c that holds the plurality of fourth pinion gears 24p so as to freely rotate (rotate) and revolve. In the present embodiment, the gear ratio λ4 of the fourth planetary gear 24 (the number of teeth of the fourth sun gear 24s / the number of teeth of the fourth ring gear 24r) is set to λ4 = 0.250, for example. As shown in FIG. 1, the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 is always connected to a counter drive gear 41 as an output member. Further, the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 is always connected to the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 via a connecting member, and always rotates or coaxially with the first sun gear 21s. Stop.

クラッチＣ１は、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃ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、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと、複合遊星歯車機構２５（第３遊星歯車２３）の第３キャリヤ２３ｃ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、複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒ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Ｃ４は、常時連結された第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒ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。   The clutch C1 connects and disconnects the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 from each other. The clutch C2 connects the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third carrier 23c of the compound planetary gear mechanism 25 (third planetary gear 23) to each other and releases the connection between them. The clutch C3 connects and disconnects the second ring gear 22r of the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22) and the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 from each other. The clutch C4 includes the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 that are always connected, and the second ring gear 22r of the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22). It connects with each other and cancels the connection between them.

ブレーキＢ１は、複合遊星歯車機構２５の常時連結された第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓ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サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓ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４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒ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４リングギヤ２４ｒ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。   The brake B1 fixes (connects) the second sun gear 22s and the third sun gear 23s, which are always connected to the compound planetary gear mechanism 25, to the transmission case 11 serving as a stationary member so as not to rotate, and the second sun gear 22s and the second sun gear 22s. The 3 sun gear 23 s is released to be rotatable with respect to the transmission case 11. The brake B2 fixes (connects) the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 to the transmission case 11 as a stationary member in a non-rotatable manner and releases the fourth ring gear 24r so as to be rotatable with respect to the transmission case 11. To do.

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。   In this embodiment, as the clutches C1 to C4, a piston, a plurality of friction engagement plates (for example, a friction plate formed by sticking a friction material on both surfaces of an annular member, and an annular member formed smoothly on both surfaces) A multi-plate friction type hydraulic clutch (friction engagement element) having a hydraulic servo composed of a separator plate), an engagement oil chamber to which hydraulic oil is supplied, a centrifugal oil pressure cancellation chamber, and the like are employed. Further, as the brakes B1 and B2, a multi-plate friction hydraulic brake having a hydraulic servo including a piston, a plurality of friction engagement plates (friction plates and separator plates), an engagement oil chamber to which hydraulic oil is supplied, and the like. Is adopted. The clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 operate by receiving and supplying hydraulic oil from a hydraulic control device (not shown).

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２キャリヤ２２ｃ，第３リングギヤ２３ｒおよび第１キャリヤ２１ｃ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。   FIG. 2 is a velocity diagram showing the ratio of the rotational speed of each rotary element to the rotational speed of the input shaft 20i (input rotational speed) in the automatic transmission 20 (however, the input shaft 20i, that is, the second carrier 22c and the third carrier 22c). The rotational speed of the ring gear 23r and the first carrier 21c is set to a value of 1. The same applies hereinafter. FIG. 3 is an operation table showing the relationship between the respective shift stages of the automatic transmission 20 and the operation states of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2.

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、本発明では、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。   As shown in FIG. 2, the three rotating elements constituting the single pinion type first planetary gear 21, that is, the first sun gear 21 s, the first ring gear 21 r, and the first carrier 21 c, are speed lines of the first planetary gear 21. The first sun gear 21s, the first carrier 21c, and the first ring gear 21r are arranged in this order from the left side in the drawing (interval corresponding to the gear ratio λ1) on the drawing (the left velocity diagram in FIG. 2). In accordance with the order of arrangement in the speed diagram, in the present invention, the first sun gear 21s is the first rotating element of the automatic transmission 20, the first carrier 21c is the second rotating element of the automatic transmission 20, and the first The ring gear 21r is a third rotating element of the automatic transmission 20. Therefore, the first planetary gear 21 has the first rotation element, the second rotation element, and the third rotation element of the automatic transmission 20 that are arranged in order at intervals according to the gear ratio λ1 on the velocity diagram.

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２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓおよび第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓ、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃ、常時連結される第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒ、並びに第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒは、この順番で図中左側からシングルピニオン式の第２遊星歯車２２のギヤ比λ２およびシングルピニオン式の第３遊星歯車２３のギヤ比λ３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、本発明では、第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓを自動変速機２０の第４回転要素とし、第３キャリヤ２３ｃを自動変速機２０の第５回転要素とし、第２キャリヤ２２ｃおよび第３リングギヤ２３ｒを自動変速機２０の第６回転要素とし、第２リングギヤ２２ｒを自動変速機２０の第７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λ２，λ３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、第６回転要素および第７回転要素を有する。   Four rotating elements of the compound planetary gear mechanism 25, that is, the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the third sun gear 23s of the third planetary gear 23 that are always connected, the third carrier 23c of the third planetary gear 23, The second carrier 22c of the second planetary gear 22, the third ring gear 23r of the third planetary gear 23, and the second ring gear 22r of the second planetary gear 22, which are always connected, are of the single pinion type from the left side in the figure in this order. A speed diagram of the compound planetary gear mechanism 25 at an interval corresponding to the gear ratio λ2 of the second planetary gear 22 and the gear ratio λ3 of the single pinion type third planetary gear 23 (the speed diagram on the right side in FIG. 2). Line up. According to the arrangement order in the speed diagram, in the present invention, the second sun gear 22s and the third sun gear 23s are used as the fourth rotating element of the automatic transmission 20, and the third carrier 23c is used as the fifth rotation of the automatic transmission 20. The second carrier 22c and the third ring gear 23r are the sixth rotating element of the automatic transmission 20, and the second ring gear 22r is the seventh rotating element of the automatic transmission 20. Accordingly, the compound planetary gear mechanism 25 includes the fourth rotating element, the fifth rotating element, the sixth rotating element, and the first rotating element of the automatic transmission 20 that are sequentially arranged on the speed diagram at intervals corresponding to the gear ratios λ2 and λ3. It has 7 rotating elements.

更に、シングルピニオン式の第４遊星歯車２４を構成する３つの回転要素、すなわち第４サンギヤ２４ｓ、第４リングギヤ２４ｒおよび第４キャリヤ２４ｃは、当該第４遊星歯車２４の速度線図（図２における中央の速度線図）上でギヤ比λ４に応じた間隔をおいて図中左側から第４サンギヤ２４ｓ、第４キャリヤ２４ｃ、第４リングギヤ２４ｒ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、本発明では、第４サンギヤ２４ｓを自動変速機２０の第８回転要素とし、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、第４遊星歯車２４は、速度線図上でギヤ比λ４に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第８回転要素、第９回転要素および第１０回転要素を有する。   Further, the three rotating elements constituting the single pinion type fourth planetary gear 24, that is, the fourth sun gear 24s, the fourth ring gear 24r, and the fourth carrier 24c are speed diagrams of the fourth planetary gear 24 (in FIG. 2). On the central speed diagram), the fourth sun gear 24s, the fourth carrier 24c, and the fourth ring gear 24r are arranged in this order from the left side in the drawing at intervals corresponding to the gear ratio λ4. According to the arrangement order in the speed diagram, in the present invention, the fourth sun gear 24s is the eighth rotating element of the automatic transmission 20, the fourth carrier 24c is the ninth rotating element of the automatic transmission 20, and the fourth The ring gear 24r is the tenth rotating element of the automatic transmission 20. Therefore, the fourth planetary gear 24 has the eighth rotation element, the ninth rotation element, and the tenth rotation element of the automatic transmission 20 that are arranged in order at intervals according to the gear ratio λ4 on the velocity diagram.

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から出力部材としてのカウンタドライブギヤ４１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。   In the automatic transmission 20, the clutches C <b> 1 to C <b> 4 and the brakes B <b> 1 and B <b> 2 are engaged or released as shown in FIG. 3 to change the connection relationship of the first to tenth rotating elements described above. There are 10 power transmission paths in the forward rotation direction and one reverse rotation direction between 20i and the counter drive gear 41 as the output member, that is, the forward speed and the reverse speed from the first speed to the tenth speed. Can be formed.

具体的には、前進第１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リングギヤ２１ｒと複合遊星歯車機構２５（第３遊星歯車２３）の第３キャリヤ２３ｃとが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒ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＝０．３７０，λ２＝０．５００，λ３＝０．６００，λ４＝０．２５０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／カウンタドライブギヤ４１の回転速度）γ１は、γ１＝５．０００となる。   Specifically, the forward first speed is formed by engaging the clutches C2 and C4 and the brake B2 and releasing the remaining clutches C1 and C3 and the brake B1. That is, when the first forward speed is established, the clutch C2 connects the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third carrier 23c of the compound planetary gear mechanism 25 (third planetary gear 23) to each other. The clutch C4 connects the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 to the second ring gear 22r of the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22). The fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 is fixed to the transmission case 11 so as not to rotate by the brake B2. In this embodiment (when the gear ratios of the first to fourth planetary gears 21 to 24 are λ1 = 0.370, λ2 = 0.500, λ3 = 0.600, λ4 = 0.250, the same applies hereinafter) The gear ratio (rotational speed of the input shaft 20i / rotational speed of the counter drive gear 41) γ1 at the first forward speed is γ1 = 5.000.

前進第２速段は、クラッチＣ４およびブレーキＢ１，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１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２および第３遊星歯車２３）の第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓ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４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒ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＝３．３３３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＝１．５００となる。   The second forward speed is formed by engaging the clutch C4 and the brakes B1 and B2 and disengaging the remaining clutches C1, C2, and C3. That is, when the second forward speed is established, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 and the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22) are engaged by the clutch C4. The second sun gear 22s and the third sun gear 23s of the compound planetary gear mechanism 25 (the second planetary gear 22 and the third planetary gear 23) are connected to the transmission case 11 by the brake B1. The fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 is fixed to the transmission case 11 so as to be non-rotatable by the brake B2. In the present embodiment, the gear ratio γ2 at the second forward speed is γ2 = 3.333. The step ratio between the first forward speed and the second forward speed is γ1 / γ2 = 1.500.

前進第３速段は、クラッチＣ２およびブレーキＢ１，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リングギヤ２１ｒと複合遊星歯車機構２５（第３遊星歯車２３）の第３キャリヤ２３ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２および第３遊星歯車２３）の第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓ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４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒ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＝２．４８３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＝１．３４２となる。   The third forward speed is formed by engaging the clutch C2 and the brakes B1 and B2 and releasing the remaining clutches C1, C3, and C4. That is, when the third forward speed is established, the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third carrier 23c of the compound planetary gear mechanism 25 (third planetary gear 23) are connected to each other by the clutch C2. The second sun gear 22s and the third sun gear 23s of the compound planetary gear mechanism 25 (the second planetary gear 22 and the third planetary gear 23) are non-rotatably fixed to the transmission case 11 by the brake B1, and the brake B2 The fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 is fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ3 at the third forward speed is γ3 = 2.483. The step ratio between the second forward speed and the third forward speed is γ2 / γ3 = 1.342.

前進第４速段は、クラッチＣ１およびブレーキＢ１，Ｂ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，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４速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２および第３遊星歯車２３）の第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓ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４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒ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＝２．０８０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＝１．１９４となる。   The fourth forward speed is formed by engaging the clutch C1 and the brakes B1 and B2 and releasing the remaining clutches C2, C3, and C4. That is, when the fourth forward speed is established, the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other by the clutch C1, and the compound planetary gear is further connected by the brake B1. The second sun gear 22s and the third sun gear 23s of the mechanism 25 (the second planetary gear 22 and the third planetary gear 23) are non-rotatably fixed to the transmission case 11, and the fourth planetary gear 24 of the fourth planetary gear 24 is fixed by the brake B2. The four ring gear 24r is fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ4 at the fourth forward speed is γ4 = 2.080. The step ratio between the third forward speed and the fourth forward speed is γ3 / γ4 = 1.194.

前進第５速段は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１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Ｂ２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Ｃ１により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃ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リングギヤ２１ｒと複合遊星歯車機構２５（第３遊星歯車２３）の第３キャリヤ２３ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２および第３遊星歯車２３）の第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓ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＝１．６００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＝１．３００となる。   The fifth forward speed is formed by engaging the clutches C1 and C2 and the brake B1, and releasing the remaining clutches C3 and C4 and the brake B2. That is, when the fifth forward speed is established, the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other by the clutch C1, and the first planetary gear by the clutch C2. The first ring gear 21r of the gear 21 and the third carrier 23c of the compound planetary gear mechanism 25 (third planetary gear 23) are connected to each other, and further, the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22 and third planetary gear 22 and third planetary gear 22) are connected by the brake B1. The second sun gear 22s and the third sun gear 23s of the planetary gear 23) are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ5 at the fifth forward speed is γ5 = 1.600. The step ratio between the fourth forward speed and the fifth forward speed is γ4 / γ5 = 1.300.

前進第６速段は、クラッチＣ１，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６速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２および第３遊星歯車２３）の第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓ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＝１．２７７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＝１．３０４となる。   The sixth forward speed is formed by engaging the clutches C1 and C4 and the brake B1 and releasing the remaining clutches C2 and C3 and the brake B2. That is, when the sixth forward speed is established, the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other by the clutch C1, and the first planetary gear by the clutch C4. The first sun gear 21s of the gear 21, the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24, and the second ring gear 22r of the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22) are connected to each other, and further, the compound planetary gear by the brake B1. The second sun gear 22 s and the third sun gear 23 s of the mechanism 25 (second planetary gear 22 and third planetary gear 23) are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ6 at the sixth forward speed is γ6 = 1.277. The step ratio between the fifth forward speed and the sixth forward speed is γ5 / γ6 = 1.304.

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１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続され、クラッチＣ３により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒ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、クラッチＣ４により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒ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＝１．２７７となる。   The seventh forward speed is formed by engaging the clutches C1, C3, and C4 and releasing the remaining clutch C2 and the brakes B1 and B2. That is, when the seventh forward speed is established, the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other by the clutch C1, and the compound planetary gear mechanism 25 is connected to the clutch C3. The second ring gear 22r of the (second planetary gear 22) and the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 are connected to each other, and further, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth planetary gear 24 by the clutch C4. The fourth sun gear 24s and the second ring gear 22r of the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22) are connected to each other. In the present embodiment, the gear ratio γ7 at the seventh forward speed is γ7 = 1.000. The step ratio between the sixth forward speed and the seventh forward speed is γ6 / γ7 = 1.277.

前進第８速段は、クラッチＣ１，Ｃ３およびブレーキＢ１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１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続されると共に、クラッチＣ３により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒ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により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２および第３遊星歯車２３）の第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓ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＝０．７９４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＝１．２６０となる。   The eighth forward speed is formed by engaging the clutches C1, C3 and the brake B1, and releasing the remaining clutches C2, C4 and the brake B2. That is, when the eighth forward speed is established, the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other by the clutch C1, and the compound planetary gear is connected by the clutch C3. The second ring gear 22r of the mechanism 25 (second planetary gear 22) and the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 are connected to each other, and the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22 and third planetary gear 22 and third planetary gear 22) is connected by the brake B1. The second sun gear 22s and the third sun gear 23s of the planetary gear 23) are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ8 at the eighth forward speed is γ8 = 0.794. The step ratio between the seventh forward speed and the eighth forward speed is γ7 / γ8 = 1.260.

前進第９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９速段の形成に際しては、クラッチＣ３により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒ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１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２および第３遊星歯車２３）の第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓ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＝０．６６７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＝１．１９１となる。   The ninth forward speed is formed by engaging the clutches C3 and C4 and the brake B1 and releasing the remaining clutches C1 and C2 and the brake B2. That is, when the ninth forward speed is established, the clutch C3 connects the second ring gear 22r of the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22) and the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 to each other. The clutch C4 connects the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 to the second ring gear 22r of the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22). The second sun gear 22s and the third sun gear 23s of the compound planetary gear mechanism 25 (the second planetary gear 22 and the third planetary gear 23) are fixed to the transmission case 11 in a non-rotatable manner by the brake B1. In the present embodiment, the gear ratio γ9 at the ninth forward speed is γ9 = 0.667. The step ratio between the eighth forward speed and the ninth forward speed is γ8 / γ9 = 1.191.

前進第１０速段は、クラッチＣ２，Ｃ３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，Ｃ４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１０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リングギヤ２１ｒと複合遊星歯車機構２５（第３遊星歯車２３）の第３キャリヤ２３ｃとが互いに接続されると共に、クラッチＣ３により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒ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により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２および第３遊星歯車２３）の第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓ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＝０．６２４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＝１．０６８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＝８．０１４となる。   The tenth forward speed is formed by engaging the clutches C2 and C3 and the brake B1, and releasing the remaining clutches C1 and C4 and the brake B2. That is, when forming the tenth forward speed, the clutch C2 connects the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third carrier 23c of the compound planetary gear mechanism 25 (third planetary gear 23) to each other. The second ring gear 22r of the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22) and the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 are connected to each other by the clutch C3, and further, the compound planetary gear mechanism 25 (first gear) is connected by the brake B1. The second sun gear 22s and the third sun gear 23s of the two planetary gears 22 and the third planetary gears 23) are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ10 at the tenth forward speed is γ10 = 0.624. The step ratio between the ninth forward speed and the tenth forward speed is γ9 / γ10 = 1.068. The spread in the automatic transmission 20 (gear ratio width = gear ratio γ1 at the first forward speed, which is the lowest speed) / gear ratio γ10 at the tenth speed, which is the highest speed, is γ1 / γ10 = 8. .014.

後進段は、クラッチＣ２，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Ｃ１，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、後進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リングギヤ２１ｒと複合遊星歯車機構２５（第３遊星歯車２３）の第３キャリヤ２３ｃとが互いに接続されると共に、クラッチＣ３により複合遊星歯車機構２５（第２遊星歯車２２）の第２リングギヤ２２ｒ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４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒ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＝−４．８６８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｜＝０．９７４となる。   The reverse gear is formed by engaging the clutches C2 and C3 and the brake B2 and releasing the remaining clutches C1 and C4 and the brake B1. That is, when the reverse gear is formed, the clutch C2 connects the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third carrier 23c of the compound planetary gear mechanism 25 (third planetary gear 23) to each other, and the clutch C3. Thus, the second ring gear 22r of the compound planetary gear mechanism 25 (second planetary gear 22) and the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 are connected to each other, and the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 is further connected by the brake B2. Is fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γrev in the reverse speed is γrev = −4.868. The step ratio between the first forward speed and the reverse speed is | γrev / γ1 | = 0.974.

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できる。この結果、自動変速機２０では、スプレッドをより大きく（本実施形態では、８．０１４）することができるため、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、自動変速機２０が搭載される車両の燃費を向上させると共に、車両の加速性能をより向上させることが可能となる。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できる。   As described above, according to the automatic transmission 20, the forward speed and the reverse speed from the first speed to the tenth speed can be provided by engaging and disengaging the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2. As a result, in the automatic transmission 20, since the spread can be increased (8.014 in the present embodiment), the speed ratio of the low speed stage and the speed ratio of the high speed stage are further reduced, It is possible to improve the fuel efficiency of the vehicle on which the automatic transmission 20 is mounted and further improve the acceleration performance of the vehicle. Therefore, according to the automatic transmission 20, it is possible to satisfactorily improve both the fuel consumption of the vehicle on which the automatic transmission 20 is mounted and the drivability, that is, the acceleration performance of the vehicle, the shift feeling, and the like.

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。   Further, in the automatic transmission 20, the first forward speed is achieved by engaging any three of the six engaging elements, that is, the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 and releasing the remaining three. To the tenth forward speed and the reverse speed. Thus, for example, as compared with a transmission that forms a plurality of shift stages by engaging two of the six clutches and brakes and releasing the remaining four, it is released as the shift stages are formed. The number of engaging elements can be reduced. As a result, drag loss due to slight contact between members of the engagement element released with the formation of the shift stage is reduced, and the power transmission efficiency in the automatic transmission 20, that is, the fuel consumption of the vehicle is further improved. It becomes possible to make it.

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、各クラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２の係合に要する時間を短縮化すると共に、各クラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２の係合を伴う変速時のショックの発生を抑制し、更に、各クラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２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、変速性能および各クラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２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。   Further, in the automatic transmission 20, planetary gears including the first, second, third, or fourth ring gears 21r to 24r are used as the first to fourth planetary gears 21 to 24. As shown in FIG. The first to fourth ring gears 21r to 24r are configured so that the first to fourth ring gears 21r to 24r do not rotate at a high rotational speed when the forward gear and the reverse gear from the first gear to the tenth gear are formed. An increase in inertia during rotation (equivalent inertia with respect to the input shaft 20i) can be suppressed. Thereby, while shortening the time which engagement of each clutch C1-C4 and brake B1, B2 shortens, generation | occurrence | production of the shock at the time of the gear shift accompanying engagement of each clutch C1-C4 and brake B1, B2 is suppressed, Furthermore, it is possible to satisfactorily ensure the durability of the friction materials of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2, that is, the friction plates and the separator plates. In addition, by reducing the inertia at the time of rotation of the first to fourth ring gears 21r to 24r, the size (thickness, etc.) associated with securing the strength of the first to fourth ring gears 21r to 24r, that is, an increase in weight or automatic transmission An increase in size of 20 can be suppressed. As a result, in the automatic transmission 20, the speed change performance and the durability of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 can be further improved, and the entire apparatus can be reduced in weight and size.

また、第１、第２、第３および第４遊星歯車２１，２２，２３，２４をシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、これら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、第２、第３および第４遊星歯車２１，２２，２３，２４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。   Further, by making the first, second, third and fourth planetary gears 21, 22, 23, and 24 into single pinion type planetary gears, compared to the case where these are made into double pinion type planetary gears, for example, While reducing the meshing loss between the rotating elements in the first, second, third and fourth planetary gears 21, 22, 23, 24, the power transmission efficiency in the automatic transmission 20, that is, the fuel efficiency of the vehicle is further improved. It is possible to further improve the assemblability while reducing the number of parts and suppressing the weight increase of the automatic transmission 20.

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２３Ｂとにより構成される、いわゆるＳＳ−ＣＣ型の複合遊星歯車機構２５Ｂで置き換えたものに相当する。このように、ＳＳ−ＣＣ型の複合遊星歯車機構２５Ｂを採用した自動変速機２０Ｂにおいても、部品点数を削減して自動変速機２０Ｂ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。なお、第３遊星歯車２３Ｂは、第３サンギヤ２３ｓと、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，２３２ｐの組を自転自在かつ公転自在に複数保持する第３キャリヤ２３ｃとを有するものである。また、自動変速機２０Ｂにおいて、第３遊星歯車２３のギヤ比γ３（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＝０．３７５と定められている。   FIG. 4 is a schematic configuration diagram of a power transmission device 10B including an automatic transmission 20B as a multi-stage transmission according to another embodiment of the present invention, and FIG. 5 is a rotational speed of the input shaft 20i in the automatic transmission 20B. It is a speed diagram which shows ratio of the rotational speed of each rotation element with respect to (input rotational speed). The automatic transmission 20B of the power transmission device 10B shown in FIG. 4 is the same as the automatic transmission 20 described above, in which the compound planetary gear mechanism 25 is composed of a single pinion type second planetary gear 22 and a double pinion type third planetary gear 23B. This is equivalent to a so-called SS-CC type compound planetary gear mechanism 25B. As described above, also in the automatic transmission 20B employing the SS-CC type compound planetary gear mechanism 25B, it is possible to reduce the number of parts and further improve the assemblability while suppressing an increase in the weight of the automatic transmission 20B. It becomes. The third planetary gear 23B includes a third sun gear 23s, a third ring gear 23r, a plurality of pinion gears 231p that mesh with the third sun gear 23s, and a plurality of pinion gears 231p and a third ring gear 23r that respectively mesh with the third sun gear 23s. Pinion gear 232p and a third carrier 23c that holds a plurality of pairs of pinion gears 231p and 232p so as to rotate and revolve freely. In the automatic transmission 20B, the gear ratio γ3 of the third planetary gear 23 (the number of teeth of the third sun gear 23s / the number of teeth of the third ring gear 23r) is determined to be, for example, λ3 = 0.375.

図４に示すように、自動変速機２０Ｂにおいて、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと、第３遊星歯車２３Ｂの第３サンギヤ２３ｓとは、連結部材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２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃと、第３遊星歯車２３Ｂの第３キャリヤ２３ｃとは、連結部材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２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓおよび第３遊星歯車２３Ｂの第３サンギヤ２３ｓ、第３遊星歯車２３Ｂの第３リングギヤ２３ｒ、常時連結される第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび第３遊星歯車２３Ｂの第３キャリヤ２３ｃ、並びに第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒという４つの回転要素を有することになる。また、複合遊星歯車機構２５Ｂの常時連結された第１キャリヤ２１ｃと第３キャリヤ２３ｃとは、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃに連結部材を介して常時連結されており、第２キャリヤ２２ｃと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。更に、自動変速機２０Ｂにおいて、クラッチＣ２は、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと、複合遊星歯車機構２５Ｂの第３リングギヤ２３ｒ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。   As shown in FIG. 4, in the automatic transmission 20B, the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the third sun gear 23s of the third planetary gear 23B are always connected via a connecting member. Rotate or stop as one (and coaxial). The second carrier 22c of the second planetary gear 22 and the third carrier 23c of the third planetary gear 23B are always connected via a connecting member, and always rotate or stop integrally (and coaxially). Thus, the compound planetary gear mechanism 25B is always connected to the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the third sun gear 23s of the third planetary gear 23B, and the third ring gear 23r of the third planetary gear 23B, which are always connected. The second planetary gear 22 has four rotation elements, that is, the second carrier 22c, the third planetary gear 23B, the third carrier 23c, and the second planetary gear 22 and the second ring gear 22r. The first carrier 21c and the third carrier 23c, which are always connected to the compound planetary gear mechanism 25B, are always connected to the second carrier 22c of the second planetary gear 22 via a connecting member, and the second carrier 22c. Rotate or stop at once (and coaxial). Further, in the automatic transmission 20B, the clutch C2 connects the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third ring gear 23r of the compound planetary gear mechanism 25B to each other and releases the connection between them. .

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２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓおよび第３遊星歯車２３Ｂの第３サンギヤ２３ｓ、第３遊星歯車２３Ｂの第３リングギヤ２３ｒ、常時連結される第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび第３遊星歯車２３Ｂの第３キャリヤ２３ｃ、並びに第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒは、この順番で図５における左側からシングルピニオン式の第２遊星歯車２２のギヤ比λ２およびダブルピニオン式の第３遊星歯車２３Ｂのギヤ比λ３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、本発明では、第２サンギヤ２２ｓおよび第３サンギヤ２３ｓを自動変速機２０Ｂの第４回転要素とし、第３リングギヤ２３ｒを自動変速機２０Ｂの第５回転要素とし、第２キャリヤ２２ｃおよび第３キャリヤ２３ｃを自動変速機２０Ｂの第６回転要素とし、第２リングギヤ２２ｒを自動変速機２０Ｂの第７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λ２，λ３に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０Ｂの第４回転要素、第５回転要素、第６回転要素および第７回転要素を有する。   As shown in FIG. 5, the four rotating elements of the compound planetary gear mechanism 25B, that is, the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 that is always connected, the third sun gear 23s of the third planetary gear 23B, and the third planetary gear. The third ring gear 23r of 23B, the second carrier 22c of the second planetary gear 22 and the third carrier 23c of the third planetary gear 23B, which are always connected, and the second ring gear 22r of the second planetary gear 22 are shown in this order. 5 is a velocity diagram of the compound planetary gear mechanism 25B with an interval corresponding to the gear ratio λ2 of the second planetary gear 22 of the single pinion type and the gear ratio λ3 of the third planetary gear 23B of the double pinion type from the left side in FIG. 5 on the right speed diagram). According to the arrangement order in the speed diagram, in the present invention, the second sun gear 22s and the third sun gear 23s are used as the fourth rotating element of the automatic transmission 20B, and the third ring gear 23r is used as the fifth rotation of the automatic transmission 20B. The second carrier 22c and the third carrier 23c are the sixth rotating element of the automatic transmission 20B, and the second ring gear 22r is the seventh rotating element of the automatic transmission 20B. Therefore, the compound planetary gear mechanism 25B includes the fourth rotation element, the fifth rotation element, the sixth rotation element, and the second rotation element of the automatic transmission 20B that are arranged in order at intervals according to the gear ratios λ2 and λ3 on the speed diagram. It has 7 rotating elements.

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２１，２２，２３Ｂおよび２４のギヤ比をλ１＝０．３７０，λ２＝０．５００，λ３＝０．３７５，λ４＝０．２５０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。   In the automatic transmission 20B configured as described above, the gear ratios of the first to fourth planetary gears 21, 22, 23B and 24 are λ1 = 0.370, λ2 = 0.500, λ3 = 0.375, λ4 = By setting the distance to 0.250, the gear ratio and the like from the first forward speed to the tenth speed and the reverse speed can be the same as those of the automatic transmission 20 described above (see FIG. 3). In the automatic transmission 20B configured as described above, it is possible to obtain the same operational effects as those of the automatic transmission 20.

なお、上述の自動変速機２０，２０Ｂ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２０，２０Ｂでは、前進第７速段から前進第１０速段、および後進段で係合されるクラッチＣ３にドグクラッチを採用してもよく、前進第１速段から前進第４速段，および後進段で係合されるブレーキＢ２にドクブレーキを採用してもよい。また、自動変速機２０，２０Ｂにおいて、第１〜第４遊星歯車２１，２２，２３または２３Ｂ，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２０，２０Ｂにおいて、第１、第２および第４遊星歯車２１，２２，２４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。   In the automatic transmissions 20 and 20B described above, at least one of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 may be a meshing engagement element such as a dog clutch or a dog brake. For example, in the automatic transmissions 20 and 20B, a dog clutch may be adopted as the clutch C3 engaged in the seventh forward speed to the tenth forward speed and the reverse speed, and the fourth forward speed from the first forward speed. A dock brake may be employed for the brake B2 that is engaged at the high speed and the reverse speed. In the automatic transmissions 20 and 20B, the gear ratios λ1 to λ4 in the first to fourth planetary gears 21, 22, 23 or 23B, 24 are not limited to those exemplified in the above description. Furthermore, in the automatic transmissions 20 and 20B, at least one of the first, second, and fourth planetary gears 21, 22, and 24 may be a double pinion type planetary gear, and the compound planetary gear mechanism 25 may be a Simpson type, for example, It may be replaced with another compound planetary gear mechanism such as Ravigneaux type.

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、第２遊星歯車および第３遊星歯車により構成され、速度線図上で前記第２および第３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４回転要素、第５回転要素、第６回転要素、および第７回転要素を有する複合遊星歯車機構と、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８回転要素、第９回転要素および第１０回転要素を有する第４遊星歯車と、それぞれ前記第１遊星歯車、前記複合遊星歯車機構、および前記第４遊星歯車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、前記複合遊星歯車機構の前記第６回転要素は、前記入力部材に常時連結され、前記第４遊星歯車の前記第９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１回転要素と前記第４遊星歯車の前記第８回転要素とは、常時連結され、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６回転要素とは、常時連結され、前記第１係合要素は、前記第１遊星歯車の前記第３回転要素と、前記第４遊星歯車の前記第９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２係合要素は、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５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７回転要素と、前記第４遊星歯車の前記第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４係合要素は、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第１回転要素および前記第４遊星歯車の前記第８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、前記複合遊星歯車機構の前記第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６係合要素は、前記第４遊星歯車の前記第１０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。   As described above, the multi-stage transmission according to the present invention is a multi-stage transmission that shifts the power transmitted to the input member and transmits the power to the output member. The multi-stage transmission is sequentially arranged at intervals corresponding to the gear ratio on the speed diagram. A first planetary gear having a first rotation element, a second rotation element, and a third rotation element, and a second planetary gear and a third planetary gear, and the second and third planetary gears on a velocity diagram. A complex planetary gear mechanism having a fourth rotating element, a fifth rotating element, a sixth rotating element, and a seventh rotating element that are arranged in order at intervals corresponding to the gear ratios, and corresponding to the gear ratio on the velocity diagram A fourth planetary gear having an eighth rotation element, a ninth rotation element, and a tenth rotation element, which are arranged in order at intervals of a predetermined distance, and the first planetary gear, the compound planetary gear mechanism, and the fourth planetary gear, respectively. Rotating one of the rotating elements to the other A first, second, third, fourth, fifth, and sixth engaging element that connects to an element or a stationary member and releases the connection between the two, and the sixth rotating element of the compound planetary gear mechanism includes: The ninth rotating element of the fourth planetary gear is always connected to the input member, and the ninth rotating element of the fourth planetary gear is always connected to the output member, and the first rotating element of the first planetary gear and the fourth planetary gear of the fourth planetary gear. 8 rotation elements are always connected, the second rotation element of the first planetary gear and the sixth rotation element of the compound planetary gear mechanism are always connected, and the first engagement element is the first rotation element. The third rotating element of the first planetary gear and the ninth rotating element of the fourth planetary gear are connected to each other and are disconnected from each other, and the second engaging element is connected to the first planetary gear. The third rotating element, and the fifth rotating element of the compound planetary gear mechanism; The third engagement element connects the seventh rotation element of the compound planetary gear mechanism and the tenth rotation element of the fourth planetary gear to each other and connects to each other and releases the connection therebetween. And the fourth engagement element includes the first rotation element of the first planetary gear and the eighth rotation element of the fourth planetary gear that are always connected, and the compound planetary gear mechanism. The seventh rotating element is connected to each other and the connection therebetween is released, and the fifth engaging element connects the fourth rotating element of the compound planetary gear mechanism to the stationary member so as not to rotate. The sixth engaging element fixes the tenth rotating element of the fourth planetary gear to the stationary member and fixes the non-rotatable while releasing the connection. And the first, second, third, fourth, By selectively engaging any three of the fifth and sixth engaging elements, a forward speed and a reverse speed from the first speed to the tenth speed are formed.

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することができるため、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、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、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可能となる。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特に径の大きい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、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を抑制し、更に、係合要素の摩擦材の耐久性を良好に確保することができる。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、変速性能および係合要素の耐久性をより向上させることが可能となる。   In the multi-stage transmission configured as described above, since the spread can be increased, the vehicle in which the multi-stage transmission is mounted by increasing the low-speed gear ratio and decreasing the high-speed gear ratio. As a result, the drivability, that is, the acceleration performance of the vehicle and the like can be further improved. Further, in this multi-stage transmission, when planetary gears including ring gears are used as the first, second, third and fourth planetary gears, the forward gear and the reverse gear from the first gear to the tenth gear are used. It is possible to prevent an increase in inertia during rotation of the ring gear by preventing the ring gear having a particularly large diameter from rotating at a high rotational speed during formation. As a result, the time required for engaging the engaging element is shortened, the occurrence of shock at the time of shifting accompanied by the engagement of the engaging element is suppressed, and the durability of the friction material of the engaging element is improved. Can be secured. As a result, in the multi-stage transmission according to the present invention, it becomes possible to further improve the fuel consumption, drivability, speed change performance, and durability of the engagement element of the vehicle in which the multi-stage transmission is mounted.

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。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。前進第３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。前進第４速段は、第１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。前進第５速段は、第１係合要素、第２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。前進第６速段は、第１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。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。前進第８速段は、第１係合要素、第３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。前進第９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。前進第１０速段は、第２係合要素、第３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。後進段は、第２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。   Furthermore, in the multi-stage transmission according to the present invention, the forward speed and the reverse speed from the first speed to the tenth speed are formed by engaging the first to sixth engaging elements as follows. Can do. That is, the forward first speed is formed by engaging the second engagement element, the fourth engagement element, and the sixth engagement element. The second forward speed is formed by engaging the fourth engagement element, the fifth engagement element, and the sixth engagement element. The third forward speed is formed by engaging the second engagement element, the fifth engagement element, and the sixth engagement element. The fourth forward speed is formed by engaging the first engagement element, the fifth engagement element, and the sixth engagement element. The fifth forward speed is formed by engaging the first engagement element, the second engagement element, and the fifth engagement element. The sixth forward speed is formed by engaging the first engagement element, the fourth engagement element, and the fifth engagement element. The seventh forward speed is formed by engaging the first engagement element, the third engagement element, and the fourth engagement element. The eighth forward speed is formed by engaging the first engagement element, the third engagement element, and the fifth engagement element. The ninth forward speed is formed by engaging the third engagement element, the fourth engagement element, and the fifth engagement element. The tenth forward speed is formed by engaging the second engagement element, the third engagement element, and the fifth engagement element. The reverse gear is formed by engaging the second engagement element, the third engagement element, and the sixth engagement element.

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。   As described above, in the multi-stage transmission according to the present invention, any three of the first to sixth engaging elements are engaged and the remaining three are released to advance the first forward speed to the tenth forward speed. And a reverse gear is formed. Accordingly, for example, compared with a transmission that forms a plurality of shift stages by engaging two of the six engagement elements and releasing the remaining four, the release is performed with the formation of the shift stage. The number of engaging elements can be reduced. As a result, drag loss in the engagement element released with the formation of the shift stage can be reduced, and the power transmission efficiency in the multi-stage transmission, that is, the fuel consumption of the vehicle can be further improved.

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４遊星歯車は、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８回転要素は、前記第４サンギヤであってもよく、前記第９回転要素は、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。   The first planetary gear includes a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier that rotatably and reciprocally holds a plurality of first pinion gears that mesh with the first sun gear and the first ring gear, respectively. The fourth planetary gear may include a fourth sun gear, a fourth ring gear, and a plurality of fourth pinion gears that mesh with the fourth sun gear and the fourth ring gear, respectively. It may be a single pinion planetary gear having a fourth carrier that is rotatably and revolved, the first rotating element may be the first sun gear, and the second rotating element is The first carrier may be, the third rotating element may be the first ring gear, and the eighth rotating element may be the fourth sun gear. May be I, the ninth rotary elements may be the fourth carrier, the tenth rotary element may be a fourth ring gear.

このように、第１および第４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、第１および第４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より向上させることが可能となる。   Thus, by making the first and fourth planetary gears into single-pinion planetary gears, the meshing loss between the rotating elements in the first and fourth planetary gears is reduced, and the power transmission efficiency in the multi-stage transmission, that is, As well as improving the fuel efficiency of the vehicle, it is possible to further improve the assemblability while suppressing the weight increase of the multi-stage transmission by reducing the number of parts.

更に、前記複合遊星歯車機構は、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前記第２遊星歯車と、第３サンギヤと、第３リングギヤと、それぞれ前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤに噛合する複数の第３ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤとを有するシングルピニオン式の前記第３遊星歯車とにより構成されてもよく、前記第４回転要素は、常時連結された前記第２サンギヤおよび前記第３サンギヤであってもよく、前記第５回転要素は、前記第３キャリヤであってもよく、前記第６回転要素は、常時連結された前記第２キャリヤおよび前記第３リングギヤであってもよく、前記第７回転要素は、前記第２リングギヤであってもよい。   Further, the compound planetary gear mechanism includes a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier that holds a plurality of second pinion gears that mesh with the second sun gear and the second ring gear, respectively, in a freely rotating and revolving manner. A single pinion type second planetary gear having a third sun gear, a third ring gear, and a plurality of third pinion gears meshed with the third sun gear and the third ring gear, respectively, are rotatably and reciprocally held. The third planetary gear of a single pinion type having a third carrier, and the fourth rotating element may be the second sun gear and the third sun gear that are always connected, The fifth rotating element may be the third carrier, and the sixth rotating element may be the always-connected second carrier and the front carrier. May be a third ring gear, the seventh rotary element may be a second ring gear.

このようなシングルピニオン式の第２および第３遊星歯車を組み合わせて構成される複合遊星歯車機構を採用すれば、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より向上させることが可能となる。   If a compound planetary gear mechanism configured by combining such single pinion type second and third planetary gears is employed, the number of parts is reduced and the weight of the multi-stage transmission is suppressed, and the assembly is further improved. It becomes possible to make it.

また、前記複合遊星歯車機構は、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前記第２遊星歯車と、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自在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遊星歯車とにより構成されてもよく、前記第４回転要素は、常時連結された前記第２サンギヤおよび前記第３サンギヤであってもよく、前記第５回転要素は、前記第３リングギヤであってもよく、前記第６回転要素は、常時連結された前記第２キャリヤおよび前記第３キャリヤであってもよく、前記第７回転要素は、前記第２リングギヤであってもよい。   In addition, the compound planetary gear mechanism includes a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier that holds a plurality of second pinion gears that mesh with the second sun gear and the second ring gear, respectively, in a freely rotating and revolving manner. A single pinion type second planetary gear having a second pinion gear, a third sun gear, a third ring gear, and a pair of two pinion gears that mesh with each other and one meshes with the third sun gear and the other meshes with the third ring gear. The third planetary gear of a double pinion type having a third carrier that holds a plurality of freely and revolving freely may be configured, and the fourth rotating element is always connected to the second sun gear and the third planetary gear. It may be a sun gear, the fifth rotating element may be the third ring gear, and the sixth rotating element is always connected. May be a serial second carrier and the third carrier, the seventh rotary element may be a second ring gear.

このように、シングルピニオン式の第２遊星歯車とダブルピニオン式の第３遊星歯車とを組み合わせて構成される複合遊星歯車機構を採用しても、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より向上させることが可能となる。   As described above, even if the compound planetary gear mechanism configured by combining the single pinion type second planetary gear and the double pinion type third planetary gear is adopted, the number of parts is reduced and the weight of the multi-stage transmission is increased. It is possible to further improve the assemblability while suppressing the above.

更に、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。   Furthermore, the output member may be a counter drive gear included in a gear train that transmits power to a differential gear connected to a front wheel of the vehicle. That is, the multi-stage transmission according to the present invention may be configured as a transmission mounted on a front wheel drive vehicle.

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。   And this invention is not limited to the said embodiment at all, and it cannot be overemphasized that a various change can be made within the range of the extension of this invention. Furthermore, the mode for carrying out the invention described above is merely a specific embodiment of the invention described in the column for solving the problem, and is described in the column for means for solving the problem. It is not intended to limit the elements of the invention.

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。   The present invention can be used in the manufacturing industry of multi-stage transmissions.

１０，１０Ｂ 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 自動変速機、２０ｉ 入力軸、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、２３，２３Ｂ 第３遊星歯車、２３ｃ 第３キャリヤ、２３ｐ 第３ピニオンギヤ、２３１ｐ，２３２ｐ ピニオンギヤ、２３ｒ 第３リングギヤ、２３ｓ 第３サンギヤ、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、Ｂ１，Ｂ２ ブレーキ、Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４ クラッチ。   10, 10B Power transmission device, 11 Transmission case, 12 Starting device, 14o One-way clutch, 14p Pump impeller, 14s Stator, 14t Turbine runner, 15 Lock-up clutch, 16 Damper mechanism, 17 Oil pump, 20, 20B Automatic transmission, 20i input shaft, 21 first planetary gear, 21c first carrier, 21p first pinion gear, 21r first ring gear, 21s first sun gear, 22 second planetary gear, 22c second carrier, 22p second pinion gear, 22r second ring gear 22s 2nd sun gear, 23, 23B 3rd planetary gear, 23c 3rd carrier, 23p 3rd pinion gear, 231p, 232p pinion gear, 23r 3rd ring gear, 23s 3rd sun gear, 24 4th planetary gear, 24 c 4th carrier, 24p 4th pinion gear, 24r 4th ring gear, 24s 4th sun gear, 25, 25B compound planetary gear mechanism, 40 gear train, 41 counter drive gear, 42 counter driven gear, 43 counter shaft, 44 drive pinion gear, 45 Diff ring gear, 50 differential gear, 51 drive shaft, B1, B2 brake, C1, C2, C3, C4 clutch.

Claims (6)

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、
第２遊星歯車および第３遊星歯車により構成され、速度線図上で前記第２および第３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４回転要素、第５回転要素、第６回転要素、および第７回転要素を有する複合遊星歯車機構と、
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８回転要素、第９回転要素および第１０回転要素を有する第４遊星歯車と、
それぞれ前記第１遊星歯車、前記複合遊星歯車機構、および前記第４遊星歯車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、
前記複合遊星歯車機構の前記第６回転要素は、前記入力部材に常時連結され、
前記第４遊星歯車の前記第９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１回転要素と前記第４遊星歯車の前記第８回転要素とは、常時連結され、
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６回転要素とは、常時連結され、
前記第１係合要素は、前記第１遊星歯車の前記第３回転要素と、前記第４遊星歯車の前記第９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２係合要素は、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５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７回転要素と、前記第４遊星歯車の前記第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４係合要素は、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第１回転要素および前記第４遊星歯車の前記第８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、前記複合遊星歯車機構の前記第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６係合要素は、前記第４遊星歯車の前記第１０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。 In a multi-stage transmission that shifts the power transmitted to the input member and transmits it to the output member,
A first planetary gear having a first rotating element, a second rotating element, and a third rotating element arranged in order at intervals corresponding to the gear ratio on the velocity diagram;
A fourth planetary gear, a fifth planetary gear, and a fourth planetary gear, a fifth planetary gear, and a fourth planetary gear arranged in order at intervals corresponding to the gear ratios of the second and third planetary gears on the velocity diagram. A compound planetary gear mechanism having six rotation elements and a seventh rotation element;
A fourth planetary gear having an eighth rotation element, a ninth rotation element, and a tenth rotation element arranged in order at intervals corresponding to the gear ratio on the velocity diagram;
Each of the first planetary gear, the compound planetary gear mechanism, and the fourth planetary gear rotating element is connected to another rotating element or a stationary member, and the first, second, and second are both disconnected. 3, 4, 5 and 6 engaging elements,
The sixth rotating element of the compound planetary gear mechanism is always connected to the input member;
The ninth rotating element of the fourth planetary gear is always connected to the output member;
The first rotating element of the first planetary gear and the eighth rotating element of the fourth planetary gear are always connected,
The second rotating element of the first planetary gear and the sixth rotating element of the compound planetary gear mechanism are always connected,
The first engaging element connects the third rotating element of the first planetary gear and the ninth rotating element of the fourth planetary gear to each other and releases the connection between them.
The second engaging element connects the third rotating element of the first planetary gear and the fifth rotating element of the compound planetary gear mechanism to each other, and releases the connection between them.
The third engaging element connects the seventh rotating element of the compound planetary gear mechanism and the tenth rotating element of the fourth planetary gear to each other, and releases the connection between them.
The fourth engaging element includes the first rotating element of the first planetary gear and the eighth rotating element of the fourth planetary gear that are always connected, and the seventh rotating element of the compound planetary gear mechanism. Connect with each other, disconnect both,
The fifth engaging element connects the fourth rotating element of the compound planetary gear mechanism to the stationary member and fixes the non-rotatable state, and releases the connection between them.
The sixth engaging element connects the tenth rotating element of the fourth planetary gear to the stationary member and fixes the non-rotatable, and releases the connection between the two,
Advancement from the first speed to the tenth speed by selectively engaging any three of the first, second, third, fourth, fifth and sixth engagement elements A multi-stage transmission characterized by forming a stage and a reverse stage. 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３速段が形成され、
前記第１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４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５係合要素の係合により前進第５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５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３係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第８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９速段が形成され、
前記第２係合要素、前記第３係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第１０速段が形成され、
前記第２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後進段が形成されることを特徴とする多段変速機。 The multi-stage transmission according to claim 1, wherein
A forward first speed is formed by engagement of the second engagement element, the fourth engagement element, and the sixth engagement element,
A forward second speed is formed by engagement of the fourth engagement element, the fifth engagement element, and the sixth engagement element;
A forward third speed is formed by engagement of the second engagement element, the fifth engagement element, and the sixth engagement element;
Forward fourth speed is formed by engagement of the first engagement element, the fifth engagement element, and the sixth engagement element;
A forward fifth speed is formed by engagement of the first engagement element, the second engagement element, and the fifth engagement element,
Forward sixth speed is formed by engagement of the first engagement element, the fourth engagement element, and the fifth engagement element;
A forward seventh speed is formed by engagement of the first engagement element, the third engagement element, and the fourth engagement element,
The eighth forward speed is formed by the engagement of the first engagement element, the third engagement element, and the fifth engagement element,
A forward ninth speed is formed by engagement of the third engagement element, the fourth engagement element, and the fifth engagement element,
The forward tenth speed stage is formed by the engagement of the second engagement element, the third engagement element, and the fifth engagement element,
The multi-stage transmission is characterized in that a reverse gear is formed by the engagement of the second engagement element, the third engagement element, and the sixth engagement element. 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４遊星歯車は、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８回転要素は、前記第４サンギヤであり、前記第９回転要素は、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。 The multi-stage transmission according to claim 1 or 2,
The first planetary gear includes a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier that holds a plurality of first pinion gears that mesh with the first sun gear and the first ring gear, respectively, in a freely rotating and revolving manner. It is a single pinion type planetary gear,
The fourth planetary gear includes a fourth sun gear, a fourth ring gear, and a fourth carrier that holds a plurality of fourth pinion gears that mesh with the fourth sun gear and the fourth ring gear, respectively, in a freely rotating and revolving manner. It is a single pinion type planetary gear,
The first rotating element is the first sun gear, the second rotating element is the first carrier, the third rotating element is the first ring gear, and the eighth rotating element is the The multi-stage transmission is a fourth sun gear, wherein the ninth rotating element is the fourth carrier, and the tenth rotating element is the fourth ring gear. 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前記第２遊星歯車と、第３サンギヤと、第３リングギヤと、それぞれ前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤに噛合する複数の第３ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤとを有するシングルピニオン式の前記第３遊星歯車とにより構成され、
前記第４回転要素は、常時連結された前記第２サンギヤおよび前記第３サンギヤであり、前記第５回転要素は、前記第３キャリヤであり、前記第６回転要素は、常時連結された前記第２キャリヤおよび前記第３リングギヤであり、前記第７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。 The multi-stage transmission according to any one of claims 1 to 3,
The compound planetary gear mechanism includes a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier that holds a plurality of second pinion gears that mesh with the second sun gear and the second ring gear, respectively, in a freely rotating and revolving manner. A third pinion type second planetary gear, a third sun gear, a third ring gear, and a plurality of third pinion gears that mesh with the third sun gear and the third ring gear, respectively, are rotatably and revolvingly held. The third planetary gear of a single pinion type having a carrier,
The fourth rotating element is the second sun gear and the third sun gear that are always connected, the fifth rotating element is the third carrier, and the sixth rotating element is the always connected first sun gear. A multi-stage transmission comprising two carriers and the third ring gear, wherein the seventh rotating element is the second ring gear. 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前記第２遊星歯車と、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自在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遊星歯車とにより構成され、
前記第４回転要素は、常時連結された前記第２サンギヤおよび前記第３サンギヤであり、前記第５回転要素は、前記第３リングギヤであり、前記第６回転要素は、常時連結された前記第２キャリヤおよび前記第３キャリヤであり、前記第７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。 The multi-stage transmission according to any one of claims 1 to 3,
The compound planetary gear mechanism includes a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier that holds a plurality of second pinion gears that mesh with the second sun gear and the second ring gear, respectively, in a freely rotating and revolving manner. A single pinion type second planetary gear, a third sun gear, and a third ring gear mesh with each other, and a pair of two pinion gears, one meshing with the third sun gear and the other meshing with the third ring gear, can rotate freely. The third planetary gear of the double pinion type having a third carrier that holds a plurality of revolving freely,
The fourth rotating element is the second sun gear and the third sun gear that are always connected, the fifth rotating element is the third ring gear, and the sixth rotating element is the always connected first gear. A multi-stage transmission comprising two carriers and the third carrier, wherein the seventh rotating element is the second ring gear. 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。 The multi-stage transmission according to any one of claims 1 to 5,
The multi-stage transmission, wherein the output member is a counter drive gear included in a gear train that transmits power to a differential gear connected to a front wheel of a vehicle.
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