JP2006125585A - Multi-stage transmission for vehicle - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a multi-stage transmission for a vehicle, satisfying the requirements for manufacturing cost and loading performance and also improving the degree of freedom in setting a change gear ratio, a change gear ratio step and a total change gear ratio width. <P>SOLUTION: A third rotary element RE3 (Rs, R3, R4) includes: a main transmission part 38 connected to an output shaft 34 to output rotation; a first clutch C1 selectively connecting an intermediate output member 32 and a fifth rotary element RE (S3); a second clutch C2 selectively connecting an input shaft 22 and a second rotary element RE2 (CA2, CA3, CA4); a third clutch C3 selectively connecting an intermediate output member 32 and a first rotary element RE1 (S2); a fifth clutch C5 selectively connecting the intermediate output member 32 and a fourth rotary element RE4 (S4); a first brake B1 selectively connecting the first rotary element RE1 to a transmission case 16; and a second brake B2 selectively connecting the second rotary element RE2 to the transmission case 16, whereby a transmission 14 having high degree of freedom in setting can be obtained. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、自動車等の車両において、原動機と駆動輪との間に設けられる車両用多段変速機に関する。   The present invention relates to a vehicular multi-stage transmission provided between a prime mover and drive wheels in a vehicle such as an automobile.

車両においては、通常、原動機と駆動輪との間に変速機が設けられる。この変速機の一態様として、予め定められた複数の変速比或いは変速段を成立させるための多段変速機が知られており、複数の遊星歯車装置及びそれらを構成する要素を相互に係合するための係合要素であるクラッチ及びブレーキ等を用いた遊星歯車式多段変速機が広く用いられている。例えば、特許文献１に記載された変速装置がそれであり、この技術によれば、前進８段の多段変速が実現される。   In a vehicle, a transmission is usually provided between a prime mover and a drive wheel. As one aspect of this transmission, a multi-stage transmission for establishing a plurality of predetermined gear ratios or shift stages is known, and a plurality of planetary gear devices and elements constituting them are mutually engaged. For this reason, planetary gear type multi-stage transmissions using clutches and brakes, which are engaging elements, are widely used. For example, this is the transmission described in Patent Document 1, and according to this technique, a multi-speed shift with 8 forward speeds is realized.

特開２００１−１８２７８５号公報JP 2001-182785 A

ところで、前述したような従来の多段変速機では、車速及びアクセル操作量等の運転状態をパラメータとして予め定められた変速マップ（変速条件）に従って変速が行われると共に、スポーツモードやスノーモード等の運転モードや運転者の好み、走行状態等に応じて複数の変速マップが使い分けられるのが一般的であるが、成立する各変速段の数や変速比、連続する変速段の変速比の変化割合である変速比ステップ、最大変速比と最小変速比との割合であるトータル変速比幅等は一定とされるため、必ずしも運転者を満足させる変速制御が実現できるとは言い難かった。斯かる不具合を解消するため、遊星歯車装置やクラッチ、ブレーキ等の数を増やすことが考えられるが、それにより変速機が複雑で大掛かりになり、製造コストや搭載性の悪化を発生させるため実用的でない。このため、製造コストや搭載性等の要求を満足させつつ変速比、変速比ステップ、トータル変速比幅等の設定自由度を向上させる車両用多段変速機の開発が求められていた。   By the way, in the conventional multi-stage transmission as described above, a shift is performed according to a predetermined shift map (shift condition) with driving conditions such as a vehicle speed and an accelerator operation amount as parameters, and driving in a sports mode, a snow mode, or the like. In general, multiple shift maps are used depending on the mode, driver's preference, driving conditions, etc., but the number of shift stages and shift ratios established, and the change ratio of the shift ratios of successive shift stages. Since a certain speed ratio step, a total speed ratio width that is a ratio between the maximum speed ratio and the minimum speed ratio, and the like are constant, it is not always possible to realize speed change control that satisfies the driver. In order to eliminate such problems, it is conceivable to increase the number of planetary gear units, clutches, brakes, etc., but this increases the complexity and size of the transmission, which is impractical to reduce manufacturing costs and mountability. Not. For this reason, there has been a demand for the development of a multi-stage transmission for a vehicle that satisfies the requirements such as the manufacturing cost and the mountability while improving the degree of freedom in setting the gear ratio, the gear ratio step, the total gear ratio width and the like.

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、製造コストや搭載性等の要求を満足させつつ変速比、変速比ステップ、トータル変速比幅等の設定自由度を向上させる車両用多段変速機を提供することにある。   The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to set the gear ratio, gear ratio step, total gear ratio width, etc. while satisfying the requirements of manufacturing cost, mountability, etc. An object of the present invention is to provide a vehicular multi-stage transmission that improves the degree of freedom.

斯かる目的を達成するために、本発明の要旨とするところは、（ａ）入力回転部材の回転を減速して伝達する中間出力部材と、（ｂ）シングルピニオン型の第１遊星歯車装置と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置及び第３遊星歯車装置とを、有し、前記第１遊星歯車装置のサンギヤによって第１回転要素が構成され、前記第１遊星歯車装置のキャリヤ、第２遊星歯車装置のキャリヤ、及び第３遊星歯車装置のキャリヤが相互に連結されて第２回転要素が構成され、前記第１遊星歯車装置のリングギヤ、第２遊星歯車装置のリングギヤ、及び第３遊星歯車装置のリングギヤが相互に連結されて第３回転要素が構成され、前記第３遊星歯車装置のサンギヤによって第４回転要素が構成され、前記第２遊星歯車装置のサンギヤによって第５回転要素が構成されると共に、前記第３回転要素が出力回転部材に連結されて回転を出力する主変速部と、（ｃ）前記中間出力部材と前記第５回転要素とを選択的に連結する第１クラッチ要素と、（ｄ）前記入力回転部材と前記第２回転要素とを選択的に連結する第２クラッチ要素と、（ｅ）前記中間出力部材と前記第１回転要素とを選択的に連結する第３クラッチ要素と、（ｆ）前記中間出力部材と前記第４回転要素とを選択的に連結する第４クラッチ要素と、（ｇ）前記第１回転要素を選択的に非回転部材に連結する第１ブレーキ要素と、（ｈ）前記第２回転要素を選択的に非回転部材に連結する第２ブレーキ要素とを、有することを特徴とするものである。   In order to achieve such an object, the gist of the present invention is that: (a) an intermediate output member that transmits the rotation of the input rotating member at a reduced speed; and (b) a single planetary first planetary gear device. The second planetary gear device of the double pinion type and the third planetary gear device, the first rotating element is constituted by the sun gear of the first planetary gear device, the carrier of the first planetary gear device, the second The carrier of the planetary gear device and the carrier of the third planetary gear device are connected to each other to form a second rotating element, and the ring gear of the first planetary gear device, the ring gear of the second planetary gear device, and the third planetary gear The ring gears of the device are connected to each other to form a third rotating element, the fourth rotating element is configured by the sun gear of the third planetary gear device, and the fifth rotation is performed by the sun gear of the second planetary gear device. A main transmission unit configured to output rotation by connecting the third rotating element to an output rotating member; and (c) a first gear selectively connecting the intermediate output member and the fifth rotating element. 1 clutch element; (d) a second clutch element that selectively connects the input rotation member and the second rotation element; and (e) a connection that selectively connects the intermediate output member and the first rotation element. A third clutch element that performs, (f) a fourth clutch element that selectively connects the intermediate output member and the fourth rotating element, and (g) selectively connects the first rotating element to the non-rotating member. And (h) a second brake element that selectively connects the second rotating element to a non-rotating member.

このように、本発明によれば、入力回転部材の回転を減速して伝達する中間出力部材と、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置及び第３遊星歯車装置とを、有し、前記第１遊星歯車装置のサンギヤによって第１回転要素が構成され、前記第１遊星歯車装置のキャリヤ、第２遊星歯車装置のキャリヤ、及び第３遊星歯車装置のキャリヤが相互に連結されて第２回転要素が構成され、前記第１遊星歯車装置のリングギヤ、第２遊星歯車装置のリングギヤ、及び第３遊星歯車装置のリングギヤが相互に連結されて第３回転要素が構成され、前記第３遊星歯車装置のサンギヤによって第４回転要素が構成され、前記第２遊星歯車装置のサンギヤによって第５回転要素が構成されると共に、前記第３回転要素が出力回転部材に連結されて回転を出力する主変速部と、前記中間出力部材と前記第５回転要素とを選択的に連結する第１クラッチ要素と、前記入力回転部材と前記第２回転要素とを選択的に連結する第２クラッチ要素と、前記中間出力部材と前記第１回転要素とを選択的に連結する第３クラッチ要素と、前記中間出力部材と前記第４回転要素とを選択的に連結する第４クラッチ要素と、前記第１回転要素を選択的に非回転部材に連結する第１ブレーキ要素と、前記第２回転要素を選択的に非回転部材に連結する第２ブレーキ要素とを、有することから、製造コストや搭載性等に何ら弊害を発生させることなく、変速比、変速比ステップ、トータル変速比幅等の設定自由度を向上させることができる。また、前記第３遊星歯車装置のギヤ比を調整することで、前記第４回転要素と第５回転要素との相対回転を調整できるため、前記第２遊星歯車装置のサンギヤにかかるトルクが大きくなるのを抑制することができる。   As described above, according to the present invention, the intermediate output member that transmits the rotation of the input rotation member at a reduced speed, the first planetary gear device of the single pinion type, the second planetary gear device of the double pinion type, and the third planetary gear device. A first rotating element is constituted by the sun gear of the first planetary gear device, and the carrier of the first planetary gear device, the carrier of the second planetary gear device, and the carrier of the third planetary gear device. Are connected to each other to form a second rotating element, and the ring gear of the first planetary gear device, the ring gear of the second planetary gear device, and the ring gear of the third planetary gear device are connected to each other to form a third rotating element. And a fourth rotating element is constituted by the sun gear of the third planetary gear device, a fifth rotating element is constituted by the sun gear of the second planetary gear device, and the third rotating element. A main transmission connected to the output rotating member for outputting rotation; a first clutch element for selectively connecting the intermediate output member and the fifth rotating element; the input rotating member and the second rotating element; A second clutch element that selectively connects the intermediate output member and the first rotating element, a third clutch element that selectively connects the intermediate output member and the first rotating element, and the intermediate output member and the fourth rotating element selectively. A fourth clutch element to be connected; a first brake element for selectively connecting the first rotating element to a non-rotating member; and a second brake element for selectively connecting the second rotating element to a non-rotating member. Therefore, the degree of freedom in setting the gear ratio, the gear ratio step, the total gear ratio width, etc. can be improved without causing any adverse effects on the manufacturing cost, mountability, and the like. Further, since the relative rotation between the fourth rotating element and the fifth rotating element can be adjusted by adjusting the gear ratio of the third planetary gear device, the torque applied to the sun gear of the second planetary gear device is increased. Can be suppressed.

ここで、好適には、前記入力回転部材と前記第１回転要素とを選択的に連結する第５クラッチ要素を有するものである。このようにすれば、前記多段変速機によって成立させられる変速段を更に多くすることができる。   Here, it is preferable to have a fifth clutch element that selectively connects the input rotation member and the first rotation element. In this way, it is possible to further increase the speeds established by the multi-speed transmission.

また、好適には、所定の変速段を成立させるに際して、前記第１クラッチ要素を係合させ且つ前記第４クラッチ要素を解放させた状態でその変速段を成立させる第１の態様及び前記第１クラッチ要素を解放させ且つ前記第４クラッチ要素を係合させた状態で前記変速段を成立させる第２の態様の何れかを選択して変速制御を行うものである。このようにすれば、運転者の好みを反映した満足度の高い変速制御を行うことができる。   Preferably, when the predetermined shift speed is established, the first aspect in which the first clutch element is engaged and the fourth clutch element is released is established in the first mode and the first Shift control is performed by selecting any one of the second modes in which the shift stage is established with the clutch element released and the fourth clutch element engaged. In this way, it is possible to perform shift control with high satisfaction reflecting the driver's preference.

以下、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は、車両用自動変速機として好適に用いられる車両用多段変速機（以下、単に変速機と称する）１４の構成を説明する骨子図である。この図１に示すように、本実施例の変速機１４は、車体に取り付けられる非回転部材であるトランスミッションケース１６内において共通の軸心上に順次配設されたロックアップクラッチ１８付きのトルクコンバータ２０、そのトルクコンバータ２０に連結された入力回転部材である入力軸２２、遊星歯車装置２４を主体として構成される副変速部３６、第１遊星歯車装置２６、第２遊星歯車装置２８、及び第３遊星歯車装置３０を主体として構成される主変速部３８、上記副変速部３６の出力を主変速部３８へ伝達するための中間出力部材３２、及び出力回転部材である出力軸３４を同心に備えて構成されている。   FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a vehicular multi-stage transmission (hereinafter simply referred to as a transmission) 14 that is preferably used as a vehicular automatic transmission. As shown in FIG. 1, a transmission 14 according to this embodiment includes a torque converter with a lock-up clutch 18 that is sequentially disposed on a common axis in a transmission case 16 that is a non-rotating member attached to a vehicle body. 20, an input shaft 22 that is an input rotating member connected to the torque converter 20, an auxiliary transmission unit 36 mainly composed of a planetary gear unit 24, a first planetary gear unit 26, a second planetary gear unit 28, and A main transmission unit 38 mainly composed of a three planetary gear unit 30, an intermediate output member 32 for transmitting the output of the auxiliary transmission unit 36 to the main transmission unit 38, and an output shaft 34 as an output rotation member are concentric. It is prepared for.

上記変速機１４は、車両において縦置きされるＦＲ用自動変速機や、横置きされるＦＦ用自動変速機等として好適に用いられるものであり、原動機であるエンジン１０と図示しない駆動輪との間に配設され、そのエンジン１０の出力を変速して駆動輪に伝達する。上記トルクコンバータ２０は、上記エンジン１０のクランク軸１２に作動的に連結され、そのエンジン１０から出力される動力を上記入力軸２２へ出力する。すなわち、上記トルクコンバータ２０の出力側回転部材であるタービン軸に連結される上記入力軸２２は、上記エンジン１０により回転駆動されることになり、上記トルクコンバータ２０のタービン軸も上記入力軸２２と同様に入力回転部材に相当する。また、上記出力軸３４は、例えば図示しない差動歯車装置等を介して左右一対の駆動輪を回転駆動する。なお、上記変速機１４は、その軸心に関して対称的に構成されているため、図１に示す骨子図においてはその下側が省略されている。以下の説明に用いる骨子図においても同様である。   The transmission 14 is suitably used as an FR automatic transmission that is vertically installed in a vehicle, an FF automatic transmission that is horizontally installed, or the like, and includes an engine 10 that is a prime mover and drive wheels (not shown). Arranged between the two, the output of the engine 10 is shifted and transmitted to the drive wheels. The torque converter 20 is operatively connected to the crankshaft 12 of the engine 10 and outputs power output from the engine 10 to the input shaft 22. That is, the input shaft 22 connected to the turbine shaft that is the output side rotating member of the torque converter 20 is rotationally driven by the engine 10, and the turbine shaft of the torque converter 20 is also connected to the input shaft 22. Similarly, it corresponds to an input rotating member. The output shaft 34 rotationally drives a pair of left and right drive wheels via, for example, a differential gear device (not shown). Since the transmission 14 is configured symmetrically with respect to its axis, the lower side is omitted in the skeleton diagram shown in FIG. The same applies to the skeleton diagram used in the following description.

前記副変速部３６を構成している遊星歯車装置２４は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置であり、サンギヤＳ１と、互いに噛み合う複数対の遊星歯車Ｐ１と、その遊星歯車Ｐ１を自転及び公転可能に指示するキャリヤＣＡ１と、上記遊星歯車Ｐ１を介して上記サンギヤＳ１と噛み合うリングギヤＲ１とを、備えて構成されており、例えば「０．４６３」程度の所定のギヤ比ρ０を有している。このギヤ比ρ０は、上記サンギヤＳ１の歯数をＺS1、リングギヤＲ１の歯数をＺR1として、ρ０＝ＺS1／ＺR1で表される値である。上記キャリヤＣＡ１は、前記入力軸２２に連結されている。また、上記サンギヤＳ１は、前記トランスミッションケース１６に対して回転不能となるように一体的に設けられている。また、上記リングギヤＲ１は、前記中間出力部材３２と一体的に設けられており、同様に中間出力部材に相当する。すなわち、前記副変速部３６は、入力回転部材である上記入力軸２２の回転を減速して前記中間出力部材３２へ出力し、その中間出力部材３２を介して前記主変速部３８へ伝達する。 The planetary gear unit 24 constituting the auxiliary transmission unit 36 is a double pinion type planetary gear unit, and is capable of rotating and revolving the sun gear S1, a plurality of planetary gears P1 meshing with each other, and the planetary gear P1. A carrier CA1 to be instructed and a ring gear R1 meshing with the sun gear S1 via the planetary gear P1 are provided, and have a predetermined gear ratio ρ0 of about “0.463”, for example. The gear ratio ρ0 is a value represented by ρ0 = Z S1 / Z R1 where Z S1 is the number of teeth of the sun gear S1 and Z R1 is the number of teeth of the ring gear R1. The carrier CA1 is connected to the input shaft 22. The sun gear S1 is integrally provided so as not to rotate with respect to the transmission case 16. The ring gear R1 is provided integrally with the intermediate output member 32 and similarly corresponds to the intermediate output member. That is, the sub-transmission unit 36 decelerates the rotation of the input shaft 22 that is an input rotation member, outputs it to the intermediate output member 32, and transmits the intermediate output member 32 to the main transmission unit 38.

前記主変速部３８を構成している第１遊星歯車装置２６は、シングルピニオン型の遊星歯車装置であり、同様に前記主変速部３８を構成している第２遊星歯車装置２８及び第３遊星歯車装置３０は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置である。前記第１遊星歯車装置２６は、サンギヤＳ２と、遊星歯車Ｐ２と、その遊星歯車Ｐ２を自転及び公転可能に指示するキャリヤＣＡ２と、上記遊星歯車Ｐ２を介して上記サンギヤＳ２と噛み合うリングギヤＲ２とを、備えて構成されており、例えば「０．４５９」程度の所定のギヤ比ρ１を有している。また、前記第２遊星歯車装置２８は、サンギヤＳ３と、互いに噛み合う複数対の遊星歯車Ｐ３と、その遊星歯車Ｐ３を自転及び公転可能に指示するキャリヤＣＡ３と、上記遊星歯車Ｐ３を介して上記サンギヤＳ３と噛み合うリングギヤＲ３とを、備えて構成されており、例えば「０．４０５」程度の所定のギヤ比ρ２を有している。これら第１遊星歯車装置２６および第２遊星歯車装置２８は、キャリヤＣＡ２及びＣＡ３が共通の部材にて構成されていると共に、リングギヤＲ２及びＲ３が共通の部材にて構成されており、且つ第１遊星歯車装置２６のピニオンギヤが第２遊星歯車装置２８の第２ピニオンギヤを兼ねているラビニヨ型の遊星歯車列とされている。また、前記第３遊星歯車装置３０は、サンギヤＳ４と、互いに噛み合う複数対の遊星歯車Ｐ４と、その遊星歯車Ｐ４を自転及び公転可能に指示するキャリヤＣＡ４と、上記遊星歯車Ｐ４を介して上記サンギヤＳ４と噛み合うリングギヤＲ４とを、備えて構成されており、例えば「０．５２８」程度の所定のギヤ比ρ３を有している。前記第１遊星歯車装置２６のギヤ比ρ１は、上記サンギヤＳ２の歯数をＺS2、リングギヤＲ２の歯数をＺR2として、ρ１＝ＺS2／ＺR2で表される値である。また、前記第２遊星歯車装置２８のギヤ比ρ２は、上記サンギヤＳ３の歯数をＺS3、リングギヤＲ３の歯数をＺR3として、ρ２＝ＺS3／ＺR3で表される値である。また、前記第３遊星歯車装置３０のギヤ比ρ３は、上記サンギヤＳ４の歯数をＺS4、リングギヤＲ４の歯数をＺR4として、ρ３＝ＺS4／ＺR4で表される値である。 The first planetary gear unit 26 constituting the main transmission unit 38 is a single pinion type planetary gear unit, and similarly, the second planetary gear unit 28 and the third planetary unit constituting the main transmission unit 38. The gear device 30 is a double pinion type planetary gear device. The first planetary gear unit 26 includes a sun gear S2, a planetary gear P2, a carrier CA2 that instructs the planetary gear P2 to rotate and revolve, and a ring gear R2 that meshes with the sun gear S2 via the planetary gear P2. And has a predetermined gear ratio ρ1 of about “0.459”, for example. The second planetary gear unit 28 includes a sun gear S3, a plurality of pairs of planetary gears P3 that mesh with each other, a carrier CA3 that instructs the planetary gears P3 to rotate and revolve, and the sun gears via the planetary gears P3. A ring gear R3 meshing with S3 is provided, and has a predetermined gear ratio ρ2 of about “0.405”, for example. In the first planetary gear device 26 and the second planetary gear device 28, the carriers CA2 and CA3 are constituted by a common member, the ring gears R2 and R3 are constituted by a common member, and the first The pinion gear of the planetary gear device 26 is a Ravigneaux type planetary gear train that also serves as the second pinion gear of the second planetary gear device 28. The third planetary gear device 30 includes a sun gear S4, a plurality of pairs of planetary gears P4 that mesh with each other, a carrier CA4 that instructs the planetary gears P4 to rotate and revolve, and the sun gears via the planetary gears P4. A ring gear R4 meshing with S4 is provided, and has a predetermined gear ratio ρ3 of about “0.528”, for example. The gear ratio ρ1 of the first planetary gear unit 26 is a value represented by ρ1 = Z S2 / Z R2 where Z S2 is the number of teeth of the sun gear S2 and Z R2 is the number of teeth of the ring gear R2. The gear ratio ρ2 of the second planetary gear unit 28 is a value represented by ρ2 = Z S3 / Z R3 where Z S3 is the number of teeth of the sun gear S3 and Z R3 is the number of teeth of the ring gear R3. The gear ratio ρ3 of the third planetary gear unit 30 is a value represented by ρ3 = Z S4 / Z R4 where Z S4 is the number of teeth of the sun gear S4 and Z R4 is the number of teeth of the ring gear R4.

前記主変速部３８では、前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２によって第１回転要素ＲＥ１が構成されている。また、前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４が相互に連結されて第２回転要素ＲＥ２が構成されている。また、前記第１遊星歯車装置２６のリングギヤＲ２、第２遊星歯車装置２８のリングギヤＲ３、及び第３遊星歯車装置３０のリングギヤＲ４が相互に連結されて第３回転要素ＲＥ３が構成されている。また、前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４によって第４回転要素ＲＥ４が構成されている。また、前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３によって第５回転要素ＲＥ５が構成されている。そして、前記第３回転要素ＲＥ３が出力回転部材である前記出力軸３４に連結されて回転を出力する。   In the main transmission unit 38, the first rotating element RE1 is constituted by the sun gear S2 of the first planetary gear unit 26. Further, the carrier CA2 of the first planetary gear device 26, the carrier CA3 of the second planetary gear device 28, and the carrier CA4 of the third planetary gear device 30 are connected to each other to constitute a second rotating element RE2. Further, the ring gear R2 of the first planetary gear unit 26, the ring gear R3 of the second planetary gear unit 28, and the ring gear R4 of the third planetary gear unit 30 are connected to each other to constitute a third rotating element RE3. Further, the fourth rotating element RE4 is constituted by the sun gear S4 of the third planetary gear device 30. Further, the fifth rotating element RE5 is constituted by the sun gear S3 of the second planetary gear unit 28. The third rotating element RE3 is connected to the output shaft 34, which is an output rotating member, and outputs rotation.

また、前記主変速部３８は、前記中間出力部材３２と上記第５回転要素ＲＥ５とを選択的に連結する第１クラッチＣ１と、入力回転部材である前記入力軸２２と上記第２回転要素ＲＥ２とを選択的に連結する第２クラッチＣ２と、前記中間出力部材３２と上記第１回転要素ＲＥ１とを選択的に連結する第３クラッチＣ３と、前記入力軸２２と上記第１回転要素ＲＥ１とを選択的に連結する第４クラッチＣ４と、前記中間出力部材３２と上記第４回転要素ＲＥ４とを選択的に連結する第５クラッチＣ５と、上記第１回転要素ＲＥ１を選択的に非回転部材であるトランスミッションケース１６に連結する第１ブレーキＢ１と、上記第２回転要素ＲＥ２を選択的に前記トランスミッションケース１６に連結する第２ブレーキＢ２とを、備えている。上記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第４クラッチＣ４、第５クラッチＣ５、第１ブレーキＢ１、及び第２ブレーキＢ２は、例えば、従来の車両用自動変速機において多用されている油圧式摩擦係合装置であり、互いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型や、回転するドラムの外周面に巻き付けられた１本乃至は２本のバンドの一端が油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキ等により構成され、それらが介装されている両側の部材を選択的に連結するための装置である。また、本実施例においては、上記第１クラッチＣ１が第１クラッチ要素に、第２クラッチＣ２が第２クラッチ要素に、第３クラッチＣ３が第３クラッチ要素に、第４クラッチＣ４が第５クラッチ要素に、第５クラッチＣ５が第４クラッチ要素に、第１ブレーキＢ１が第１ブレーキ要素に、第２ブレーキＢ２が第２ブレーキ要素にそれぞれ相当する。   The main transmission unit 38 includes a first clutch C1 that selectively connects the intermediate output member 32 and the fifth rotation element RE5, the input shaft 22 that is an input rotation member, and the second rotation element RE2. A second clutch C2 that selectively connects the intermediate output member 32 and the first rotating element RE1, a third clutch C3 that selectively connects the intermediate output member 32 and the first rotating element RE1, and the input shaft 22 and the first rotating element RE1. A fourth clutch C4 that selectively connects the intermediate output member 32 and the fourth rotating element RE4, and a non-rotating member that selectively connects the first rotating element RE1. A first brake B1 connected to the transmission case 16, and a second brake B2 that selectively connects the second rotating element RE2 to the transmission case 16. The first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, the fourth clutch C4, the fifth clutch C5, the first brake B1, and the second brake B2 are frequently used in, for example, conventional automatic transmissions for vehicles. The hydraulic friction engagement device is a wet multi-plate type in which a plurality of friction plates stacked on each other are pressed by a hydraulic actuator, or one or two wound around the outer peripheral surface of a rotating drum. It is a device for selectively connecting the members on both sides in which one end of the band is constituted by a band brake or the like tightened by a hydraulic actuator. In the present embodiment, the first clutch C1 is the first clutch element, the second clutch C2 is the second clutch element, the third clutch C3 is the third clutch element, and the fourth clutch C4 is the fifth clutch. The fifth clutch C5 corresponds to the fourth clutch element, the first brake B1 corresponds to the first brake element, and the second brake B2 corresponds to the second brake element.

図３は、前記変速機１４を制御するための電子制御装置４０に入力される信号及びその電子制御装置４０から出力される信号を例示している。この電子制御装置４０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、及び入出力インターフェースなどから成る所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより前記変速機１４における変速制御をはじめとする駆動制御を実行するものである。   FIG. 3 exemplifies signals input to the electronic control device 40 for controlling the transmission 14 and signals output from the electronic control device 40. The electronic control unit 40 includes a so-called microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, an input / output interface, and the like, and performs signal processing in accordance with a program stored in advance in the ROM while using a temporary storage function of the RAM. As a result, the drive control including the shift control in the transmission 14 is executed.

上記電子制御装置４０には、図示しない各センサやスイッチから、エンジン水温を示す信号、シフトポジションを表す信号、前記エンジン１０の回転速度であるエンジン回転速度ＮＥを表す信号、エアコンの作動を示すエアコン信号、前記出力軸３４の回転速度に対応する車速信号、前記変速機１４の作動油温を示すＡＴ油温信号、サイドブレーキ操作を示す信号、フットブレーキ操作を示す信号、触媒温度を示す触媒温度信号、アクセルペダルの操作量を示すアクセル開度信号Ａcc、カム角信号、スノーモード設定を示すスノーモード設定信号、車両の前後加速度を示す車両加速度信号、図示しない第１電動機ＭＧ１の回転速度を表す信号等がそれぞれ供給されるようになっている。また、上記電子制御装置４０からは、図示しない電子スロットル弁の開度を操作するスロットルアクチュエータへの駆動信号、過給圧を調整するための過給圧調整信号、電動エアコンを作動させるための電動エアコン駆動信号、前記エンジン１０の点火時期を指令する点火信号、図示しない第１電動機ＭＧ１及び第２電動機ＭＧ２の作動を指令する指令信号、ギヤ比を表示させるためのギヤ比表示信号、スノーモードであることを表示させるためのスノーモード表示信号、制動時の車輪のスリップを防止するＡＢＳアクチュエータを作動させるためのＡＢＳ作動信号、前記変速機１４に備えられた油圧式摩擦係合装置の油圧アクチュエータを制御するための電磁弁を作動させるＡＴソレノイド指令信号、図示しない電動油圧ポンプを作動させるための駆動指令信号、電動ヒータを駆動するための信号、クルーズコントロール制御用コンピュータへの信号等がそれぞれ出力されるようになっている。   The electronic control unit 40 includes a signal indicating an engine water temperature, a signal indicating a shift position, a signal indicating an engine rotation speed NE, which is the rotation speed of the engine 10, and an air conditioner indicating the operation of an air conditioner. Signal, vehicle speed signal corresponding to the rotational speed of the output shaft 34, AT oil temperature signal indicating the hydraulic oil temperature of the transmission 14, signal indicating the side brake operation, signal indicating the foot brake operation, catalyst temperature indicating the catalyst temperature A signal, an accelerator opening signal Acc indicating an operation amount of an accelerator pedal, a cam angle signal, a snow mode setting signal indicating a snow mode setting, a vehicle acceleration signal indicating a longitudinal acceleration of the vehicle, and a rotational speed of a first electric motor MG1 (not shown). Each signal is supplied. Further, the electronic control unit 40 receives a drive signal to a throttle actuator for operating the opening of an electronic throttle valve (not shown), a supercharging pressure adjustment signal for adjusting the supercharging pressure, and an electric motor for operating the electric air conditioner. In an air conditioner driving signal, an ignition signal for instructing the ignition timing of the engine 10, a command signal for instructing the operation of the first electric motor MG1 and the second electric motor MG2 (not shown), a gear ratio display signal for displaying a gear ratio, and snow mode A snow mode display signal for displaying the presence, an ABS operation signal for operating an ABS actuator that prevents slipping of a wheel during braking, and a hydraulic actuator of a hydraulic friction engagement device provided in the transmission 14. AT solenoid command signal that activates the solenoid valve to control, actuate the electric hydraulic pump (not shown) A drive command signal for a signal for driving an electric heater, signals, etc. to the cruise control computer is adapted to be outputted respectively.

図２は、前記変速機１４に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係を示す係合作動表である。前述のように構成された変速機１４では、前記電子制御装置４０の指令に従って、例えば図２に示すように、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第４クラッチＣ４、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２のうちから選択された２つの油圧式摩擦係合装置が同時に係合作動させられることにより、前進ギヤ段である第１速ギヤ段「１ｓｔ」乃至第８速ギヤ段「８ｔｈ」の何れか、或いは後進ギヤ段である後進第１速ギヤ段「Ｒ１」又は後進第２速ギヤ段「Ｒ２」が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。 FIG. 2 is an engagement operation table showing the relationship between the predetermined transmission gear stages for the transmission 14 and the operation of the hydraulic friction engagement device for establishing them. In the transmission 14 configured as described above, the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, the fourth clutch C4, as shown in FIG. 2, for example, according to the command of the electronic control unit 40, When two hydraulic friction engagement devices selected from the first brake B1 and the second brake B2 are simultaneously engaged, the first speed gear stage “1st” to the eighth speed, which is the forward gear stage, are operated. Any one of the gear stages “8th”, or the reverse first gear stage “R1” or the reverse second gear stage “R2”, which is the reverse gear stage, is selectively established, and the gear ratio changes in a substantially equal ratio. A ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) is obtained for each gear stage.

すなわち、図２に示すように、前記第１クラッチＣ１及び第２ブレーキＢ２の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第５回転要素ＲＥ５である前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３との間が連結されると共に、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γ１が最大値、例えば「４．５９７」である第１速ギヤ段「１ｓｔ」が成立させられる。   That is, as shown in FIG. 2, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 connected to each other by the engagement of the first clutch C1 and the second brake B2, and the fifth rotating element RE5. The second planetary gear device 28 is connected to the sun gear S3, and the second rotating element RE2 is a mutually connected carrier CA2 of the first planetary gear device 26, and the second planetary gear device. By connecting the carrier CA3 of 28 and the carrier CA4 of the third planetary gear unit 30 to the transmission case 16 which is a non-rotating member, the speed ratio γ1 is a maximum value, for example, “4.597”. A certain first speed gear stage “1st” is established.

また、前記第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第５回転要素ＲＥ５である前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３との間が連結されると共に、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γ２が第１速ギヤ段よりも小さい値、例えば「２．７２４」である第２速ギヤ段「２ｎｄ」が成立させられる。   Further, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 connected to each other by the engagement of the first clutch C1 and the first brake B1, and the second planetary gear that is the fifth rotating element RE5. The sun gear S3 of the device 28 is connected to the sun gear S3, and the sun gear S2 of the first planetary gear device 26 that is the first rotating element RE1 is connected to the transmission case 16 that is a non-rotating member. Thus, the second speed gear stage “2nd” in which the speed ratio γ2 is smaller than the first speed gear stage, for example, “2.724” is established.

また、前記第１クラッチＣ１及び第３クラッチＣ３の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第５回転要素ＲＥ５である前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３との間が連結されると共に、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されることで、変速比γ３が第２速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．８６４」である第３速ギヤ段「３ｒｄ」が成立させられる。   Also, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 that are connected to each other by the engagement of the first clutch C1 and the third clutch C3, and the second planetary gear that is the fifth rotating element RE5. The sun gear S3 of the device 28 is connected to the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 and the first planetary gear device 26 that is the first rotating element RE1. By connecting the sun gear S2, the third speed gear stage “3rd” in which the speed ratio γ3 is smaller than the second speed gear stage, for example, “1.864” is established.

また、前記第１クラッチＣ１及び第４クラッチＣ４の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第５回転要素ＲＥ５である前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３との間が連結されると共に、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されることで、変速比γ４が第３速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．４６４」である第４速ギヤ段「４ｔｈ」が成立させられる。   In addition, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 connected to each other by the engagement of the first clutch C1 and the fourth clutch C4, and the second planetary gear that is the fifth rotating element RE5. The sun gear S3 of the device 28 is connected to the sun gear S3, and the input shaft 22 that is an input rotating member and the sun gear S2 of the first planetary gear device 26 that is the first rotating element RE1 are connected to each other. Thus, the fourth speed gear stage “4th” in which the speed ratio γ4 is smaller than the third speed gear stage, for example, “1.464” is established.

また、前記第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第５回転要素ＲＥ５である前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３との間が連結されると共に、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４との間が連結されることで、変速比γ５が第４速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．２３１」である第５速ギヤ段「５ｔｈ」が成立させられる。   Further, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 connected to each other by the engagement of the first clutch C1 and the second clutch C2, and the second planetary gear which is the fifth rotating element RE5. The device 28 is connected to the sun gear S3, and the input shaft 22 as an input rotation member and the carrier CA2 of the first planetary gear device 26 as the second rotation element RE2 connected to each other. Since the carrier CA3 of the second planetary gear device 28 and the carrier CA4 of the third planetary gear device 30 are connected, the speed ratio γ5 is smaller than the fourth speed gear stage, for example, “1.231”. A fifth gear stage “5th” is established.

また、前記第２クラッチＣ２及び第４クラッチＣ４の係合により、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４との間が連結されると共に、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されることで、変速比γ６が第５速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．０００」である第６速ギヤ段「６ｔｈ」が成立させられる。   Further, the engagement of the second clutch C2 and the fourth clutch C4 results in the input shaft 22 as the input rotation member and the carrier of the first planetary gear device 26 connected to each other as the second rotation element RE2. CA2, the carrier CA3 of the second planetary gear device 28, and the carrier CA4 of the third planetary gear device 30 are coupled to each other, and the input shaft 22 that is an input rotating member and the first rotating element RE1. The sixth planetary gear stage “6th” having a gear ratio γ6 smaller than the fifth gear stage, for example, “1.000”, is connected to the sun gear S2 of the first planetary gear unit 26. Is established.

また、前記第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３の係合により、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４との間が連結されると共に、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されることで、変速比γ７が第６速ギヤ段よりも小さい値、例えば「０．８２４」である第７速ギヤ段「７ｔｈ」が成立させられる。   Further, the engagement of the second clutch C2 and the third clutch C3 results in the carrier of the input planetary gear device 26 connected to the input shaft 22 being the input rotation member and the second rotation element RE2 being mutually connected. CA2, the carrier CA3 of the second planetary gear unit 28, and the carrier CA4 of the third planetary gear unit 30 are coupled to each other, and the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear unit 24 coupled to each other. By connecting the sun gear S2 of the first planetary gear unit 26 that is the first rotating element RE1, the gear ratio γ7 is smaller than the sixth gear, for example, “0.824”. A seventh gear stage “7th” is established.

また、前記第２クラッチＣ２及び第１ブレーキＢ１の係合により、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４との間が連結されると共に、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γ８が最小値、例えば「０．６８５」である第８速ギヤ段「８ｔｈ」が成立させられる。   Further, the engagement of the second clutch C2 and the first brake B1 results in the carrier of the input planetary gear device 26 connected to the input shaft 22 being the input rotation member and the second rotation element RE2 being mutually connected. CA2, the carrier CA3 of the second planetary gear unit 28, and the carrier CA4 of the third planetary gear unit 30 are coupled to each other, and the sun gear S2 of the first planetary gear unit 26 that is the first rotating element RE1 By connecting the transmission case 16 which is a non-rotating member, the eighth speed gear stage “8th” in which the speed ratio γ8 is the minimum value, for example, “0.685” is established.

また、前記第３クラッチＣ３及び第２ブレーキＢ２の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されると共に、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γＲ１が「４．０５６」である第１後進速ギヤ段「Ｒ１」が成立させられる。   Further, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 that are connected to each other by the engagement of the third clutch C3 and the second brake B2, and the first planetary gear that is the first rotating element RE1. The sun gear S2 of the device 26 is connected to the carrier gear CA2 of the first planetary gear device 26, the carrier CA3 of the second planetary gear device 28, and the second rotating element RE2, which are connected to each other. By connecting the carrier CA4 of the three planetary gear unit 30 and the transmission case 16 which is a non-rotating member, the first reverse gear stage “R1” having a gear ratio γR1 of “4.056” is obtained. It is established.

また、前記第４クラッチＣ４及び第２ブレーキＢ２の係合により、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されると共に、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γＲ２が第１後進速ギヤ段よりも小さい値、例えば「２．１７６」である第２後進速ギヤ段「Ｒ２」が成立させられる。前記遊星歯車装置２４のギヤ比ρ０、第１遊星歯車装置２６のギヤ比ρ１、第２遊星歯車装置２８のギヤ比ρ２、及び第３遊星歯車装置３０のギヤ比ρ３は、以上のような変速比が得られるように設計されている。   Further, due to the engagement of the fourth clutch C4 and the second brake B2, there is a gap between the input shaft 22 that is an input rotating member and the sun gear S2 of the first planetary gear device 26 that is the first rotating element RE1. The carrier CA2 of the first planetary gear unit 26, the carrier CA3 of the second planetary gear unit 28, and the carrier CA4 of the third planetary gear unit 30 that are coupled and are coupled to each other, which are the second rotating elements RE2. By connecting the transmission case 16 which is a non-rotating member, the second reverse speed gear stage “” with a speed ratio γR2 smaller than the first reverse speed gear stage, for example, “2.176”. R2 "is established. The gear ratio ρ0 of the planetary gear unit 24, the gear ratio ρ1 of the first planetary gear unit 26, the gear ratio ρ2 of the second planetary gear unit 28, and the gear ratio ρ3 of the third planetary gear unit 30 are as described above. Designed to give a ratio.

図２の係合作動表に従い変速段を成立させる前記変速機１４では、第１速ギヤ段の変速比γ１と第２速ギヤ段の変速比γ２との比（＝γ１／γ２）が「１．６８８」とされ、第２速ギヤ段の変速比γ２と第３速ギヤ段の変速比γ３との比（＝γ２／γ３）が「１．４６１」とされ、第３速ギヤ段の変速比γ３と第４速ギヤ段の変速比γ４との比（＝γ３／γ４）が「１．２７３」とされ、第４速ギヤ段の変速比γ４と第５速ギヤ段の変速比γ５との比（＝γ４／γ５）が「１．１８９」とされ、第５速ギヤ段の変速比γ５と第６速ギヤ段の変速比γ６との比（＝γ５／γ６）が「１．２３１」とされ、第６速ギヤ段の変速比γ６と第７速ギヤ段の変速比γ７との比（＝γ６／γ７）が「１．２１４」とされ、第７速ギヤ段の変速比γ７と第８速ギヤ段の変速比γ８との比（＝γ７／γ８）が「１．２０３」とされている。また、第１速ギヤ段の変速比γ１と第８速ギヤ段の変速比γ８との比であるギヤ比幅（＝γ１／γ８）が「６．７１１」とされている。   In the transmission 14 that establishes the gear position according to the engagement operation table of FIG. 2, the ratio (= γ1 / γ2) of the gear ratio γ1 of the first gear and the gear ratio γ2 of the second gear is “1”. .688 ”, and the ratio (= γ2 / γ3) of the speed ratio γ2 of the second speed gear stage and the speed ratio γ3 of the third speed gear stage is“ 1.461 ”, and the speed change of the third speed gear stage The ratio (= γ3 / γ4) between the ratio γ3 and the gear ratio γ4 of the fourth speed gear stage is “1.273”, and the gear ratio γ4 of the fourth speed gear stage and the gear ratio γ5 of the fifth speed gear stage are Ratio (= γ4 / γ5) is set to “1.189”, and the ratio (= γ5 / γ6) of the speed ratio γ5 of the fifth gear to the gear ratio γ6 of the sixth gear is “1.231. The ratio of the speed ratio γ6 of the sixth speed gear stage to the speed ratio γ7 of the seventh speed gear stage (= γ6 / γ7) is set to “1.214”, and the speed ratio γ7 of the seventh speed gear stage is set. And the eighth gear stage gear ratio γ The ratio to 8 (= γ7 / γ8) is “1.203”. The gear ratio width (= γ1 / γ8), which is the ratio of the speed ratio γ1 of the first speed gear stage to the speed ratio γ8 of the eighth speed gear stage, is set to “6.711”.

図４は、前記変速機１４において、ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。この図４の共線図は、横軸方向において各遊星歯車装置２４、２６、２８、３０のギヤ比ρの関係を示し、縦軸方向において縦線の間隔が相対的回転速度を示す二次元座標であり、４本の横線のうち最も下側の横線ＸＺが回転速度零を示し、その上側の横線Ｘ１が前記副変速部３６の出力すなわち前記中間出力部材３２の回転速度を示し、その更に上側の横線Ｘ２が回転速度「１．０」すなわち入力回転部材である前記入力軸２２の回転速度を示し、最も上側の横線Ｘ３が回転速度「２．０」すなわち前記入力軸２２の２倍の回転速度を示している。この共線図の左側部分に示す副変速部３６の３本の縦線Ｙ１乃至Ｙ３は、左から順に、前記遊星歯車装置２４のサンギヤＳ１、リングギヤＲ１、キャリヤＣＡ１をそれぞれ表し、それ等の間隔は前記遊星歯車装置２４のギヤ比ρ０に応じて定められている。また、同様に、この共線図の右側部分に示す主変速部３８の５本の縦線Ｙ４乃至Ｙ８は、左から順に、Ｙ４が前記第１回転要素ＲＥ１に対応する前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２を、Ｙ５が前記第２回転要素ＲＥ２に対応する相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４を、Ｙ６が前記第３回転要素ＲＥ３に対応する相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のリングギヤＲ２、第２遊星歯車装置２８のリングギヤＲ３、及び第３遊星歯車装置３０のリングギヤＲ４を、Ｙ７が前記第４回転要素ＲＥ４に対応する前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４を、Ｙ８が前記第５回転要素ＲＥ５に対応する前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３をそれぞれ表し、それ等の間隔は、前記第１遊星歯車装置２６のギヤ比ρ１、第２遊星歯車装置２８のギヤ比ρ２、及び第３遊星歯車装置３０のギヤ比ρ３に応じて定められている。共線図の縦軸間においてはサンギヤとキャリヤとの間が「１」に対応する間隔とされることでキャリヤとリングギヤとの間がρに対応する間隔とされる関係とされるが、図４の共線図においては副変速部３６に関して縦線Ｙ１と縦線Ｙ３との間が「１」に対応する間隔に設定され、主変速部３８に関して縦線Ｙ４と縦線Ｙ５との間が「１」に対応する間隔に設定されて他の縦軸間の間隔は上記関係に応じてそれぞれ定められている。   FIG. 4 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission 14. The collinear diagram of FIG. 4 shows the relationship of the gear ratio ρ of each planetary gear unit 24, 26, 28, 30 in the horizontal axis direction, and the two-dimensional relationship in which the interval between the vertical lines indicates the relative rotational speed in the vertical axis direction. Of the four horizontal lines, the lower horizontal line XZ indicates the rotational speed zero, the upper horizontal line X1 indicates the output of the auxiliary transmission unit 36, that is, the rotational speed of the intermediate output member 32, and further The upper horizontal line X2 indicates the rotational speed “1.0”, that is, the rotational speed of the input shaft 22 that is the input rotary member, and the uppermost horizontal line X3 indicates the rotational speed “2.0”, that is, twice the input shaft 22. The rotation speed is shown. Three vertical lines Y1 to Y3 of the sub-transmission unit 36 shown on the left side of the collinear diagram respectively represent the sun gear S1, the ring gear R1, and the carrier CA1 of the planetary gear unit 24 in order from the left. Is determined according to the gear ratio ρ 0 of the planetary gear unit 24. Similarly, the five vertical lines Y4 to Y8 of the main transmission unit 38 shown in the right part of the collinear diagram indicate the first planetary gear device in which Y4 corresponds to the first rotation element RE1 in order from the left. 26, the carrier CA2 of the first planetary gear unit 26, the carrier CA3 of the second planetary gear unit 28, and the third planetary gear unit 30 in which Y5 corresponds to the second rotating element RE2. Of the first planetary gear unit 26, the ring gear R3 of the second planetary gear unit 28, and the third planetary gear unit 30 of the first planetary gear unit 26, wherein Y6 corresponds to the third rotating element RE3. The ring gear R4, Y7 the sun gear S4 of the third planetary gear unit 30 corresponding to the fourth rotating element RE4, Y8 the second planetary gear unit corresponding to the fifth rotating element RE5. 8 sun gears S3 respectively, and their intervals depend on the gear ratio ρ1 of the first planetary gear unit 26, the gear ratio ρ2 of the second planetary gear unit 28, and the gear ratio ρ3 of the third planetary gear unit 30. It is determined. Between the vertical axes of the nomograph, the distance between the sun gear and the carrier is set to an interval corresponding to “1”, so that the interval between the carrier and the ring gear is set to an interval corresponding to ρ. In the collinear diagram of FIG. 4, the interval between the vertical line Y1 and the vertical line Y3 is set to correspond to “1” for the auxiliary transmission unit 36, and the interval between the vertical line Y4 and the vertical line Y5 is set for the main transmission unit 38. The interval corresponding to “1” is set and the interval between the other vertical axes is determined according to the above relationship.

図４の共線図を参照して表現すれば、本実施例の変速機１４は、前記副変速部３６において、前記遊星歯車装置２４を構成する３つの回転要素のうちの１つであるサンギヤＳ１は非回転部材である前記トランスミッションケース１６に回転不能に固定されて回転速度「０」とされ、他の１つであるキャリヤＣＡ１は入力回転部材である前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされ、残りの１つであるリングギヤＲ１は前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、その中間出力部材３２と同様に中間出力部材として機能する。このようにして、前記副変速部３６は、前記入力軸２２の回転をその入力軸２２に対して減速回転させられる前記中間出力部材３２へ出力するように構成されている。   Referring to the collinear diagram of FIG. 4, the transmission 14 according to the present embodiment is a sun gear that is one of the three rotating elements constituting the planetary gear device 24 in the auxiliary transmission unit 36. S1 is non-rotatably fixed to the transmission case 16 which is a non-rotating member and is set to a rotational speed “0”, and the other carrier CA1 is connected to the input shaft 22 which is an input rotating member and is rotated. The ring gear R1, which is “1”, is connected to the intermediate output member 32 so as to have a rotational speed “Nx”, and functions similarly to the intermediate output member 32 as an intermediate output member. In this way, the auxiliary transmission unit 36 is configured to output the rotation of the input shaft 22 to the intermediate output member 32 that is rotated at a reduced speed with respect to the input shaft 22.

また、前記主変速部３８において、前記第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２）は、前記第３クラッチＣ３を介して前記中間出力部材３２に選択的に連結され、前記第４クラッチＣ４を介して入力回転部材である前記入力軸２２に選択的に連結されると共に、前記第１ブレーキＢ１を介して非回転部材である前記トランスミッションケース１６に選択的に連結されるように構成されている。また、前記第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ２、ＣＡ３、ＣＡ４）は、前記第２クラッチＣ２を介して入力回転部材である前記入力軸２２に選択的に連結されると共に、前記第２ブレーキＢ２を介して非回転部材である前記トランスミッションケース１６に選択的に連結されるように構成されている。また、前記第３回転要素ＲＥ３（Ｒ２、Ｒ３、Ｒ４）は、出力回転部材である前記出力軸３４に連結されるように構成されている。また、前記第４回転要素ＲＥ４（Ｓ４）は、前記第５クラッチＣ５を介して前記中間出力部材３２に選択的に連結されるように構成されている。また、前記第５回転要素ＲＥ５（Ｓ３）は、前記第１クラッチＣ１を介して前記中間出力部材３２に選択的に連結されるように構成されている。   Further, in the main transmission unit 38, the first rotation element RE1 (S2) is selectively connected to the intermediate output member 32 via the third clutch C3, and input rotation is performed via the fourth clutch C4. It is configured to be selectively connected to the input shaft 22 as a member and selectively connected to the transmission case 16 as a non-rotating member via the first brake B1. The second rotating element RE2 (CA2, CA3, CA4) is selectively connected to the input shaft 22 as an input rotating member via the second clutch C2, and via the second brake B2. The transmission case 16 which is a non-rotating member is selectively connected. The third rotation element RE3 (R2, R3, R4) is configured to be connected to the output shaft 34 that is an output rotation member. The fourth rotation element RE4 (S4) is configured to be selectively connected to the intermediate output member 32 via the fifth clutch C5. The fifth rotating element RE5 (S3) is configured to be selectively connected to the intermediate output member 32 via the first clutch C1.

図４の共線図において、第１速ギヤ段では、前記第５回転要素ＲＥ５は前記第１クラッチＣ１の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２ブレーキＢ２の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ５及び横軸ＸＺの交点と縦軸Ｙ８及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（１ｓｔ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the collinear diagram of FIG. 4, at the first speed gear stage, the fifth rotation element RE5 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the first clutch C1 to have the rotation speed “Nx”. Since the second rotation element RE2 is connected to the transmission case 16 by the engagement of the second brake B2 and has a rotational speed “0”, the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis XZ and the vertical axis Y8 and the horizontal axis X1. The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (1st) at which the straight line connecting the intersections intersects the vertical line Y6.

第２速ギヤ段では、前記第５回転要素ＲＥ５は前記第１クラッチＣ１の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第１ブレーキＢ１の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸ＸＺの交点と縦軸Ｙ８及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（２ｎｄ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the second speed gear stage, the fifth rotation element RE5 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the first clutch C1 to be the rotation speed “Nx”, and the first rotation element RE1 is the first rotation element RE1. 1 is connected to the transmission case 16 by the engagement of the brake B1 so that the rotational speed is "0". Therefore, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis XZ and the intersection of the vertical axis Y8 and the horizontal axis X1 is The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (2nd) intersecting with the vertical line Y6.

第３速ギヤ段では、前記第５回転要素ＲＥ５は前記第１クラッチＣ１の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第３クラッチＣ３の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされるので、横軸Ｘ１が縦軸Ｙ６と交差する点（３ｒｄ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the third gear stage, the fifth rotation element RE5 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the first clutch C1 to have the rotation speed “Nx”, and the first rotation element RE1 is the first rotation element RE1. Since the rotation speed is “Nx” by being connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the three clutch C3, the rotation speed of the output shaft 34 is determined by the point (3rd) where the horizontal axis X1 intersects the vertical axis Y6. Is shown.

第４速ギヤ段では、前記第５回転要素ＲＥ５は前記第１クラッチＣ１の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第４クラッチＣ４の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸Ｘ２の交点と縦軸Ｙ８及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（４ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the fourth speed gear stage, the fifth rotation element RE5 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the first clutch C1 to have the rotation speed “Nx”, and the first rotation element RE1 is the first rotation element RE1. Since the rotation speed is “1” by being connected to the input shaft 22 by the engagement of the four clutch C4, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis X2 and the intersection of the vertical axis Y8 and the horizontal axis X1 is The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (4th) intersecting the vertical line Y6.

第５速ギヤ段では、前記第５回転要素ＲＥ５は前記第１クラッチＣ１の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２クラッチＣ２の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされるので、縦軸Ｙ５及び横軸Ｘ２の交点と縦軸Ｙ８及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（５ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the fifth speed gear stage, the fifth rotation element RE5 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the first clutch C1 to be the rotation speed “Nx”, and the second rotation element RE2 is the second rotation element RE2. Since the rotation speed is “1” by being connected to the input shaft 22 by the engagement of the two clutch C2, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis X2 and the intersection of the vertical axis Y8 and the horizontal axis X1 is The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (5th) intersecting the vertical line Y6.

第６速ギヤ段では、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２クラッチＣ２の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第４クラッチＣ４の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされるので、横軸Ｘ２が縦軸Ｙ６と交差する点（６ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the sixth speed, the second rotation element RE2 is connected to the input shaft 22 by the engagement of the second clutch C2, and the rotation speed is "1". The first rotation element RE1 is the fourth clutch. Since the rotation speed is “1” by being connected to the input shaft 22 by the engagement of C4, the rotation speed of the output shaft 34 is indicated by the point (6th) at which the horizontal axis X2 intersects the vertical axis Y6.

第７速ギヤ段では、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２クラッチＣ２の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第３クラッチＣ３の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸Ｘ１の交点と縦軸Ｙ５及び横軸Ｘ２の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（７ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the seventh speed, the second rotating element RE2 is connected to the input shaft 22 by the engagement of the second clutch C2, and the rotating speed is "1", and the first rotating element RE1 is the third clutch. Since it is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of C3 and has its rotational speed “Nx”, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis X1 and the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis X2 is The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (7th) intersecting the vertical line Y6.

第８速ギヤ段では、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２クラッチＣ２の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第１ブレーキＢ１の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸ＸＺの交点と縦軸Ｙ５及び横軸Ｘ２の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（８ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the eighth speed gear stage, the second rotation element RE2 is connected to the input shaft 22 by the engagement of the second clutch C2 so that the rotation speed is "1", and the first rotation element RE1 is the first brake. Since the rotation speed is “0” by being connected to the transmission case 16 by the engagement of B1, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis XZ and the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis X2 is a vertical line. The point (8th) intersecting with Y6 indicates the rotational speed of the output shaft 34.

後進第１速ギヤ段では、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第３クラッチＣ３の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２ブレーキＢ２の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸Ｘ１の交点と縦軸Ｙ５及び横軸ＸＺの交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（Ｒｅｖ１）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the reverse first speed, the first rotation element RE1 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the third clutch C3 to have the rotation speed “Nx”, and the second rotation element RE2 is Since it is connected to the transmission case 16 by the engagement of the second brake B2 and the rotational speed is “0”, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis X1 and the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis XZ The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (Rev1) intersecting the vertical line Y6.

後進第２速ギヤ段では、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第４クラッチＣ４の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされ、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２ブレーキＢ２の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸Ｘ２の交点と縦軸Ｙ５及び横軸ＸＺの交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（Ｒｅｖ２）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the reverse second speed, the first rotation element RE1 is connected to the input shaft 22 by the engagement of the fourth clutch C4 and is set to a rotation speed “1”, and the second rotation element RE2 is the second rotation element RE2. Since it is connected to the transmission case 16 by the engagement of the brake B2 and the rotational speed is “0”, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis X2 and the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis XZ is The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (Rev2) intersecting the line Y6.

図５は、前記変速機１４に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係の他の一例を示す係合作動表である。前記変速機１４では、前記電子制御装置４０の指令に従って、前述した図２に示す関係に代えてこの図５に示すように、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第４クラッチＣ４、第５クラッチＣ５、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２のうちから選択された２つの油圧式摩擦係合装置が同時に係合作動させられることにより、前進ギヤ段である第１速ギヤ段「１ｓｔ」乃至第８速ギヤ段「８ｔｈ」の何れか、或いは後進ギヤ段である後進第１速ギヤ段「Ｒ１」又は後進第２速ギヤ段「Ｒ２」が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。 FIG. 5 is an engagement operation table showing another example of the relationship between the predetermined transmission gear stages for the transmission 14 and the operation of the hydraulic friction engagement device for establishing them. In the transmission 14, the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, the second clutch C3, the second clutch C3, the second clutch C3, the second clutch C3, and the second clutch C3, as shown in FIG. Two hydraulic friction engagement devices selected from the four clutches C4, the fifth clutch C5, the first brake B1, and the second brake B2 are simultaneously engaged and operated, so that the first speed that is the forward gear stage. Any one of the gear stage “1st” to the eighth gear stage “8th”, or the reverse first gear stage “R1” or the reverse second gear stage “R2” is selectively established. Thus, a gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) that changes in a substantially equal ratio is obtained for each gear stage.

すなわち、図５に示すように、前記第５クラッチＣ５及び第２ブレーキＢ２の係合により、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４と、前記中間出力部材３２との間が連結されると共に、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γ１が最大値、例えば「３．５３１」である第１速ギヤ段「１ｓｔ」が成立させられる。   That is, as shown in FIG. 5, due to the engagement of the fifth clutch C5 and the second brake B2, the sun gear S4 of the third planetary gear device 30 which is the fourth rotating element RE4, the intermediate output member 32, Of the first planetary gear unit 26, the carrier CA3 of the second planetary gear unit 28, and the third planetary gear unit 30 of the second planetary gear unit 28, which are coupled to each other. By connecting the carrier CA4 and the transmission case 16 which is a non-rotating member, the first speed gear stage “1st” having a maximum gear ratio γ1 of, for example, “3.531” is established. .

また、前記第５クラッチＣ５及び第１ブレーキＢ１の係合により、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４と、前記中間出力部材３２との間が連結されると共に、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γ２が第１速ギヤ段よりも小さい値、例えば「２．３８９」である第２速ギヤ段「２ｎｄ」が成立させられる。   Further, the engagement of the fifth clutch C5 and the first brake B1 connects the sun gear S4 of the third planetary gear device 30 as the fourth rotating element RE4 and the intermediate output member 32. By connecting the sun gear S2 of the first planetary gear unit 26 that is the first rotating element RE1 and the transmission case 16 that is a non-rotating member, the gear ratio γ2 is greater than that of the first speed gear stage. The second speed gear stage “2nd”, which is a smaller value, for example, “2.389”, is established.

図５に示す係合作動表において、第３速ギヤ段「３ｒｄ」乃至第８速ギヤ段「８ｔｈ」、後進第１速ギヤ段「Ｒ１」、及び後進第２速ギヤ段「Ｒ２」を成立させるための関係については、図２を用いて前述したものと同様であるため、その説明を省略する。また、図５の係合作動表に従い変速段を成立させる前記変速機１４では、第１速ギヤ段の変速比γ１と第２速ギヤ段の変速比γ２との比（＝γ１／γ２）が「１．４７８」とされ、第２速ギヤ段の変速比γ２と第３速ギヤ段の変速比γ３との比（＝γ２／γ３）が「１．２８２」とされている。また、第１速ギヤ段の変速機γ１と第８速ギヤ段の変速比γ８との比であるギヤ比幅（＝γ１／γ８）が「５．１５５」とされている。   In the engagement operation table shown in FIG. 5, the third speed gear stage “3rd” to the eighth speed gear stage “8th”, the reverse first speed gear stage “R1”, and the reverse second speed gear stage “R2” are established. The relationship for this is the same as that described above with reference to FIG. Further, in the transmission 14 that establishes the gear position according to the engagement operation table of FIG. 5, the ratio (= γ1 / γ2) between the gear ratio γ1 of the first speed gear stage and the gear ratio γ2 of the second speed gear stage. The ratio (= γ2 / γ3) between the speed ratio γ2 of the second speed gear stage and the speed ratio γ3 of the third speed gear stage is set to “1.282”. The gear ratio width (= γ1 / γ8), which is the ratio between the transmission γ1 of the first speed gear stage and the transmission ratio γ8 of the eighth speed gear stage, is set to “5.155”.

図６は、前記変速機１４において、図５に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。この図６の共線図は、前述した図４と同様に、横軸方向において各遊星歯車装置２４、２６、２８、３０のギヤ比ρの関係を示し、縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、図中における縦線及び横線が示すものは、図４の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   FIG. 6 is a collinear diagram that can represent on a straight line the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission 14 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. Is shown. This collinear diagram of FIG. 6 shows the relationship of the gear ratio ρ of each planetary gear device 24, 26, 28, 30 in the horizontal axis direction, and shows the relative rotational speed in the vertical axis direction, as in FIG. The two-dimensional coordinates shown are indicated by the vertical and horizontal lines in the figure and are the same as the alignment chart of FIG.

図６の共線図において、第１速ギヤ段では、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４は前記第５クラッチＣ５の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２ブレーキＢ２の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ５及び横軸ＸＺの交点と縦軸Ｙ７及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（１ｓｔ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the collinear diagram of FIG. 6, at the first speed gear stage, the sun gear S4 of the third planetary gear device 30 which is the fourth rotating element RE4 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the fifth clutch C5. The rotation speed is set to “Nx”, and the second rotation element RE2 is connected to the transmission case 16 by the engagement of the second brake B2 and is set to the rotation speed “0”. A rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (1st) where a straight line connecting the intersection of the axis XZ and the intersection of the vertical axis Y7 and the horizontal axis X1 intersects the vertical line Y6.

第２速ギヤ段では、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４は前記第５クラッチＣ５の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第１ブレーキＢ１の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸ＸＺの交点と縦軸Ｙ７及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（２ｎｄ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the second speed gear stage, the sun gear S4 of the third planetary gear device 30, which is the fourth rotation element RE4, is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the fifth clutch C5, and the rotation speed “Nx”. Since the first rotation element RE1 is connected to the transmission case 16 by the engagement of the first brake B1 and has a rotational speed “0”, the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis XZ and the vertical axis Y7 The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (2nd) where the straight line connecting the intersection of the horizontal axis X1 and the vertical line Y6 intersects.

図６の共線図において、第３速ギヤ段「３ｒｄ」乃至第８速ギヤ段「８ｔｈ」、後進第１速ギヤ段「Ｒ１」、及び後進第２速ギヤ段「Ｒ２」の関係は、前述した図４の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   In the nomogram of FIG. 6, the relationship between the third speed gear stage “3rd” to the eighth speed gear stage “8th”, the reverse first speed gear stage “R1”, and the reverse second speed gear stage “R2” is Since they are the same as the collinear diagram of FIG. 4 described above, their description is omitted.

図７は、前記変速機１４に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係の更に別の一例を示す係合作動表である。前記変速機１４では、前記電子制御装置４０の指令に従って、前述した図２或いは図５に示す関係に代えてこの図７に示すように、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第４クラッチＣ４、第５クラッチＣ５、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２のうちから選択された２つの油圧式摩擦係合装置が同時に係合作動させられることにより、前進ギヤ段である第１速ギヤ段「１ｓｔ」乃至第８速ギヤ段「８ｔｈ」の何れか、或いは後進ギヤ段である後進第１速ギヤ段「Ｒ１」又は後進第２速ギヤ段「Ｒ２」が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。 FIG. 7 is an engagement operation table showing still another example of the relationship between the predetermined transmission gear stages for the transmission 14 and the operation of the hydraulic friction engagement device for establishing them. In the transmission 14, the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch, as shown in FIG. 7, instead of the relationship shown in FIG. Two hydraulic friction engagement devices selected from C3, the fourth clutch C4, the fifth clutch C5, the first brake B1, and the second brake B2 are engaged and operated at the same time, so that the forward gear stage. Any one of the first gear stage “1st” to the eighth gear stage “8th”, or the reverse first gear stage “R1” or the reverse second gear stage “R2” that is the reverse gear stage is selectively used. A transmission gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) that is established and changes in a substantially equal ratio is obtained for each gear stage.

すなわち、図７に示すように、前記第３クラッチＣ３及び第５クラッチＣ５の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されると共に、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４と、前記中間出力部材３２との間が連結されることで、変速比γ３が第２速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．８６４」である第３速ギヤ段「３ｒｄ」が成立させられる。   That is, as shown in FIG. 7, the engagement of the third clutch C3 and the fifth clutch C5 results in the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 connected to each other, and the first rotation element RE1. Is connected to the sun gear S2 of the first planetary gear device 26, and is connected to the sun gear S4 of the third planetary gear device 30 that is the fourth rotating element RE4, and the intermediate output member 32. As a result of the connection, the third speed gear stage “3rd” in which the speed ratio γ3 is smaller than the second speed gear stage, for example, “1.864” is established.

また、前記第４クラッチＣ４及び第５クラッチＣ５の係合により、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されると共に、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４と、前記中間出力部材３２との間が連結されることで、変速比γ４が第３速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．５６６」である第４速ギヤ段「４ｔｈ」が成立させられる。   Further, due to the engagement of the fourth clutch C4 and the fifth clutch C5, there is a gap between the input shaft 22 that is an input rotation member and the sun gear S2 of the first planetary gear device 26 that is the first rotation element RE1. In addition to being connected, the sun gear S4 of the third planetary gear device 30 that is the fourth rotating element RE4 and the intermediate output member 32 are connected, so that the gear ratio γ4 is greater than that of the third speed gear stage. The fourth speed gear stage “4th”, which is a smaller value, for example, “1.566”, is established.

図７に示す係合作動表において、第１速ギヤ段「１ｓｔ」及び第２速ギヤ段「２ｎｄ」を成立させるための関係については、図５を用いて前述したものと同様であり、第５速ギヤ段「５ｔｈ」乃至第８速ギヤ段「８ｔｈ」、後進第１速ギヤ段「Ｒ１」、及び後進第２速ギヤ段「Ｒ２」を成立させるための関係については、図２を用いて前述したものと同様であるため、その説明を省略する。また、図７の係合作動表に従い変速段を成立させる前記変速機１４では、第２速ギヤ段の変速比γ２と第３速ギヤ段の変速比γ３との比（＝γ２／γ３）が「１．２８２」とされ、第３速ギヤ段の変速比γ３と第４速ギヤ段の変速比γ４との比（＝γ３／γ４）が「１．１９０」とされ、第４速ギヤ段の変速比γ４と第５速ギヤ段の変速比γ５との比（＝γ４／γ５）が「１．２７２」とされている。   In the engagement operation table shown in FIG. 7, the relationship for establishing the first gear stage “1st” and the second gear stage “2nd” is the same as that described above with reference to FIG. FIG. 2 is used for the relationship for establishing the fifth gear stage “5th” to the eighth gear stage “8th”, the reverse first gear stage “R1”, and the reverse second gear stage “R2”. Therefore, the description thereof is omitted. Further, in the transmission 14 that establishes a gear position according to the engagement operation table of FIG. 7, the ratio (= γ2 / γ3) of the gear ratio γ2 of the second gear and the gear ratio γ3 of the third gear is set. “1.282” is set, and the ratio (= γ3 / γ4) between the speed ratio γ3 of the third speed gear stage and the speed ratio γ4 of the fourth speed gear stage is “1.190”, and the fourth speed gear stage is set. The ratio (= γ4 / γ5) between the transmission gear ratio γ4 of the second gear and the transmission gear ratio γ5 of the fifth gear is set to “1.272”.

図８は、前記変速機１４において、図７に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。この図８の共線図は、前述した図４及び図６と同様に、横軸方向において各遊星歯車装置２４、２６、２８、３０のギヤ比ρの関係を示し、縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、図中における縦線及び横線が示すものは、図４及び図６の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   FIG. 8 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission 14 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. Is shown. This collinear diagram of FIG. 8 shows the relationship of the gear ratio ρ of each planetary gear device 24, 26, 28, 30 in the horizontal axis direction, and is relative to the vertical axis direction, as in FIGS. The two-dimensional coordinates indicating the rotation speed, which are indicated by the vertical and horizontal lines in the figure, are the same as the alignment charts of FIGS.

図８の共線図において、第３速ギヤ段では、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第３クラッチＣ３の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４は前記第５クラッチＣ５の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされるので、横軸Ｘ１が縦軸Ｙ６と交差する点（３ｒｄ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the collinear diagram of FIG. 8, in the third speed gear stage, the first rotating element RE1 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the third clutch C3 to have its rotational speed “Nx”. Since the sun gear S4 of the third planetary gear unit 30 that is the fourth rotating element RE4 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the fifth clutch C5 and has the rotational speed “Nx”, the horizontal axis X1 Is a point (3rd) at which the axis intersects the vertical axis Y6, the rotational speed of the output shaft 34 is indicated.

第４速ギヤ段では、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第４クラッチＣ４の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされ、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４は前記第５クラッチＣ５の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸Ｘ２の交点と縦軸Ｙ７及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（４ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the fourth speed gear stage, the first rotation element RE1 is connected to the input shaft 22 by the engagement of the fourth clutch C4 to be the rotation speed “1”, and the third rotation element RE4 is the third rotation element RE4. Since the sun gear S4 of the planetary gear unit 30 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the fifth clutch C5 and has a rotational speed “Nx”, the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis X2 and the vertical axis Y7 The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by the point (4th) at which the straight line connecting the intersection of the horizontal axis X1 and the vertical line Y6 intersects.

図８の共線図において、第１速ギヤ段「１ｓｔ」及び第２速ギヤ段「２ｎｄ」の関係は、前述した図６の共線図と等しく、第５速ギヤ段「５ｔｈ」乃至第８速ギヤ段「８ｔｈ」、後進第１速ギヤ段「Ｒ１」、及び後進第２速ギヤ段「Ｒ２」の関係は、前述した図４の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   In the alignment chart of FIG. 8, the relationship between the first speed gear stage “1st” and the second speed gear stage “2nd” is the same as the alignment chart of FIG. 6, and the fifth speed gear stage “5th” The relationship between the eighth gear stage “8th”, the reverse first gear stage “R1”, and the reverse second gear stage “R2” is the same as the collinear diagram of FIG. To do.

図９は、前記変速機１４に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係の更に別の一例を示す係合作動表である。前記変速機１４では、前記電子制御装置４０の指令に従って、前述した図２、図５、或いは図７に示す関係に代えてこの図９に示すように、前記第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第４クラッチＣ４、第５クラッチＣ５、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２のうちから選択された２つの油圧式摩擦係合装置が同時に係合作動させられることにより、前進ギヤ段である第１速ギヤ段「１ｓｔ」乃至第８速ギヤ段「８ｔｈ」の何れか、或いは後進ギヤ段である後進第１速ギヤ段「Ｒ１」又は後進第２速ギヤ段「Ｒ２」が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。 FIG. 9 is an engagement operation table showing still another example of the relationship between the predetermined transmission gear stages for the transmission 14 and the operation of the hydraulic friction engagement device for establishing them. In the transmission 14, in accordance with a command from the electronic control unit 40, the second clutch C2, the third clutch C3, as shown in FIG. 9 instead of the relationship shown in FIG. 2, FIG. 5, or FIG. When the two hydraulic friction engagement devices selected from the fourth clutch C4, the fifth clutch C5, the first brake B1, and the second brake B2 are simultaneously engaged and operated, Any one of the first gear stage “1st” to the eighth gear stage “8th”, or the reverse first gear stage “R1” or the reverse second gear stage “R2” is selectively established. Thus, a transmission gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) that changes approximately in a ratio is obtained for each gear stage.

すなわち、図９に示すように、前記第２クラッチＣ２及び第５クラッチＣ５の係合により、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４との間が連結されると共に、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４と、前記中間出力部材３２との間が連結されることで、変速比γ５が第４速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．３２４」である第５速ギヤ段「５ｔｈ」が成立させられる。   That is, as shown in FIG. 9, the engagement of the second clutch C2 and the fifth clutch C5 results in the input shaft 22 being an input rotation member and the second rotation element RE2 being mutually connected. The third planetary gear 26 is connected to the carrier CA2 of the first planetary gear unit 26, the carrier CA3 of the second planetary gear unit 28, and the carrier CA4 of the third planetary gear unit 30 and is the fourth rotating element RE4. By connecting between the sun gear S4 of the gear device 30 and the intermediate output member 32, the fifth speed gear stage in which the speed ratio γ5 is smaller than the fourth speed gear stage, for example, “1.324”. “5th” is established.

図９に示す係合作動表において、第１速ギヤ段「１ｓｔ」及び第２速ギヤ段「２ｎｄ」を成立させるための関係については、図５を用いて前述したものと同様であり、第３速ギヤ段「３ｒｄ」及び第４速ギヤ段「４ｔｈ」を成立させるための関係については、図７を用いて前述したものと同様であり、第６速ギヤ段「６ｔｈ」乃至第８速ギヤ段「８ｔｈ」、後進第１速ギヤ段「Ｒ１」、及び後進第２速ギヤ段「Ｒ２」を成立させるための関係については、図２を用いて前述したものと同様であるため、その説明を省略する。また、図９の係合作動表に従い変速段を成立させる前記変速機１４では、第４速ギヤ段の変速比γ４と第５速ギヤ段の変速比γ５との比（＝γ４／γ５）が「１．１８３」とされ、第５速ギヤ段の変速比γ５と第６速ギヤ段の変速比γ６との比（＝γ５／γ６）が「１．３２４」とされている。   In the engagement operation table shown in FIG. 9, the relationship for establishing the first speed gear stage “1st” and the second speed gear stage “2nd” is the same as that described above with reference to FIG. The relationship for establishing the third speed gear stage “3rd” and the fourth speed gear stage “4th” is the same as that described above with reference to FIG. 7, and the sixth speed gear stage “6th” to the eighth speed The relationship for establishing the gear stage “8th”, the reverse first speed gear stage “R1”, and the reverse second speed gear stage “R2” is the same as that described above with reference to FIG. Description is omitted. Further, in the transmission 14 that establishes the gear position according to the engagement operation table of FIG. 9, the ratio (= γ4 / γ5) of the gear ratio γ4 of the fourth gear and the gear ratio γ5 of the fifth gear is set. The ratio between the speed ratio γ5 of the fifth speed gear stage and the speed ratio γ6 of the sixth speed gear stage (= γ5 / γ6) is set to “1.324”.

図１０は、前記変速機１４において、図９に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。この図１０の共線図は、前述した図４、図６、及び図８と同様に、横軸方向において各遊星歯車装置２４、２６、２８、３０のギヤ比ρの関係を示し、縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、図中における縦線及び横線が示すものは、図４、図６、及び図８の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   FIG. 10 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission 14 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. Is shown. The collinear diagram of FIG. 10 shows the relationship of the gear ratio ρ of each planetary gear device 24, 26, 28, 30 in the horizontal axis direction, similar to FIGS. 4, 6, and 8 described above. The two-dimensional coordinates indicating the relative rotation speed in the direction, which are indicated by the vertical and horizontal lines in the figure are the same as the alignment charts of FIGS. 4, 6, and 8, and therefore their explanation is omitted. .

図８の共線図において、第５速ギヤ段では、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２クラッチＣ２の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされ、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４は前記第５クラッチＣ５の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされるので、縦軸Ｙ５及び横軸Ｘ２の交点と縦軸Ｙ７及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（５ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the collinear diagram of FIG. 8, at the fifth speed gear stage, the second rotating element RE2 is connected to the input shaft 22 by the engagement of the second clutch C2 to have a rotational speed “1”, and the fourth speed The sun gear S4 of the third planetary gear device 30 that is the rotation element RE4 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the fifth clutch C5 and has the rotation speed “Nx”. A rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (5th) at which a straight line connecting the intersection of the axis X2 and the intersection of the vertical axis Y7 and the horizontal axis X1 intersects the vertical line Y6.

図１０の共線図において、第１速ギヤ段「１ｓｔ」及び第２速ギヤ段「２ｎｄ」の関係は、前述した図６の共線図と等しく、第３速ギヤ段「３ｒｄ」及び第４速ギヤ段「４ｔｈ」の関係は、前述した図８の共線図と等しく、第６速ギヤ段「６ｔｈ」乃至第８速ギヤ段「８ｔｈ」、後進第１速ギヤ段「Ｒ１」、及び後進第２速ギヤ段「Ｒ２」の関係は、前述した図４の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   In the nomograph of FIG. 10, the relationship between the first speed gear stage “1st” and the second speed gear stage “2nd” is the same as the nomograph of FIG. 6 described above, and the third speed gear stage “3rd” and The relationship between the fourth speed gear stage “4th” is the same as the alignment chart of FIG. 8, and the sixth speed gear stage “6th” to the eighth speed gear stage “8th”, the reverse first speed gear stage “R1”, The reverse second speed gear stage “R2” is the same as the collinear chart of FIG. 4 described above, and a description thereof will be omitted.

ここで、図２及び図９の係合作動表を対比して参照すると、第１速ギヤ段「１ｓｔ」乃至第５速ギヤ段「５ｔｈ」を成立させるための関係において、図２では前記第１クラッチＣ１を係合させ且つ前記第５クラッチＣ５を解放させた状態でそれらの変速段が成立させられており、図９では前記第１クラッチＣ１を解放させ且つ前記第５クラッチＣ５を係合させた状態でそれらの変速段が成立させられている。すなわち、前記第１クラッチＣ１と第５クラッチＣ５とが代替的に用いられていることが分かる。このように、前記変速機１４では、所定の変速段を成立させるに際して、前記第１クラッチＣ１を係合させ且つ前記第５クラッチＣ５を解放させた状態でその変速段を成立させる第１の態様及び前記第１クラッチＣ１を解放させ且つ前記第５クラッチＣ５を係合させた状態で前記変速段を成立させる第２の態様の何れかを選択して変速制御を行うことができる。前記第１クラッチＣ１を解放させ且つ前記第５クラッチＣ５を係合させた状態でギヤ段を成立させることにより、例えば第１速ギヤ段「１ｓｔ」等の低速ギヤ段では、前記第１クラッチＣ１を係合させ且つ前記第５クラッチＣ５を解放させた状態でその変速段を成立させる場合に比べて変速比が小さくなる。これにより、変速比、変速比ステップ、トータル変速比幅等の設定自由度を向上させられることに加え、リアラビニヨすなわち前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３に入力されるトルクを比較的小さく抑えることができる。例えば、ノーマルパターンの場合、アクセル開度が比較的低い場合、車重が比較的軽い場合、或いは非牽引走行時にクロスギヤ比すなわち前記第１クラッチＣ１を解放させ且つ前記第５クラッチＣ５を係合させた状態で前記変速段を成立させる第２の態様を選択し、スポーツモード等の場合、アクセル開度が比較的高い場合、車重が比較的重い場合、或いは牽引走行時にワイドギヤ比すなわち前記第１クラッチＣ１を係合させ且つ前記第５クラッチＣ５を解放させた状態でその変速段を成立させる第１の態様を選択することで、運転者を満足させる好適な走行を実現できる。   Here, referring to the engagement operation tables in FIG. 2 and FIG. 9, the relationship for establishing the first speed gear stage “1st” to the fifth speed gear stage “5th” is shown in FIG. The gears are established with the first clutch C1 engaged and the fifth clutch C5 released. In FIG. 9, the first clutch C1 is released and the fifth clutch C5 is engaged. These shift speeds are established in the state of being made to operate. That is, it can be seen that the first clutch C1 and the fifth clutch C5 are used alternatively. As described above, in the transmission 14, when the predetermined shift speed is established, the first speed is established in a state where the first clutch C1 is engaged and the fifth clutch C5 is released. Further, the shift control can be performed by selecting any one of the second modes in which the shift stage is established in a state where the first clutch C1 is released and the fifth clutch C5 is engaged. By establishing the gear stage with the first clutch C1 disengaged and the fifth clutch C5 engaged, the first clutch C1 can be used at a low gear stage such as the first gear stage “1st”, for example. As compared with the case where the gear stage is established with the fifth clutch C5 disengaged and the fifth clutch C5 released. As a result, the degree of freedom in setting the gear ratio, the gear ratio step, the total gear ratio width, etc. can be improved, and the rear Ravigneo, that is, the torque input to the sun gear S3 of the second planetary gear device 28 can be kept relatively small. Can do. For example, in the normal pattern, when the accelerator opening is relatively low, when the vehicle weight is relatively light, or during non-traction traveling, the cross gear ratio, that is, the first clutch C1 is released and the fifth clutch C5 is engaged. The second mode for establishing the shift stage is selected in a state where the vehicle is in a sports state, and in the case of a sports mode or the like, the accelerator opening is relatively high, the vehicle weight is relatively heavy, or the wide gear ratio or the first By selecting the first mode in which the gear stage is established with the clutch C1 engaged and the fifth clutch C5 disengaged, it is possible to realize a suitable travel that satisfies the driver.

このように、本実施例によれば、入力回転部材である前記入力軸２２の回転を減速して伝達する中間出力部材３２と、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置２６と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置２８及び第３遊星歯車装置３０とを、有し、前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２によって第１回転要素ＲＥ１が構成され、前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４が相互に連結されて第２回転要素ＲＥ２が構成され、前記第１遊星歯車装置２６のリングギヤＲ２、第２遊星歯車装置２８のリングギヤＲ３、及び第３遊星歯車装置３０のリングギヤＲ４が相互に連結されて第３回転要素ＲＥ３が構成され、前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４によって第４回転要素ＲＥ４が構成され、前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３によって第５回転要素ＲＥ５が構成されると共に、前記第３回転要素ＲＥ３が出力回転部材である前記出力軸３４に連結されて回転を出力する主変速部３８と、前記中間出力部材３２と前記第５回転要素ＲＥ２とを選択的に連結する第１クラッチ要素である第１クラッチＣ１と、前記入力軸２２と前記第２回転要素ＲＥ２とを選択的に連結する第２クラッチ要素である第２クラッチＣ２と、前記中間出力部材３２と前記第１回転要素ＲＥ１とを選択的に連結する第３クラッチ要素である第３クラッチＣ３と、前記中間出力部材３２と前記第４回転要素ＲＥ４とを選択的に連結する第４クラッチ要素である第５クラッチＣ５と、前記第１回転要素ＲＥ１を選択的に非回転部材である前記トランスミッションケース１６に連結する第１ブレーキ要素である第１ブレーキＢ１と、前記第２回転要素ＲＥ２を選択的に前記トランスミッションケース１６に連結する第２ブレーキ要素である第２ブレーキＢ２とを、有することから、製造コストや搭載性等に何ら弊害を発生させることなく、変速比、変速比ステップ、トータル変速比幅等の設定自由度を向上させることができる。また、前記第３遊星歯車装置３０のギヤ比を調整することで、前記第４回転要素ＲＥ４と第５回転要素ＲＥ５との相対回転を調整できるため、前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３にかかるトルクが大きくなるのを抑制することができる。   As described above, according to the present embodiment, the intermediate output member 32 that transmits the rotation of the input shaft 22 that is an input rotating member at a reduced speed, the first planetary gear device 26 of a single pinion type, and the double pinion type A first planetary gear device 28 and a third planetary gear device 30; the sun gear S2 of the first planetary gear device 26 constitutes a first rotating element RE1, and the carrier CA2 of the first planetary gear device 26; The carrier CA3 of the second planetary gear device 28 and the carrier CA4 of the third planetary gear device 30 are connected to each other to form a second rotating element RE2, and the ring gear R2 and the second planetary gear of the first planetary gear device 26 are configured. The ring gear R3 of the device 28 and the ring gear R4 of the third planetary gear device 30 are connected to each other to form a third rotating element RE3, and the sun of the third planetary gear device 30 is formed. The fourth rotating element RE4 is constituted by the gear S4, the fifth rotating element RE5 is constituted by the sun gear S3 of the second planetary gear device 28, and the output shaft 34, wherein the third rotating element RE3 is an output rotating member. A main transmission 38 that outputs rotation by being coupled to the first output C1, a first clutch C1 that is a first clutch element that selectively couples the intermediate output member 32 and the fifth rotation element RE2, and the input shaft 22. A second clutch C2 that is a second clutch element that selectively connects the second rotation element RE2, and a third clutch element that selectively connects the intermediate output member 32 and the first rotation element RE1. A third clutch C3, a fifth clutch C5 as a fourth clutch element for selectively connecting the intermediate output member 32 and the fourth rotation element RE4, and the first rotation element RE A first brake B1 that is a first brake element that is selectively connected to the transmission case 16 that is a non-rotating member, and a second brake element that is selectively connected to the transmission case 16 is the second rotation element RE2. Since the second brake B2 is included, the degree of freedom in setting the gear ratio, the gear ratio step, the total gear ratio width, and the like can be improved without causing any adverse effects on the manufacturing cost, the mountability, and the like. Further, since the relative rotation between the fourth rotation element RE4 and the fifth rotation element RE5 can be adjusted by adjusting the gear ratio of the third planetary gear device 30, the sun gear S3 of the second planetary gear device 28 is An increase in the torque can be suppressed.

また、前記変速機１４は、入力回転部材である前記入力軸２２と前記第１回転要素ＲＥ１とを選択的に連結する第５クラッチ要素である第４クラッチＣ４を有するものであるため、前記変速機１４によって成立させられる変速段を更に多くすることができる。   The transmission 14 includes a fourth clutch C4 that is a fifth clutch element that selectively connects the input shaft 22 that is an input rotation member and the first rotation element RE1. The number of shift stages established by the machine 14 can be further increased.

また、所定の変速段を成立させるに際して、前記第１クラッチＣ１を係合させ且つ前記第５クラッチＣ５を解放させた状態でその変速段を成立させる第１の態様及び前記第１クラッチＣ１を解放させ且つ前記第５クラッチＣ５を係合させた状態で前記変速段を成立させる第２の態様の何れかを選択して変速制御を行うものであるため、運転者の好みを反映した満足度の高い変速制御を行うことができる。   Further, when establishing a predetermined gear position, the first mode and the first clutch C1 are released when the first clutch C1 is engaged and the fifth clutch C5 is released. And the shift control is performed by selecting any one of the second modes in which the shift stage is established with the fifth clutch C5 engaged. High shift control can be performed.

続いて、本発明の他の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の説明において、前述した実施例と共通する部分については同一の符号を付してその説明を省略する。   Next, another preferred embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following description, portions common to the above-described embodiments are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.

図１１は、本発明の他の実施例である変速機４２の構成を説明する骨子図である。この図１１に示す変速機４２は、第５クラッチ要素である第４クラッチＣ４が設けられていない点、及び各遊星歯車装置のギヤ比が異なる点を除けば図１に示す変速機１４と同じ構成であり、前述した実施例と同様の効果が得られる。   FIG. 11 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a transmission 42 according to another embodiment of the present invention. The transmission 42 shown in FIG. 11 is the same as the transmission 14 shown in FIG. 1 except that the fourth clutch C4 as the fifth clutch element is not provided and the gear ratios of the planetary gear units are different. It is a structure and the effect similar to the Example mentioned above is acquired.

図１１に示す変速機４２において、前記遊星歯車装置２４は、例えば「０．４２７」程度の所定のギヤ比ρ０を有している。また、前記第１遊星歯車装置２６は、例えば「０．５４１」程度の所定のギヤ比ρ１を有している。また、前記第２遊星歯車装置２８は、例えば「０．３９２」程度の所定のギヤ比ρ２を有している。また、前記第３遊星歯車装置３０は、例えば「０．４３３」程度の所定のギヤ比ρ３を有している。   In the transmission 42 shown in FIG. 11, the planetary gear unit 24 has a predetermined gear ratio ρ0 of about “0.427”, for example. Further, the first planetary gear device 26 has a predetermined gear ratio ρ1 of about “0.541”, for example. Further, the second planetary gear device 28 has a predetermined gear ratio ρ2 of about “0.392”, for example. The third planetary gear device 30 has a predetermined gear ratio ρ3 of about “0.433”, for example.

以上のように構成された変速機４２では、例えば、図１２に示すように、前記電子制御装置４０の指令に従って、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２のうちから選択された２つの油圧式摩擦係合装置が同時に係合作動させられることにより、前進ギヤ段である第１速ギヤ段「１ｓｔ」乃至第７速ギヤ段「７ｔｈ」の何れか、或いは後進ギヤ段「Ｒ１」が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。 In the transmission 42 configured as described above, for example, as shown in FIG. 12, the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, and the first brake B1 according to a command from the electronic control unit 40. When the two hydraulic friction engagement devices selected from the second brake B2 are simultaneously engaged and operated, the first gear stage “1st” through the seventh gear stage “7th”, which are forward gears, are operated. , Or the reverse gear stage “R1” is selectively established, and the gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) that changes approximately in an equal ratio is set to each gear stage. You can get it every time.

すなわち、図１２に示すように、前記第１クラッチＣ１及び第２ブレーキＢ２の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第５回転要素ＲＥ５である前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３との間が連結されると共に、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γ１が最大値、例えば「４．４５２」である第１速ギヤ段「１ｓｔ」が成立させられる。   That is, as shown in FIG. 12, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 connected to each other by the engagement of the first clutch C1 and the second brake B2, and the fifth rotating element RE5. The second planetary gear device 28 is connected to the sun gear S3, and the second rotating element RE2 is a mutually connected carrier CA2 of the first planetary gear device 26, and the second planetary gear device. By connecting the carrier CA3 of 28 and the carrier CA4 of the third planetary gear unit 30 to the transmission case 16 which is a non-rotating member, the speed ratio γ1 is a maximum value, for example, “4.452”. A certain first speed gear stage “1st” is established.

また、前記第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第５回転要素ＲＥ５である前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３との間が連結されると共に、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γ２が第１速ギヤ段よりも小さい値、例えば「２．６９５」である第２速ギヤ段「２ｎｄ」が成立させられる。   Further, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 connected to each other by the engagement of the first clutch C1 and the first brake B1, and the second planetary gear which is the fifth rotating element RE5. The sun gear S3 of the device 28 is connected to the sun gear S3, and the sun gear S2 of the first planetary gear device 26 that is the first rotating element RE1 is connected to the transmission case 16 that is a non-rotating member. Thus, the second speed gear stage “2nd” in which the speed ratio γ2 is smaller than the first speed gear stage, for example, “2.695” is established.

また、前記第１クラッチＣ１及び第３クラッチＣ３の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第５回転要素ＲＥ５である前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３との間が連結されると共に、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されることで、変速比γ３が第２速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．７４５」である第３速ギヤ段「３ｒｄ」が成立させられる。   Also, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 that are connected to each other by the engagement of the first clutch C1 and the third clutch C3, and the second planetary gear that is the fifth rotating element RE5. The sun gear S3 of the device 28 is connected to the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 and the first planetary gear device 26 that is the first rotating element RE1. By connecting the sun gear S2, the third speed gear stage “3rd” in which the speed ratio γ3 is smaller than the second speed gear stage, for example, “1.745” is established.

また、前記第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第５回転要素ＲＥ５である前記第２遊星歯車装置２８のサンギヤＳ３との間が連結されると共に、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４との間が連結されることで、変速比γ４が第３速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．２０１」である第４速ギヤ段「４ｔｈ」が成立させられる。   Further, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 connected to each other by the engagement of the first clutch C1 and the second clutch C2, and the second planetary gear which is the fifth rotating element RE5. The device 28 is connected to the sun gear S3, and the input shaft 22 as an input rotation member and the carrier CA2 of the first planetary gear device 26 as the second rotation element RE2 connected to each other. Since the carrier CA3 of the second planetary gear device 28 and the carrier CA4 of the third planetary gear device 30 are connected, the speed ratio γ4 is smaller than the third gear, for example, “1.201”. A fourth gear stage “4th” is established.

また、前記第２クラッチＣ２の係合により、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４との間が連結されることで、変速比γ５が第４速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．０００」である第５速ギヤ段「５ｔｈ」が成立させられる。   In addition, by the engagement of the second clutch C2, the input shaft 22 as the input rotation member and the carrier CA2 of the first planetary gear unit 26 as the second rotation element RE2 and the second planetary gear 26 connected to each other. Since the carrier CA3 of the gear device 28 and the carrier CA4 of the third planetary gear device 30 are connected, the gear ratio γ5 is a value smaller than the fourth speed gear stage, for example, “1.000”. The fifth gear stage “5th” is established.

また、前記第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３の係合により、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４との間が連結されると共に、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されることで、変速比γ６が第５速ギヤ段よりも小さい値、例えば「０．８１３」である第６速ギヤ段「６ｔｈ」が成立させられる。   Further, the engagement of the second clutch C2 and the third clutch C3 results in the carrier of the input planetary gear device 26 connected to the input shaft 22 being the input rotation member and the second rotation element RE2 being mutually connected. CA2, the carrier CA3 of the second planetary gear unit 28, and the carrier CA4 of the third planetary gear unit 30 are coupled to each other, and the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear unit 24 coupled to each other. By connecting the sun gear S2 of the first planetary gear unit 26 that is the first rotating element RE1, the gear ratio γ6 is smaller than the fifth gear, for example, “0.813”. A sixth gear stage “6th” is established.

また、前記第２クラッチＣ２及び第１ブレーキＢ１の係合により、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４との間が連結されると共に、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γ７が最小値、例えば「０．６４９」である第７速ギヤ段「７ｔｈ」が成立させられる。   Further, the engagement of the second clutch C2 and the first brake B1 results in the carrier of the input planetary gear device 26 connected to the input shaft 22 being the input rotation member and the second rotation element RE2 being mutually connected. CA2, the carrier CA3 of the second planetary gear unit 28, and the carrier CA4 of the third planetary gear unit 30 are coupled to each other, and the sun gear S2 of the first planetary gear unit 26 that is the first rotating element RE1 By connecting the transmission case 16 that is a non-rotating member, the seventh speed gear stage “7th” in which the speed ratio γ7 is the minimum value, for example, “0.649” is established.

また、前記第３クラッチＣ３及び第２ブレーキＢ２の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されると共に、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γＲ１が「３．２２８」である後進ギヤ段「Ｒ１」が成立させられる。前記遊星歯車装置２４のギヤ比ρ０、第１遊星歯車装置２６のギヤ比ρ１、第２遊星歯車装置２８のギヤ比ρ２、及び第３遊星歯車装置３０のギヤ比ρ３は、以上のような変速比が得られるように設計されている。   Further, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 that are connected to each other by the engagement of the third clutch C3 and the second brake B2, and the first planetary gear that is the first rotating element RE1. The sun gear S2 of the device 26 is connected to the carrier gear CA2 of the first planetary gear device 26, the carrier CA3 of the second planetary gear device 28, and the second rotating element RE2, which are connected to each other. The reverse gear stage “R1” having a gear ratio γR1 of “3.228” is established by connecting the carrier CA4 of the three planetary gear unit 30 and the transmission case 16 that is a non-rotating member. . The gear ratio ρ0 of the planetary gear unit 24, the gear ratio ρ1 of the first planetary gear unit 26, the gear ratio ρ2 of the second planetary gear unit 28, and the gear ratio ρ3 of the third planetary gear unit 30 are as described above. Designed to give a ratio.

図１３は、前記変速機４２において、図１２に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。この図１３の共線図は、前述した図４等と同様に、横軸方向において各遊星歯車装置２４、２６、２８、３０のギヤ比ρの関係を示し、縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、図中における縦線及び横線が示すものは、図４等の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   FIG. 13 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission 42 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. Is shown. This collinear chart of FIG. 13 shows the relationship of the gear ratio ρ of each planetary gear unit 24, 26, 28, 30 in the horizontal axis direction, as in FIG. Since the vertical and horizontal lines in the figure indicate the same as the collinear chart of FIG. 4 and the like, their description is omitted.

図１３の共線図において、第１速ギヤ段では、前記第５回転要素ＲＥ５は前記第１クラッチＣ１の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２ブレーキＢ２の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ５及び横軸ＸＺの交点と縦軸Ｙ８及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（１ｓｔ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the collinear diagram of FIG. 13, at the first speed gear stage, the fifth rotation element RE5 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the first clutch C1 to have the rotation speed “Nx”. Since the second rotation element RE2 is connected to the transmission case 16 by the engagement of the second brake B2 and has a rotational speed “0”, the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis XZ and the vertical axis Y8 and the horizontal axis X1. The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (1st) at which the straight line connecting the intersections intersects the vertical line Y6.

第２速ギヤ段では、前記第５回転要素ＲＥ５は前記第１クラッチＣ１の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第１ブレーキＢ１の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸ＸＺの交点と縦軸Ｙ８及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（２ｎｄ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the second speed gear stage, the fifth rotation element RE5 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the first clutch C1 to be the rotation speed “Nx”, and the first rotation element RE1 is the first rotation element RE1. 1 is connected to the transmission case 16 by the engagement of the brake B1 so that the rotational speed is "0". Therefore, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis XZ and the intersection of the vertical axis Y8 and the horizontal axis X1 is The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (2nd) intersecting with the vertical line Y6.

第３速ギヤ段では、前記第５回転要素ＲＥ５は前記第１クラッチＣ１の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第３クラッチＣ３の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされるので、横軸Ｘ１が縦軸Ｙ６と交差する点（３ｒｄ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the third gear stage, the fifth rotation element RE5 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the first clutch C1 to have the rotation speed “Nx”, and the first rotation element RE1 is the first rotation element RE1. Since the rotation speed is “Nx” by being connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the three clutch C3, the rotation speed of the output shaft 34 is determined by the point (3rd) where the horizontal axis X1 intersects the vertical axis Y6. Is shown.

第４速ギヤ段では、前記第５回転要素ＲＥ５は前記第１クラッチＣ１の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２クラッチＣ２の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされるので、縦軸Ｙ５及び横軸Ｘ２の交点と縦軸Ｙ８及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（４ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the fourth speed gear stage, the fifth rotation element RE5 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the first clutch C1 to be the rotation speed “Nx”, and the second rotation element RE2 is the first rotation element RE2. Since the rotation speed is “1” by being connected to the input shaft 22 by the engagement of the two clutch C2, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis X2 and the intersection of the vertical axis Y8 and the horizontal axis X1 is The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (4th) intersecting the vertical line Y6.

第５速ギヤ段では、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２クラッチＣ２の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされるので、横軸Ｘ２が縦軸Ｙ６と交差する点（５ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the fifth speed gear stage, the second rotation element RE2 is connected to the input shaft 22 by the engagement of the second clutch C2 and is set to the rotation speed “1”. Therefore, the horizontal axis X2 intersects the vertical axis Y6. The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by the point (5th) to be performed.

第６速ギヤ段では、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２クラッチＣ２の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第３クラッチＣ３の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸Ｘ１の交点と縦軸Ｙ５及び横軸Ｘ２の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（６ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the sixth gear, the second rotating element RE2 is connected to the input shaft 22 by the engagement of the second clutch C2, and the rotating speed is "1", and the first rotating element RE1 is the third clutch. Since it is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of C3 and has its rotational speed “Nx”, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis X1 and the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis X2 is A rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (6th) intersecting the vertical line Y6.

第７速ギヤ段では、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２クラッチＣ２の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第１ブレーキＢ１の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸ＸＺの交点と縦軸Ｙ５及び横軸Ｘ２の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（７ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the seventh speed gear stage, the second rotation element RE2 is connected to the input shaft 22 by the engagement of the second clutch C2 so that the rotation speed is “1”, and the first rotation element RE1 is the first brake. Since the rotation speed is “0” by being connected to the transmission case 16 by the engagement of B1, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis XZ and the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis X2 is a vertical line. The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (7th) intersecting with Y6.

後進ギヤ段では、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第３クラッチＣ３の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２ブレーキＢ２の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸Ｘ１の交点と縦軸Ｙ５及び横軸ＸＺの交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（Ｒｅｖ１）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the reverse gear stage, the first rotation element RE1 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the third clutch C3 to be the rotation speed “Nx”, and the second rotation element RE2 is the second brake element. Since it is connected to the transmission case 16 by the engagement of B2 and the rotational speed is “0”, a straight line connecting the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis X1 and the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis XZ is a vertical line The point (Rev1) intersecting with Y6 indicates the rotational speed of the output shaft 34.

図１４は、前記変速機４２に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係の他の一例を示す係合作動表である。前記変速機４２では、前記電子制御装置４０の指令に従って、前述した図１２に示す関係に代えてこの図１４に示すように、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第５クラッチＣ５、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２のうちから選択された２つの油圧式摩擦係合装置が同時に係合作動させられることにより、前進ギヤ段である第１速ギヤ段「１ｓｔ」乃至第７速ギヤ段「７ｔｈ」の何れか、或いは後進ギヤ段「Ｒ１」が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。 FIG. 14 is an engagement operation table showing another example of the relationship between the predetermined transmission gear stages for the transmission 42 and the operation of the hydraulic friction engagement device for establishing them. In the transmission 42, the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, the second clutch C3, the second clutch C3, the second clutch C3, the second clutch C3, the second clutch C3, and the second clutch C3, as shown in FIG. First hydraulic gear stage “1st” which is a forward gear stage is achieved by simultaneously engaging and operating two hydraulic friction engagement devices selected from among five clutch C5, first brake B1, and second brake B2. Or any one of the seventh speed gear stage “7th” or the reverse gear stage “R1” is selectively established, and the gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed) changes substantially in an equal ratio. Speed N OUT ) is obtained for each gear stage.

すなわち、図１４に示すように、前記第５クラッチＣ５及び第２ブレーキＢ２の係合により、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４と、前記中間出力部材３２との間が連結されると共に、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γ１が最大値、例えば「４．０３５」である第１速ギヤ段「１ｓｔ」が成立させられる。   That is, as shown in FIG. 14, due to the engagement of the fifth clutch C5 and the second brake B2, the sun gear S4 of the third planetary gear device 30 that is the fourth rotating element RE4, the intermediate output member 32, Of the first planetary gear unit 26, the carrier CA3 of the second planetary gear unit 28, and the third planetary gear unit 30 of the second planetary gear unit 28, which are coupled to each other. By connecting between the carrier CA4 and the transmission case 16 which is a non-rotating member, the first speed gear stage "1st" in which the speed ratio γ1 is the maximum value, for example, "4.035" is established. .

また、前記第５クラッチＣ５及び第１ブレーキＢ１の係合により、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４と、前記中間出力部材３２との間が連結されると共に、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２と、非回転部材である前記トランスミッションケース１６との間が連結されることで、変速比γ２が第１速ギヤ段よりも小さい値、例えば「２．５４８」である第２速ギヤ段「２ｎｄ」が成立させられる。   Further, the engagement of the fifth clutch C5 and the first brake B1 connects the sun gear S4 of the third planetary gear device 30 as the fourth rotating element RE4 and the intermediate output member 32. By connecting the sun gear S2 of the first planetary gear unit 26 that is the first rotating element RE1 and the transmission case 16 that is a non-rotating member, the gear ratio γ2 is greater than that of the first speed gear stage. The second speed gear stage “2nd”, which is a smaller value, for example, “2.548”, is established.

図１４に示す係合作動表において、第３速ギヤ段「３ｒｄ」乃至第７速ギヤ段「７ｔｈ」、及び後進ギヤ段「Ｒ１」を成立させるための関係については、図１２を用いて前述したものと同様であるため、その説明を省略する。また、図１４の係合作動表に従い変速段を成立させる前記変速機４２では、第１速ギヤ段の変速比γ１と第２速ギヤ段の変速比γ２との比（＝γ１／γ２）が「１．５８４」とされ、第２速ギヤ段の変速比γ２と第３速ギヤ段の変速比γ３との比（＝γ２／γ３）が「１．４６０」とされている。   In the engagement operation table shown in FIG. 14, the relationship for establishing the third gear stage “3rd” to the seventh gear stage “7th” and the reverse gear stage “R1” is described above with reference to FIG. Since it is the same as what was done, the description is abbreviate | omitted. Further, in the transmission 42 that establishes the gear position according to the engagement operation table of FIG. 14, the ratio (= γ1 / γ2) between the gear ratio γ1 of the first gear and the gear ratio γ2 of the second gear. The ratio (= γ2 / γ3) between the speed ratio γ2 of the second speed gear stage and the speed ratio γ3 of the third speed gear stage is set to “1.460”.

図１５は、前記変速機４２において、図１４に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。この図１５の共線図は、前述した図１３と同様に、横軸方向において各遊星歯車装置２４、２６、２８、３０のギヤ比ρの関係を示し、縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、図中における縦線及び横線が示すものは、図１３の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   FIG. 15 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission 42 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. Is shown. The collinear diagram of FIG. 15 shows the relationship of the gear ratio ρ of each planetary gear unit 24, 26, 28, 30 in the horizontal axis direction, and shows the relative rotational speed in the vertical axis direction, as in FIG. The two-dimensional coordinates shown are indicated by the vertical lines and the horizontal lines in the drawing, which are the same as the alignment chart of FIG.

図１５の共線図において、第１速ギヤ段では、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４は前記第５クラッチＣ５の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２ブレーキＢ２の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ５及び横軸ＸＺの交点と縦軸Ｙ７及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（１ｓｔ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the collinear diagram of FIG. 15, in the first speed gear stage, the sun gear S4 of the third planetary gear unit 30 that is the fourth rotating element RE4 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the fifth clutch C5. The rotation speed is set to “Nx”, and the second rotation element RE2 is connected to the transmission case 16 by the engagement of the second brake B2 and is set to the rotation speed “0”. A rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (1st) where a straight line connecting the intersection of the axis XZ and the intersection of the vertical axis Y7 and the horizontal axis X1 intersects the vertical line Y6.

第２速ギヤ段では、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４は前記第５クラッチＣ５の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第１ブレーキＢ１の係合により前記トランスミッションケース１６に連結されて回転速度「０」とされるので、縦軸Ｙ４及び横軸ＸＺの交点と縦軸Ｙ７及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（２ｎｄ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the second speed gear stage, the sun gear S4 of the third planetary gear device 30, which is the fourth rotation element RE4, is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the fifth clutch C5, and the rotation speed “Nx”. Since the first rotation element RE1 is connected to the transmission case 16 by the engagement of the first brake B1 and has a rotational speed “0”, the intersection of the vertical axis Y4 and the horizontal axis XZ and the vertical axis Y7 The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by a point (2nd) where the straight line connecting the intersection of the horizontal axis X1 and the vertical line Y6 intersects.

図１５の共線図において、第３速ギヤ段「３ｒｄ」乃至第７速ギヤ段「７ｔｈ」、及び後進ギヤ段「Ｒ１」の関係は、前述した図１３の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   In the alignment chart of FIG. 15, the relationship between the third speed gear stage “3rd” to the seventh speed gear stage “7th” and the reverse gear stage “R1” is equal to the alignment chart of FIG. Those explanations are omitted.

図１６は、前記変速機４２に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係の更に別の一例を示す係合作動表である。前記変速機４２では、前記電子制御装置４０の指令に従って、前述した図１２或いは図１４に示す関係に代えてこの図１６に示すように、前記第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第５クラッチＣ５、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２のうちから選択された２つの油圧式摩擦係合装置が同時に係合作動させられることにより、前進ギヤ段である第１速ギヤ段「１ｓｔ」乃至第７速ギヤ段「７ｔｈ」の何れか、或いは後進ギヤ段「Ｒ１」が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。 FIG. 16 is an engagement operation table showing still another example of the relationship between the predetermined transmission gear stages for the transmission 42 and the operation of the hydraulic friction engagement device for establishing them. In the transmission 42, the second clutch C 2, the third clutch C 3, and the fifth clutch as shown in FIG. 16 instead of the relationship shown in FIG. 12 or FIG. 14 according to the command of the electronic control unit 40. Two hydraulic friction engagement devices selected from C5, the first brake B1, and the second brake B2 are simultaneously engaged and operated, so that the first gear stage “1st” to the first gear stage, which is the forward gear stage, is operated. Any one of the seventh speed gear stage “7th” or the reverse gear stage “R1” is selectively established, and the gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N is changed approximately in a ratio. OUT ) can be obtained for each gear stage.

すなわち、図１６に示すように、前記第３クラッチＣ３及び第５クラッチＣ５の係合により、相互に連結された前記遊星歯車装置２４のリングギヤＲ１及び中間出力部材３２と、前記第１回転要素ＲＥ１である前記第１遊星歯車装置２６のサンギヤＳ２との間が連結されると共に、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４と、前記中間出力部材３２との間が連結されることで、変速比γ３が第２速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．７４５」である第３速ギヤ段「３ｒｄ」が成立させられる。   That is, as shown in FIG. 16, by the engagement of the third clutch C3 and the fifth clutch C5, the ring gear R1 and the intermediate output member 32 of the planetary gear device 24 connected to each other, and the first rotating element RE1. Is connected to the sun gear S2 of the first planetary gear device 26, and is connected to the sun gear S4 of the third planetary gear device 30 that is the fourth rotating element RE4, and the intermediate output member 32. As a result, the third speed gear stage “3rd” in which the speed ratio γ3 is smaller than the second speed gear stage, for example, “1.745” is established.

また、前記第２クラッチＣ２及び第５クラッチＣ５の係合により、入力回転部材である前記入力軸２２と、前記第２回転要素ＲＥ２である相互に連結された前記第１遊星歯車装置２６のキャリヤＣＡ２、第２遊星歯車装置２８のキャリヤＣＡ３、及び第３遊星歯車装置３０のキャリヤＣＡ４との間が連結されると共に、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４と、前記中間出力部材３２との間が連結されることで、変速比γ４が第３速ギヤ段よりも小さい値、例えば「１．２２６」である第４速ギヤ段「４ｔｈ」が成立させられる。   Further, the engagement of the second clutch C2 and the fifth clutch C5 results in the carrier of the input planetary gear device 26 connected to the input shaft 22 being the input rotation member and the second rotation element RE2 being mutually connected. CA2, the carrier CA3 of the second planetary gear unit 28, and the carrier CA4 of the third planetary gear unit 30 are coupled to each other, and the sun gear S4 of the third planetary gear unit 30 serving as the fourth rotating element RE4 By connecting the intermediate output member 32 to the intermediate output member 32, a fourth speed gear stage “4th” in which the speed ratio γ4 is smaller than the third speed gear stage, for example, “1.226” is established. .

図１６に示す係合作動表において、第１速ギヤ段「１ｓｔ」及び第２速ギヤ段「２ｎｄ」を成立させるための関係については、図１４を用いて前述したものと同様であり、第５速ギヤ段「５ｔｈ」乃至第７速ギヤ段「７ｔｈ」、及び後進ギヤ段「Ｒ１」を成立させるための関係については、図１２を用いて前述したものと同様であるため、その説明を省略する。また、図１６の係合作動表に従い変速段を成立させる前記変速機４２では、第２速ギヤ段の変速比γ２と第３速ギヤ段の変速比γ３との比（＝γ２／γ３）が「１．４６０」とされ、第３速ギヤ段の変速比γ３と第４速ギヤ段の変速比γ４との比（＝γ３／γ４）が「１．４２３」とされ、第４速ギヤ段の変速比γ４と第５速ギヤ段の変速比γ５との比（＝γ４／γ５）が「１．２２６」とされている。   In the engagement operation table shown in FIG. 16, the relationship for establishing the first speed gear stage “1st” and the second speed gear stage “2nd” is the same as that described above with reference to FIG. The relationship for establishing the fifth gear stage “5th” to the seventh gear stage “7th” and the reverse gear stage “R1” is the same as that described above with reference to FIG. Omitted. Further, in the transmission 42 that establishes the gear position according to the engagement operation table of FIG. 16, the ratio (= γ2 / γ3) between the gear ratio γ2 of the second gear stage and the gear ratio γ3 of the third gear stage. “1.460” is set, and the ratio (= γ3 / γ4) between the speed ratio γ3 of the third speed gear stage and the speed ratio γ4 of the fourth speed gear stage is “1.423”, and the fourth speed gear stage is set. The ratio (= γ4 / γ5) between the transmission gear ratio γ4 of the first gear and the transmission gear ratio γ5 of the fifth gear is set to “1.226”.

図１７は、前記変速機４２において、図１６に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。この図１７の共線図は、前述した図１３及び図１５と同様に、横軸方向において各遊星歯車装置２４、２６、２８、３０のギヤ比ρの関係を示し、縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、図中における縦線及び横線が示すものは、図１３及び図１５の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   FIG. 17 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission 42 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. Is shown. The collinear diagram of FIG. 17 shows the relationship of the gear ratios ρ of the planetary gear devices 24, 26, 28, and 30 in the horizontal axis direction as in FIGS. The two-dimensional coordinates indicating the rotation speed, which are indicated by the vertical and horizontal lines in the figure, are the same as the collinear charts of FIGS.

図１７の共線図において、第３速ギヤ段では、前記第１回転要素ＲＥ１は前記第３クラッチＣ３の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされ、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４は前記第５クラッチＣ５の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされるので、横軸Ｘ１が縦軸Ｙ６と交差する点（３ｒｄ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the collinear diagram of FIG. 17, at the third speed gear stage, the first rotating element RE1 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the third clutch C3 to have its rotational speed “Nx”. The sun gear S4 of the third planetary gear device 30 that is the fourth rotating element RE4 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the fifth clutch C5 and has the rotational speed “Nx”. Is a point (3rd) at which the axis intersects the vertical axis Y6, the rotational speed of the output shaft 34 is indicated.

第４速ギヤ段では、前記第２回転要素ＲＥ２は前記第２クラッチＣ２の係合により前記入力軸２２に連結されて回転速度「１」とされ、前記第４回転要素ＲＥ４である前記第３遊星歯車装置３０のサンギヤＳ４は前記第５クラッチＣ５の係合により前記中間出力部材３２に連結されてその回転速度「Ｎｘ」とされるので、縦軸Ｙ５及び横軸Ｘ２の交点と縦軸Ｙ７及び横軸Ｘ１の交点とを結ぶ直線が、縦線Ｙ６と交差する点（４ｔｈ）により、前記出力軸３４の回転速度が示される。   In the fourth speed gear stage, the second rotation element RE2 is connected to the input shaft 22 by the engagement of the second clutch C2 to be the rotation speed “1”, and is the fourth rotation element RE4. Since the sun gear S4 of the planetary gear device 30 is connected to the intermediate output member 32 by the engagement of the fifth clutch C5 and has a rotational speed “Nx”, the intersection of the vertical axis Y5 and the horizontal axis X2 and the vertical axis Y7 The rotation speed of the output shaft 34 is indicated by the point (4th) at which the straight line connecting the intersection of the horizontal axis X1 and the vertical line Y6 intersects.

図１７の共線図において、第１速ギヤ段「１ｓｔ」及び第２速ギヤ段「２ｎｄ」の関係は、前述した図１５の共線図と等しく、第５速ギヤ段「５ｔｈ」乃至第７速ギヤ段「７ｔｈ」、及び後進ギヤ段「Ｒ１」の関係は、前述した図１３の共線図と等しいことから、それらの説明は省略する。   In the alignment chart of FIG. 17, the relationship between the first speed gear stage “1st” and the second speed gear stage “2nd” is the same as the alignment chart of FIG. 15, and the fifth speed gear stage “5th” Since the relationship between the seventh speed gear stage “7th” and the reverse gear stage “R1” is the same as the collinear diagram of FIG. 13 described above, description thereof will be omitted.

以上、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、更に別の態様においても実施される。   The preferred embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings. However, the present invention is not limited to these embodiments, and may be implemented in other modes.

例えば、前述の実施例の変速機１４、４２では、第１速ギヤ段乃至第８速ギヤ段、後進第１速ギヤ段、及び後進第２速ギヤ段というように、複数の変速段が成立させられるものであったが、それらの変速段のうち任意の変速段を用いて変速が実行されるものであってもよい。例えば、第１速ギヤ段乃至第７速ギヤ段或いは第２速ギヤ段乃至第８速ギヤ段を用いることで前進７速の変速が実現される。また、第１速ギヤ段乃至第８速ギヤ段のうち何れか６つの変速段を用いることで前進６速の変速が実現される。また、後進第１ギヤ段及び後進第２ギヤ段のうち何れか一方を後進ギヤ段として用いる態様も当然に考えられる。   For example, in the transmissions 14 and 42 of the above-described embodiment, a plurality of shift speeds are established such as the first to eighth speed gears, the reverse first speed gear stage, and the reverse second speed gear stage. However, the shift may be executed using any of the shift speeds. For example, a forward 7-speed shift can be realized by using the first to seventh gears or the second to eighth gears. Further, by using any six shift stages from the first speed gear stage to the eighth speed gear stage, a forward 6-speed shift is realized. In addition, naturally, an aspect in which one of the reverse first gear and the reverse second gear is used as the reverse gear is also conceivable.

また、前述の実施例の変速機１４、４２では、前記エンジン１０とトルクコンバータ２０とはクランク軸１２を介して直結されていたが、例えば、所定のギヤやベルト等を介して作動的に連結されたものであってもよく、更には必ずしも共通の軸心上に配置されなくてもよい。また、原動機として電動モータ等を備えたものであってもよい。   Further, in the transmissions 14 and 42 of the above-described embodiment, the engine 10 and the torque converter 20 are directly connected via the crankshaft 12, but are operatively connected via a predetermined gear, belt, or the like, for example. Further, it may not be arranged on a common axis. Further, an electric motor or the like may be provided as a prime mover.

また、前述の実施例の変速機１４、４２において、前記第１クラッチＣ１乃至第５クラッチＣ５、第１ブレーキＢ１、及び第２ブレーキＢ２のうちの何れかには、一方向クラッチが直列又は並列に設けられてもよい。このようにすれば、変速制御が容易となるという利点がある。また、前記第１クラッチＣ１乃至第５クラッチＣ５、第１ブレーキＢ１、及び第２ブレーキＢ２のうちの何れかが一方向クラッチに置換されてもよい。このようにしても、一応の変速が実現できる。   In the transmissions 14 and 42 of the above-described embodiment, a one-way clutch is connected in series or in parallel with any one of the first to fifth clutches C1 to C5, the first brake B1, and the second brake B2. May be provided. In this way, there is an advantage that the shift control becomes easy. One of the first to fifth clutches C1 to C5, the first brake B1, and the second brake B2 may be replaced with a one-way clutch. Even in this case, a temporary shift can be realized.

また、前述の実施例では、前記エンジン１０と入力軸２２との間に流体伝動装置としてロックアップクラッチ１８付きのトルクコンバータ２０が備えられていたが、このロックアップクラッチ１８は必ずしも設けられていなくてもよい。また、前記トルクコンバータ２０の代替として、フルードカップリング、磁粉式電磁クラッチ、多板式或いは単板式の油圧クラッチが設けられていてもよい。   In the above-described embodiment, the torque converter 20 with the lock-up clutch 18 is provided as a fluid transmission device between the engine 10 and the input shaft 22, but the lock-up clutch 18 is not necessarily provided. May be. As an alternative to the torque converter 20, a fluid coupling, a magnetic powder type electromagnetic clutch, a multi-plate type or a single plate type hydraulic clutch may be provided.

また、前述の実施例の共線図では、縦線Ｙ１乃至Ｙ８が左から右へ向かって順次配列されていたが、右から左へ向かって順次配列されるものでも構わない。また、回転速度「０」に対応する横線ＸＺの上側に回転速度「１」に対応する横線Ｘ２が配置されていたが、横線ＸＺの下側に配置されていてもよい。   In the collinear chart of the above-described embodiment, the vertical lines Y1 to Y8 are sequentially arranged from the left to the right. However, they may be sequentially arranged from the right to the left. Further, although the horizontal line X2 corresponding to the rotational speed “1” is arranged above the horizontal line XZ corresponding to the rotational speed “0”, it may be arranged below the horizontal line XZ.

また、前述の実施例では、係合要素として前記第１クラッチＣ１乃至第５クラッチＣ５、第１ブレーキＢ１、及び第２ブレーキＢ２のように油圧式摩擦係合装置が設けられていたが、電磁クラッチや磁粉式クラッチ等の電磁式係合装置を用いたものであってもよい。   In the above-described embodiment, the hydraulic friction engagement device is provided as the engagement element, such as the first clutch C1 to the fifth clutch C5, the first brake B1, and the second brake B2. An electromagnetic engagement device such as a clutch or a magnetic powder clutch may be used.

その他、一々例示はしないが、本発明はその趣旨を逸脱しない範囲内において種々の変更が加えられて実施されるものである。   In addition, although not illustrated one by one, the present invention is implemented with various modifications within a range not departing from the gist thereof.

本発明の一実施例である車両用多段変速機の構成を説明する骨子図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a vehicular multi-stage transmission that is an embodiment of the present invention. 図１の変速機に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係を示す係合作動表である。FIG. 2 is an engagement operation table showing a relationship between transmission gear stages determined in advance in the transmission of FIG. 1 and operations of a hydraulic friction engagement device for establishing them. 図１の変速機を制御するための電子制御装置に入力される信号及びその電子制御装置から出力される信号を例示する図である。It is a figure which illustrates the signal input into the electronic controller for controlling the transmission of FIG. 1, and the signal output from the electronic controller. 図１の変速機において、ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図である。FIG. 2 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission of FIG. 図１の変速機に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係の他の一例を示す係合作動表である。FIG. 6 is an engagement operation table showing another example of a relationship between a predetermined transmission gear stage in the transmission of FIG. 1 and an operation of a hydraulic friction engagement device for establishing them. 図１の変速機において、図５に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図である。FIG. 6 is a collinear diagram that can represent on a straight line the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission of FIG. 1 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. 5. 図１の変速機に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係の更に別の一例を示す係合作動表である。FIG. 6 is an engagement operation table showing still another example of a relationship between a predetermined transmission gear stage in the transmission of FIG. 1 and an operation of a hydraulic friction engagement device for establishing them. 図１の変速機において、図７に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図である。FIG. 8 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission of FIG. 1 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. 7. 図１の変速機に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係の更に別の一例を示す係合作動表である。FIG. 6 is an engagement operation table showing still another example of a relationship between a predetermined transmission gear stage in the transmission of FIG. 1 and an operation of a hydraulic friction engagement device for establishing them. 図１の変速機において、図９に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図である。FIG. 10 is a collinear chart that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission of FIG. 1 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. 9. 本発明の他の実施例である車両用多段変速機の構成を説明する骨子図である。It is a skeleton diagram explaining the structure of the multi-stage transmission for vehicles which is the other Example of this invention. 図１１の変速機に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係を示す係合作動表である。FIG. 12 is an engagement operation table showing a relationship between transmission gear stages determined in advance in the transmission of FIG. 11 and operations of a hydraulic friction engagement device for establishing them. FIG. 図１１の変速機において、図１２に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図である。FIG. 13 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different connection states for each gear stage in the transmission of FIG. 11 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. 12. 図１１の変速機に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係の他の一例を示す係合作動表である。FIG. 12 is an engagement operation table showing another example of the relationship between the predetermined transmission gear stages in the transmission of FIG. 11 and the operation of the hydraulic friction engagement device for establishing them. FIG. 図１１の変速機において、図１４に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図である。FIG. 15 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission of FIG. 11 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. 14. 図１１の変速機に予め定められた変速ギヤ段とそれらを成立させるための油圧式摩擦係合装置の作動との関係の更に別の一例を示す係合作動表である。FIG. 12 is an engagement operation table showing still another example of a relationship between a predetermined transmission gear stage in the transmission of FIG. 11 and an operation of a hydraulic friction engagement device for establishing them. FIG. 図１１の変速機において、図１６に示す係合作動表に対応してギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図である。FIG. 17 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements having different coupling states for each gear stage in the transmission of FIG. 11 corresponding to the engagement operation table shown in FIG. 16.

符号の説明Explanation of symbols

１４、４２：車両用多段変速機
１６：トランスミッションケース（非回転部材）
２２：入力軸（入力回転部材）
２６：第１遊星歯車装置
２８：第２遊星歯車装置
３０：第３遊星歯車装置
３２：中間出力部材
３４：出力軸（出力回転部材）
３８：主変速部
Ｂ１：第１ブレーキ（第１ブレーキ要素）
Ｂ２：第２ブレーキ（第２ブレーキ要素）
Ｃ１：第１クラッチ（第１クラッチ要素）
Ｃ２：第２クラッチ（第２クラッチ要素）
Ｃ３：第３クラッチ（第３クラッチ要素）
Ｃ４：第４クラッチ（第５クラッチ要素）
Ｃ５：第５クラッチ（第４クラッチ要素）
ＣＡ２、ＣＡ３、ＣＡ４：キャリヤ
Ｒ２、Ｒ３、Ｒ４：リングギヤ
Ｓ２、Ｓ３、Ｓ４：サンギヤ
ＲＥ１：第１回転要素
ＲＥ２：第２回転要素
ＲＥ３：第３回転要素
ＲＥ４：第４回転要素
ＲＥ５：第５回転要素 14, 42: Multi-stage transmission 16 for vehicles 16: Transmission case (non-rotating member)
22: Input shaft (input rotating member)
26: first planetary gear device 28: second planetary gear device 30: third planetary gear device 32: intermediate output member 34: output shaft (output rotating member)
38: Main transmission portion B1: First brake (first brake element)
B2: Second brake (second brake element)
C1: First clutch (first clutch element)
C2: Second clutch (second clutch element)
C3: Third clutch (third clutch element)
C4: Fourth clutch (fifth clutch element)
C5: Fifth clutch (fourth clutch element)
CA2, CA3, CA4: Carriers R2, R3, R4: Ring gears S2, S3, S4: Sun gear RE1: First rotation element RE2: Second rotation element RE3: Third rotation element RE4: Fourth rotation element RE5: Fifth rotation element

Claims (3)

入力回転部材の回転を減速して伝達する中間出力部材と、
シングルピニオン型の第１遊星歯車装置と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置及び第３遊星歯車装置とを、有し、前記第１遊星歯車装置のサンギヤによって第１回転要素が構成され、前記第１遊星歯車装置のキャリヤ、第２遊星歯車装置のキャリヤ、及び第３遊星歯車装置のキャリヤが相互に連結されて第２回転要素が構成され、前記第１遊星歯車装置のリングギヤ、第２遊星歯車装置のリングギヤ、及び第３遊星歯車装置のリングギヤが相互に連結されて第３回転要素が構成され、前記第３遊星歯車装置のサンギヤによって第４回転要素が構成され、前記第２遊星歯車装置のサンギヤによって第５回転要素が構成されると共に、前記第３回転要素が出力回転部材に連結されて回転を出力する主変速部と、
前記中間出力部材と前記第５回転要素とを選択的に連結する第１クラッチ要素と、
前記入力回転部材と前記第２回転要素とを選択的に連結する第２クラッチ要素と、
前記中間出力部材と前記第１回転要素とを選択的に連結する第３クラッチ要素と、
前記中間出力部材と前記第４回転要素とを選択的に連結する第４クラッチ要素と、
前記第１回転要素を選択的に非回転部材に連結する第１ブレーキ要素と、
前記第２回転要素を選択的に非回転部材に連結する第２ブレーキ要素と
を、有することを特徴とする車両用多段変速機。 An intermediate output member that decelerates and transmits the rotation of the input rotating member;
A single pinion type first planetary gear unit, a double pinion type second planetary gear unit, and a third planetary gear unit, wherein the first rotating element is constituted by the sun gear of the first planetary gear unit, The carrier of the first planetary gear device, the carrier of the second planetary gear device, and the carrier of the third planetary gear device are connected to each other to form a second rotating element, and the ring gear and the second planet of the first planetary gear device. A ring gear of the gear device and a ring gear of the third planetary gear device are connected to each other to form a third rotating element, and a fourth rotating element is constituted by the sun gear of the third planetary gear device, and the second planetary gear device. A fifth transmission element is configured by the sun gear, and the third transmission element is coupled to an output rotation member to output rotation,
A first clutch element that selectively connects the intermediate output member and the fifth rotating element;
A second clutch element that selectively connects the input rotating member and the second rotating element;
A third clutch element that selectively connects the intermediate output member and the first rotating element;
A fourth clutch element that selectively connects the intermediate output member and the fourth rotating element;
A first brake element that selectively couples the first rotating element to a non-rotating member;
And a second brake element that selectively couples the second rotating element to a non-rotating member. 前記入力回転部材と前記第１回転要素とを選択的に連結する第５クラッチ要素を有するものである請求項１の車両用多段変速機。   The vehicular multi-stage transmission according to claim 1, further comprising a fifth clutch element that selectively connects the input rotation member and the first rotation element. 所定の変速段を成立させるに際して、前記第１クラッチ要素を係合させ且つ前記第４クラッチ要素を解放させた状態で該変速段を成立させる第１の態様及び前記第１クラッチ要素を解放させ且つ前記第４クラッチ要素を係合させた状態で前記変速段を成立させる第２の態様の何れかを選択して変速制御を行うものである請求項１又は２の車両用多段変速機。   When establishing a predetermined gear stage, the first mode and the first clutch element are released when the first clutch element is engaged and the fourth clutch element is released, and the first clutch element is released. The vehicular multi-stage transmission according to claim 1 or 2, wherein the shift control is performed by selecting any one of the second modes in which the shift stage is established with the fourth clutch element engaged.
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