JP2015197166A - 多段変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】多段変速機が搭載される車両の燃費やドライバビリティ，多段変速機の変速性能，多段変速機の係合要素の耐久性を向上させると共に多段変速機を軽量コンパクト化する。
【解決手段】自動変速機２０は、シングルピニオン式の第１，第２遊星歯車２１，２２と、シングルピニオン式の第３，第４遊星歯車２３，２４を組み合わせて構成される複合遊星歯車機構２５と、クラッチＣ１〜Ｃ４と、ブレーキＢ１，Ｂ２とを有し、クラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２のうちいずれか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、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。
【選択図】図１

Description

本発明は、多段変速機に関し、詳しくは、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関する。

従来、この種の多段変速機として、４つのシングルピニオン式の遊星歯車と４つのクラッチと２つのブレーキとを有し、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）。こうした多段変速機では、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、多段変速機が搭載される車両の燃費やドライバビリティすなわち車両の加速性能等をより向上させることができる。

米国特許出願公開第２０１２／０２３１９１７号明細書

しかしながら、特許文献１に記載された多段変速機では、最低変速段のギヤ比が４．６００であり且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であり且つ最高変速段のギヤ比が０．６１６である場合、スプレッドが７．８９となることから、同文献に記載された多段変速機は、車両の燃費やドライバビリティの向上を図るという面で、なお改善の余地を有している。また、特許文献１に記載された多段変速機では、前進第２速段から第６速段および前進第８速段から第１０速段の形成に際して、第１遊星歯車（符号１４）について特に径の大きいリングギヤが常に高い回転速度で回転することから、その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）、そのブレーキ等の係合を伴う変速時にショックが発生したり、ブレーキやクラッチの摩擦材の耐久性が低下したり、そのリングギヤの強度確保に伴う寸法（厚み等）すなわち重量の増加や装置全体の大型化を招いたりするおそれがある。

本発明は、多段変速機が搭載される車両の燃費やドライバビリティ，多段変速機の変速性能，多段変速機の係合要素の耐久性を向上させると共に多段変速機を軽量コンパクト化することを主目的とする。

本発明の多段変速機は、上述の主目的を達成するために以下の手段を採った。

本発明の多段変速機は、
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であって、
速度線図上でギヤ比に対応する間隔をおいて順番に並ぶ第１回転要素と第２回転要素と第３回転要素とを有する第１遊星歯車と、
速度線図上でギヤ比に対応する間隔をおいて順番に並ぶ第４回転要素と第５回転要素と第６回転要素とを有する第２遊星歯車と、
第３遊星歯車と第４遊星歯車とにより構成され、速度線図上で前記第３，第４遊星歯車のギヤ比に対応する間隔をおいて順番に並ぶ第７回転要素と第８回転要素と第９回転要素と第１０回転要素とを有する複合遊星歯車機構と、
それぞれ前記第１，第２遊星歯車および前記複合遊星歯車機構の回転要素のいず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，第６係合要素と、
を備え、
前記第２遊星歯車の前記第５回転要素および前記複合遊星歯車機構の前記第８回転要素は、前記入力部材に常時連結され、
前記第１遊星歯車の前記第２回転要素は、前記出力部材に常時連結され、
前記第１遊星歯車の前記第１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２遊星歯車の前記第６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、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複合遊星歯車機構の前記第７回転要素と、前記第２遊星歯車の前記第６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４係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第４回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第１０回転要素と、を互いに接続すると共に両者の接続を解除し、
前記第５係合要素は、前記第１遊星歯車の前記第３回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に両者の接続を解除し、
前記第６係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第４回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に両者の接続を解除し、
前記第１，第２，第３，第４，第５，第６係合要素のうちいずれか３つを選択的に係合させることにより、第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを形成する、
ことを特徴とする。

この本発明の多段変速機では、スプレッドをより大きくすることができ、高速段をよりハイギヤにする（変速比を小さくする）と共に低速段をよりローギヤにする（変速比を大きくする）ことにより、燃費を向上させることができると共に加速性能も向上させることができる。また、第１，第２，第３，第４遊星歯車としてリングギヤを有する遊星歯車を用いる場合に、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できる。そして、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により、係合要素の係合に要する時間を短縮化したり、その係合要素の係合に伴う変速時のショックを抑制したり、係合要素の摩擦材の耐久性を良好に確保したり、リングギヤの強度確保に伴う寸法（厚み等）すなわち重量の増加や装置全体の大型化を抑制したりすることができる。これらの結果、本発明の多段変速機では、多段変速機が搭載される車両の燃費，ドライバビリティ，多段変速機の変速性能，多段変速機の係合要素の耐久性を向上させると共に多段変速機を軽量コンパクト化することができる。

本発明の一実施形態である多段変速機としての自動変速機２０を備える動力伝達装置１０の概略構成図である。 自動変速機２０における入力軸２０ｉの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。 自動変速機２０における各変速段とクラッチおよびブレーキの作動状態との関係を示す作動表である。 本発明の他の実施形態である多段変速機としての自動変速機２０Ｂを備える動力伝達装置１０Ｂの概略構成図である。 自動変速機２０Ｂにおける入力軸２０ｉの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。

次に、本発明を実施するための形態について説明する。

図１は、本発明の一実施形態である多段変速機としての自動変速機２０を備える動力伝達装置１０の概略構成図である。同図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等を備える。

発進装置１２は、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備える。さらに、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、を備える。なお、発進装置１２は、ステータ１４ｓを有さない流体継手を有するものであってもよい。

オイルポンプ１７は、ポンプボディとポンプカバーとを有するポンプアッセンブリや、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），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に圧送する。

自動変速機２０は、１０段変速式の変速機として構成されており、図１に示すように、入力軸２０ｉに加えて、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，シングルピニオン式の第３遊星歯車２３とシングルピニオン式の第４遊星歯車２４とを組み合わせて構成されるいわゆるＳＳ−ＲＣタイプの複合遊星歯車機構２５を備える。さらに、自動変速機２０は、入力軸２０ｉから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１クラッチ），第２係合要素としてのクラッチＣ２（第２クラッチ），第３係合要素としてのクラッチＣ３（第３クラッチ），第４係合要素としてのクラッチＣ４（第４クラッチ），第５係合要素としてのブレーキＢ１（第１ブレーキ），第６係合要素としてのブレーキＢ２（第２ブレーキ）を備える。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。

本実施形態において、第１，第２遊星歯車２１，２２および複合遊星歯車機構２５を構成する第３，第４遊星歯車２３，２４は、発進装置１２すなわちエンジン側（図１における右側）から、第２遊星歯車２２，第３遊星歯車２３，第４遊星歯車２４，第１遊星歯車２１の順に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，Ｃ２は、例えば第１遊星歯車２１に対して第４遊星歯車２４とは反対側に配置され、クラッチＣ３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Ｃ４は、例えば第４遊星歯車２４の径方向外側に配置され、ブレーキＢ１は、例えば第１遊星歯車２１の径方向外側に配置され、ブレーキＢ２は、例えば発進装置１２と第２遊星歯車２２との間に配置される。

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）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（第１サンギヤ２１ｓの歯数／第１リングギヤ２１ｒの歯数）λ１は、例えば、λ１＝０．２５０と定められている。図１に示すように、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃ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（固定）される。

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）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（第２サンギヤ２２ｓの歯数／第２リングギヤ２２ｒの歯数）λ２は、例えば、λ２＝０．５００と定められている。図１に示すように、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃは、自動変速機２０の入力軸２０ｉに常時連結される。

複合遊星歯車機構２５を構成する第３遊星歯車２３は、外歯歯車である第３サンギヤ２３ｓと、第３サンギヤ２３ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第３リングギヤ２３ｒと、それぞれ第３サンギヤ２３ｓ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）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（第３サンギヤ２３ｓの歯数／第３リングギヤ２３ｒの歯数）λ３は、例えば、λ３＝０．２５０と定められている。

複合遊星歯車機構２５を構成する第４遊星歯車２４は、外歯歯車である第４サンギヤ２４ｓと、第４サンギヤ２４ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第４リングギヤ２４ｒと、それぞれ第４サンギヤ２４ｓおよび第４リングギヤ２４ｒに噛合する複数の第４ピニオンギヤ２４ｐと、複数の第４ピニオンギヤ２４ｐを自転（回転）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（第４サンギヤ２４ｓの歯数／第４リングギヤ２４ｒの歯数）λ４は、例えば、λ４＝０．５３０と定められている。

図１に示すように、第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓと第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓとは、連結部材を介して常時連結（固定）され、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。また、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとは、連結部材を介して常時連結され、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。これらより、第３遊星歯車２３および第４遊星歯車２４は、常時連結される第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓ，第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃ，常時連結される第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒおよび第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃ，第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒを４つの回転要素とするいわゆる４要素タイプの複合遊星歯車機構として機能する。また、第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓ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、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃは、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび自動変速機２０の入力軸２０ｉに連結部材を介して常時連結される。

クラッチＣ１は、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと、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。クラッチＣ２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３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、第２遊星歯車２２の第２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。クラッチＣ３は、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃ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Ｃ４は、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓ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。

ブレーキＢ１は、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ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）すると共にこの第１リングギヤ２１ｒをトランスミッションケース１１に対して回転自在に解放するものである。ブレーキＢ２は、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓをトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定（接続）すると共にこの第２サンギヤ２２ｓをトランスミッションケース１１に対して回転自在に解放するものである。

本実施形態では、クラッチＣ１〜Ｃ４としては、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，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およびブレーキＢ１，Ｂ２は、図示しない油圧制御装置による作動油の給排を受けて動作する。

図２は、本実施形態の自動変速機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。なお、図２では、入力軸２０ｉすなわち第２キャリヤ２２ｃの回転速度を値１とした。また、図３は、本実施形態の自動変速機２０における各変速段とクラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２の作動状態との関係を示す作動表である。

図２に示すように、シングルピニオン式の第１遊星歯車２１を構成する３つの回転要素、即ち、第１サンギヤ２１ｓ，第１リングギヤ２１ｒ，第１キャリヤ２１ｃは、第１遊星歯車２１の速度線図（図２における最も左側の速度線図）上でギヤ比λ１に対応する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の順に並ぶ。こうした速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第１サンギヤ２１ｓを自動変速機２０の第１回転要素とし、第１キャリヤ２１ｃを自動変速機２０の第２回転要素とし、第１リングギヤ２１ｒを自動変速機２０の第３回転要素とする。したがって、第１遊星歯車２１は、速度線図上でギヤ比λ１に対応する間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第１回転要素と第２回転要素と第３回転要素とを有する。

また、シングルピニオン式の第２遊星歯車２２を構成する３つの回転要素、即ち、第２サンギヤ２２ｓ，第２リングギヤ２２ｒ，第２キャリヤ２２ｃは、第２遊星歯車２２の速度線図（図２における中央の速度線図）上でギヤ比λ２に対応する間隔をおいて図中左側から第２サンギヤ２２ｓ，第２キャリヤ２２ｃ，第２リングギヤ２２ｒの順に並ぶ。こうした速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第２サンギヤ２２ｓを自動変速機２０の第４回転要素とし、第２キャリヤ２２ｃを自動変速機２０の第５回転要素とし、第２リングギヤ２２ｒを自動変速機２０の第６回転要素とする。したがって、第２遊星歯車２２は、速度線図上でギヤ比λ２に対応する間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第４回転要素と第５回転要素と第６回転要素とを有する。

さらに、複合遊星歯車機構２５の４つの回転要素、即ち、常時連結される第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓ，第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃ，常時連結される第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒおよび第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃ，第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒは、複合遊星歯車機構２５の速度線図（図２における最も右側の速度線図）上で第３遊星歯車２３のギヤ比λ３および第４遊星歯車２４のギヤ比λ４に対応する間隔をおいて図中左側からこの順に並ぶ。こうした速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓを自動変速機２０の第７回転要素とし、第３キャリヤ２３ｃを自動変速機２０の第８回転要素とし、第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃを第９回転要素とし、第４リングギヤ２４ｒを第１０回転要素とする。したがって、複合遊星歯車機構２５は、速度線図上でギヤ比λ３，λ４に対応する間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第７回転要素と第８回転要素と第９回転要素と第１０回転要素とを有する。

そして、自動変速機２０では、クラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，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により、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、即ち、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。

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Ｂ１を係合させると共にクラッチＣ１，Ｃ３およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。即ち、前進第１速段の形成に際しては、クラッチＣ２により、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３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、クラッチＣ４により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓ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、ブレーキＢ１により、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ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λ１〜λ４がλ１＝０．２５０，λ２＝０．５００，λ３＝０．２５０，λ４＝０．５３０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。

前進第２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クラッチＣ１，Ｃ３，Ｃ４を解放させることにより形成される。即ち、前進第２速段の形成に際しては、クラッチＣ２により、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３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、ブレーキＢ１により、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ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、ブレーキＢ２により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第２速段におけるギヤ比γ２は、γ２＝３．３３３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γ１／γ２は、γ１／γ２＝１．５００となる。

前進第３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クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３を解放させることにより形成される。即ち、前進第３速段の形成に際しては、クラッチＣ４により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓ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、ブレーキＢ１により、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ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、ブレーキＢ２により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第３速段におけるギヤ比γ３は、γ３＝２．３８６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γ２／γ３は、γ２／γ３＝１．３９７となる。

前進第４速段は、クラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ１を係合させると共にクラッチ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。即ち、前進第４速段の形成に際しては、クラッチＣ３により、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃ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Ｃ４により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓ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、ブレーキＢ１により、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第４速段におけるギヤ比γ４は、γ４＝１．８００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γ３／γ４は、γ３／γ４＝１．３２５となる。

前進第５速段は、クラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ２を係合させると共にクラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。即ち、前進第５速段の形成に際しては、クラッチＣ３により、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃ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Ｃ４により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓ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、ブレーキＢ２により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第５速段におけるギヤ比γ５は、γ５＝１．３７７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γ４／γ５は、γ４／γ５＝１．３０７となる。

前進第６速段は、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。即ち、前進第６速段の形成に際しては、クラッチＣ２により、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３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、クラッチＣ３により、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃ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、ブレーキＢ２により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第６速段におけるギヤ比γ６は、γ６＝１．１４３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γ５／γ６は、γ５／γ６＝１．２０５となる。

前進第７速段は、クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３を係合させると共にクラッチＣ４およびブレーキＢ１，Ｂ２を解放させることにより形成される。即ち、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２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、クラッチＣ２により、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３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、クラッチＣ３により、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃ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。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γ６／γ７は、γ６／γ７＝１．１４３となる。

前進第８速段は、クラッチＣ１，Ｃ３およびブレーキＢ２を係合させると共にクラッチＣ２，Ｃ４およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。即ち、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２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、クラッチＣ３により、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃ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、ブレーキＢ２により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第８速段におけるギヤ比γ８は、γ８＝０．８１８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γ７／γ８は、γ７／γ８＝１．２２２となる。

前進第９速段は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ２を係合させると共にクラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ１解放させることにより形成される。即ち、前進第９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２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、クラッチＣ２により、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３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、ブレーキＢ２により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第９速段におけるギヤ比γ９は、γ９＝０．６６７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γ８／γ９は、γ８／γ９＝１．２２７となる。

前進第１０速段は、クラッチＣ１，Ｃ４およびブレーキＢ２を係合させると共にクラッチＣ２，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。即ち、前進第１０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２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、クラッチＣ４により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓ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、ブレーキＢ２により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第１０速段におけるギヤ比γ１０は、γ１０＝０．６１８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γ９／γ１０は、γ９／γ１０＝１．０７９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＝８．０９６となる。

後進段は、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。即ち、後進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２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒとが互いに接続され、クラッチＣ４により、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓ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、ブレーキＢ１により、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ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＝−４．１９５となる。また、前進第１速段と後進段との間のステップ比｜γｒｅｖ／γ１｜は、｜γｒｅｖ／γ１｜＝０．８３９となる。

このように、本実施形態の自動変速機２０では、クラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２の係合および解放により、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。そして、この自動変速機２０では、スプレッドをより大きくする（本実施形態では８．０９６）ことができ、高速段をよりハイギヤにする（変速比を小さくする）と共に低速段をよりローギヤにする（変速比を大きくする）ことにより、燃費を向上させることができると共に加速性能も向上させることができる。

また、本実施形態の自動変速機２０では、６つの係合要素すなわちクラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２のうちいずれか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って第１速段から第１０速段までの前進段および後進段を形成する。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って複数の変速段を形成する変速機に比して、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する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をより向上させることができる。

さらに、本実施形態の自動変速機２０では、第１〜第４遊星歯車２１〜２４として、第１〜第４リングギヤ２１ｒ〜２４ｒを有する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特に径の大きい第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、係合要素の係合に要する時間を短縮化したり、係合要素の係合を伴う変速時のショックを抑制したり、係合要素の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したりすることができる。また、径の大きい第１〜第４リングギヤ２１ｒ〜２４ｒの回転時のイナーシャが大きくなるのを抑制することにより、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。これらの結果、変速性能および耐久性を向上させると共に自動変速機２０を軽量コンパクト化することができる。

加えて、第１〜第４遊星歯車２１〜２４をシングルピニオン式の遊星歯車として構成することにより、これらを例えばダブルピニオン式の遊星歯車として構成する場合に比して、第１〜第４遊星歯車２１〜２４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の重量の増加を抑制しつつ組立性を向上させることができる。

以上説明した本実施形態の自動変速機２０によれば、クラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２のいずれか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って第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。これにより、スプレッドをより大きくすることができ、高速段をよりハイギヤにする（変速比を小さくする）と共に低速段をよりローギヤにする（変速比を大きくする）ことにより、燃費を向上させることができると共に加速性能も向上させることができる。また、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が大きくなるのを抑制することができる。そして、第１〜第４リングギヤ２１ｒ〜２４ｒの回転時のイナーシャが大きくなるのを抑制することにより、係合要素の係合に要する時間を短縮化したり、係合要素の係合を伴う変速時のショックを抑制したり、係合要素の摩擦材の耐久性を良好に確保したり、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の大型化を抑制したりすることができる。これらの結果、自動変速機２０が搭載される車両の燃費，ドライバビリティ，自動変速機２０の変速性能，自動変速機２０の係合要素の耐久性を向上させると共に自動変速機２０を軽量コンパクト化することができる。

図４は、本発明の他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機２０Ｂを備える動力伝達装置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、上述の動力伝達装置１０の自動変速機２０における、シングルピニオン式の第３，第４遊星歯車２３，２４を組み合わせて構成されるいわゆるＳＳ−ＲＣタイプの複合遊星歯車機構２５を、シングルピニオン式の第３，第４遊星歯車２３，２４を組み合わせて構成されるいわゆるＳＲ−ＣＣタイプの複合遊星歯車機構２５Ｂに置き換えたものに相当する。

図４に示すように、自動変速機２０Ｂにおいて、自動変速機２０と同様に、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃ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、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃは、自動変速機２０Ｂの入力軸２０ｉに常時連結（固定）される。

また、図４に示すように、自動変速機２０Ｂにおいて、自動変速機２０とは異なり、第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓと第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒとは、連結部材を介して常時連結され、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。また、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとは、連結部材を介して常時連結され、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。これらより、第３遊星歯車２３および第４遊星歯車２４は、第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓ，第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒ，常時連結される第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃおよび第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃ，常時連結される第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒを４つの回転要素とするいわゆる４要素タイプの複合遊星歯車機構として機能する。また、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒは、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび自動変速機２０Ｂの入力軸２０ｉに連結部材を介して常時連結される。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、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。

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、即ち、第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓ，第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒ，常時連結される第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃおよび第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃ，常時連結される第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒは、複合遊星歯車機構２５Ｂの速度線図（図５における最も右側の速度線図）上で第３遊星歯車２３のギヤ比λ３および第４遊星歯車２４のギヤ比λ４に対応する間隔をおいて図中左側からこの順に並ぶ。こうした速度線図での並び順に従い、この実施形態では、第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓを自動変速機２０Ｂの第７回転要素とし、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒを自動変速機２０Ｂの第８回転要素とし、常時連結される第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃおよび第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃを自動変速機２０Ｂの第９回転要素とし、常時連結される第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓおよび第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒを自動変速機２０Ｂの第１０回転要素とする。したがって、複合遊星歯車機構２５Ｂは、速度線図上でギヤ比λ３，λ４に対応する間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０Ｂの第７回転要素と第８回転要素と第９回転要素と第１０回転要素とを有する。

こうして構成される自動変速機２０Ｂにおいて、第１〜第４遊星歯車２１〜２４のギヤ比λ１〜λ４をλ１＝０．２５０，λ２＝０．５００，λ３＝０．３７７，λ４＝０．５３０とすることにより、前進第１速段から第１０速段までの前進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（図３参照）にすることができる。そして、自動変速機２０Ｂにおいても、自動変速機２０と同様の効果を奏することができる。

上述の自動変速機２０，２０Ｂでは、クラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２は、摩擦係合要素（油圧クラッチ，油圧ブレーキ）として構成されるものとしたが、これらのうち少なくとも１つが噛み合い要素（ドグクラッチ，ドグブレーキ）として構成されるものとしてもよい。例えば、自動変速機２０，２０Ｂでは、前進第７速段から前進第１０速段までの形成に際して連続して係合されると共に後進段の形成に際して係合されるクラッチＣ１や、前進第１速段から前進第４速段の形成に際して連続して係合されると共に後進段の形成に際して係合されるブレーキＢ１が、ドグクラッチやドグブレーキとして構成されるものとしてもよい。

上述の自動変速機２０，２０Ｂでは、第１，第２，第３，第４遊星歯車２１，２２，２３，２４におけるギヤ比λ１，λ２，λ３，λ４として上述の値を用いるものとしたが、ギヤ比λ１，λ２，λ３，λ４はこの値に限定されるものではない。

上述の自動変速機２０，２０Ｂでは、第１〜第４遊星歯車２１〜２４は、シングルピニオン式の遊星歯車として構成されるものとしたが、少なくとも１つがダブルピニオン式の遊星歯車として構成されるものとしてもよい。

次に、本発明の多段変速機について説明する。

本発明の多段変速機は、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であって、速度線図上でギヤ比に対応する間隔をおいて順番に並ぶ第１回転要素と第２回転要素と第３回転要素とを有する第１遊星歯車と、速度線図上でギヤ比に対応する間隔をおいて順番に並ぶ第４回転要素と第５回転要素と第６回転要素とを有する第２遊星歯車と、第３遊星歯車と第４遊星歯車とにより構成され、速度線図上で前記第３，第４遊星歯車のギヤ比に対応する間隔をおいて順番に並ぶ第７回転要素と第８回転要素と第９回転要素と第１０回転要素とを有する複合遊星歯車機構と、それぞれ前記第１，第２遊星歯車および前記複合遊星歯車機構の回転要素のいず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，第６係合要素と、を備え、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素および前記複合遊星歯車機構の前記第８回転要素は、前記入力部材に常時連結され、前記第１遊星歯車の前記第２回転要素は、前記出力部材に常時連結され、前記第１遊星歯車の前記第１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２遊星歯車の前記第６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、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複合遊星歯車機構の前記第７回転要素と、前記第２遊星歯車の前記第６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４係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第４回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第１０回転要素と、を互いに接続すると共に両者の接続を解除し、前記第５係合要素は、前記第１遊星歯車の前記第３回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に両者の接続を解除し、前記第６係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第４回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に両者の接続を解除し、前記第１，第２，第３，第４，第５，第６係合要素のうちいずれか３つを選択的に係合させることにより、第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを形成する、ことを特徴とする。

この本発明の多段変速機では、スプレッドをより大きくすることができ、高速段をよりハイギヤにする（変速比を小さくする）と共に低速段をよりローギヤにする（変速比を大きくする）ことにより、燃費を向上させることができると共に加速性能も向上させることができる。また、第１，第２，第３，第４遊星歯車としてリングギヤを有する遊星歯車を用いる場合に、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できる。そして、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により、係合要素の係合に要する時間を短縮化したり、その係合要素の係合に伴う変速時のショックを抑制したり、係合要素の摩擦材の耐久性を良好に確保したり、リングギヤの強度確保に伴う寸法（厚み等）すなわち重量の増加や装置全体の大型化を抑制したりすることができる。これらの結果、本発明の多段変速機では、多段変速機が搭載される車両の燃費，ドライバビリティ，多段変速機の変速性能，多段変速機の係合要素の耐久性を向上させると共に多段変速機を軽量コンパクト化することができる。

こうした本発明の多段変速機において、前記第２係合要素と前記第４係合要素と前記第５係合要素との係合により前進第１速段が形成され、前記第２係合要素と前記第５係合要素と前記第６係合要素との係合により前進第２速段が形成され、前記第４係合要素と前記第５係合要素と前記第６係合要素との係合により前進第３速段が形成され、前記第３係合要素と前記第４係合要素と前記第５係合要素との係合により前進第４速段が形成され、前記第３係合要素と前記第４係合要素と前記第６係合要素との係合により前進第５速段が形成され、前記第２係合要素と前記第３係合要素と前記第６係合要素との係合により前進第６速段が形成され、前記第１係合要素と前記第２係合要素と前記第３係合要素との係合により前進第７速段が形成され、前記第１係合要素と前記第３係合要素と前記第６係合要素との係合により前進第８速段が形成され、前記第１係合要素と前記第２係合要素と前記第６係合要素との係合により前進第９速段が形成され、前記第１係合要素と前記第４係合要素と前記第６係合要素との係合により前進第１０速段が形成され、前記第１係合要素と前記第４係合要素と前記第５係合要素との係合により後進段が形成される、ものとすることもできる。

このように、第１，第２，第３，第４，第５，第６係合要素のうちいずれか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って第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により、例えば６つの係合要素のうち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って複数の変速段を形成する変速機に比して、変速機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をより向上させることができる。

本発明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かつ公転自在に保持する第１キャリヤと、を有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、前記第２遊星歯車は、第２サンギヤと、第２リングギヤと、それぞれ前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤに噛合する複数の第２ピニオンギヤを自転かつ公転自在に保持する第２キャリヤと、を有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、前記第１回転要素は前記第１サンギヤであり、前記第２回転要素は前記第１キャリヤであり、前記第３回転要素は前記第１リングギヤであり、前記第４回転要素は前記第２サンギヤであり、前記第５回転要素は前記第２キャリヤであり、前記第６回転要素は前記第２リングギヤである、ものとすることもできる。

このように、第１，第２遊星歯車をシングルピニオン式の遊星歯車として構成することにより、これら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を向上させると共に、部品点数を削減して多段変速機の重量の増加を抑制しつつ組立性を向上させることができる。

本発明の多段変速機において、前記複合遊星歯車機構の前記第３遊星歯車は、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遊星歯車であり、前記複合遊星歯車機構の前記第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７回転要素は、常時連結された前記第３サンギヤおよび前記第４サンギヤであり、前記第８回転要素は、前記第３キャリヤであり、前記第９回転要素は、常時連結された前記第３リングギヤおよび前記第４キャリヤであり、前記第１０回転要素は、前記第４リングギヤである、ものとすることもできる。また、前記複合遊星歯車機構の前記第３遊星歯車は、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遊星歯車であり、前記複合遊星歯車機構の前記第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７回転要素は、前記第４サンギヤであり、前記第８回転要素は、前記第３リングギヤであり、前記第９回転要素は、常時連結された前記第３キャリヤおよび前記第４キャリヤであり、前記第１０回転要素は、常時連結された前記第３サンギヤおよび前記第４リングギヤである、ものとすることもできる。

これらのように、複合遊星歯車機構の第３，第４遊星歯車をシングルピニオン式の遊星歯車として構成することにより、これら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を向上させると共に、部品点数を削減して多段変速機の重量の増加を抑制しつつ組立性を向上させることができる。

本発明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、ものとすることもできる。即ち、本発明の多段変速機は、前輪駆動車両に搭載される変速機として構成されるものとしてよい。

次に、実施形態の主要な要素と課題を解決するための手段の欄に記載した発明の主要な要素との対応関係について説明する。実施形態では、入力軸２０ｉが「入力部材」に相当し、カウンタドライブギヤ４１が「出力部材」に相当し、第１遊星歯車２１が「第１遊星歯車」に相当し、第１サンギヤ２１ｓが「第１回転要素」に相当し、第１キャリヤ２１ｃが「第２回転要素」に相当し、第１リングギヤ２１ｒが「第３回転要素」に相当し、第２遊星歯車２２が「第２遊星歯車」に相当し、第２サンギヤ２２ｓが「第４回転要素」に相当し、第２キャリヤ２２ｃが「第５回転要素」に相当し、第２リングギヤ２２ｒが「第６回転要素」に相当し、クラッチＣ１が「第１係合要素」に相当し、クラッチＣ２が「第２係合要素」に相当し、クラッチＣ３が「第３係合要素」に相当し、クラッチＣ４が「第４係合要素」に相当し、ブレーキＢ１が「第５係合要素」に相当し、ブレーキＢ２が「第６係合要素」に相当する。そして、自動変速機２０では、複合遊星歯車機構２５が「複合遊星歯車機構」に相当し、第３遊星歯車２３が「第３遊星歯車」に相当し、常時連結された第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓが「第７回転要素」に相当し、第３キャリヤ２３ｃが「第８回転要素」に相当し、第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃが「第９回転要素」に相当し、第４リングギヤ２４ｒが「第１０回転要素」に相当する。また、自動変速機２０Ｂでは、第４サンギヤ２４ｓが「第７回転要素」に相当し、第３リングギヤ２３ｒが「第８回転要素」に相当し、常時連結された第３キャリヤ２３ｃおよび第４キャリヤ２４ｃが「第９回転要素」に相当し、常時連結された第３サンギヤ２３ｓおよび第４リングギヤ２４ｒが「第１０回転要素」に相当する。

なお、実施形態の主要な要素と課題を解決するための手段の欄に記載した発明の主要な要素との対応関係は、実施形態が課題を解決するための手段の欄に記載した発明を実施するための形態を具体的に説明するための一例であることから、課題を解決するための手段の欄に記載した発明の要素を限定するものではない。即ち、課題を解決するための手段の欄に記載した発明についての解釈はその欄の記載に基づいて行なわれるべきものであり、実施形態は課題を解決するための手段の欄に記載した発明の具体的な一例に過ぎないものである。

以上、本発明を実施するための形態について説明したが、本発明はこうした実施形態に何等限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。

本発明は、多段変速機の製造産業などに利用可能である。

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 第３遊星歯車、２３ｃ 第３キャリヤ、２３ｐ 第３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。

Claims (6)

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

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