JP4339815B2 - Gear transmission for automatic transmission - Google Patents

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JP4339815B2 JP2005130413A JP2005130413A JP4339815B2 JP 4339815 B2 JP4339815 B2 JP 4339815B2 JP 2005130413 A JP2005130413 A JP 2005130413A JP 2005130413 A JP2005130413 A JP 2005130413A JP 4339815 B2 JP4339815 B2 JP 4339815B2
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another

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Description

本発明は、少なくとも前進９速・後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置に関する。   The present invention relates to a gear transmission for an automatic transmission that achieves at least nine forward speeds and one reverse speed.

前進９速・後退１速以上の変速段を達成する自動変速機用歯車変速装置としては、特許文献１〜１４に記載の技術が開示されている。特許文献１〜８の技術はいずれもシングルピニオン型とダブルピニオン型の遊星歯車を組み合わせて前進９速・後退１速以上の変速段を達成している。
特開２００５−０３６８９４号公報 特開２００５−０３６９５５号公報 特開２００５−０４２８２６号公報 特開２００５−００９６５９号公報 特開２００３−５１０５３９号公報 特開２００２−１８８６９４号公報 特開２００２−２２７９４０号公報 特開２００４−５２４４８５号公報 As a gear transmission for an automatic transmission that achieves a shift speed of 9 forward speeds and 1 reverse speed or more, techniques described in Patent Documents 1 to 14 are disclosed. Each of the techniques of Patent Documents 1 to 8 achieves a shift stage of 9 forward speeds and 1 reverse speed or more by combining planetary gears of a single pinion type and a double pinion type.
JP 2005-036894 A Japanese Patent Laid-Open No. 2005-036955 JP 2005-042826 A JP 2005-009659 A JP 2003-510539 A JP 2002-188694 A JP 2002-227940 A JP 2004-524485 A

また、特許文献９〜１４の技術にあっては、シングルピニオン型遊星歯車を組み合わせて前進９速・後退１速以上の変速段を達成している。なお、各特許文献における変速比１以上のオーバードライブ（ＯＤ）段数を括弧書きで示す。
特開２００１−０８２５５５号公報（図９ ＯＤ２段） 特開２００４−５２２０９６号公報（図１０ ＯＤ４段） 特開２００４−０８４７７４号公報（ＯＤ１段） 特開２００３−５１４１９５号公報（図７ ＯＤ２段） 特開平０３−１７２６７０号公報（ＯＤ１段） 特開平０３−２２９０５５号公報（ＯＤ１段） In the techniques of Patent Documents 9 to 14, a single-pinion type planetary gear is combined to achieve a shift speed of 9 forward speeds and 1 reverse speed or more. In addition, the number of overdrive (OD) stages with a gear ratio of 1 or more in each patent document is shown in parentheses.
Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-082555 (FIG. 9, OD 2 stage) Japanese Patent Laying-Open No. 2004-522096 (FIG. 10 OD 4 stage) JP 2004-084774 A (OD 1 stage) Japanese Patent Laying-Open No. 2003-514195 (FIG. 7, OD 2 stage) JP 03-172670 A (OD 1 stage) JP 03-229055 A (OD 1 stage)

しかしながら特許文献１〜８の技術にあっては、ダブルピニオン型遊星歯車を用いるため組み付けが煩雑となるとともに、音振の面からも好ましくない。また、変速機外径寸法を一定と仮定した場合、ダブルピニオン型遊星歯車ではピニオンが２つ設けられる分サンギヤ径が小さくなるため、９速以上の多段自動変速機を必要とする大排気量車には適さない。   However, in the techniques of Patent Documents 1 to 8, since the double pinion type planetary gear is used, the assembly becomes complicated and it is not preferable from the viewpoint of sound vibration. If the outer diameter of the transmission is assumed to be constant, the double-pinion planetary gear has a sun gear diameter that is reduced by the amount of two pinions provided, so a large displacement vehicle that requires a multi-speed automatic transmission of 9 or more speeds. Not suitable for.

また、特許文献９〜１４記載の技術のうち、特許文献１１，１３，１４はオーバードライブ段が１段しかなく、ほとんどのギヤ段が変速比１以下に設けられている。したがって、多段化されているにもかかわらずギヤ比がワイド化されておらず、多段化のメリットを十分生かすことができない。   Among the techniques described in Patent Documents 9 to 14, Patent Documents 11, 13, and 14 have only one overdrive stage, and most of the gear stages are provided with a gear ratio of 1 or less. Therefore, the gear ratio is not widened despite the fact that it is multistaged, and the merit of multistage cannot be fully utilized.

さらに、特許文献９、１０の技術にあっては、変速機出力軸はブレーキと接続する遊星歯車に挟まれており、変速機の回転軸に対し入出力軸を互いに同軸上で反対方向に配置することはレイアウト上困難である。したがって、特許文献９，１０の技術をＦＲ車に適用することは現実的でない。加えて特許文献９の技術は前進１０速を達成するものの、前進１０段の変速比に対しオーバードライブ段が２段しかなく、ギヤ比のワイド化が不十分である。   Further, in the techniques of Patent Documents 9 and 10, the transmission output shaft is sandwiched between planetary gears connected to the brake, and the input / output shafts are arranged coaxially and in opposite directions with respect to the rotation shaft of the transmission. It is difficult to do in layout. Therefore, it is not realistic to apply the techniques of Patent Documents 9 and 10 to an FR vehicle. In addition, although the technique of Patent Document 9 achieves 10 forward speeds, there are only two overdrive speeds with respect to the gear ratio of 10 forward speeds, and the widening of the gear ratio is insufficient.

一方、特許文献１２の技術では前進９速中オーバードライブ段は２速であり、また変速機の入出力軸は変速機回転軸に対し互いに反対方向に配置されているため、変速比ワイド化の観点では比較的良好であり、ＦＲ車にも適する。しかし、特許文献１２の技術では５つのクラッチが遊星歯車に挟まれており、クラッチへ作動油を供給する油路は何層もの回転軸を経由することとなる。そのためクラッチ油路における遠心力が作動油に影響を与え、クラッチの制御性が悪化するという問題がある。   On the other hand, in the technique of Patent Document 12, the overdrive stage is 9th in the forward 9th speed, and the input / output shafts of the transmission are arranged in opposite directions with respect to the transmission rotating shaft. It is relatively good in terms of view and is suitable for FR cars. However, in the technique of Patent Document 12, five clutches are sandwiched between planetary gears, and an oil passage for supplying hydraulic oil to the clutches passes through multiple layers of rotating shafts. Therefore, there is a problem that the centrifugal force in the clutch oil passage affects the working oil and the controllability of the clutch is deteriorated.

とくに、特許文献１２の構成では摩擦要素はクラッチのみであり、さらにクラッチ総数６個に対し５個のクラッチが遊星歯車に挟まれ、回転軸の外周に配置されている。したがって大部分のクラッチの作動油がそれぞれの回転軸の遠心力の影響を受けてしまい、制御性の悪化がより顕著となる、という問題があった。   In particular, in the configuration of Patent Document 12, the friction element is only a clutch, and five clutches are sandwiched between planetary gears for a total of six clutches, and are arranged on the outer periphery of the rotating shaft. Therefore, there has been a problem that most of the hydraulic fluid of the clutch is affected by the centrifugal force of the respective rotating shafts, and the controllability is further deteriorated.

本発明は上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、ダブルピニオン型遊星歯車を用いずに前進９速後退１速以上の変速段を達成するとともに、ＦＲ車にも容易に適用可能であり、制御性が良く、かつギヤ比のワイド化を達成した自動変速機用歯車変速装置を提供することにある。   The present invention has been made paying attention to the above problems, and the object of the present invention is to achieve a shift speed of 9 forward speeds, 1 reverse speed or more without using a double pinion type planetary gear, and easy to an FR vehicle. It is an object of the present invention to provide a gear transmission for an automatic transmission that can be applied to the above, has good controllability, and achieves a wide gear ratio.

上記目的を達成するため、本発明では、第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星ギヤと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤと、第４サンギヤと、第４リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第４キャリヤを有するシングルピニオン型の第４遊星ギヤと、前記第１リングギヤと前記第２キャリヤと前記第４リングギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、前記第３リングギヤと前記第４キャリヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを一体的に連結する第３連結メンバと、前記第２リングギヤと前記第２連結メンバとを選択的に断接する第１クラッチと、前記第４キャリヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第３クラッチと、前記第１キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、前記第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、前記第３連結メンバの回転を選択的に停止させる第３ブレーキと、前記第２連結メンバの回転を選択的に停止させる第４ブレーキと、前記第１連結メンバの回転を選択的に停止させる第５ブレーキと、前記第２リングギヤに連結される入力部材と、前記第３キャリヤに連結される出力部材と、を備え、前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第２ブレーキの締結により１速、前記第３クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により２速、前記第２クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により３速、前記第２クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により４速、前記第１クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により５速、前記第１クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第３クラッチの締結により６速、前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により７速、前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により第８速、前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第５ブレーキの締結により第９速、前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第４ブレーキの締結により後退速、を得る前進９速後退１速の変速制御手段を設けた。   To achieve the above object, in the present invention, a first sun gear, a first ring gear, a single planetary first planetary gear having a first carrier that supports a pinion meshing with both gears, a second sun gear, A two-ring gear, a single-pinion type second planetary gear having a second carrier supporting a pinion meshing with both gears, a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier supporting a pinion meshing with both gears A single pinion type third planetary gear, a fourth sun gear, a fourth ring gear, a single pinion type fourth planetary gear having a fourth carrier supporting a pinion meshing with both gears, the first ring gear, and the first ring gear A first connecting member that integrally connects the second carrier and the fourth ring gear; and the third ring gear and the fourth carrier. The second connecting member that is physically connected, the third connecting member that integrally connects the first sun gear and the second sun gear, and the second ring gear and the second connecting member are selectively connected and disconnected. A first clutch; a second clutch that selectively connects and disconnects the fourth carrier and the fourth sun gear; a third clutch that selectively connects and disconnects the third sun gear and the fourth sun gear; A first brake for selectively stopping rotation of the carrier; a second brake for selectively stopping rotation of the third sun gear; a third brake for selectively stopping rotation of the third connecting member; A fourth brake for selectively stopping rotation of the second connecting member; a fifth brake for selectively stopping rotation of the first connecting member; an input member connected to the second ring gear; And an output member coupled to the carrier, and the first speed is achieved by engaging the third clutch, the first brake, and the second brake, and 2 by engaging the third clutch, the second brake, and the third brake. 3rd speed by engaging the second clutch, the second brake and the third brake, 4th speed by engaging the second clutch, the third clutch and the third brake, the first clutch and the second 5th speed by engaging the brake, 6th speed by engaging the first clutch, the second clutch, and the third clutch, 7th speed by engaging the first clutch, the third clutch, and the third brake, The eighth speed is achieved by engaging the clutch, the third clutch, and the first brake, and the eighth speed is achieved by engaging the first clutch, the third clutch, and the fifth brake. A shift control means of 9th forward speed and 1st reverse speed is provided to obtain 9th speed, reverse speed by engaging the third clutch, the first brake and the fourth brake.

よって、本願発明の自動変速機用歯車変速装置にあっては、ダブルピニオン型遊星歯車を用いずに前進９速後退１速以上の変速段を達成するとともに、ＦＲ車にも容易に適用可能であり、制御性が良く、かつギヤ比のワイド化を達成した自動変速機用歯車変速装置を提供できる。   Therefore, the gear transmission for an automatic transmission according to the present invention achieves a shift speed of 9 forward speeds and 1 reverse speed or more without using a double pinion planetary gear, and can be easily applied to an FR vehicle. In addition, it is possible to provide a gear transmission for an automatic transmission that has good controllability and achieves a wide gear ratio.

以下、本発明の自動変速機用歯車変速装置を実現する最良の形態を、図面に示す実施例に基づいて説明する。   Hereinafter, the best mode for realizing a gear transmission for an automatic transmission according to the present invention will be described based on an embodiment shown in the drawings.

［基本構成］
図１は実施例１における前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置のスケルトン図である。入力軸ＩＮ側から軸方向出力軸ＯＵＴ側に向けて、第１遊星ギヤセットＧＳ１（第１遊星ギヤＧ１，第２遊星ギヤＧ２）、第２遊星ギヤセットＧＳ２（第３遊星ギヤＧ３及び第４遊星ギヤＧ４）の順に配置されている。また、摩擦締結要素として複数のクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３及びブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｂ５が配置されている。 [Basic configuration]
FIG. 1 is a skeleton diagram of a gear transmission for an automatic transmission that achieves nine forward speeds and one reverse speed in the first embodiment. From the input shaft IN side toward the axial output shaft OUT side, the first planetary gear set GS1 (first planetary gear G1, second planetary gear G2), the second planetary gear set GS2 (third planetary gear G3 and fourth planetary gear) Arranged in the order of G4). Further, a plurality of clutches C1, C2, C3 and brakes B1, B2, B3, B4, B5 are arranged as frictional engagement elements.

第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４は、それぞれ第１〜第４サンギヤＳ１〜Ｓ４、第１〜第４リングギヤＲ１〜４、第１〜第４ピニオンＰ１〜Ｐ４、及び各ピニオンＰ１〜Ｐ４を支持する第１〜第４キャリヤＰＣ１〜ＰＣ４と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。第１、第２遊星歯車Ｇ１，Ｇ２の組み合わせにより第１遊星歯車セットＧＳ１、第３、第４遊星歯車Ｇ３，Ｇ４の組み合わせにより第２遊星歯車セットＧＳ２が構成される。   The first to fourth planetary gears G1 to G4 respectively connect the first to fourth sun gears S1 to S4, the first to fourth ring gears R1 to 4, the first to fourth pinions P1 to P4, and the pinions P1 to P4. It is a single pinion type planetary gear having first to fourth carriers PC1 to PC4 to be supported. A combination of the first and second planetary gears G1 and G2 constitutes a first planetary gear set GS1, and a combination of the third and fourth planetary gears G3 and G4 constitutes a second planetary gear set GS2.

入力軸ＩＮは第２リングギヤＲ２に接続するとともに第１クラッチＣ１を介して第２連結メンバＭ２に接続し、トルクコンバータ等を介して入力されたエンジンの駆動力を変速機に入力する。出力軸ＯＵＴは第３キャリヤＰＣ３に接続し、変速機により変速された回転駆動力を図外のファイナルギヤ等を介して駆動輪に出力する。入出力軸ＩＮ，ＯＵＴを互いに反対方向に設けることで、ＦＲ車に好適な変速機構成とするものである。   The input shaft IN is connected to the second ring gear R2 and is connected to the second connecting member M2 via the first clutch C1, and the engine driving force input via the torque converter or the like is input to the transmission. The output shaft OUT is connected to the third carrier PC3, and the rotational driving force shifted by the transmission is output to the drive wheels via a final gear or the like not shown. By providing the input / output shafts IN and OUT in directions opposite to each other, a transmission configuration suitable for an FR vehicle is obtained.

第１連結メンバＭ１は、第１リングギヤＲ１と第２キャリヤＰＣ２と第４リングギヤＲ４とを一体的に連結し、第２連結メンバＭ２は、第３リングギヤＲ３と第４キャリヤＰＣ４とを一体的に連結する。また、第３連結メンバＭ３は、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とを一体的に連結する。   The first connecting member M1 integrally connects the first ring gear R1, the second carrier PC2, and the fourth ring gear R4, and the second connecting member M2 integrally connects the third ring gear R3 and the fourth carrier PC4. Link. The third connecting member M3 integrally connects the first sun gear S1 and the second sun gear S2.

第１遊星ギヤセットＧＳ１は、第１遊星ギヤＧ１と第２遊星ギヤＧ２とを、第１連結メンバＭ１と第３連結メンバＭ３により連結することで構成される。また、第２遊星ギヤセットＧＳ２は、第３遊星ギヤＧ３と第４遊星ギヤＧ４とを、第２連結メンバＭ２により連結することで構成される。   The first planetary gear set GS1 is configured by connecting the first planetary gear G1 and the second planetary gear G2 by the first connecting member M1 and the third connecting member M3. The second planetary gear set GS2 is configured by connecting the third planetary gear G3 and the fourth planetary gear G4 by the second connecting member M2.

第１クラッチＣ１は、入力軸ＩＮと第２連結メンバＭ２とを選択的に断接し、第２クラッチＣ２は、第４サンギヤＳ４と第４キャリヤＰＣ４とを選択的に断接する。また、第３クラッチＣ３は、第３サンギヤＳ３と第４サンギヤＳ４とを選択的に断接する。   The first clutch C1 selectively connects / disconnects the input shaft IN and the second connecting member M2, and the second clutch C2 selectively connects / disconnects the fourth sun gear S4 and the fourth carrier PC4. The third clutch C3 selectively connects and disconnects the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4.

第１ブレーキＢ１は、第１キャリヤＰＣ１の回転を選択的に停止させ、第２ブレーキＢ２は、第３サンギヤＳ３の回転を選択的に停止させる。また、第３ブレーキＢ３は、第３連結メンバＭ３（第１サンギヤＳ１及び第２サンギヤＳ２）の回転を選択的に停止させ、第４ブレーキＢ４は、第４キャリヤＰＣ４の回転を選択的に停止させる。さらに、第５ブレーキＢ５は、第１連結メンバＭ１の回転を選択的に停止させる。   The first brake B1 selectively stops the rotation of the first carrier PC1, and the second brake B2 selectively stops the rotation of the third sun gear S3. The third brake B3 selectively stops the rotation of the third connecting member M3 (the first sun gear S1 and the second sun gear S2), and the fourth brake B4 selectively stops the rotation of the fourth carrier PC4. Let Further, the fifth brake B5 selectively stops the rotation of the first connecting member M1.

前記各クラッチＣ１〜Ｃ３及び各ブレーキＢ１〜Ｂ５には、図２の締結作動表に示すように、前進９速後退１速の各変速段にて締結圧（○印）や解放圧（無印）を作り出す図外の変速油圧制御装置（請求項１に記載の変速制御手段）が接続されている。なお、変速油圧制御装置としては、油圧制御タイプ、電子制御タイプ、油圧＋電子制御タイプ等が採用される。   The clutches C1 to C3 and the brakes B1 to B5, as shown in the engagement operation table in FIG. An unillustrated shift hydraulic pressure control device (shift control means according to claim 1) is connected. Note that a hydraulic control type, an electronic control type, a hydraulic pressure + electronic control type, and the like are employed as the transmission hydraulic pressure control device.

（第２クラッチによる第４遊星ギヤ一体化）
第４遊星ギヤＧ４においては、第２クラッチＣ２を介して第４キャリヤＰＣ４と第４リングギヤＲ４が接続されている。したがって、第２クラッチＣ２の締結により第４キャリヤＰＣ４と第４リングギヤＲ４は一体回転し、第４遊星ギヤＧ４においては変速が行われないこととなる。 (4th planetary gear integrated by 2nd clutch)
In the fourth planetary gear G4, the fourth carrier PC4 and the fourth ring gear R4 are connected via the second clutch C2. Therefore, the engagement of the second clutch C2 causes the fourth carrier PC4 and the fourth ring gear R4 to rotate together, and no shift is performed in the fourth planetary gear G4.

（第３クラッチによる第３、第４遊星ギヤ一体化）
第２遊星ギヤセットＧＳ２においては、第３リングギヤＲ３と第４キャリヤＰＣ４は第２連結メンバＭ２により常時締結されている。したがって、第３クラッチＣ３解放状態においては第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４はそれぞれ独立回転を行い、第３遊星ギヤＧ３と第４遊星ギヤＧ４はそれぞれ独立したギヤ比を達成する。 (3rd and 4th planetary gear integrated by 3rd clutch)
In the second planetary gear set GS2, the third ring gear R3 and the fourth carrier PC4 are always fastened by the second connecting member M2. Therefore, in the third clutch C3 released state, the third and fourth sun gears S3 and S4 rotate independently, and the third planetary gear G3 and the fourth planetary gear G4 achieve independent gear ratios.

第３クラッチＣ３締結状態においては、常時締結の第３リングギヤＲ３と第４キャリヤＰＣ４に加え第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４も一体回転する。したがって、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４は一体となって回転し、第２遊星ギヤセットＧＳ２においては変速が行われないこととなる。   In the engaged state of the third clutch C3, the third and fourth sun gears S3 and S4 also rotate together with the always-engaged third ring gear R3 and the fourth carrier PC4. Therefore, the third and fourth planetary gears G3 and G4 rotate together, and no shift is performed in the second planetary gear set GS2.

［変速作用］
図２は実施例１における前進９速後退１速の締結作動表、図３は各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図、図４〜図１１は各変速段でのトルクフローを示す図である。トルク伝達経路は太線、トルク伝達を行うギヤはハッチングで示す。 [Shifting action]
FIG. 2 is an engagement operation table for the forward 9th speed and the reverse 1st speed in the first embodiment, FIG. 3 is a collinear diagram showing a rotation stop state of the member at each gear stage, and FIGS. 4 to 11 show torque flows at each gear stage. FIG. The torque transmission path is indicated by a bold line, and the gear for torque transmission is indicated by hatching.

〈１速〉
図４は１速におけるトルクフローであり、第３クラッチＣ３、第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２の締結により得られる（図２参照）。第１ブレーキＢ１が締結、第３ブレーキＢ３が解放されているため、入力軸ＩＮから第２リングギヤＲ２に入力された回転は、第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２により減速される。 <First gear>
FIG. 4 shows the torque flow at the first speed, which is obtained by engaging the third clutch C3 and the first and second brakes B1 and B2 (see FIG. 2). Since the first brake B1 is engaged and the third brake B3 is released, the rotation input from the input shaft IN to the second ring gear R2 is decelerated by the first and second planetary gears G1 and G2.

第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２により減速された回転は、第１連結メンバＭ１から第４リングギヤＲ４に出力される。また、第２ブレーキＢ２及び第３クラッチＣ３が締結されているため、第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４はともに回転を拘束される。したがって、第４リングギヤＲ４に入力された回転は、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。   The rotation decelerated by the first and second planetary gears G1 and G2 is output from the first connecting member M1 to the fourth ring gear R4. Further, since the second brake B2 and the third clutch C3 are engaged, the rotations of the third and fourth sun gears S3 and S4 are both restricted. Therefore, the rotation input to the fourth ring gear R4 is decelerated by the third and fourth planetary gears G3 and G4 and output from the third carrier PC3.

すなわち、１速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第１ブレーキＢ１の締結点と、第１遊星ギヤセットＧＳ１からの減速回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図３参照）。   That is, the first-speed alignment chart is defined by the engagement point of the first brake B1 that decelerates the output rotation of the engine and the engagement point of the second brake B2 that decelerates the deceleration rotation from the first planetary gear set GS1 (FIG. 3).

図４に示すように、太線で示す第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２、第３クラッチＣ３、第１〜第３連結メンバＭ１，Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４全ての遊星ギヤがトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 4, torque acts on the first and second brakes B1 and B2, the third clutch C3, and the first to third connecting members M1 and M3 indicated by bold lines. That is, all the planetary gears of the first to fourth planetary gears G1 to G4 are involved in torque transmission.

〈２速〉
図５は２速におけるトルクフローであり、第３クラッチＣ３，第２、第３ブレーキＢ２，Ｂ３が締結される（図２参照）。第３ブレーキＢ３が締結、第１ブレーキＢ１が解放されているため、入力軸ＩＮから第２リングギヤＲ２に入力された回転は第２遊星ギヤＧ２により減速され、第１遊星ギヤＧ１は変速に関与しない。 <Second gear>
FIG. 5 shows the torque flow at the second speed, and the third clutch C3, the second and third brakes B2 and B3 are engaged (see FIG. 2). Since the third brake B3 is engaged and the first brake B1 is released, the rotation input from the input shaft IN to the second ring gear R2 is decelerated by the second planetary gear G2, and the first planetary gear G1 is involved in shifting. do not do.

第２遊星ギヤＧ２により減速された回転は、第１連結メンバＭ１から第４リングギヤＲ４に出力される。また、第２ブレーキＢ２及び第３クラッチＣ３が締結されているため、第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４はともに回転を拘束される。したがって、第４リングギヤＲ４に入力された回転は第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。   The rotation decelerated by the second planetary gear G2 is output from the first connecting member M1 to the fourth ring gear R4. Further, since the second brake B2 and the third clutch C3 are engaged, the rotations of the third and fourth sun gears S3 and S4 are both restricted. Therefore, the rotation input to the fourth ring gear R4 is decelerated by the third and fourth planetary gears G3 and G4 and output from the third carrier PC3.

すなわち、２速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第２遊星ギヤＧ２からの減速回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図３参照）。   That is, the nomograph for the second speed is defined by the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the engagement point of the second brake B2 that decelerates the deceleration rotation from the second planetary gear G2 (FIG. 3).

図５に示すように、太線で示す第２、第３ブレーキＢ２，Ｂ３、第３クラッチＣ３、第１〜第３連結メンバＭ１〜Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１遊星ギヤＧ１以外の各遊星ギヤＧ２〜Ｇ４がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 5, torque acts on the second and third brakes B2 and B3, the third clutch C3, and the first to third connecting members M1 to M3 indicated by bold lines. In other words, the planetary gears G2 to G4 other than the first planetary gear G1 are involved in torque transmission.

〈３速〉
図６は３速におけるトルクフローであり、第２クラッチＣ２、第２、第３ブレーキＢ２，Ｂ３が締結される（図２参照）。第１ブレーキＢ１が解放、第３ブレーキＢ３が締結されているため、入力軸ＩＮから第２リングギヤＲ２に入力された回転は、第２遊星ギヤＧ２により減速され、第１遊星ギヤＧ１は変速を行わない。 <3rd speed>
FIG. 6 shows the torque flow at the third speed, and the second clutch C2, the second and third brakes B2 and B3 are engaged (see FIG. 2). Since the first brake B1 is released and the third brake B3 is engaged, the rotation input to the second ring gear R2 from the input shaft IN is decelerated by the second planetary gear G2, and the first planetary gear G1 shifts. Not performed.

第２遊星ギヤＧ２により減速された回転は、第１連結メンバＭ１から第４リングギヤＲ４に出力される。また、第２クラッチＣ２が締結されているため、第４リングギヤＲ４と第４キャリヤＰＣ４が締結されて第４遊星ギヤＧ４は一体となって回転する。   The rotation decelerated by the second planetary gear G2 is output from the first connecting member M1 to the fourth ring gear R4. Further, since the second clutch C2 is engaged, the fourth ring gear R4 and the fourth carrier PC4 are engaged, and the fourth planetary gear G4 rotates together.

加えて第２ブレーキＢ２が締結されているため、第４キャリヤＰＣ４から第２連結メンバＭ２を介して第３リングギヤＲ３に入力された回転は、第３遊星ギヤＧ３により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。したがって、第４遊星ギヤＧ４はトルク伝達は行うが減速作用には関与しない。   In addition, since the second brake B2 is engaged, the rotation input from the fourth carrier PC4 to the third ring gear R3 via the second connecting member M2 is decelerated by the third planetary gear G3, and the third carrier PC3 Is output from. Therefore, the fourth planetary gear G4 transmits torque, but does not participate in the deceleration action.

すなわち、３速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第２遊星ギヤＧ２からの減速回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図３参照）。   That is, the nomograph for the third speed is defined by the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the engagement point of the second brake B2 that decelerates the deceleration rotation from the second planetary gear G2 (FIG. 3).

図６に示すように、太線で示す第２、第３ブレーキＢ２，Ｂ３、第２クラッチＣ２、第１〜第３連結メンバＭ１，Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１遊星ギヤＧ１以外の全ての遊星ギヤＧ２〜Ｇ４がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 6, torque acts on the second and third brakes B2 and B3, the second clutch C2, and the first to third connecting members M1 and M3 indicated by bold lines. That is, all the planet gears G2 to G4 other than the first planet gear G1 are involved in torque transmission.

〈４速〉
図７は４速におけるトルクフローであり、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３、第３ブレーキＢ３が締結される（図２参照）。第１ブレーキＢ１が解放、第３ブレーキＢ３が締結されているため、入力軸ＩＮから第２リングギヤＲ２に入力された回転は、第２遊星ギヤＧ２により減速され、第１遊星ギヤＧ１は変速に関与しない。 <4th speed>
FIG. 7 shows the torque flow at the fourth speed, and the second and third clutches C2 and C3 and the third brake B3 are engaged (see FIG. 2). Since the first brake B1 is released and the third brake B3 is engaged, the rotation input from the input shaft IN to the second ring gear R2 is decelerated by the second planetary gear G2, and the first planetary gear G1 shifts. Not involved.

第２遊星ギヤＧ２により減速された回転は、第１連結メンバＭ１から第４リングギヤＲ４に出力される。また、第２クラッチＣ２が締結されているため第４遊星ギヤＧ４は一体回転する。これに加えて４速では第３クラッチＣ３も締結されており、第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４も一体回転する。   The rotation decelerated by the second planetary gear G2 is output from the first connecting member M1 to the fourth ring gear R4. Further, since the second clutch C2 is engaged, the fourth planetary gear G4 rotates integrally. In addition to this, at the fourth speed, the third clutch C3 is also engaged, and the third and fourth sun gears S3 and S4 also rotate integrally.

さらに第３リングギヤＲ３と第４キャリヤＰＣ４は第２連結メンバＭ２により常時締結されているため、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４は一体回転する。したがって、第４リングギヤＲ４に入力された回転は、変速されずにそのまま第３キャリヤＰＣ３から出力される。   Further, since the third ring gear R3 and the fourth carrier PC4 are always fastened by the second connecting member M2, the third and fourth planetary gears G3 and G4 rotate integrally. Accordingly, the rotation input to the fourth ring gear R4 is output from the third carrier PC3 as it is without being shifted.

すなわち、４速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、第２遊星ギヤＧ２からの減速回転をそのまま出力する第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３の締結点により規定される（図３参照）。   That is, the 4-speed alignment chart shows the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine, and the engagement points of the second clutch C2 and the third clutch C3 that output the reduced rotation from the second planetary gear G2 as they are. (See FIG. 3).

図７に示すように、太線で示す第３ブレーキＢ３、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３，第１〜第３連結メンバＭ１〜Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１遊星ギヤＧ１以外の各遊星ギヤＧ２〜Ｇ４がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 7, torque acts on the third brake B3, the second and third clutches C2 and C3, and the first to third connecting members M1 to M3, which are indicated by bold lines. In other words, the planetary gears G2 to G4 other than the first planetary gear G1 are involved in torque transmission.

〈５速〉
図８は５速におけるトルクフローであり、第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２が締結される（図２参照）。第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸ＩＮの回転は第２連結メンバＭ２に入力される。また、第１、第３ブレーキＢ１，Ｂ３が解放されているため、第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２は変速に関与しない。 <5th speed>
FIG. 8 is a torque flow at the fifth speed, and the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged (see FIG. 2). Since the first clutch C1 is engaged, the rotation of the input shaft IN is input to the second connecting member M2. Further, since the first and third brakes B1 and B3 are released, the first and second planetary gears G1 and G2 are not involved in the shift.

第２連結メンバＭ２の回転は第３リングギヤＲ３、第４キャリヤＰＣ４に出力される。また、第２ブレーキＢ２が締結、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３が解放、第４ブレーキＢ４が解放されているため、第４遊星ギヤＧ４はフリー回転し、第３リングギヤＲ３に入力された回転は第３遊星ギヤＧ３により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。   The rotation of the second connecting member M2 is output to the third ring gear R3 and the fourth carrier PC4. Since the second brake B2 is engaged, the second and third clutches C2 and C3 are released, and the fourth brake B4 is released, the fourth planetary gear G4 rotates freely and is input to the third ring gear R3. The rotation is decelerated by the third planetary gear G3 and output from the third carrier PC3.

すなわち、５速の共線図はエンジンの出力回転をそのまま出力する第１クラッチＣ１、第２遊星ギヤＧ２からの減速回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図３参照）。   That is, the nomograph for the fifth speed is defined by the engagement point of the first clutch C1 that outputs the output rotation of the engine as it is and the second brake B2 that decelerates the reduced rotation from the second planetary gear G2 (see FIG. 3). .

図８に示すように、太線で示す第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２、第２連結メンバＭ２にトルクが作用する。つまり、第２、第３遊星ギヤＧ２，Ｇ３がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 8, torque acts on the first clutch C1, the second brake B2, and the second connecting member M2 indicated by bold lines. That is, the second and third planetary gears G2 and G3 are involved in torque transmission.

〈６速〉
図９は６速におけるトルクフローであり、第１〜第３クラッチＣ１〜Ｃ３が締結される（図２参照）。第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸ＩＮの回転は第２リングギヤに入力されるとともに、第２連結メンバＭ２に入力される。また、第２クラッチＣ２の締結により第４キャリヤＰＣ４と第４サンギヤＳ４が締結され、第４遊星ギヤＧ４は一体回転する。 <6th speed>
FIG. 9 is a torque flow at the sixth speed, and the first to third clutches C1 to C3 are engaged (see FIG. 2). Since the first clutch C1 is engaged, the rotation of the input shaft IN is input to the second ring gear and input to the second connecting member M2. Further, the fourth carrier PC4 and the fourth sun gear S4 are engaged by the engagement of the second clutch C2, and the fourth planetary gear G4 rotates integrally.

さらに、第３クラッチＣ３の締結により、第３サンギヤＳ３と第４キャリヤＰＣ４は一体回転するため、第３リングギヤＲ３と第３サンギヤＳ３が一体回転し、第３遊星ギヤＳ３では変速が行われないこととなる。第４遊星ギヤＧ４はトルク伝達には関与するが変速は行わない。   Further, since the third sun gear S3 and the fourth carrier PC4 rotate integrally by engaging the third clutch C3, the third ring gear R3 and the third sun gear S3 rotate integrally, and no shift is performed in the third planetary gear S3. It will be. The fourth planetary gear G4 is involved in torque transmission but does not shift.

したがって、第２連結メンバＭ４の回転によって規定される回転は、第２遊星ギヤセットＧＳ２では減速されずにそのまま第３キャリヤＰＣ３から出力される。   Therefore, the rotation defined by the rotation of the second connecting member M4 is output from the third carrier PC3 as it is without being decelerated in the second planetary gear set GS2.

すなわち、６速においてはエンジンの出力回転をそのまま第２連結メンバＭ２に伝達する第１クラッチＣ１、第２遊星ギヤセットＧＳ２を構成する第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定される（図３参照）。   That is, at the sixth speed, a line connecting the engagement points of the first clutch C1, the second planetary gear set GS2, and the second clutch C3 constituting the second planetary gear set GS2 that directly transmits the engine output rotation to the second connecting member M2. (See FIG. 3).

図９に示すように、太線で示す第１〜第３クラッチＣ１〜Ｃ３、第２連結メンバＭ２にトルクが作用する。つまり、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 9, torque acts on the first to third clutches C1 to C3 and the second connecting member M2 indicated by bold lines. That is, the third and fourth planetary gears G3 and G4 are involved in torque transmission.

〈７速〉
図１０は７速におけるトルクフローであり、第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３と第３ブレーキＢ３が締結される（図２参照）。第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸ＩＮの回転は第２リングギヤに入力されるとともに、第２連結メンバＭ２に入力される。 <7th speed>
FIG. 10 shows the torque flow at the seventh speed, and the first and third clutches C1, C3 and the third brake B3 are engaged (see FIG. 2). Since the first clutch C1 is engaged, the rotation of the input shaft IN is input to the second ring gear and input to the second connecting member M2.

また、第３ブレーキＢ３が締結されているため、入力軸ＩＮから第２リングギヤＲ２に入力された回転は、第２遊星ギヤＧ２により減速される。さらに、第３クラッチＣ３が締結されているため、第２遊星ギヤセットＧＳ２は、第４リングギヤＲ４の回転と、第２連結メンバＭ４の回転によって規定される回転を第３キャリヤＰＣ３から出力する。   Further, since the third brake B3 is engaged, the rotation input from the input shaft IN to the second ring gear R2 is decelerated by the second planetary gear G2. Further, since the third clutch C3 is engaged, the second planetary gear set GS2 outputs the rotation defined by the rotation of the fourth ring gear R4 and the rotation of the second connecting member M4 from the third carrier PC3.

すなわち、７速においてはエンジンの出力回転を第１遊星ギヤセットＧＳ１により減速する第３ブレーキＢ３，エンジンの出力回転をそのまま第２連結メンバＭ２に伝達する第１クラッチＣ１，第２遊星ギヤセットＧＳ２を構成する第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸ＩＮから入力された回転を増速して出力ギヤＯＵＴから出力する（図３参照）。   That is, in the seventh speed, the third brake B3 for decelerating the output rotation of the engine by the first planetary gear set GS1, and the first clutch C1 and the second planetary gear set GS2 for transmitting the output rotation of the engine to the second connecting member M2 as they are are configured. Rotation input from the input shaft IN is accelerated and output from the output gear OUT (see FIG. 3).

図１０に示すように、太線で示す第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３、第３ブレーキＢ３、第１〜第３連結メンバＭ１〜Ｍ３にトルクが作用する。つまり、第２遊星ギヤＧ２及び第２遊星ギヤセットＧＳ２がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 10, torque acts on the first and third clutches C1 and C3, the third brake B3, and the first to third connecting members M1 to M3 indicated by bold lines. That is, the second planetary gear G2 and the second planetary gear set GS2 are involved in torque transmission.

〈８速〉
図１１は８速におけるトルクフローであり、第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３と第１ブレーキＢ１が締結される（図２参照）。第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸ＩＮの回転は第２リングギヤに入力されるとともに、第２連結メンバＭ２に入力される。 <8th speed>
FIG. 11 shows the torque flow at the eighth speed, and the first and third clutches C1, C3 and the first brake B1 are engaged (see FIG. 2). Since the first clutch C1 is engaged, the rotation of the input shaft IN is input to the second ring gear and input to the second connecting member M2.

また、第３クラッチＣ３が締結されているため第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４は一体回転し、第２遊星ギヤセットＧＳ２は、第４リングギヤＲ４の回転と第２連結メンバＭ４の回転によって規定される回転を、第３キャリヤＰＣ３から出力する。   Since the third clutch C3 is engaged, the third and fourth sun gears S3 and S4 rotate integrally, and the second planetary gear set GS2 is defined by the rotation of the fourth ring gear R4 and the rotation of the second connecting member M4. Is output from the third carrier PC3.

すなわち、８速においてはエンジンの出力回転をそのまま第２連結メンバＭ２に伝達する第１クラッチＣ１、第２遊星ギヤセットＧＳ２を構成する第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸ＩＮから入力された回転を増速して出力ギヤＯＵＴから出力する（図３参照）。   In other words, at the eighth speed, it is defined by a line connecting the first clutch C1 that directly transmits the engine output rotation to the second connecting member M2 and the engagement point of the third clutch C3 that constitutes the second planetary gear set GS2. The rotation input from the shaft IN is increased and output from the output gear OUT (see FIG. 3).

図１１に示すように、太線で示す第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３、第１ブレーキＢ１、第１、第２連結メンバＭ１，Ｍ２にトルクが作用する。つまり、第１遊星ギヤセットＧＳ１及び第２遊星ギヤセットＧＳ２がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 11, torque acts on the first and third clutches C1 and C3, the first brake B1, and the first and second connecting members M1 and M2 indicated by bold lines. That is, the first planetary gear set GS1 and the second planetary gear set GS2 are involved in torque transmission.

〈９速〉
図１２は９速におけるトルクフローであり、第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３と第５ブレーキＢ５が締結される（図２参照）。 <9-speed>
FIG. 12 shows the torque flow at the ninth speed, and the first and third clutches C1, C3 and the fifth brake B5 are engaged (see FIG. 2).

９速では第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸ＩＮの回転は第２リングギヤに入力されるとともに、第２連結メンバＭ２に入力される。また、第５ブレーキＢ５が締結されているため、第１クラッチＣ１を介して第４キャリヤＰ４に入力された回転は、第４遊星ギヤＧ４により減速される。   Since the first clutch C1 is engaged at the ninth speed, the rotation of the input shaft IN is input to the second ring gear and also to the second connecting member M2. Further, since the fifth brake B5 is engaged, the rotation input to the fourth carrier P4 via the first clutch C1 is decelerated by the fourth planetary gear G4.

また、第５ブレーキＢ５の締結により第１リングギヤＲ１、第２キャリヤＰＣ２は回転を拘束される。第１、第３ブレーキＢ１，Ｂ３が解放されているため、第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２は減速及びトルク伝達に関与しない。   Further, the rotation of the first ring gear R1 and the second carrier PC2 is restricted by the engagement of the fifth brake B5. Since the first and third brakes B1 and B3 are released, the first and second planetary gears G1 and G2 are not involved in deceleration and torque transmission.

さらに、第３クラッチＣ３が締結されているため、第２遊星ギヤセットＧＳ２は、第４リングギヤＲ４の回転と、第２連結メンバＭ４の回転によって規定される回転を第３キャリヤＰＣ３から出力する。   Further, since the third clutch C3 is engaged, the second planetary gear set GS2 outputs the rotation defined by the rotation of the fourth ring gear R4 and the rotation of the second connecting member M4 from the third carrier PC3.

すなわち、９速においてはエンジンの出力回転をそのまま第２連結メンバＭ２に伝達する第１クラッチＣ１、エンジンの出力回転を第４遊星ギヤＧ４により減速する第５ブレーキＢ５、第２遊星ギヤセットＧＳ２を構成する第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸ＩＮから入力された回転を増速して出力ギヤＯＵＴから出力する（図３参照）。   That is, at the ninth speed, the first clutch C1 that directly transmits the engine output rotation to the second connecting member M2, the fifth brake B5 that decelerates the engine output rotation by the fourth planetary gear G4, and the second planetary gear set GS2 are configured. Rotation input from the input shaft IN is accelerated and output from the output gear OUT (see FIG. 3).

図１２に示すように、太線で示す第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３、第５ブレーキＢ５、第１、第２連結メンバＭ１，Ｍ２にトルクが作用する。つまり、第２遊星ギヤセットＧＳ２がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 12, torque acts on the first and third clutches C1 and C3, the fifth brake B5, and the first and second connecting members M1 and M2 indicated by bold lines. That is, the second planetary gear set GS2 is involved in torque transmission.

〈後退速〉
図１３は後退速におけるトルクフローであり、第３クラッチＣ３と第１ブレーキＢ１と第４ブレーキＢ４が締結される（図２参照）。 <Reverse speed>
FIG. 13 shows the torque flow at the reverse speed, and the third clutch C3, the first brake B1, and the fourth brake B4 are engaged (see FIG. 2).

後退速では第１ブレーキＢ１が締結されているため、第１遊星ギヤセットＧＳ１により減速された回転が第１連結メンバＭ１から第４リングギヤＲ４に出力される。また、第３クラッチＣ３が締結され、第４ブレーキＢ４が締結されているため、第２遊星ギヤセットＧＳ２は、第４リングギヤＲ４の回転と、第２連結メンバＭ４の固定によって規定される回転を第３キャリヤＰＣ３から出力する。   Since the first brake B1 is engaged at the reverse speed, the rotation decelerated by the first planetary gear set GS1 is output from the first connecting member M1 to the fourth ring gear R4. Further, since the third clutch C3 is engaged and the fourth brake B4 is engaged, the second planetary gear set GS2 performs the rotation defined by the rotation of the fourth ring gear R4 and the fixation of the second connecting member M4. Output from 3 carrier PC3.

すなわち、後退速はエンジンの出力回転を第１遊星ギヤセットＧＳ１により減速する第１ブレーキＢ１，第２連結メンバＭ２の回転を固定する第４ブレーキＢ４、第２遊星ギヤセットＧＳ２を構成する第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸ＩＮから入力された回転を逆向きに減速して出力ギヤＯＵＴから出力する（図３参照）。   That is, the reverse speed is the third brake C3 constituting the first brake B1, the fourth brake B4 for fixing the rotation of the second connecting member M2, and the second planetary gear set GS2 for decelerating the output rotation of the engine by the first planetary gear set GS1. The rotation input from the input shaft IN is decelerated in the reverse direction and output from the output gear OUT (see FIG. 3).

図１３に示すように、太線で示す第３クラッチＣ３，第１、第４ブレーキＢ１，Ｂ４、第１〜第３連結メンバＭ１〜Ｍ３にトルクが作用する。つまり、第１遊星ギヤセットＧＳ１及び第２遊星ギヤセットＧＳ２がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 13, torque acts on the third clutch C3, the first and fourth brakes B1 and B4, and the first to third connecting members M1 to M3 indicated by bold lines. That is, the first planetary gear set GS1 and the second planetary gear set GS2 are involved in torque transmission.

図１４は、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４のギヤ比をそれぞれα１〜α４として各遊星ギヤのギヤ比を設定した場合における各変速段における変速比（ＧＥＡＲ ＲＡＴＩＯ）及び段間比（ＳＴＥＰ ＲＡＴＩＯ）である。図１４において、αはサンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した歯数比を示す。   FIG. 14 shows the gear ratio (GEAR RATIO) and the gear ratio (STEP) at each gear position when the gear ratios of the planet gears are set with the gear ratios of the first to fourth planetary gears G1 to G4 being α1 to α4, respectively. RATIO). In FIG. 14, α indicates a gear ratio obtained by dividing the number of teeth of the sun gear by the number of teeth of the ring gear.

次に、実施例１の作用効果について列挙する。
(１)第１遊星ギヤセットＧＳ１のサンギヤＳ１，Ｓ２の内周に入力軸ＩＮ以外の軸が介在しないため、多重軸構造をとる必要がない。よって、変速機外径の大径化を回避しつつ、外周部に設けられた遊星ギヤ、クラッチ、ブレーキ等へ十分に潤滑油を供給することができる。また、ブッシュやベアリングを削減することが可能となり、組み付け性の向上を図るとともにフリクションの低減及び燃費向上を図ることができる。 Next, the effects of the first embodiment will be listed.
(1) Since no shaft other than the input shaft IN is interposed on the inner periphery of the sun gears S1, S2 of the first planetary gear set GS1, it is not necessary to adopt a multi-shaft structure. Therefore, it is possible to sufficiently supply the lubricating oil to the planetary gears, clutches, brakes and the like provided on the outer peripheral portion while avoiding an increase in the outer diameter of the transmission. In addition, the number of bushes and bearings can be reduced, so that the ease of assembly can be improved, the friction can be reduced, and the fuel efficiency can be improved.

(２)入力遊星歯車として単純遊星歯車を適用することで、ダブルピニオン型の遊星歯車に比べ、キャリヤの製造性及び歯車位置精度の向上を図りつつ、コストアップを防止することができる。また、全ての遊星歯車を単純遊星歯車とすることで、音振も低減できる。とくに、ピニオンの大きさが左右で異なるため荷重分布がアンバランスとなる段付きピニオンを使用していないため、アンバランスを解消するためにキャリヤやピニオンの軸強度を必要以上に増加させる必要がなく、コストアップ要因を抑制することができる。   (2) By applying the simple planetary gear as the input planetary gear, it is possible to prevent the cost increase while improving the manufacturability of the carrier and the gear position accuracy as compared with the double pinion type planetary gear. Moreover, sound vibration can also be reduced by making all the planetary gears into simple planetary gears. In particular, since the size of the pinion is different on the left and right, a stepped pinion with an unbalanced load distribution is not used, so there is no need to increase the shaft strength of the carrier or pinion more than necessary to eliminate the imbalance. The cost increase factor can be suppressed.

(３)前進９速のうちオーバドライブ段（変速比<１）を３速段確保することが可能となり、ギヤ比をワイド化して多段化のメリットを十分生かすことができる。とりわけ、９速以上の多段の場合、増速ギヤが１段だけではほとんどの変速段が変速比１以上となるため１速ギヤ比が過大となり、プロペラシャフトやデファレンシャルの強度確保のために大きなサイズのものを採用しなければならず、必要以上に大型化する。また、１速が低速のためにファイナルギヤ比を固有のものを設計せざるを得ず、部品の共用化を図ることができない。これに対し、オーバドライブを多段とすることで、上述の課題を解消することができる。   (3) Of the 9 forward speeds, the overdrive stage (gear ratio <1) can be secured at the 3rd speed stage, and the gear ratio can be widened to fully utilize the merits of multiple stages. In particular, in the case of multiple gears of 9 or more speeds, if only one speed increasing gear is used, most gear speeds are gear ratios of 1 or more, so the 1st gear ratio is excessive, and a large size is required to ensure the strength of the propeller shaft and differential. Must be adopted, making it larger than necessary. In addition, since the first gear is low, it is necessary to design a gear having a specific final gear ratio, and it is not possible to share parts. On the other hand, the above-described problem can be solved by using multiple stages of overdrive.

（４）変速機における出力軸ＯＵＴを入力軸ＩＮと反対方向に設けることで、ＦＲ車にも好適な変速機とすることができる。   (4) By providing the output shaft OUT in the transmission in the direction opposite to the input shaft IN, the transmission can be suitable for an FR vehicle.

（５）遊星歯車に挟まれ、回転軸の外周に設けられた摩擦締結要素に作動油を供給するためには各回転軸を介する必要があるが、作動油に遠心力が作用して制御性が悪化するため、摩擦締結要素は極力多層の回転軸の外周に設けないことが望ましい。
本願実施例では、総数８個の摩擦締結要素のうちクラッチ自体が３個のみであり、しかも摩擦締結要素の大半は遠心力の影響を受けずに作動油が供給できるブレーキとしているため、作動油に対する遠心力の影響を極力排除して制御性を改善することができる。とりわけ、必然的に摩擦締結要素数が増加する多段自動変速機にあってはこの効果がより顕著となる。 (5) In order to supply hydraulic oil to the frictional engagement elements provided on the outer periphery of the rotary shaft, sandwiched between the planetary gears, it is necessary to pass through each rotary shaft. Therefore, it is desirable not to provide the frictional engagement element on the outer periphery of the multi-layered rotation shaft as much as possible.
In the embodiment of the present application, the clutch itself is only three out of the total of eight frictional engagement elements, and most of the frictional engagement elements are brakes that can supply hydraulic oil without being affected by centrifugal force. It is possible to improve the controllability by eliminating the influence of centrifugal force on. In particular, this effect becomes more remarkable in a multi-stage automatic transmission in which the number of frictional engagement elements inevitably increases.

(６)回転メンバやピニオンの回転数を低く抑えることが可能となり、耐久性及び信頼性を向上させることができる。   (6) The rotational speed of the rotating member and pinion can be kept low, and the durability and reliability can be improved.

以下、実施例１の変形例を実施例１−１として示す。   Hereinafter, a modification of the first embodiment will be described as a first embodiment 1-1.

［実施例１−１］
図１５は実施例１−１のスケルトン図である。実施例１−１では、実施例１のスケルトンにおいて第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２と並列に第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７をそれぞれ設け、第６ブレーキＢ６と直列に第１ワンウェイクラッチＦ１を設ける。さらに、第４サンギヤＳ４と第３サンギヤＳ３とを第２ワンウェイクラッチＦ２を介して接続し、第２ブレーキＢ２と直列に第３ワンウェイクラッチＦ３を設ける。 [Example 1-1]
FIG. 15 is a skeleton diagram of Example 1-1. In Example 1-1, in the skeleton of Example 1, sixth and seventh brakes B6 and B7 are provided in parallel with the first and second brakes B1 and B2, respectively, and the first one-way clutch F1 is connected in series with the sixth brake B6. Is provided. Further, the fourth sun gear S4 and the third sun gear S3 are connected via the second one-way clutch F2, and the third one-way clutch F3 is provided in series with the second brake B2.

図１６は、実施例１−１における締結表である。新たに追加した第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７以外の締結・解放制御則は実施例１の締結表（図２参照）と同様である。第６ブレーキＢ６は第９速以外全て締結され、第７ブレーキＢ７は第１速〜第３速、及び第５速で締結される。また、共線図は実施例１と同様である（図３参照）。   FIG. 16 is a fastening table in Example 1-1. The engagement / release control rules other than the newly added sixth and seventh brakes B6 and B7 are the same as those in the engagement table of the first embodiment (see FIG. 2). The sixth brake B6 is all engaged except for the ninth speed, and the seventh brake B7 is engaged at the first speed to the third speed and the fifth speed. The alignment chart is the same as that of the first embodiment (see FIG. 3).

ここで、実施例１−１で新たに追加された第１〜第３ワンウェイクラッチＦ１〜Ｆ３もトルク伝達に関与する。第１ワンウェイクラッチＦ１は１→２変速時、第２ワンウェイクラッチＦ２は１→２変速時及び２→３変速時、第３ワンウェイクラッチＦ３は４速までのアップシフト全てにおいてトルク伝達に関与する。   Here, the first to third one-way clutches F1 to F3 newly added in the embodiment 1-1 are also involved in torque transmission. The first one-way clutch F1 is involved in torque transmission during 1 → 2 shift, the second one-way clutch F2 during 1 → 2 shift and 2 → 3 shift, and the third one-way clutch F3 during all upshifts up to the fourth speed.

１→２速変速時は、第１ブレーキＢ１を早めに解放し、第３ブレーキＢ３の締結を開始する。第１ワンウェイクラッチＦ１に直列接続された第６ブレーキＢ６が締結されているため、第３ブレーキＢ３の締結容量が確保された時点で第１ワンウェイクラッチＦ１が解放される。これにより、変速タイミングの精度の向上を図る。   At the 1st to 2nd speed shift, the first brake B1 is released early and the engagement of the third brake B3 is started. Since the sixth brake B6 connected in series to the first one-way clutch F1 is engaged, the first one-way clutch F1 is released when the engagement capacity of the third brake B3 is ensured. As a result, the accuracy of the shift timing is improved.

２→３変速時においては、第３クラッチＣ３を早めに解放し、第２クラッチＣ２の締結を開始することで、第２クラッチＣ２の締結容量が確保された時点で第２ワンウェイクラッチＦ２が解放される。同様に、３→４速変速時においても第２ブレーキＢ２を早めに解放し、第３クラッチＣ３の締結を開始することで、第３クラッチＣ３の締結容量が確保された時点で第３ワンウェイクラッチＦ３が解放され、変速タイミングの精度向上が図られる。   During the 2 → 3 shift, the second clutch C2 is released when the engagement capacity of the second clutch C2 is secured by releasing the third clutch C3 early and starting the engagement of the second clutch C2. Is done. Similarly, the third one-way clutch is released at the time when the engagement capacity of the third clutch C3 is secured by releasing the second brake B2 early and starting the engagement of the third clutch C3 even at the time of the 3rd to 4th speed shift. F3 is released, and the accuracy of the shift timing is improved.

このように、実施例１のスケルトンを大幅に変更することなく、単にブレーキとワンウェイクラッチを追加するのみで変速ショックが大きい低速段におけるスムーズな変速を達成することができる。   In this way, a smooth shift at a low speed stage with a large shift shock can be achieved by simply adding a brake and a one-way clutch without significantly changing the skeleton of the first embodiment.

［基本構成］
図１７は実施例２における前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置のスケルトン図である。基本的な構成は実施例１と同様である。実施例１ではオーバードライブ段は３段であったが、実施例２では、実施例１の第５ブレーキＢ５を省略するとともに、第１回転メンバＭ１と第１クラッチＣ１の入力軸ＩＮ側を選択的に断接する第４クラッチＣ４を追加することにより、オーバードライブ段を２段とした点で実施例１と異なる。 [Basic configuration]
FIG. 17 is a skeleton diagram of a gear transmission for an automatic transmission that achieves nine forward speeds and one reverse speed in the second embodiment. The basic configuration is the same as that of the first embodiment. In the first embodiment, there are three overdrive stages, but in the second embodiment, the fifth brake B5 of the first embodiment is omitted and the input shaft IN side of the first rotating member M1 and the first clutch C1 is selected. The fourth embodiment is different from the first embodiment in that a fourth clutch C4 that is electrically connected / disconnected is added to provide two overdrive stages.

［変速作用］
図１８は実施例２における締結作動表、図１９は各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。実施例１と同様、トルク伝達経路は太線、トルク伝達を行うギヤはハッチングで示す。 [Shifting action]
FIG. 18 is a fastening operation table according to the second embodiment, and FIG. 19 is a collinear diagram illustrating a rotation stop state of members at each gear. As in the first embodiment, the torque transmission path is indicated by a thick line, and the gear that performs torque transmission is indicated by hatching.

<１速〜３速>
１速〜３速は実施例１と同様である（図４〜図６参照）。 <1st to 3rd speed>
The first to third speeds are the same as in the first embodiment (see FIGS. 4 to 6).

<４速>
図２０は４速におけるトルクフローであり、第３、第４クラッチＣ３，Ｃ４と第２ブレーキＢ２の締結により得られる（図１８参照）。第１、第３ブレーキＢ１，Ｂ３が解放されているため第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２は自由回転し、第１遊星ギヤセットＧＳ１においては変速は行われない。また、第１クラッチＣ１が解放、第４クラッチＣ４が締結されているため、入力軸ＩＮからの回転は第４クラッチＣ４、第１連結メンバＭ１を介して減速されずに第４リングギヤＲ４に伝達される。 <4th speed>
FIG. 20 shows the torque flow at the fourth speed, which is obtained by engaging the third and fourth clutches C3 and C4 and the second brake B2 (see FIG. 18). Since the first and third brakes B1 and B3 are released, the first and second planetary gears G1 and G2 rotate freely, and no shift is performed in the first planetary gear set GS1. Further, since the first clutch C1 is released and the fourth clutch C4 is engaged, the rotation from the input shaft IN is transmitted to the fourth ring gear R4 without being decelerated via the fourth clutch C4 and the first connecting member M1. Is done.

また、第２ブレーキＢ２及び第３クラッチＣ３が締結されているため、第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４はともに回転を拘束される。したがって、第４リングギヤＲ４に入力された回転は第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。   Further, since the second brake B2 and the third clutch C3 are engaged, the rotations of the third and fourth sun gears S3 and S4 are both restricted. Therefore, the rotation input to the fourth ring gear R4 is decelerated by the third and fourth planetary gears G3 and G4 and output from the third carrier PC3.

すなわち、４速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第１ブレーキＢ１の締結点と、第１遊星ギヤセットＧＳ１からの減速回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図１９参照）。   That is, the 4-speed alignment chart is defined by the engagement point of the first brake B1 that decelerates the output rotation of the engine and the engagement point of the second brake B2 that decelerates the deceleration rotation from the first planetary gear set GS1 (FIG. 19).

図４に示すように、太線で示す第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２、第３クラッチＣ３，第１〜第３連結メンバＭ１，Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４全ての遊星ギヤがトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 4, torque acts on the first and second brakes B1 and B2, the third clutch C3, and the first to third connection members M1 and M3 indicated by bold lines. That is, all the planetary gears of the first to fourth planetary gears G1 to G4 are involved in torque transmission.

<５速>
図２１は５速におけるトルクフローであり、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３と第３ブレーキＢ３が締結される（図１８参照）。第１ブレーキＢ１が解放、第３ブレーキＢ３が締結されているため第１遊星ギヤＧ１は変速に関与せず、入力軸ＩＮの回転は第２遊星ギヤＧ２により減速されて第４リングギヤＲ４に伝達される。 <5th speed>
FIG. 21 shows the torque flow at the fifth speed, and the second and third clutches C2 and C3 and the third brake B3 are engaged (see FIG. 18). Since the first brake B1 is released and the third brake B3 is engaged, the first planetary gear G1 is not involved in shifting, and the rotation of the input shaft IN is decelerated by the second planetary gear G2 and transmitted to the fourth ring gear R4. Is done.

また、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３が締結されているため、第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４は一体回転するとともに、第４遊星ギヤＧ４も一体回転する。したがって、第４遊星ギヤＧ４はトルク伝達は行うが変速には関与せず、第４リングギヤＲ４に入力された回転はそのまま第４キャリヤＰＣ４から出力されて第３遊星ギヤＧ３により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。   Further, since the second and third clutches C2 and C3 are engaged, the third and fourth sun gears S3 and S4 rotate together, and the fourth planetary gear G4 also rotates together. Accordingly, the fourth planetary gear G4 transmits torque, but does not participate in shifting, and the rotation input to the fourth ring gear R4 is output as it is from the fourth carrier PC4 and is decelerated by the third planetary gear G3. Output from carrier PC3.

すなわち、５速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点により規定される（図１９参照）。   That is, the nomograph of the fifth speed is defined by the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine (see FIG. 19).

図２１に示すように、太線で示す第３ブレーキＢ１、第３クラッチＣ３、第１〜第３連結メンバＭ１，Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４全ての遊星ギヤがトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 21, torque acts on the third brake B1, the third clutch C3, and the first to third connecting members M1, M3 indicated by bold lines. That is, all the planetary gears of the first to fourth planetary gears G1 to G4 are involved in torque transmission.

<６速>
図２２は６速におけるトルクフローであり、第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２が締結される（図１８参照）。第１、第３ブレーキＢ１，Ｂ３が解放されているため第１遊星ギヤセットＧＳ１は変速に関与しない。 <6th speed>
FIG. 22 shows the torque flow at the sixth speed, and the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged (see FIG. 18). Since the first and third brakes B1 and B3 are released, the first planetary gear set GS1 does not participate in the shift.

また、第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸回転は減速されずに第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に伝達される。さらに、第２ブレーキＢ２の締結により第３サンギヤＳ３は回転を拘束され、入力軸回転は第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４において減速されて第３キャリヤＰＣ３から出力される。   Further, since the first clutch C1 is engaged, the input shaft rotation is transmitted to the third ring gear R3 and the fourth carrier PC4 without being decelerated. Further, the rotation of the third sun gear S3 is restricted by the engagement of the second brake B2, and the rotation of the input shaft is decelerated at the third and fourth planetary gears G3 and G4 and output from the third carrier PC3.

すなわち、６速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、入力軸ＩＮからの回転を減速する第２ブレーキＢ２の締結点により規定される（図１９参照）。   That is, the 6-speed alignment chart is defined by the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the engagement point of the second brake B2 that decelerates the rotation from the input shaft IN (see FIG. 19). .

図２２に示すように、太線で示す第２ブレーキＢ２、第３クラッチＣ３、第２連結メンバＭ２にトルクが作用する。すなわち、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 22, torque acts on the second brake B2, the third clutch C3, and the second connecting member M2 indicated by bold lines. That is, the third and fourth planetary gears G3 and G4 are involved in torque transmission.

<７速>
図２３は７速におけるトルクフローであり、第１〜第３クラッチＣ１が締結される（図１８参照）。第１、第３ブレーキＢ１，Ｂ３が解放されているため第１、第２遊星ギヤＧ１，Ｇ２は自由回転となり変速には関与しない。 <7th speed>
FIG. 23 shows the torque flow at the seventh speed, and the first to third clutches C1 are engaged (see FIG. 18). Since the first and third brakes B1 and B3 are released, the first and second planetary gears G1 and G2 are free to rotate and are not involved in gear shifting.

また、第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸回転は減速されずに第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に伝達される。さらに、第２、第３クラッチＣ２，Ｃ３が締結されているため第４遊星ギヤＧ４は一体回転し、また第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４は一体回転する。したがって第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４はトルク伝達は行うが変速には関与せず、入力軸回転は減速されずに第３キャリヤＰＣ３からそのまま出力される。   Further, since the first clutch C1 is engaged, the input shaft rotation is transmitted to the third ring gear R3 and the fourth carrier PC4 without being decelerated. Further, since the second and third clutches C2 and C3 are engaged, the fourth planetary gear G4 rotates integrally, and the third and fourth sun gears S3 and S4 rotate integrally. Therefore, the third and fourth planetary gears G3 and G4 transmit torque, but are not involved in shifting, and the input shaft rotation is output from the third carrier PC3 without being decelerated.

すなわち、７速の共線図はエンジンの出力回転により規定される（図１９参照）。   That is, the 7th gear alignment chart is defined by the engine output rotation (see FIG. 19).

図２３に示すように、太線で示す第１〜第３クラッチＣ１〜Ｃ３、第２連結メンバＭ２にトルクが作用する。すなわち、第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 23, torque acts on the first to third clutches C1 to C3 and the second connecting member M2 indicated by bold lines. That is, the third and fourth planetary gears G3 and G4 are involved in torque transmission.

<８速>
図２４は８速におけるトルクフローであり、第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３と第３ブレーキＢ３が締結される（図１８参照）。第１ブレーキＢ１が解放、第３ブレーキＢ３が締結されているため第１遊星ギヤＧ１は変速に関与せず、第２リングギヤＲ２に入力された入力軸回転は第２遊星ギヤＧ２により減速されて第４リングギヤＲ４に伝達される。 <8th speed>
FIG. 24 shows the torque flow at the eighth speed, and the first and third clutches C1, C3 and the third brake B3 are engaged (see FIG. 18). Since the first brake B1 is released and the third brake B3 is engaged, the first planetary gear G1 is not involved in the shift, and the input shaft rotation input to the second ring gear R2 is decelerated by the second planetary gear G2. It is transmitted to the fourth ring gear R4.

また、第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸回転は減速されずに第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に伝達される。さらに、第３クラッチＣ３が締結されているため第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４は一体回転する。したがって、第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に入力された入力軸回転は第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。   Further, since the first clutch C1 is engaged, the input shaft rotation is transmitted to the third ring gear R3 and the fourth carrier PC4 without being decelerated. Furthermore, since the third clutch C3 is engaged, the third and fourth sun gears S3 and S4 rotate integrally. Therefore, the input shaft rotation input to the third ring gear R3 and the fourth carrier PC4 is decelerated by the third and fourth planetary gears G3 and G4 and output from the third carrier PC3.

すなわち、８速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第３ブレーキＢ３の締結点と、エンジン回転がそのまま入力される第１クラッチＣ１の締結点により規定される（図１９参照）。   That is, the 8-speed alignment chart is defined by the engagement point of the third brake B3 that decelerates the output rotation of the engine and the engagement point of the first clutch C1 to which the engine rotation is input as it is (see FIG. 19).

図２４に示すように、太線で示す第３ブレーキＢ３、第３クラッチＣ３、第１〜第３連結メンバＭ１〜Ｍ３にトルクが作用する。すなわち、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４全ての遊星ギヤがトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 24, torque acts on the third brake B3, the third clutch C3, and the first to third connecting members M1 to M3 indicated by bold lines. That is, all the planetary gears of the first to fourth planetary gears G1 to G4 are involved in torque transmission.

<９速>
図２５は９速におけるトルクフローであり、第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３及び第１ブレーキＢ１が締結される（図１８参照）。第１、第３ブレーキＢ１が締結、第３ブレーキＢ３が解放されているため、第２リングギヤＲ２に入力されたエンジン回転は第１遊星ギヤＧ１により減速され、第１連結メンバＭ１を介して第４リングギヤＲ４に伝達される。 <9-speed>
FIG. 25 shows the torque flow at the ninth speed, and the first and third clutches C1, C3 and the first brake B1 are engaged (see FIG. 18). Since the first and third brakes B1 are engaged and the third brake B3 is released, the engine rotation input to the second ring gear R2 is decelerated by the first planetary gear G1, and is transmitted via the first connecting member M1. It is transmitted to the 4-ring gear R4.

また、第１クラッチＣ１が締結されているため、入力軸回転は減速されずに第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に伝達される。さらに、第３クラッチＣ３が締結されているため第３、第４サンギヤＳ３，Ｓ４は一体回転する。したがって、第３リングギヤＲ３及び第４キャリヤＰＣ４に入力された入力軸回転は第３、第４遊星ギヤＧ３，Ｇ４により減速され、第３キャリヤＰＣ３から出力される。   Further, since the first clutch C1 is engaged, the input shaft rotation is transmitted to the third ring gear R3 and the fourth carrier PC4 without being decelerated. Furthermore, since the third clutch C3 is engaged, the third and fourth sun gears S3 and S4 rotate integrally. Therefore, the input shaft rotation input to the third ring gear R3 and the fourth carrier PC4 is decelerated by the third and fourth planetary gears G3 and G4 and output from the third carrier PC3.

すなわち、９速の共線図はエンジンの出力回転を減速する第１ブレーキＢ１の締結点と、エンジン回転がそのまま入力される第１クラッチＣ１の締結点により規定により規定される（図１９参照）。   That is, the 9th gear collinear chart is defined by the regulation by the engagement point of the first brake B1 that decelerates the output rotation of the engine and the engagement point of the first clutch C1 to which the engine rotation is inputted as it is (see FIG. 19). .

図２５に示すように、太線で示す第１、第３クラッチＣ１，Ｃ３、第１ブレーキＢ１、第１、第２連結メンバＭ１，Ｍ２にトルクが作用する。すなわち、全ての遊星ギヤＧ１〜Ｇ４がトルク伝達に関与する。   As shown in FIG. 25, torque acts on the first and third clutches C1 and C3, the first brake B1, and the first and second connecting members M1 and M2 indicated by bold lines. That is, all the planetary gears G1 to G4 are involved in torque transmission.

<後退速>
後退速は実施例１と同様である（図１３参照）。 <Reverse speed>
The reverse speed is the same as in Example 1 (see FIG. 13).

図２６は、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４のギヤ比をそれぞれα１〜α４として各遊星ギヤのギヤ比を設定した場合における各変速段における変速比（ＧＥＡＲ ＲＡＴＩＯ）及び段間比（ＳＴＥＰ ＲＡＴＩＯ）である。図２６において、αはサンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した歯数比を示す。変速比は４．８４５２〜０．７２１０であり、実施例１と比べオーバードライブ段を１段減少させて低速重視となっている。   FIG. 26 shows the gear ratio (GEAR RATIO) and the gear ratio (STEP) at each gear position when the gear ratio of each planetary gear is set with the gear ratios of the first to fourth planetary gears G1 to G4 being α1 to α4, respectively. RATIO). In FIG. 26, α represents a gear ratio obtained by dividing the number of teeth of the sun gear by the number of teeth of the ring gear. The speed ratio is 4.8452 to 0.7210, and the overdrive stage is reduced by one stage compared to the first embodiment, and low speed is emphasized.

以上説明したように、実施例２の自動変速機用歯車変速装置にあっては、実施例１の第５ブレーキＢ５のかわりに、第１回転メンバＭ１と第１クラッチＣ１の入力軸ＩＮ側を選択的に断接する第４クラッチＣ４を追加した。   As described above, in the gear transmission for an automatic transmission according to the second embodiment, instead of the fifth brake B5 according to the first embodiment, the input shaft IN side of the first rotating member M1 and the first clutch C1 is connected. A fourth clutch C4 that selectively connects and disconnects is added.

これにより、実施例１の（１）、（２）、（４）及び（６）と同様の作用効果を達成しつつ、以下の効果を備える。   Thereby, the following effects are provided while achieving the same effects as (1), (2), (4) and (6) of the first embodiment.

（７）前進９速のうちオーバードライブ段（変速比<１）を２段確保することが可能となり、ギヤ比をワイド化して多段化のメリットを十分生かすことができる。とりわけ、９速以上の多段の場合、増速ギヤが１段だけではほとんどの変速段が変速比１以上となるため、１速ギヤ比が過大となる。したがって、強度確保のためプロペラシャフトやデファレンシャルを大型化しなければならず、必要以上に大型化する。また、１速が低速のために固有のファイナルギヤ比を設計せざるを得ず、部品共用化を図ることができない。
これに対し、オーバードライブ段を多段化することで、上述の課題を解消することができる。特に、実施例１のスケルトン構成に簡易な変更を加えるのみで実施例１では３段であったオーバードライブ段を２段とすることができる。車両特性に合わせ実施例１または２の構成を選択することにより、オーバードライブ段数を２段または３段に適宜変更可能とすることで、より汎用性を高めることができる。 (7) It is possible to secure two overdrive stages (gear ratio <1) among the nine forward speeds, and the gear ratio can be widened to fully utilize the merits of multistage. In particular, in the case of multiple speeds of 9th speed or higher, if only one speed increasing gear is used, most of the gear speeds will be 1 or higher, and the 1st gear ratio will be excessive. Therefore, the propeller shaft and the differential must be enlarged to ensure strength, and the size is increased more than necessary. In addition, since the first gear is a low speed, it is necessary to design a specific final gear ratio, and it is not possible to share parts.
On the other hand, the above-described problem can be solved by increasing the number of overdrive stages. In particular, only a simple change is made to the skeleton configuration of the first embodiment, so that the number of overdrive stages that are three in the first embodiment can be changed to two. By selecting the configuration of Example 1 or 2 according to the vehicle characteristics, the number of overdrive stages can be appropriately changed to two or three stages, so that versatility can be further improved.

（８）総数８個の摩擦締結要素のうちクラッチ自体が４個であり、しかも摩擦締結要素の大半は遠心力の影響を受けずに作動油が供給できるブレーキとしているため、作動油に対する遠心力の影響を極力排除して制御性を改善することができる。とりわけ、必然的に摩擦締結要素数が増加する多段自動変速機にあってはこの効果がより顕著となる。   (8) Of the total number of 8 frictional engagement elements, the number of clutches is 4, and most of the frictional engagement elements are brakes that can supply hydraulic oil without being affected by centrifugal force. As a result, the controllability can be improved by eliminating the influence of. In particular, this effect becomes more remarkable in a multi-stage automatic transmission in which the number of frictional engagement elements inevitably increases.

以下、実施例２の変形例を実施例２−１として示す。   Hereinafter, a modification of the second embodiment will be described as a second embodiment.

［実施例２−１］
図２７は実施例２−１のスケルトン図である。上述の実施例１−１と同様、実施例２−１では、実施例２のスケルトンにおいて第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２と並列に第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７をそれぞれ設け、第６ブレーキＢ６と直列に第１ワンウェイクラッチＦ１を設ける。さらに、第４サンギヤＳ４と第３サンギヤＳ３とを第２ワンウェイクラッチＦ２を介して接続し、第２ブレーキＢ２と直列に第３ワンウェイクラッチＦ３を設ける。 [Example 2-1]
FIG. 27 is a skeleton diagram of Example 2-1. As in the case of Example 1-1 described above, in Example 2-1, in the skeleton of Example 2, sixth and seventh brakes B6 and B7 are provided in parallel with the first and second brakes B1 and B2, respectively. A first one-way clutch F1 is provided in series with the brake B6. Further, the fourth sun gear S4 and the third sun gear S3 are connected via the second one-way clutch F2, and the third one-way clutch F3 is provided in series with the second brake B2.

図２８は、実施例２−１における締結表である。新たに追加した第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７以外の締結・解放制御則は実施例２の締結表（図１５参照）と同様である。第６ブレーキＢ６は第４速以外全て締結され、第７ブレーキＢ７は第１速〜第４速、及び第６速で締結される。また、共線図は実施例２と同様である（図１９参照）。   FIG. 28 is a fastening table in Example 2-1. The engagement / release control rules other than the newly added sixth and seventh brakes B6 and B7 are the same as those in the engagement table of the second embodiment (see FIG. 15). The sixth brake B6 is all engaged except for the fourth speed, and the seventh brake B7 is engaged at the first speed to the fourth speed and the sixth speed. The alignment chart is the same as that of the second embodiment (see FIG. 19).

実施例１−１と同様、実施例２−１で新たに追加された第１〜第３ワンウェイクラッチＦ１〜Ｆ３もトルク伝達に関与する。第１ワンウェイクラッチＦ１は１→２変速時、第２ワンウェイクラッチＦ２は１→２変速時及び２→３変速時においてトルク伝達に関与する。第３ワンウェイクラッチＦ３は５速までのアップシフトにおける３→４変速以外の全てにおいてトルク伝達に関与する。   Similar to the example 1-1, the first to third one-way clutches F1 to F3 newly added in the example 2-1 are also involved in torque transmission. The first one-way clutch F1 is involved in torque transmission during 1 → 2 shift, and the second one-way clutch F2 is involved in torque transmission during 1 → 2 shift and 2 → 3 shift. The third one-way clutch F3 is involved in torque transmission in all but the 3 → 4 shift in the upshift up to the fifth speed.

１→２速変速時及び２→３変速時における第１、第２ワンウェイクラッチＦ１，Ｆ２の変速精度向上効果は実施例１−１と同様である。４→５速変速時においても第７ブレーキＢ７を早めに解放し、第３クラッチＣ３の締結を開始することで、第３クラッチＣ３の締結容量が確保された時点で第３ワンウェイクラッチＦ３が解放され、変速タイミングの精度向上が図られる。   The effect of improving the shift accuracy of the first and second one-way clutches F1 and F2 at the time of 1 → 2 speed shift and 2 → 3 shift is the same as that of the embodiment 1-1. Even during the 4th to 5th speed shift, the seventh brake B7 is released early and the engagement of the third clutch C3 is started, so that the third one-way clutch F3 is released when the engagement capacity of the third clutch C3 is secured. Thus, the accuracy of the shift timing is improved.

実施例２−１にあっても、実施例２のスケルトンを大幅に変更することなく、単にブレーキとワンウェイクラッチを追加するのみで変速ショックが大きい低速段におけるスムーズな変速を達成することができる。   Even in Example 2-1, a smooth shift in a low speed stage where a shift shock is large can be achieved by simply adding a brake and a one-way clutch without significantly changing the skeleton of Example 2.

［基本構成］
図２９は実施例３における前進１０速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置のスケルトン図である。基本的な構成は実施例１及び実施例２と同様である。実施例１及び実施例２では前進９速後退１速であったが、実施例３では、実施例１の第５ブレーキＢ５と実施例２の第４クラッチＣ４を同時に設け、前進１０速後退１速を達成する。 [Basic configuration]
FIG. 29 is a skeleton diagram of a gear transmission for an automatic transmission that achieves 10 forward speeds and 1 reverse speed in the third embodiment. The basic configuration is the same as in the first and second embodiments. In the first and second embodiments, the forward speed is 9th and the reverse speed is 1. In the third embodiment, the fifth brake B5 of the first embodiment and the fourth clutch C4 of the second embodiment are provided at the same time, so Achieve speed.

［変速作用］
図３０は実施例３における締結作動表、図３１は各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。実施例１、２と同様、トルク伝達経路は太線、トルク伝達を行うギヤはハッチングで示す。 [Shifting action]
FIG. 30 is a fastening operation table according to the third embodiment, and FIG. 31 is a collinear diagram showing a rotation stop state of members at each gear. As in the first and second embodiments, the torque transmission path is indicated by a thick line, and the gear that performs torque transmission is indicated by hatching.

<１速〜３速>
１速〜３速は、実施例１と同様である（図４〜図６参照）。 <1st to 3rd speed>
The first to third speeds are the same as in the first embodiment (see FIGS. 4 to 6).

<４速〜９速>
４速〜９速は、実施例２と同様である（図２０〜図２５参照）。 <4th to 9th gear>
The fourth speed to the ninth speed are the same as in the second embodiment (see FIGS. 20 to 25).

<１０速>
１０速は、実施例１の９速と同様である（図１２参照）。 <10 speed>
The 10th speed is the same as the 9th speed of the first embodiment (see FIG. 12).

<後退速>
後退速は、実施例１及び実施例２と同様である（図１３参照）。 <Reverse speed>
The reverse speed is the same as in Example 1 and Example 2 (see FIG. 13).

図３２は、第１〜第４遊星ギヤＧ１〜Ｇ４のギヤ比をそれぞれα１〜α４として各遊星ギヤのギヤ比を設定した場合における各変速段における変速比（ＧＥＡＲ ＲＡＴＩＯ）及び段間比（ＳＴＥＰ ＲＡＴＩＯ）である。図３２において、αはサンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した歯数比を示す。実施例３におけるギヤ比は４．２８４２〜０．５６６３であり、８速以上の３速段をオーバードライブ段とする。   FIG. 32 shows the gear ratio (GEAR RATIO) and the gear ratio (STEP) at each gear position when the gear ratio of each planetary gear is set with the gear ratios of the first to fourth planetary gears G1 to G4 being α1 to α4, respectively. RATIO). In FIG. 32, α indicates a gear ratio obtained by dividing the number of teeth of the sun gear by the number of teeth of the ring gear. The gear ratio in the third embodiment is 4.2842 to 0.5663, and the third speed stage of the eighth speed or higher is set as the overdrive stage.

以上説明したように、実施例３の自動変速機用歯車変速装置にあっては、実施例１及び実施例２ではそれぞれ独立に設けられていた第５ブレーキＢ５と第４クラッチＣ４とを同時に設け、前進１０速後退１速を達成した。   As described above, in the gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment, the fifth brake B5 and the fourth clutch C4 that are provided independently in the first and second embodiments are provided at the same time. Achieved 10 forward speeds and 1 reverse speed.

これにより、実施例１の（１）、（２）、（４）及び（６）の効果に加え、以下の効果を備える。   Thereby, in addition to the effects (1), (2), (4) and (6) of the first embodiment, the following effects are provided.

（９）前進１０速のうちオーバードライブ段（変速比<１）を３速段確保することが可能となり、ギヤ比をワイド化して多段化のメリットを十分生かすことができる。とりわけ、１０速の多段の場合、増速ギヤが１段や２段だけではほとんどの変速段が変速比１以上となるため１速ギヤ比が過大となり、強度確保のためプロペラシャフトやデファレンシャルを大型化しなければならず、必要以上に大型化する。また、１速が低速のために固有のファイナルギヤ比を設計せざるを得ず、部品共用化を図ることができない。
これに対し、オーバードライブ段を多段とすることで、上述の課題を解消することができる。特に、実施例１のスケルトン構成にクラッチを１つ追加するのみで、実施例１及び実施例２の効果を維持しつつ、オーバードライブ段を３段備えた前進１０速後退１速を達成することができる。車両特性に合わせ各実施例１〜３の構成を適宜選択することにより、より汎用性を高めることができる。 (9) Of the 10 forward speeds, the overdrive stage (gear ratio <1) can be secured at the third speed, and the gear ratio can be widened to fully utilize the merits of multiple stages. In particular, in the case of 10-speed multi-stage, if the speed-up gear is only 1 or 2 speeds, most of the shift speeds will be 1 or more, and the 1-speed gear ratio will be excessive, and the propeller shaft and differential will be large to ensure strength. Must be made larger and larger than necessary. In addition, since the first gear is a low speed, it is necessary to design a specific final gear ratio, and it is not possible to share parts.
On the other hand, the above-described problem can be solved by using multiple overdrive stages. In particular, only one clutch is added to the skeleton configuration of the first embodiment, and the forward 10 speed and the first reverse speed with three overdrive stages are achieved while maintaining the effects of the first and second embodiments. Can do. By appropriately selecting the configurations of the first to third embodiments according to the vehicle characteristics, versatility can be further enhanced.

（１０）総数９個の摩擦締結要素のうちクラッチ自体が４個であり、しかも摩擦締結要素の大半は遠心力の影響を受けずに作動油が供給可能なブレーキとしているため、作動油に対する遠心力の影響を極力排除して制御性を改善することができる。とりわけ、必然的に摩擦締結要素数が増加する多段変速機にあっては、この効果がより顕著となる。   (10) Of the total of nine frictional engagement elements, the clutch itself is four, and most of the frictional engagement elements are brakes that can supply hydraulic oil without being affected by centrifugal force. Controllability can be improved by eliminating the influence of force as much as possible. In particular, in a multi-stage transmission where the number of frictional engagement elements inevitably increases, this effect becomes more remarkable.

以下、実施例３の変形例を実施例３−１として示す。   Hereinafter, a modification of the third embodiment will be described as a third embodiment.

［実施例３−１］
図３３は実施例３−１のスケルトン図である。上述の実施例１−１、実施例２−１と同様、実施例３−１では、実施例３のスケルトンにおいて第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２と並列に第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７をそれぞれ設け、第６ブレーキＢ６と直列に第１ワンウェイクラッチＦ１を設ける。さらに、第４サンギヤＳ４と第３サンギヤＳ３とを第２ワンウェイクラッチＦ２を介して接続し、第２ブレーキＢ２と直列に第３ワンウェイクラッチＦ３を設ける。 [Example 3-1]
FIG. 33 is a skeleton diagram of Example 3-1. Like Example 1-1 and Example 2-1, in Example 3-1, in the skeleton of Example 3, the sixth and seventh brakes B6 and B7 are arranged in parallel with the first and second brakes B1 and B2. The first one-way clutch F1 is provided in series with the sixth brake B6. Further, the fourth sun gear S4 and the third sun gear S3 are connected via the second one-way clutch F2, and the third one-way clutch F3 is provided in series with the second brake B2.

図３４は、実施例３−１における締結表である。新たに追加した第６、第７ブレーキＢ６，Ｂ７以外の締結・解放制御則は実施例３の締結表（図３０参照）と同様である。第６ブレーキＢ６は第４速以外全て締結され、第７ブレーキＢ７は第１速〜第４速、及び第６速で締結される。また、共線図は実施例３と同様である（図１９参照）。   FIG. 34 is a fastening table in Example 3-1. The engagement / release control rules other than the newly added sixth and seventh brakes B6 and B7 are the same as those in the engagement table of the third embodiment (see FIG. 30). The sixth brake B6 is all engaged except for the fourth speed, and the seventh brake B7 is engaged at the first speed to the fourth speed and the sixth speed. The alignment chart is the same as that of the third embodiment (see FIG. 19).

実施例２−１と同様、実施例３−１で新たに追加された第１〜第３ワンウェイクラッチＦ１〜Ｆ３もトルク伝達に関与する。各ワンウェイクラッチＦ１〜Ｆ３の変速精度向上における作用効果は実施例２−１と同様である。   Similar to the embodiment 2-1, the first to third one-way clutches F1 to F3 newly added in the embodiment 3-1 are also involved in torque transmission. The operational effects of the one-way clutches F1 to F3 in improving the shifting accuracy are the same as those in the embodiment 2-1.

実施例１のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。1 is a skeleton diagram showing a configuration of a gear transmission for an automatic transmission that achieves an FR type 9 forward speed and 1 reverse speed in Embodiment 1. FIG. 実施例１の締結作動表である。2 is a fastening operation table according to the first embodiment. 実施例１の各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。FIG. 6 is a collinear diagram illustrating a rotation stop state of members at each shift speed according to the first embodiment. 実施例１の前進１速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the forward 1st speed of Example 1. FIG. 実施例１の前進２速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the 2nd forward speed of Example 1. FIG. 実施例１の前進３速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the forward 3rd speed of Example 1. FIG. 実施例１の前進４速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the forward 4 speed of Example 1. FIG. 実施例１の前進５速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the 5th forward speed of Example 1. FIG. 実施例１の前進６速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the 6th forward speed of Example 1. FIG. 実施例１の前進７速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the forward 7 speed of Example 1. FIG. 実施例１の前進８速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the 8th forward speed of Example 1. FIG. 実施例１の前進９速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in 9 forward speeds of Example 1. FIG. 実施例１の後退速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the reverse speed of Example 1. FIG. 実施例１の自動変速機用歯車変速装置におけるギヤ比の具体例を示す図である。It is a figure which shows the specific example of the gear ratio in the gear transmission for automatic transmissions of Example 1. FIG. 実施例１−１のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the gear transmission for automatic transmissions which achieves the FR type 9 forward speed 1 reverse speed of Example 1-1. 実施例１−１の締結作動表を示す図である。It is a figure which shows the fastening operation | movement table | surface of Example 1-1. 実施例２のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the gear type gearbox for automatic transmissions which achieves the FR type forward 9 speed reverse 1 speed of Example 2. FIG. 実施例２の締結作動表を示す図である。It is a figure which shows the fastening operation | movement table | surface of Example 2. FIG. 実施例２の各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。FIG. 10 is a collinear diagram illustrating a rotation stop state of members at each gear position according to the second embodiment. 実施例２の前進４速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the forward 4 speed of Example 2. FIG. 実施例２の前進５速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the 5th forward speed of Example 2. FIG. 実施例２の前進６速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the 6th forward speed of Example 2. FIG. 実施例２の前進７速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the forward 7 speed of Example 2. FIG. 実施例２の前進８速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the 8th forward speed of Example 2. FIG. 実施例２の前進９速におけるトルクフローを示す図である。It is a figure which shows the torque flow in the 9th forward speed of Example 2. FIG. 実施例２の自動変速機用歯車変速装置におけるギヤ比の具体例を示す図である。It is a figure which shows the specific example of the gear ratio in the gear transmission for automatic transmissions of Example 2. FIG. 実施例２−１のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the gear transmission for automatic transmissions which achieves the FR type 9 forward speed reverse 1 speed of Example 2-1. 実施例２−１の締結作動表を示す図である。It is a figure which shows the fastening operation | movement table | surface of Example 2-1. 実施例３のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。FIG. 6 is a skeleton diagram showing a configuration of a gear transmission for an automatic transmission that achieves an FR type 9 forward speed and 1 reverse speed according to a third embodiment. 実施例３の締結作動表を示す図である。It is a figure which shows the fastening operation | movement table | surface of Example 3. FIG. 実施例３各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。FIG. 9 is a collinear diagram illustrating a rotation stop state of members at each gear position in the third embodiment. 実施例３の自動変速機用歯車変速装置におけるギヤ比の具体例を示す図である。It is a figure which shows the specific example of the gear ratio in the gear transmission for automatic transmissions of Example 3. FIG. 実施例３−１のＦＲ型の前進９速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the gear transmission for automatic transmissions which achieves the FR type 9 forward speed reverse 1 speed of Example 3-1. 実施例３−１の締結作動表を示す図である。It is a figure which shows the fastening operation | movement table | surface of Example 3-1.

符号の説明Explanation of symbols

ＧＳ１ 第１遊星ギヤセット
ＧＳ２ 第２遊星ギヤセット
Ｇ１ 第１遊星ギヤ
Ｇ２ 第２遊星ギヤ
Ｇ３ 第３遊星ギヤ
Ｇ４ 第４遊星ギヤ
Ｍ１ 第１連結メンバ
Ｍ２ 第２連結メンバ
Ｍ３ 第３連結メンバ
Ｃ１ 第１クラッチ
Ｃ２ 第２クラッチ
Ｃ３ 第３クラッチ
Ｃ４ 第４クラッチ
Ｂ１ 第１ブレーキ
Ｂ２ 第２ブレーキ
Ｂ３ 第３ブレーキ
Ｂ４ 第４ブレーキ
Ｂ５ 第５ブレーキ
Ｂ６ 第６ブレーキ
Ｂ７ 第７ブレーキ
Ｆ１ 第１ワンウェイクラッチ
Ｆ２ 第２ワンウェイクラッチ
Ｆ３ 第３ワンウェイクラッチ
ＩＮ 入力軸
ＯＵＴ 出力軸
GS1 1st planetary gear set GS2 2nd planetary gear set G1 1st planetary gear G2 2nd planetary gear G3 3rd planetary gear G4 4th planetary gear M1 1st connecting member M2 2nd connecting member M3 3rd connecting member C1 1st clutch C2 2nd clutch C3 3rd clutch C4 4th clutch B1 1st brake B2 2nd brake B3 3rd brake B4 4th brake B5 5th brake B6 6th brake B7 7th brake F1 1st one-way clutch F2 2nd one-way clutch F3 Third one-way clutch IN Input shaft OUT Output shaft

Claims (3)

第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星ギヤと、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤと、
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤと、
第４サンギヤと、第４リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第４キャリヤを有するシングルピニオン型の第４遊星ギヤと、
前記第１リングギヤと前記第２キャリヤと前記第４リングギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
前記第３リングギヤと前記第４キャリヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを一体的に連結する第３連結メンバと、
前記第２リングギヤと前記第２連結メンバとを選択的に断接する第１クラッチと、
前記第４キャリヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
前記第１キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
前記第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
前記第３連結メンバの回転を選択的に停止させる第３ブレーキと、
前記第２連結メンバの回転を選択的に停止させる第４ブレーキと、
前記第１連結メンバの回転を選択的に停止させる第５ブレーキと、
前記第２リングギヤに連結される入力部材と、
前記第３キャリヤに連結される出力部材と、
を備え、
前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第２ブレーキの締結により１速、
前記第３クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により２速、
前記第２クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により３速、
前記第２クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により４速、
前記第１クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により５速、
前記第１クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第３クラッチの締結により６速、
前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により７速、
前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により第８速、
前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第５ブレーキの締結により第９速、
前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第４ブレーキの締結により後退速、
を得る前進９速後退１速の変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear having a first carrier that supports a pinion meshing with both gears;
A second sun gear, a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear having a second carrier for supporting a pinion meshing with both gears;
A third sun gear, a third ring gear, and a single pinion type third planetary gear having a third carrier supporting a pinion meshing with both gears;
A fourth sun gear, a fourth ring gear, and a single pinion type fourth planetary gear having a fourth carrier supporting a pinion meshing with both gears;
A first connecting member that integrally connects the first ring gear, the second carrier, and the fourth ring gear;
A second connecting member that integrally connects the third ring gear and the fourth carrier;
A third connecting member that integrally connects the first sun gear and the second sun gear;
A first clutch that selectively connects and disconnects the second ring gear and the second connecting member;
A second clutch that selectively connects and disconnects the fourth carrier and the fourth sun gear;
A third clutch that selectively connects and disconnects the third sun gear and the fourth sun gear;
A first brake for selectively stopping rotation of the first carrier;
A second brake for selectively stopping the rotation of the third sun gear;
A third brake for selectively stopping the rotation of the third connecting member;
A fourth brake for selectively stopping the rotation of the second connecting member;
A fifth brake for selectively stopping the rotation of the first connecting member;
An input member coupled to the second ring gear;
An output member coupled to the third carrier;
With
1st speed by engaging the third clutch, the first brake and the second brake,
2nd speed by engagement of the third clutch, the second brake and the third brake,
3rd speed by engaging the second clutch, the second brake and the third brake,
4th speed by engaging the second clutch, the third clutch and the third brake,
5th speed by engaging the first clutch and the second brake,
6-speed by engaging the first clutch, the second clutch and the third clutch,
7-speed by engaging the first clutch, the third clutch and the third brake,
8th speed by engaging the first clutch, the third clutch and the first brake;
9th speed by engaging the first clutch, the third clutch and the fifth brake;
The reverse speed by engaging the third clutch, the first brake and the fourth brake,
A gear transmission for an automatic transmission, characterized in that it is provided with shift control means for forward 9-speed reverse 1-speed to obtain 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星ギヤと、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤと、
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤと、
第４サンギヤと、第４リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第４キャリヤを有するシングルピニオン型の第４遊星ギヤと、
前記第１リングギヤと前記第２キャリヤと前記第４リングギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
前記第３リングギヤと前記第４キャリヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを一体的に連結する第３連結メンバと、
前記第２リングギヤと前記第３リングギヤとを選択的に断接する第１クラッチと、
前記第４キャリヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
前記第１連結メンバと前記第２リングギヤとを選択的に断接する第４クラッチと、
前記第１キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
前記第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
前記第３連結メンバの回転を選択的に停止させる第３ブレーキと、
前記第２連結メンバの回転を選択的に停止させる第４ブレーキと、
前記第２リングギヤに連結される入力部材と、
前記第３キャリヤに連結される出力部材と、
を備え、
前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第２ブレーキの締結により第１速、
前記第３クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により第２速、
前記第２クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により第３速、
前記第３クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により第４速、
前記第２クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により第５速、
前記第１クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により第６速、
前記第１クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第３クラッチの締結により第７速、
前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により第８速、
前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により第９速、
前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第４ブレーキの締結により後退速、
を得る前進９速後退１速の変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear having a first carrier that supports a pinion meshing with both gears;
A second sun gear, a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear having a second carrier for supporting a pinion meshing with both gears;
A third sun gear, a third ring gear, and a single pinion type third planetary gear having a third carrier supporting a pinion meshing with both gears;
A fourth sun gear, a fourth ring gear, and a single pinion type fourth planetary gear having a fourth carrier supporting a pinion meshing with both gears;
A first connecting member that integrally connects the first ring gear, the second carrier, and the fourth ring gear;
A second connecting member that integrally connects the third ring gear and the fourth carrier;
A third connecting member that integrally connects the first sun gear and the second sun gear;
A first clutch that selectively connects and disconnects the second ring gear and the third ring gear;
A second clutch that selectively connects and disconnects the fourth carrier and the fourth sun gear;
A third clutch that selectively connects and disconnects the third sun gear and the fourth sun gear;
A fourth clutch for selectively connecting and disconnecting the first connecting member and the second ring gear;
A first brake for selectively stopping rotation of the first carrier;
A second brake for selectively stopping the rotation of the third sun gear;
A third brake for selectively stopping the rotation of the third connecting member;
A fourth brake for selectively stopping the rotation of the second connecting member;
An input member coupled to the second ring gear;
An output member coupled to the third carrier;
With
The first speed is achieved by engaging the third clutch, the first brake, and the second brake.
The second speed is achieved by engaging the third clutch, the second brake, and the third brake.
Third speed by engaging the second clutch, the second brake and the third brake,
A fourth speed by engaging the third clutch, the fourth clutch and the second brake;
The fifth speed is achieved by engaging the second clutch, the third clutch, and the third brake.
A sixth speed by engaging the first clutch and the second brake;
A seventh speed by engaging the first clutch, the second clutch, and the third clutch;
8th speed by engaging the first clutch, the third clutch and the third brake,
9th speed by engaging the first clutch, the third clutch and the first brake;
The reverse speed by engaging the third clutch, the first brake and the fourth brake,
A gear transmission for an automatic transmission, characterized in that it is provided with shift control means for forward 9-speed reverse 1-speed to obtain 第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星ギヤと、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤと、
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤと、
第４サンギヤと、第４リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第４キャリヤを有するシングルピニオン型の第４遊星ギヤと、
前記第１リングギヤと前記第２キャリヤと前記第４リングギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
前記第３リングギヤと前記第４キャリヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを一体的に連結する第３連結メンバと、
前記第２リングギヤと前記第２連結メンバとを選択的に断接する第１クラッチと、
前記第４キャリヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
前記第１連結メンバと前記第２リングギヤとを選択的に断接する第４クラッチと、
前記第１キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
前記第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
前記第３連結メンバの回転を選択的に停止させる第３ブレーキと、
前記第２連結メンバの回転を選択的に停止させる第４ブレーキと、
前記第１連結メンバの回転を選択的に停止させる第５ブレーキと、
前記第２リングギヤに連結される入力部材と、
前記第３キャリヤに連結される出力部材と、
を備え、
前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第２ブレーキの締結により第１速、
前記第３クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により第２速、
前記第２クラッチ、前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキの締結により第３速、
前記第３クラッチ、前記第４クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により第４速、
前記第２クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により第５速、
前記第１クラッチ及び前記第２ブレーキの締結により第６速、
前記第１クラッチ、前記第２クラッチ及び前記第３クラッチの締結により第７速、
前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第３ブレーキの締結により第８速、
前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第１ブレーキの締結により第９速、
前記第１クラッチ、前記第３クラッチ及び前記第５ブレーキの締結により第１０速、
前記第３クラッチ、前記第１ブレーキ及び前記第４ブレーキの締結により後退速、
を得る前進１０速後退１速の変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
A first sun gear, a first ring gear, and a single pinion type first planetary gear having a first carrier that supports a pinion meshing with both gears;
A second sun gear, a second ring gear, and a single pinion type second planetary gear having a second carrier for supporting a pinion meshing with both gears;
A third sun gear, a third ring gear, and a single pinion type third planetary gear having a third carrier supporting a pinion meshing with both gears;
A fourth sun gear, a fourth ring gear, and a single pinion type fourth planetary gear having a fourth carrier supporting a pinion meshing with both gears;
A first connecting member that integrally connects the first ring gear, the second carrier, and the fourth ring gear;
A second connecting member that integrally connects the third ring gear and the fourth carrier;
A third connecting member that integrally connects the first sun gear and the second sun gear;
A first clutch that selectively connects and disconnects the second ring gear and the second connecting member;
A second clutch that selectively connects and disconnects the fourth carrier and the fourth sun gear;
A third clutch that selectively connects and disconnects the third sun gear and the fourth sun gear;
A fourth clutch for selectively connecting and disconnecting the first connecting member and the second ring gear;
A first brake for selectively stopping rotation of the first carrier;
A second brake for selectively stopping the rotation of the third sun gear;
A third brake for selectively stopping the rotation of the third connecting member;
A fourth brake for selectively stopping the rotation of the second connecting member;
A fifth brake for selectively stopping the rotation of the first connecting member;
An input member coupled to the second ring gear;
An output member coupled to the third carrier;
With
The first speed is achieved by engaging the third clutch, the first brake, and the second brake.
The second speed is achieved by engaging the third clutch, the second brake, and the third brake.
Third speed by engaging the second clutch, the second brake and the third brake,
A fourth speed by engaging the third clutch, the fourth clutch and the second brake;
The fifth speed is achieved by engaging the second clutch, the third clutch, and the third brake.
A sixth speed by engaging the first clutch and the second brake;
A seventh speed by engaging the first clutch, the second clutch, and the third clutch;
8th speed by engaging the first clutch, the third clutch and the third brake,
9th speed by engaging the first clutch, the third clutch and the first brake;
10th speed by engagement of the first clutch, the third clutch and the fifth brake,
The reverse speed by engaging the third clutch, the first brake and the fourth brake,
A gear transmission for an automatic transmission, characterized in that shift control means for forward 10 speed and reverse 1 speed is provided.
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