JP2017227340A - Transmission device - Google Patents

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杉浦　伸忠
Nobutada Sugiura
伸忠 杉浦
森本　隆
Takashi Morimoto
隆 森本
青木　敏彦
Toshihiko Aoki
敏彦 青木
加藤　博
Hiroshi Kato
博 加藤
糟谷　悟
Satoru Kasuya
悟 糟谷
政弘 大竹
Masahiro Otake
政弘 大竹
正典 村上
Masanori Murakami
正典 村上
卓也 中島
Takuya Nakajima
卓也 中島
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Aisin AW Co Ltd
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To reduce the increases in size and cost of a transmission device including clutches having components that rotate at high speeds.SOLUTION: When a third sun gear 23s and a fourth sun gear 24s are non-rotatably fixed by a brake B2, a compound planetary gear train 25 of an automatic transmission 20 increases the speed of the power transmitted to a third carrier 23c, and transmits the resultant power to a third ring gear 23r and a fourth carrier 24c that serve as a first output element and to a fourth ring gear 24r that serves as a second output element. A clutch C3 for selectively connecting the fourth ring gear 24r of the compound planetary gear train 25 to first and second sun gears 21s, 22s of first and second planetary gears 21, 22 and a clutch C4 for selectively connecting the third ring gear 23r and the fourth carrier 24c of the compound planetary gear train 25 to the first and second sun gears 21s, 22s are disposed on an input shaft 20i on a side closer to the first and second planetary gears 21, 22 than the compound planetary gear train 25.SELECTED DRAWING: Figure 6

Description

本発明は、車両の原動機から入力軸に伝達された動力を変速して出力軸に伝達する変速装置に関する。   The present invention relates to a transmission that shifts the power transmitted from a prime mover of a vehicle to an input shaft and transmits the power to an output shaft.

従来、この種の変速装置として、２つのシングルピニオン式の遊星歯車と、いわゆるシンプソン型の複合遊星歯車機構と、４つのクラッチと、２つのブレーキとを含むものが知られている（例えば、特許文献１参照）。この変速装置を構成する複合遊星歯車機構は、入力軸に連結される入力要素と、ブレーキにより選択的に回転不能に固定される固定可能要素と、第１および第２出力要素とを有する。また、第１出力要素は、第１クラッチにより他の回転要素に選択的に接続され、第２出力要素は、第２クラッチにより他の回転要素に選択的に接続される。   2. Description of the Related Art Conventionally, as this type of transmission, one including two single pinion planetary gears, a so-called Simpson type compound planetary gear mechanism, four clutches, and two brakes is known (for example, a patent Reference 1). The compound planetary gear mechanism constituting the transmission includes an input element coupled to an input shaft, a fixable element that is selectively fixed to be non-rotatable by a brake, and first and second output elements. The first output element is selectively connected to another rotating element by the first clutch, and the second output element is selectively connected to another rotating element by the second clutch.

米国特許第８，２０２，１９０号明細書（ＦＩＧ．２）US Pat. No. 8,202,190 (FIG. 2)

上記従来の変速装置を構成する複合遊星歯車機構は、固定可能要素がブレーキにより回転不能に固定された際に、入力要素に伝達された動力を増速して第１および第２出力要素に伝達するものである。従って、上記変速装置では、第１出力要素に対応した第１クラッチおよび第２出力要素に対応した第２クラッチのクラッチハブやクラッチドラムといった構成要素の最高回転速度が高くなり、何らかの対策を施さなければ、これらの構成要素に作用する遠心力が大きくなってしまう。そして、このように大きな遠心力が作用する構成要素の強度を確保しようとすると、当該構成要素ひいては変速装置の大型化やコストアップを招いてしまう。   In the compound planetary gear mechanism constituting the conventional transmission, the power transmitted to the input element is accelerated and transmitted to the first and second output elements when the fixable element is fixed to be non-rotatable by the brake. To do. Therefore, in the above transmission, the maximum rotational speed of the components such as the clutch hub and the clutch drum of the first clutch corresponding to the first output element and the second clutch corresponding to the second output element is increased, and some measures must be taken. As a result, the centrifugal force acting on these components increases. And if it is going to ensure the intensity | strength of the component to which such a big centrifugal force acts, the said component and by extension, the enlargement of a transmission device and a cost increase will be caused.

そこで、本発明は、高速回転する構成要素を有するクラッチを含む変速装置の大型化やコストアップを抑制することを主目的とする。   SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, it is a primary object of the present invention to suppress an increase in size and cost of a transmission including a clutch having components that rotate at high speed.

本発明による変速装置は、
原動機から入力軸に伝達された動力を変速して出力軸に伝達する変速装置において、
入力要素と、固定可能要素と、第１出力要素および第２出力要素とを有する複合遊星歯車機構と、
前記複合遊星歯車機構と並ぶように配置され、それぞれ複数の回転要素を有する第１遊星歯車および第２遊星歯車と、
前記複合遊星歯車機構の前記固定可能要素を回転不能に固定すると共に、前記固定可能要素を回転自在に解放するブレーキと、
前記第１出力要素と前記第１および第２遊星歯車の回転要素の少なくとも何れか１つとを互いに接続すると共に両者の接続を解除する第１クラッチと、
前記第２出力要素と前記第１および第２遊星歯車の回転要素の少なくとも何れか１つとを互いに接続すると共に両者の接続を解除する第２クラッチと、
備え、
前記複合遊星歯車機構は、前記固定可能要素が前記ブレーキにより回転不能に固定された際に前記入力要素に伝達された動力を増速して前記第１および第２出力要素に伝達し、
前記第１および第２クラッチは、前記複合遊星歯車機構よりも前記第１および第２遊星歯車側かつ前記入力軸上に配置されることを特徴とする。 A transmission according to the present invention includes:
In a transmission that shifts the power transmitted from the prime mover to the input shaft and transmits it to the output shaft,
A compound planetary gear mechanism having an input element, a fixable element, a first output element and a second output element;
A first planetary gear and a second planetary gear which are arranged in line with the compound planetary gear mechanism and each have a plurality of rotating elements;
A brake that non-rotatably fixes the fixable element of the compound planetary gear mechanism and rotatably releases the fixable element;
A first clutch that connects the first output element and at least one of the rotating elements of the first and second planetary gears to each other and releases the connection between them;
A second clutch for connecting the second output element and at least one of the rotating elements of the first and second planetary gears to each other and releasing the connection between them;
Prepared,
The compound planetary gear mechanism accelerates the power transmitted to the input element when the fixable element is non-rotatably fixed by the brake, and transmits it to the first and second output elements,
The first and second clutches are arranged on the first and second planetary gears and on the input shaft with respect to the compound planetary gear mechanism.

この変速装置は、原動機から入力軸に伝達された動力を変速して出力軸に伝達するものであり、固定可能要素がブレーキにより回転不能に固定された際に入力要素に伝達された動力を増速して第１および第２出力要素に伝達する複合遊星歯車機構を含む。そして、この変速装置では、複合遊星歯車機構の第１出力要素を第１および第２遊星歯車の回転要素の少なくとも何れか１つに選択的に接続する第１クラッチと、第２出力要素を第１および第２遊星歯車の回転要素の少なくとも何れか１つに接続する第２クラッチとが当該複合遊星歯車機構よりも第１および第２遊星歯車側かつ入力軸上に配置される。このように第１および第２クラッチを上記複合遊星歯車機構よりも第１および第２遊星歯車側かつ入力軸上に配置することで、第１および第２クラッチのクラッチハブやクラッチドラムといった構成要素の外周を入力軸（軸心）により近接させることができる。これにより、第１クラッチや第２クラッチの係合時に、ブレーキの係合に伴って高速回転する第１出力要素や第２出力要素と共に回転する第１および第２クラッチの構成要素の最高回転速度が高くなったとしても、当該構成要素に作用する遠心力が大きくなるのを抑制することができる。この結果、第１および第２クラッチの構成要素の強度確保に伴う大型化やコストアップを抑制することが可能となり、それにより変速装置の大型化やコストアップを抑制することができる。なお、上記第１出力要素の接続対象である他の要素と、上記第２出力要素の接続対象である他の要素とは、同一のものであってもよく、互いに異なるものであってもよい。   This speed change device shifts the power transmitted from the prime mover to the input shaft and transmits it to the output shaft, and increases the power transmitted to the input element when the fixable element is fixed to be non-rotatable by the brake. It includes a compound planetary gear mechanism that rapidly transmits to the first and second output elements. In this transmission, the first clutch that selectively connects the first output element of the compound planetary gear mechanism to at least one of the rotation elements of the first and second planetary gears, and the second output element as the first output element. A second clutch connected to at least one of the rotating elements of the first and second planetary gears is disposed on the first and second planetary gear sides and on the input shaft with respect to the compound planetary gear mechanism. Thus, by disposing the first and second clutches on the first and second planetary gears side and on the input shaft with respect to the composite planetary gear mechanism, components such as a clutch hub and a clutch drum of the first and second clutches Can be brought closer to the input shaft (axial center). As a result, when the first clutch and the second clutch are engaged, the maximum rotational speeds of the first and second clutch components that rotate together with the first output element and the second output element that rotate at a high speed as the brake is engaged. Even if it becomes high, it can suppress that the centrifugal force which acts on the said component becomes large. As a result, it is possible to suppress an increase in size and cost associated with securing the strength of the components of the first and second clutches, thereby suppressing an increase in size and cost of the transmission. The other element that is the connection target of the first output element and the other element that is the connection target of the second output element may be the same or different from each other. .

また、前記変速装置は、前記第１クラッチの摩擦係合プレートの内周部が嵌合される第１筒状部と、前記第１筒状部とは反対側に延びると共に前記第２クラッチの摩擦係合プレートの外周部が嵌合される第２筒状部とを有し、前記第１クラッチのクラッチハブおよび前記第２クラッチのクラッチドラムとして機能するハブ部材を更に備えてもよく、前記ハブ部材は、前記入力軸の外周面により回転自在に支持されてもよい。このように、第１クラッチのクラッチハブおよび第２クラッチのクラッチドラムとして機能するハブ部材を用いることで、変速装置の大型化を良好に抑制することができる。更に、第１および第２クラッチにより共用されるハブ部材を入力軸の外周面により回転自在に支持することで、ハブ部材の第１および第２筒状部の外周を入力軸（軸心）により近接させて当該ハブ部材に作用する遠心力が大きくなるのを抑制することが可能となる。そして、このハブ部材では、第１クラッチのクラッチハブとなる第１筒状部と、第１筒状部とは反対側に延びると共に第２クラッチのクラッチドラムとなる第２筒状部との双方がリブとして機能することから、その強度をより向上させることができる。この結果、当該ハブ部材の強度確保に伴う肉厚の増加やコストアップ、すなわち変速装置の大型化やコストアップをより良好に抑制することが可能となる。   In addition, the transmission includes a first cylindrical portion to which an inner peripheral portion of the friction engagement plate of the first clutch is fitted, and extends to the opposite side of the first cylindrical portion, and the second clutch includes A hub member that has a second cylindrical portion to which an outer peripheral portion of the friction engagement plate is fitted, and that functions as a clutch hub of the first clutch and a clutch drum of the second clutch, The hub member may be rotatably supported by the outer peripheral surface of the input shaft. Thus, by using the hub member that functions as the clutch hub of the first clutch and the clutch drum of the second clutch, it is possible to satisfactorily suppress an increase in the size of the transmission. Further, the hub member shared by the first and second clutches is rotatably supported by the outer peripheral surface of the input shaft, so that the outer periphery of the first and second cylindrical portions of the hub member is supported by the input shaft (axial center). It is possible to prevent the centrifugal force acting on the hub member from being increased. And in this hub member, both the 1st cylindrical part used as the clutch hub of a 1st clutch, and the 2nd cylindrical part used as the clutch drum of a 2nd clutch while extending on the opposite side to a 1st cylindrical part. Since it functions as a rib, the intensity | strength can be improved more. As a result, it is possible to better suppress an increase in thickness and cost associated with securing the strength of the hub member, that is, an increase in size and cost of the transmission.

更に、前記ハブ部材は、前記第１および第２筒状部と、前記第１および第２筒状部を支持する環状部とを有するハブ本体と、前記ハブ本体と一体に回転するように前記環状部内に嵌合されると共に前記入力軸の外周面により回転自在に支持されるスリーブ部材とを含んでもよく、前記ハブ本体の前記環状部の内周面には、前記入力軸の軸方向に延びる油路が形成されてもよく、前記スリーブ部材の一端には、前記ハブ本体の前記環状部の端面と当接して前記油路の一端を閉鎖するフランジ部が形成されてもよい。これにより、第１クラッチのクラッチハブおよび第２クラッチのクラッチドラムとして機能するハブ部材に一端が閉鎖された油路を容易に形成することが可能となる。   Further, the hub member includes a hub body having the first and second tubular portions, and an annular portion that supports the first and second tubular portions, and the hub member so as to rotate integrally with the hub body. A sleeve member that is fitted in the annular portion and is rotatably supported by the outer peripheral surface of the input shaft, and the inner peripheral surface of the annular portion of the hub main body has an axial direction of the input shaft. An extending oil passage may be formed, and a flange portion may be formed at one end of the sleeve member so as to contact the end surface of the annular portion of the hub body and close the one end of the oil passage. As a result, it is possible to easily form an oil passage whose one end is closed on the hub member functioning as the clutch hub of the first clutch and the clutch drum of the second clutch.

また、前記ハブ本体の前記環状部は、一端側に筒状延出部を有してもよく、前記スリーブ部材は、一端側に前記環状部の前記筒状延出部内に嵌合されるスリーブ側拡径部を有してもよく、前記筒状延出部と前記スリーブ側拡径部とは、セレーションを介して互いに一体回転可能に連結されてもよく、前記スリーブ部材の前記フランジ部は、前記スリーブ側拡径部の外周面から外方に延出されてもよい。これにより、ハブ本体とスリーブ部材とを軸方向に互いに移動不能としつつ一体に回転可能とすることができる。加えて、スリーブ側拡径部の内側に他の部材を配置することが可能となるので、変速装置の軸長の増加を抑制することができる。   The annular part of the hub body may have a cylindrical extension part on one end side, and the sleeve member is fitted in the cylindrical extension part of the annular part on one end side. The cylindrical extension part and the sleeve side enlarged part may be connected to each other via a serration so as to be integrally rotatable, and the flange part of the sleeve member may be The sleeve-side enlarged diameter portion may extend outward from the outer peripheral surface. As a result, the hub body and the sleeve member can be integrally rotated while being immovable relative to each other in the axial direction. In addition, since another member can be disposed inside the sleeve-side enlarged diameter portion, an increase in the shaft length of the transmission can be suppressed.

更に、前記第１クラッチは、前記他の回転要素に連結されるクラッチハブと、前記クラッチハブに内周部が嵌合される第１摩擦係合プレートと、前記第１出力要素に連結されるクラッチドラムと、前記クラッチドラムに内周部が嵌合される第２摩擦係合プレートと、前記クラッチハブにより軸方向に移動自在に支持されると共に、前記第１および第２摩擦係合プレートを押圧して摩擦係合させるピストンと、前記クラッチハブにより支持されて前記ピストンと共に係合油圧が供給される係合油室を画成する係合油室画成部材とを含んでもよく、前記クラッチハブは、前記第１摩擦係合プレートが嵌合される筒状部と、前記筒状部の内周面と間隔を置いて対向する外周面をもった環状の突出部とを有してもよく、前記ピストンは、前記クラッチハブの前記突出部の前記外周面に摺接する内周面をもった筒状延出部を有してもよく、前記クラッチハブと前記ピストンとは、前記筒状延出部の内周面の内側に前記係合油室内で発生する遠心油圧をキャンセルするためのキャンセル油室を画成してもよく、前記クラッチハブの前記筒状部と前記ピストンの前記筒状延出部との間には、空間が画成されてもよく、前記ピストンには、前記空間に作動油を導入するための油孔が少なくとも前記係合油室よりも外側に位置するように形成されてもよい。   Further, the first clutch is connected to the clutch hub connected to the other rotating element, a first friction engagement plate having an inner periphery fitted to the clutch hub, and the first output element. A clutch drum, a second friction engagement plate having an inner periphery fitted to the clutch drum, and an axially movable support by the clutch hub; and the first and second friction engagement plates A piston that is pressed and frictionally engaged, and an engagement oil chamber defining member that is supported by the clutch hub and that defines an engagement oil chamber to which an engagement oil pressure is supplied together with the piston. The hub may include a cylindrical portion to which the first friction engagement plate is fitted, and an annular projecting portion having an outer peripheral surface facing the inner peripheral surface of the cylindrical portion at an interval. Well, the piston is the clutch A cylindrical extension portion having an inner peripheral surface that is in sliding contact with the outer peripheral surface of the projecting portion of the hub, and the clutch hub and the piston are provided on an inner peripheral surface of the cylindrical extension portion. A cancellation oil chamber for canceling centrifugal hydraulic pressure generated in the engagement oil chamber may be defined on the inner side, and between the cylindrical portion of the clutch hub and the cylindrical extension portion of the piston. The space may be defined, and the piston may be formed such that an oil hole for introducing hydraulic oil into the space is positioned at least outside the engagement oil chamber.

この第１クラッチのクラッチハブは、第１摩擦係合プレートが嵌合される筒状部と、当該筒状部の内周面と対向する外周面をもった環状の突出部とを有し、ピストンは、クラッチハブの突出部の外周面に摺接する内周面をもった筒状延出部を有する。また、クラッチハブとピストンとは、筒状延出部の内周面の内側に係合油室内で発生する遠心油圧をキャンセルするためのキャンセル油室を画成する。更に、クラッチハブの筒状部とピストンの筒状延出部との間には、空間が画成され、ピストンには、当該空間に作動油を導入するための油孔が少なくとも係合油室よりも外側に位置するように形成されている。このように、クラッチハブの突出部の外周面に摺接するピストンの筒状延出部の内周面の内側にクラッチハブとピストンとによりキャンセル油室を画成することで、キャンセル油室のチャンバ径（キャンセル油室における遠心油圧や受圧面積）を十分に確保することができる。そして、この第１クラッチでは、クラッチハブの筒状部とピストンの筒状延出部との間に画成される空間に、ピストンに形成された油孔を介して作動油を供給すれば、当該作動油をクラッチハブの筒状部に嵌合された第１摩擦係合プレートやクラッチドラムに嵌合された第２摩擦係合プレートの潤滑・冷却に供することが可能となる。更に、このようにクラッチハブの筒状部とピストンの筒状延出部との間に空間を画成することで、当該空間に作動油を導入するための油孔の軸長を短くして当該油孔をピストンに容易に形成することができるので、例えばクラッチハブに長い斜め孔を形成する必要が無くなる。この結果、第１クラッチのピストンやクラッチハブの加工性を向上させつつ、第１クラッチの性能を良好に確保することが可能となる。   The clutch hub of the first clutch has a cylindrical portion to which the first friction engagement plate is fitted, and an annular protruding portion having an outer peripheral surface facing the inner peripheral surface of the cylindrical portion, The piston has a cylindrical extending portion having an inner peripheral surface that is in sliding contact with the outer peripheral surface of the protruding portion of the clutch hub. The clutch hub and the piston define a cancel oil chamber for canceling the centrifugal hydraulic pressure generated in the engagement oil chamber inside the inner peripheral surface of the cylindrical extension portion. Furthermore, a space is defined between the cylindrical portion of the clutch hub and the cylindrical extension portion of the piston, and the piston has at least an oil hole for introducing hydraulic oil into the space. It is formed so as to be located outside. As described above, the cancel oil chamber is defined by the clutch hub and the piston on the inner peripheral surface of the cylindrical extension portion of the piston that is in sliding contact with the outer peripheral surface of the protrusion portion of the clutch hub. The diameter (centrifugal pressure and pressure receiving area in the cancel oil chamber) can be sufficiently secured. And in this 1st clutch, if hydraulic oil is supplied to the space defined between the cylindrical part of a clutch hub, and the cylindrical extension part of a piston via the oil hole formed in the piston, The hydraulic oil can be used for lubrication and cooling of the first friction engagement plate fitted to the cylindrical portion of the clutch hub and the second friction engagement plate fitted to the clutch drum. Furthermore, by defining a space between the cylindrical portion of the clutch hub and the cylindrical extension portion of the piston in this way, the axial length of the oil hole for introducing the hydraulic oil into the space is shortened. Since the oil hole can be easily formed in the piston, for example, it is not necessary to form a long oblique hole in the clutch hub. As a result, it is possible to satisfactorily secure the performance of the first clutch while improving the workability of the piston and clutch hub of the first clutch.

また、前記第１クラッチは、それぞれ独立に作動油が供給される第１係合油室および第２係合油室と、前記第１および第２係合油室内で発生する遠心油圧をキャンセルするための第１キャンセル油室とを有してもよく、前記第２クラッチは、単一の係合油室と、前記単一の係合油室内で発生する遠心油圧をキャンセルするための第２キャンセル油室とを有してもよく、前記入力軸には、前記第１クラッチの前記第１係合油室に作動油を供給するための第１軸内油路と、前記第１クラッチの前記第２係合油室に作動油を供給するための第２軸内油路と、前記第２クラッチの前記係合油室に作動油を供給するための第３軸内油路とが形成されてもよく、前記第１、第２および第３軸内油路には、前記第１係合油室、前記第２係合油室または前記第２クラッチの前記係合油室への作動油が車両前部側から供給されてもよく、前記第１、第２および第３軸内油路の何れか１本は、中途に配置される閉塞部材により２分割されてもよく、前記第１および第２キャンセル油室には、前記第１、第２および第３軸内油路の何れか１本の前記閉塞部材よりも車両後部側の領域を経由して作動油が供給されてもよい。   The first clutch cancels the first engagement oil chamber and the second engagement oil chamber to which hydraulic oil is supplied independently, and the centrifugal hydraulic pressure generated in the first and second engagement oil chambers. A second canceling oil chamber for canceling centrifugal oil pressure generated in the single engaging oil chamber and the single engaging oil chamber. A cancel oil chamber, and the input shaft may include a first in-shaft oil passage for supplying hydraulic oil to the first engagement oil chamber of the first clutch, and the first clutch. A second in-shaft oil passage for supplying hydraulic oil to the second engagement oil chamber and a third in-shaft oil passage for supplying hydraulic oil to the engagement oil chamber of the second clutch are formed. The first, second and third in-shaft oil passages may include the first engagement oil chamber, the second engagement oil chamber, or the first The hydraulic oil to the engagement oil chamber of the clutch may be supplied from the vehicle front side, and any one of the first, second and third in-shaft oil passages is disposed in the middle In the first and second cancel oil chambers, a region on the vehicle rear side with respect to any one of the first, second, and third in-shaft oil passages may be provided in the first and second cancel oil chambers. The hydraulic oil may be supplied via.

この変速装置の第１クラッチは、それぞれ独立に作動油が供給される第１および第２係合油室と、第１および第２係合油室内で発生する遠心油圧をキャンセルするための第１キャンセル油室とを有し、第２クラッチは、単一の係合油室と、当該単一の係合油室内で発生する遠心油圧をキャンセルするための第２キャンセル油室とを有する。従って、第１クラッチの第１および第２係合油室、第２クラッチの係合油室、第１および第２キャンセル油室に入力軸を介して作動油を供給するためには、本来、当該入力軸に最低４本の油路を形成することが必要となる。ただし、このように入力軸に４本の油路を形成した場合には、入力軸の外径ひいては変速装置の外径が増加したり、入力軸の強度確保に伴うコストアップを招いてしまったりするおそれがある。   The first clutch of the transmission includes first and second engagement oil chambers to which hydraulic oil is supplied independently, and a first clutch for canceling centrifugal hydraulic pressure generated in the first and second engagement oil chambers. The second clutch has a single engagement oil chamber and a second cancellation oil chamber for canceling the centrifugal oil pressure generated in the single engagement oil chamber. Therefore, in order to supply hydraulic oil via the input shaft to the first and second engagement oil chambers of the first clutch, the engagement oil chamber of the second clutch, and the first and second cancel oil chambers, It is necessary to form at least four oil passages on the input shaft. However, when four oil passages are formed on the input shaft in this way, the outer diameter of the input shaft and thus the outer diameter of the transmission increases, or the cost increases due to securing the strength of the input shaft. There is a risk.

これらを踏まえて、この変速装置の入力軸には、第１クラッチの第１係合油室に作動油を供給するための第１軸内油路と、第１クラッチの第２係合油室に作動油を供給するための第２軸内油路と、第２クラッチの係合油室に作動油を供給するための第３軸内油路とが形成され、第１、第２および第３軸内油路には、第１係合油室、第２係合油室または第２クラッチの係合油室への作動油が車両前部側から供給される。そして、第１、第２および第３軸内油路の何れか１本は、中途に配置される閉塞部材により２分割され、第１および第２キャンセル油室には、第１、第２および第３軸内油路の何れか１本の閉塞部材よりも車両後部側の領域を経由して作動油が供給される。これにより、５つの油室、すなわち第１および第２係合油室、第２クラッチの係合油室、第１および第２キャンセル油室に対して、入力軸に形成された３本の第１〜第３軸内油路から作動油を供給することができる。この結果、入力軸に形成すべき油路の数を抑えて、当該入力軸の外径の増加や強度確保に伴うコストアップを抑制することが可能となり、それにより変速装置の大型化やコストアップを抑制することができる。   In view of these, the first shaft oil passage for supplying hydraulic oil to the first engagement oil chamber of the first clutch and the second engagement oil chamber of the first clutch are provided on the input shaft of the transmission. A second in-shaft oil passage for supplying the working oil to the first clutch and a third in-shaft oil passage for supplying the working oil to the engagement oil chamber of the second clutch are formed. The hydraulic oil to the first engagement oil chamber, the second engagement oil chamber, or the engagement oil chamber of the second clutch is supplied to the three-shaft oil passage from the front side of the vehicle. Any one of the first, second, and third in-shaft oil passages is divided into two by a closing member disposed in the middle, and the first, second and second cancel oil chambers have first, second, and The hydraulic oil is supplied via a region on the rear side of the vehicle with respect to any one of the third shaft oil passages. As a result, three oil chambers, that is, the first and second engagement oil chambers, the engagement oil chamber of the second clutch, and the first and second cancel oil chambers, are formed on the input shaft. The hydraulic oil can be supplied from the first to third shaft oil passages. As a result, the number of oil passages to be formed in the input shaft can be suppressed, and the increase in the outer diameter of the input shaft and the increase in strength associated with securing the strength can be suppressed, thereby increasing the size and cost of the transmission. Can be suppressed.

更に、前記変速装置は、前記入力軸の外周面に摺接する内周面を有する筒状部材を更に備えてもよく、前記第１クラッチは、それぞれ独立に作動油が供給される第１係合油室および第２係合油室を有してもよく、前記第２クラッチは、単一の係合油室を有してもよく、前記入力軸には、前記第１クラッチの前記第１係合油室に作動油を供給するための第１軸内油路と、前記第１クラッチの前記第２係合油室に作動油を供給するための第２軸内油路と、前記第２クラッチの前記係合油室に作動油を供給するための第３軸内油路とが形成されてもよく、前記筒状部材には、前記第１軸内油路と連通する第１油路と、前記第２軸内油路と連通する第２油路と、前記第３軸内油路と連通する第２油路とが形成されてもよく、前記第１軸内油路と前記第１油路との第１連通部と、前記第２軸内油路と前記第２油路との第２連通部と、前記第３軸内油路と前記第３油路との第３連通部とは、前記入力軸の軸方向において互いに離間してもよく、前記第１連通部と前記第２連通部との間には、前記入力軸と前記筒状部材との隙間を封止する１つのシール部材が介設されてもよく、前記第１および第２連通部の一方と前記第３連通部との間には、前記入力軸と前記筒状部材との隙間を封止する２つのシール部材が前記軸方向に離間して介設されてもよく、前記筒状部材には、前記２つのシール部材の間で開口するドレン油路が形成されてもよい。   Further, the transmission may further include a cylindrical member having an inner peripheral surface that is in sliding contact with the outer peripheral surface of the input shaft, and the first clutch is provided with a first engagement to which hydraulic oil is independently supplied. An oil chamber and a second engagement oil chamber may be provided, the second clutch may have a single engagement oil chamber, and the input shaft includes the first clutch of the first clutch. A first in-shaft oil passage for supplying hydraulic oil to the engagement oil chamber; a second in-shaft oil passage for supplying hydraulic oil to the second engagement oil chamber of the first clutch; A third in-shaft oil passage for supplying hydraulic oil to the engagement oil chamber of the two clutches may be formed, and the cylindrical member has a first oil communicating with the first in-shaft oil passage. A second oil passage communicating with the second in-shaft oil passage, and a second oil passage communicating with the third in-shaft oil passage, and the first in-shaft oil passage and the second oil passage may be formed. First A first communicating portion with an oil passage, a second communicating portion between the second in-shaft oil passage and the second oil passage, and a third communicating portion between the third in-shaft oil passage and the third oil passage. May be separated from each other in the axial direction of the input shaft, and a gap between the input shaft and the cylindrical member is sealed between the first communication portion and the second communication portion. Two sealing members may be interposed, and between the one of the first and second communicating portions and the third communicating portion, two sealing members that seal a gap between the input shaft and the cylindrical member A seal member may be interposed in the axial direction, and a drain oil passage that opens between the two seal members may be formed in the tubular member.

この変速装置の第１クラッチは、それぞれ独立に作動油が供給される第１および第２係合油室を有し、第２クラッチは、単一の係合油室を有する。また、入力軸には、第１クラッチの第１係合油室に作動油を供給するための第１軸内油路と、第１クラッチの第２係合油室に作動油を供給するための第２軸内油路と、第２クラッチの係合油室に作動油を供給するための第３軸内油路とが形成される。更に、入力軸の外周面に摺接する内周面を有する筒状部材には、第１軸内油路と連通する第１油路と、第２軸内油路と連通する第２油路と、第３軸内油路と連通する第３油路とが形成される。また、第１軸内油路と第１油路との第１連通部と、第２軸内油路と第２油路との第２連通部と、第３軸内油路と第３油路との第３連通部とは、入力軸の軸方向において互いに離間する。   The first clutch of the transmission has first and second engagement oil chambers to which hydraulic oil is supplied independently, and the second clutch has a single engagement oil chamber. Further, the first shaft oil passage for supplying hydraulic oil to the first engagement oil chamber of the first clutch and the hydraulic oil to the second engagement oil chamber of the first clutch are supplied to the input shaft. The second in-shaft oil passage and the third in-shaft oil passage for supplying hydraulic oil to the engagement oil chamber of the second clutch are formed. Furthermore, the cylindrical member having an inner peripheral surface that is in sliding contact with the outer peripheral surface of the input shaft includes a first oil passage that communicates with the first in-shaft oil passage, and a second oil passage that communicates with the second in-shaft oil passage. A third oil passage communicating with the third shaft oil passage is formed. In addition, the first communicating portion between the first in-shaft oil passage and the first oil passage, the second communicating portion between the second in-shaft oil passage and the second oil passage, the third in-shaft oil passage and the third oil. The third communication part with the road is separated from each other in the axial direction of the input shaft.

ここで、第１および第２係合油室は、いずれも第１クラッチを係合させる際に作動油が供給されるものであることから、第１連通部と第２連通部との間で僅かな量の作動油が流通したしても、実質的に第１クラッチの正常な動作が損なわれることはない。従って、この変速装置では、第１クラッチの第１係合油室に対応した第１連通部と、第１クラッチの第２係合油室に対応した第２連通部との間には、入力軸と筒状部材との隙間を封止するように１つのシール部材が介設される。これに対して、第１および第２クラッチは、常時同時に係合されるものではないことから、第１クラッチに対応した第１および第２連通部の一方と第２クラッチに対応した第３連通部との間では、作動油の流通を極力抑制する必要がある。このため、この変速装置では、第１および第２連通部の一方と第３連通部との間には、入力軸と筒状部材との隙間を封止するように２つのシール部材が軸方向に離間して介設され、筒状部材には、２つのシール部材の間で開口するドレン油路が形成される。   Here, since both the first and second engagement oil chambers are supplied with hydraulic oil when the first clutch is engaged, between the first communication portion and the second communication portion. Even if a small amount of hydraulic fluid circulates, the normal operation of the first clutch is not substantially impaired. Therefore, in this transmission, there is an input between the first communication portion corresponding to the first engagement oil chamber of the first clutch and the second communication portion corresponding to the second engagement oil chamber of the first clutch. One sealing member is interposed so as to seal the gap between the shaft and the cylindrical member. On the other hand, since the first and second clutches are not always engaged simultaneously, one of the first and second communication portions corresponding to the first clutch and the third communication corresponding to the second clutch. It is necessary to suppress the flow of hydraulic oil as much as possible between the parts. For this reason, in this transmission, two seal members are axially arranged between one of the first and second communication portions and the third communication portion so as to seal the gap between the input shaft and the cylindrical member. A drain oil passage is formed in the tubular member and is opened between the two seal members.

これにより、２つのシール部材により第１および第２連通部の一方と第３連通部との間で作動油が流通するのを良好に抑制することができる。更に、この変速装置では、第１および第２連通部の一方や第３連通部から両者の間に僅かな量の作動油が漏れ出したとしても、漏れ出した作動油を筒状部材に形成されたドレン油路内に集めて、第１および第２連通部の一方および第３連通部以外の箇所に導くことができる。この結果、この変速装置では、互いに独立した第１および第２係合油室を有する第１クラッチ並びに単一の係合油室を有する第２クラッチへの作動油の供給に伴うシール部材の増加を抑制しつつ、第１および第２クラッチを円滑に作動させることが可能となる。   Thereby, it can suppress favorably that hydraulic fluid distribute | circulates between one of the 1st and 2nd communication parts, and the 3rd communication part by two sealing members. Furthermore, in this transmission, even if a small amount of hydraulic fluid leaks between one of the first and second communicating portions and the third communicating portion, the leaked working oil is formed in the cylindrical member. It can be collected in the drained oil passage and guided to one of the first and second communicating portions and a place other than the third communicating portion. As a result, in this transmission, the number of seal members increases as hydraulic oil is supplied to the first clutch having the first and second engagement oil chambers independent of each other and the second clutch having the single engagement oil chamber. The first and second clutches can be operated smoothly while suppressing the above.

そして、前記第１遊星歯車は、速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有してもよく、前記第２遊星歯車は、速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有してもよく、前記第１遊星歯車の前記第１回転要素と前記第２遊星歯車の前記第４回転要素とは常時連結されてもよく、前記第１遊星歯車の前記第２回転要素および前記複合遊星歯車機構の前記入力要素は前記入力軸に常時連結されてもよく、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素は前記出力軸に常時連結されてもよく、前記第１クラッチは、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第１回転要素および前記第２遊星歯車の前記第４回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第１出力要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除してもよく、前記第２クラッチは、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第１回転要素および前記第２遊星歯車の前記第４回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第２出力要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除してもよく、前記変速装置は、常時連結された前記出力要素および前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と、前記第１遊星歯車の前記第３回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第３クラッチと、前記第２遊星歯車の前記第６回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第１出力要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第４クラッチと、前記第２遊星歯車の前記第６回転要素を回転不能に固定すると共に、前記第６回転要素を回転自在に解放する第２ブレーキとを更に備えてもよい。   The first planetary gear may include a first rotating element, a second rotating element, and a third rotating element that are sequentially arranged at intervals corresponding to the gear ratio on the velocity diagram. The planetary gear may include a fourth rotation element, a fifth rotation element, and a sixth rotation element that are sequentially arranged at intervals corresponding to the gear ratio on the velocity diagram, and the first planetary gear includes the first rotation gear. One rotation element and the fourth rotation element of the second planetary gear may be always connected, and the second rotation element of the first planetary gear and the input element of the compound planetary gear mechanism are connected to the input shaft. The fifth rotation element of the second planetary gear may be always connected to the output shaft, and the first clutch may be the first rotation of the first planetary gear that is always connected. An element and the fourth rotating element of the second planetary gear, and the composite planet The first output element of the gear mechanism and the first output element of the gear mechanism may be connected to each other, and the connection between the two may be released. The second clutch is configured such that the first rotating element and the second of the first planetary gear are always connected. The fourth rotating element of the planetary gear and the second output element of the compound planetary gear mechanism may be connected to each other and may be disconnected from each other. The transmission is always connected to the output element. And the third rotating element of the second planetary gear and the third rotating element of the first planetary gear are connected to each other, and a third clutch for releasing the connection between them and the second planetary gear of the second planetary gear The sixth rotating element and the first output element of the compound planetary gear mechanism are connected to each other, and the fourth clutch for releasing the connection between them and the sixth rotating element of the second planetary gear are fixed to be non-rotatable. As well as Serial sixth rotating element may further comprise a second brake release rotatably a.

この変速装置は、第１および第２遊星歯車と、複合遊星歯車機構と、第１、第２、第３および第４クラッチと、第１および第２ブレーキとを備えるものである。これにより、この変速装置によれば、第１〜第４クラッチ、第１および第２ブレーキの係脱により第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを提供することが可能となる。この結果、この変速装置では、スプレッド（ギヤ比幅＝最低変速段のギヤ比／最高変速段のギヤ比）をより大きくして特に高車速時の車両の燃費や各変速段での加速性能を向上させると共に、ステップ比（ある変速段のギヤ比／１段階高速段側の変速段のギヤ比）を適正化（より大きくなるのを抑制）して変速フィーリングを向上させることができる。従って、この変速装置によれば、車両の燃費とドライバビリティーとの双方を良好に向上させることが可能となる。   The transmission includes first and second planetary gears, a compound planetary gear mechanism, first, second, third, and fourth clutches, and first and second brakes. Thereby, according to this transmission, it is possible to provide the forward speed and the reverse speed from the first speed to the tenth speed by engaging / disengaging the first to fourth clutches, the first and second brakes. It becomes. As a result, in this transmission, the spread (gear ratio width = gear ratio of the lowest gear / gear ratio of the highest gear) is increased to improve the fuel consumption of the vehicle at high vehicle speeds and the acceleration performance at each gear. In addition to the improvement, the gear ratio can be improved by optimizing the step ratio (gear ratio of a certain gear stage / gear ratio of the gear stage on the one-stage high-speed stage side) (suppressing further increase). Therefore, according to this transmission, both the fuel consumption and drivability of the vehicle can be improved satisfactorily.

また、この変速装置では、複合遊星歯車機構の入力要素と同様に、第１遊星歯車の第２回転要素が入力軸に常時連結され、第１遊星歯車の第３回転要素が第３クラッチにより出力部材（および第２遊星歯車の第５回転要素）に選択的に接続される。これにより、例えば第１遊星歯車の第３回転要素が第２遊星歯車の第５回転要素と共に出力部材に常時連結され、かつ第１遊星歯車の第２回転要素が入力軸に選択的に接続される変速装置において第２回転要素と入力軸とを選択的に接続させるクラッチに比べて、第３クラッチのトルク分担を低減させることができる。この結果、この変速装置では、第３クラッチを軸方向および径方向の少なくとも何れか一方においてコンパクト化することができる。従って、この変速装置によれば、動力の伝達効率とドライバビリティーとの双方を向上させると共に、装置全体の大型化を抑制することが可能となる。   Further, in this transmission, like the input element of the compound planetary gear mechanism, the second rotating element of the first planetary gear is always connected to the input shaft, and the third rotating element of the first planetary gear is output by the third clutch. Selectively connected to the member (and the fifth rotating element of the second planetary gear). Thereby, for example, the third rotating element of the first planetary gear is always connected to the output member together with the fifth rotating element of the second planetary gear, and the second rotating element of the first planetary gear is selectively connected to the input shaft. The torque sharing of the third clutch can be reduced as compared with a clutch that selectively connects the second rotating element and the input shaft in the transmission. As a result, in this transmission, the third clutch can be made compact in at least one of the axial direction and the radial direction. Therefore, according to this transmission, it is possible to improve both power transmission efficiency and drivability, and to suppress an increase in the size of the entire apparatus.

そして、この変速装置では、６つの係合要素、すなわち第１〜第４クラッチ、第１および第２ブレーキのうち、何れか３つを係合させると共に残余の３つを解放させることにより前進第１速段から前進第１０速段および後進段が形成される。これにより、例えば６つの係合要素のうちの２つを係合させると共に残余の４つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速装置に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことができる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における引き摺り損失を低減させて変速装置における動力の伝達効率をより一層向上させることが可能となる。   In this speed change device, the forward engagement is achieved by engaging any three of the six engagement elements, that is, the first to fourth clutches, the first and second brakes, and releasing the remaining three. From the first speed stage, the forward tenth speed stage and the reverse stage are formed. Thus, for example, compared with a transmission that forms two or more gears by engaging two of the six engaging elements and releasing the remaining four, the gears are released as the gears are formed. The number of engaging elements can be reduced. As a result, it is possible to further reduce the drag loss in the engagement elements released with the formation of the shift speed and further improve the power transmission efficiency in the transmission.

本発明による変速装置を含む動力伝達装置の概略構成図である。It is a schematic block diagram of the power transmission device containing the transmission by this invention. 図１の動力伝達装置を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the power transmission device of FIG. 本発明による変速装置における入力回転速度に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。It is a velocity diagram which shows ratio of the rotational speed of each rotation element with respect to the input rotational speed in the transmission by this invention. 本発明による変速装置における各変速段とクラッチおよびブレーキの作動状態との関係を示す作動表である。3 is an operation table showing the relationship between each shift stage and the operation states of clutches and brakes in the transmission according to the present invention. 本発明による変速装置を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the transmission by this invention. 本発明による変速装置を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the transmission by this invention. 本発明による変速装置を示す拡大断面図である。It is an expanded sectional view which shows the transmission by this invention. 本発明による変速装置を示す拡大断面図である。It is an expanded sectional view which shows the transmission by this invention. 本発明の他の実施形態に係る変速装置を含む動力伝達装置の概略構成図である。It is a schematic block diagram of the power transmission device containing the transmission which concerns on other embodiment of this invention. 本発明の更に他の実施形態に係る多段変速機を含む動力伝達装置の概略構成図である。It is a schematic block diagram of the power transmission device containing the multi-stage transmission which concerns on further another embodiment of this invention. 図１０の多段変速機を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the multistage transmission of FIG. 図１０の多段変速機における入力回転速度に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。FIG. 11 is a velocity diagram showing a ratio of a rotational speed of each rotary element to an input rotational speed in the multi-stage transmission of FIG. 10.

次に、図面を参照しながら、本発明を実施するための形態について説明する。   Next, the form for implementing this invention is demonstrated, referring drawings.

図１は、本発明の一実施形態に係る変速装置としての自動変速機２０を含む動力伝達装置１０の概略構成図であり、図２は、動力伝達装置１０を示す断面図である。これらの図面に示す動力伝達装置１０は、後輪駆動車両の前部に縦置きに搭載される駆動源としての図示しないエンジン（内燃機関）のクランクシャフトおよび／または電気モータのロータに接続されると共にエンジン等からの動力（トルク）を図示しない左右の後輪（駆動輪）に伝達可能なものである。図示するように、動力伝達装置１０は、自動変速機２０に加えて、トランスミッションケース（静止部材）１１や、発進装置（流体伝動装置）１２、オイルポンプ１７等を含む。   FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a power transmission device 10 including an automatic transmission 20 as a transmission device according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a cross-sectional view showing the power transmission device 10. A power transmission device 10 shown in these drawings is connected to a crankshaft of an engine (internal combustion engine) (not shown) and / or a rotor of an electric motor as a drive source mounted vertically in a front portion of a rear wheel drive vehicle. At the same time, power (torque) from the engine or the like can be transmitted to left and right rear wheels (drive wheels) (not shown). As shown in the figure, the power transmission device 10 includes a transmission case (stationary member) 11, a starting device (fluid transmission device) 12, an oil pump 17 and the like in addition to the automatic transmission 20.

発進装置１２は、上述のような駆動源に連結される入力側のポンプインペラ１４ｐや、自動変速機２０の入力軸（入力部材）２０ｉに連結される出力側のタービンランナ１４ｔ、ポンプインペラ１４ｐおよびタービンランナ１４ｔの内側に配置されてタービンランナ１４ｔからポンプインペラ１４ｐへの作動油の流れを整流するステータ１４ｓ、ステータシャフト１４ｚ（図２参照）より支持されると共にステータ１４ｓの回転方向を一方向に制限するワンウェイクラッチ１４ｏ等を有するトルクコンバータを含む。更に、発進装置１２は、エンジンのクランクシャフト等に連結されたフロントカバーと自動変速機２０の入力軸２０ｉとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するロックアップクラッチ１５と、フロントカバーと自動変速機２０の入力軸２０ｉとの間で振動を減衰するダンパ機構１６とを有する。なお、発進装置１２は、ステータ１４ｓを有さない流体継手を含むものであってもよい。   The starting device 12 includes an input-side pump impeller 14p connected to the drive source as described above, an output-side turbine runner 14t connected to the input shaft (input member) 20i of the automatic transmission 20, a pump impeller 14p, The stator 14s is disposed inside the turbine runner 14t and rectifies the flow of hydraulic oil from the turbine runner 14t to the pump impeller 14p. A torque converter having a one-way clutch 14o or the like to be limited is included. Further, the starting device 12 connects the front cover connected to the crankshaft of the engine and the like and the input shaft 20i of the automatic transmission 20 to each other, and releases the connection between the front cover and the automatic transmission. And a damper mechanism 16 that damps vibration between the input shaft 20 i of the machine 20. The starting device 12 may include a fluid coupling that does not have the stator 14s.

オイルポンプ１７は、ポンプボディとポンプカバーとを含むポンプアッセンブリ、チェーンまたはギヤ列を介して発進装置１２のポンプインペラ１４ｐに連結された外歯ギヤ（インナーロータ）、当該外歯ギヤに噛合する内歯ギヤ（アウターロータ）等を有するギヤポンプとして構成される。オイルポンプ１７は、エンジン等からの動力により駆動され、図示しないオイルパンに貯留されている作動油（ＡＴＦ）を吸引して油圧制御装置６０（図２参照）へと圧送する。   The oil pump 17 includes a pump assembly including a pump body and a pump cover, an external gear (inner rotor) connected to the pump impeller 14p of the starting device 12 via a chain or a gear train, and an internal gear meshing with the external gear. It is configured as a gear pump having a tooth gear (outer rotor) or the like. The oil pump 17 is driven by power from an engine or the like, sucks hydraulic oil (ATF) stored in an oil pan (not shown), and pumps it to the hydraulic control device 60 (see FIG. 2).

自動変速機２０は、１０段変速式の変速機として構成されており、図１および図２に示すように、入力軸２０ｉに加えて、図示しないデファレンシャルギヤおよびドライブシャフトを介して左右の後輪に連結される出力軸（出力部材）２０ｏや、自動変速機２０（入力軸２０ｉや出力軸２０ｏ）の軸方向に並べて配設されるシングルピニオン式の第１遊星歯車２１および第２遊星歯車２２、シングルピニオン式の第３遊星歯車２３および第４遊星歯車２４を含むシンプソン型の複合遊星歯車列（複合遊星歯車機構）２５を含む。更に、自動変速機２０は、入力軸２０ｉから出力軸２０ｏまでの動力伝達経路を変更するためのクラッチＣ１（第４クラッチ）、クラッチＣ２（第３クラッチ）、クラッチＣ３（第２クラッチ）、クラッチＣ４（第１クラッチ）、ブレーキＢ１（第２ブレーキ）およびブレーキＢ２（第１ブレーキ）を含む。   The automatic transmission 20 is configured as a 10-speed transmission, and, as shown in FIGS. 1 and 2, in addition to the input shaft 20i, left and right rear wheels via a differential gear and a drive shaft (not shown). The first planetary gear 21 and the second planetary gear 22 of single pinion type arranged side by side in the axial direction of the output shaft (output member) 20o connected to the automatic transmission 20 (input shaft 20i and output shaft 20o). , A Simpson type compound planetary gear train (compound planetary gear mechanism) 25 including a single pinion type third planetary gear 23 and a fourth planetary gear 24. Further, the automatic transmission 20 includes a clutch C1 (fourth clutch), a clutch C2 (third clutch), a clutch C3 (second clutch), a clutch for changing the power transmission path from the input shaft 20i to the output shaft 20o. C4 (first clutch), brake B1 (second brake) and brake B2 (first brake) are included.

本実施形態において、第１および第２遊星歯車２１，２２並びに複合遊星歯車列２５は、発進装置１２すなわちエンジン側（図１および図２における左側）から、複合遊星歯車列２５、第２遊星歯車２２、第１遊星歯車２１、すなわち、第４遊星歯車２４、第３遊星歯車２３、第２遊星歯車２２、第１遊星歯車２１という順番で並ぶようにトランスミッションケース１１内に配置される。これにより、複合遊星歯車列２５（第４遊星歯車２４）は、図示しないエンジンに近接するように車両の前部側に配置され、第１遊星歯車２１は、出力軸２０ｏに近接するように車両の後部側に配置され、第２遊星歯車２２は、複合遊星歯車列２５（第３遊星歯車２３）と第１遊星歯車２１との間に配置される。   In the present embodiment, the first and second planetary gears 21 and 22 and the compound planetary gear train 25 are connected to the compound planetary gear train 25 and the second planetary gear from the starting device 12, that is, the engine side (left side in FIGS. 1 and 2). 22, the first planetary gear 21, that is, the fourth planetary gear 24, the third planetary gear 23, the second planetary gear 22, and the first planetary gear 21 are arranged in the transmission case 11 in order. Thus, the compound planetary gear train 25 (fourth planetary gear 24) is arranged on the front side of the vehicle so as to be close to an engine (not shown), and the first planetary gear 21 is close to the output shaft 20o. The second planetary gear 22 is disposed on the rear side, and is disposed between the compound planetary gear train 25 (third planetary gear 23) and the first planetary gear 21.

第１遊星歯車２１は、外歯歯車である第１サンギヤ２１ｓと、第１サンギヤ２１ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第１リングギヤ２１ｒと、それぞれ第１サンギヤ２１ｓおよび第１リングギヤ２１ｒに噛合する複数の第１ピニオンギヤ２１ｐと、複数の第１ピニオンギヤ２１ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第１キャリヤ２１ｃとを有する。本実施形態において、第１遊星歯車２１のギヤ比λ１（第１サンギヤ２１ｓの歯数／第１リングギヤ２１ｒの歯数）は、例えば、λ１＝０．２７７と定められている。   The first planetary gear 21 includes a first sun gear 21s that is an external gear, a first ring gear 21r that is an internal gear disposed concentrically with the first sun gear 21s, and a first sun gear 21s and a first ring gear 21r, respectively. And a first carrier 21c that holds the plurality of first pinion gears 21p so as to freely rotate (rotate) and revolve. In the present embodiment, the gear ratio λ1 of the first planetary gear 21 (the number of teeth of the first sun gear 21s / the number of teeth of the first ring gear 21r) is set to λ1 = 0.277, for example.

第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃは、図１に示すように、入力軸２０ｉに連結された自動変速機２０の中間軸（インターミディエイトシャフト）２０ｍに常時連結（固定）される。これにより、エンジン等から入力軸２０ｉに動力が伝達されている際、第１キャリヤ２１ｃには、エンジン等からの動力が入力軸２０ｉおよび中間軸２０ｍを介して常時伝達されることになる。従って、第１キャリヤ２１ｃは、クラッチＣ１（第３クラッチ）の係合時に第１遊星歯車２１の入力要素（自動変速機２０の第１入力要素）として機能する。また、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒは、当該第１遊星歯車２１の出力要素（自動変速機２０の第１出力要素）として機能する。なお、第１キャリヤ２１ｃは、クラッチＣ１（第３クラッチ）の解放時に空転する。   As shown in FIG. 1, the first carrier 21c of the first planetary gear 21 is always connected (fixed) to an intermediate shaft (intermediate shaft) 20m of the automatic transmission 20 connected to the input shaft 20i. Thereby, when power is transmitted from the engine or the like to the input shaft 20i, the power from the engine or the like is always transmitted to the first carrier 21c via the input shaft 20i and the intermediate shaft 20m. Accordingly, the first carrier 21c functions as an input element of the first planetary gear 21 (first input element of the automatic transmission 20) when the clutch C1 (third clutch) is engaged. Further, the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 functions as an output element of the first planetary gear 21 (first output element of the automatic transmission 20). The first carrier 21c idles when the clutch C1 (third clutch) is released.

第２遊星歯車２２は、外歯歯車である第２サンギヤ２２ｓと、第２サンギヤ２２ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第２リングギヤ２２ｒと、それぞれ第２サンギヤ２２ｓおよび第２リングギヤ２２ｒに噛合する複数の第２ピニオンギヤ２２ｐと、複数の第２ピニオンギヤ２２ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第２キャリヤ２２ｃとを有する。本実施形態において、第２遊星歯車２２のギヤ比λ２（第２サンギヤ２２ｓの歯数／第２リングギヤ２２ｒの歯数）は、例えば、λ２＝０．２４４と定められている。   The second planetary gear 22 includes a second sun gear 22s that is an external gear, a second ring gear 22r that is an internal gear disposed concentrically with the second sun gear 22s, and a second sun gear 22s and a second ring gear 22r, respectively. And a second carrier 22c that holds the plurality of second pinion gears 22p so that they can rotate (rotate) and revolve freely. In the present embodiment, the gear ratio λ2 of the second planetary gear 22 (the number of teeth of the second sun gear 22s / the number of teeth of the second ring gear 22r) is determined to be, for example, λ2 = 0.244.

第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓは、図１に示すように、第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓと一体に連結（常時連結）されており、当該第１サンギヤ２１ｓと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。ただし、第１サンギヤ２１ｓと第２サンギヤ２２ｓとは、別体に構成されると共に図示しない連結部材（第１連結部材）を介して常時連結されてもよい。また、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃは、出力軸２０ｏに常時連結されており、当該出力軸２０ｏと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。これにより、第２キャリヤ２２ｃは、第２遊星歯車２２の出力要素（自動変速機２０の第２出力要素）として機能する。更に、第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒは、当該第２遊星歯車２２の固定可能要素（自動変速機２０の第１固定可能要素）として機能する。   As shown in FIG. 1, the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 is integrally connected (always connected) with the first sun gear 21s of the first planetary gear 21, and is always integrated with the first sun gear 21s ( And coaxial). However, the first sun gear 21s and the second sun gear 22s may be configured separately and always connected via a connecting member (first connecting member) (not shown). The second carrier 22c of the second planetary gear 22 is always connected to the output shaft 20o, and always rotates or stops integrally (and coaxially) with the output shaft 20o. Thereby, the second carrier 22c functions as an output element of the second planetary gear 22 (second output element of the automatic transmission 20). Further, the second ring gear 22r of the second planetary gear 22 functions as a fixable element of the second planetary gear 22 (first fixable element of the automatic transmission 20).

複合遊星歯車列２５を構成する第３遊星歯車２３は、外歯歯車である第３サンギヤ２３ｓと、第３サンギヤ２３ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第３リングギヤ２３ｒと、それぞれ第３サンギヤ２３ｓおよび第３リングギヤ２３ｒに噛合する複数の第３ピニオンギヤ２３ｐと、複数の第３ピニオンギヤ２３ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤ２３ｃとを有する。本実施形態において、第３遊星歯車２３のギヤ比λ３（第３サンギヤ２３ｓの歯数／第３リングギヤ２３ｒの歯数）は、例えば、λ３＝０．５８１と定められている。   The third planetary gear 23 constituting the compound planetary gear train 25 includes a third sun gear 23s that is an external gear, a third ring gear 23r that is an internal gear arranged concentrically with the third sun gear 23s, and a third sun gear 23r. A plurality of third pinion gears 23p meshing with the three sun gears 23s and the third ring gear 23r, and a third carrier 23c holding the plurality of third pinion gears 23p so as to be rotatable (rotatable) and revolved freely. In the present embodiment, the gear ratio λ3 of the third planetary gear 23 (the number of teeth of the third sun gear 23s / the number of teeth of the third ring gear 23r) is set to λ3 = 0.581, for example.

複合遊星歯車列２５を構成する第４遊星歯車２４は、外歯歯車である第４サンギヤ２４ｓと、第４サンギヤ２４ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第４リングギヤ２４ｒと、それぞれ第４サンギヤ２４ｓおよび第４リングギヤ２４ｒに噛合する複数の第４ピニオンギヤ２４ｐと、複数の第４ピニオンギヤ２４ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤ２４ｃとを有する。本実施形態において、第４遊星歯車２４のギヤ比λ４（第４サンギヤ２４ｓの歯数／第４リングギヤ２４ｒの歯数）は、例えば、λ４＝０．３７８と定められている。   The fourth planetary gear 24 constituting the compound planetary gear train 25 includes a fourth sun gear 24 s that is an external gear, a fourth ring gear 24 r that is an internal gear arranged concentrically with the fourth sun gear 24 s, respectively. A plurality of fourth pinion gears 24p meshing with the four sun gears 24s and the fourth ring gear 24r, and a fourth carrier 24c that holds the plurality of fourth pinion gears 24p so that they can rotate (rotate) and revolve freely. In the present embodiment, the gear ratio λ4 of the fourth planetary gear 24 (the number of teeth of the fourth sun gear 24s / the number of teeth of the fourth ring gear 24r) is set to λ4 = 0.378, for example.

第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓと第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓとは、図１に示すように、一体に連結（常時連結）されており、両者は、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。このように常時連結された第３サンギヤ２３ｓと第４サンギヤ２４ｓとは、複合遊星歯車列２５の固定可能要素（自動変速機２０の第２固定可能要素）として機能する。また、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃは、図１に示すように、入力軸２０ｉに常時連結（固定）されると共に、連結部材（第２連結部材）としての中間軸２０ｍを介して第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃに常時連結される。これにより、エンジン等から入力軸２０ｉに動力が伝達されている際、第３キャリヤ２３ｃには、エンジン等からの動力が入力軸２０ｉを介して常時伝達されることになる。従って、第３キャリヤ２３ｃは、複合遊星歯車列２５の入力要素（自動変速機２０の第２入力要素）として機能する。更に、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとは、図１に示すように、一体に連結（常時連結）されており、両者は、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。このように常時連結された第３リングギヤ２３ｒと第４キャリヤ２４ｃとは、複合遊星歯車列２５の第１出力要素として機能する。また、第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒは、複合遊星歯車列２５の第２出力要素として機能する。   As shown in FIG. 1, the third sun gear 23s of the third planetary gear 23 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 are integrally connected (always connected), and both are always integrated (and coaxial). ) Rotate or stop. The third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s that are always connected in this manner function as a fixable element of the compound planetary gear train 25 (second fixable element of the automatic transmission 20). Further, as shown in FIG. 1, the third carrier 23c of the third planetary gear 23 is always connected (fixed) to the input shaft 20i and via an intermediate shaft 20m as a connecting member (second connecting member). The first planetary gear 21 is always connected to the first carrier 21c. Thus, when power is transmitted from the engine or the like to the input shaft 20i, power from the engine or the like is always transmitted to the third carrier 23c via the input shaft 20i. Therefore, the third carrier 23c functions as an input element of the compound planetary gear train 25 (second input element of the automatic transmission 20). Further, the third ring gear 23r of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are integrally connected (always connected) as shown in FIG. And coaxial). The third ring gear 23r and the fourth carrier 24c that are always connected in this manner function as a first output element of the compound planetary gear train 25. Further, the fourth ring gear 24 r of the fourth planetary gear 24 functions as a second output element of the compound planetary gear train 25.

クラッチＣ１は、第１遊星歯車２１の出力要素である第１リングギヤ２１ｒと出力軸２０ｏとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。本実施形態において、クラッチＣ１は、上記６つのクラッチＣ１〜Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２の中で最も出力軸２０ｏに近接するように第１遊星歯車２１よりも車両後部側（図１および図２における右側）に配置される。クラッチＣ２は、第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒと複合遊星歯車列２５の第１出力要素である第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。本実施形態において、クラッチＣ２は、第２遊星歯車２２に近接するように第２遊星歯車２２と複合遊星歯車列２５（第３遊星歯車２３）との間に配置される。   The clutch C1 connects the first ring gear 21r, which is an output element of the first planetary gear 21, and the output shaft 20o to each other and releases the connection between them. In the present embodiment, the clutch C1 is closer to the vehicle rear side than the first planetary gear 21 (in FIGS. 1 and 2) so as to be closest to the output shaft 20o among the six clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2. On the right). The clutch C2 connects and disconnects the second ring gear 22r of the second planetary gear 22 and the third ring gear 23r and the fourth carrier 24c, which are the first output elements of the compound planetary gear train 25, to each other. is there. In this embodiment, the clutch C <b> 2 is disposed between the second planetary gear 22 and the compound planetary gear train 25 (third planetary gear 23) so as to be close to the second planetary gear 22.

クラッチＣ３は、第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第２出力要素である第４リングギヤ２４ｒとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。本実施形態において、クラッチＣ３は、第３遊星歯車２３の少なくとも一部を囲むように配置される。クラッチＣ４は、第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第１出力要素である第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。本実施形態において、クラッチＣ４は、複合遊星歯車列２５（第３遊星歯車２３）に近接するようにクラッチＣ２とクラッチＣ３との間に配置される。   The clutch C3 connects the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the fourth ring gear 24r, which is the second output element of the compound planetary gear train 25, together. Disconnect the connection. In the present embodiment, the clutch C3 is disposed so as to surround at least a part of the third planetary gear 23. The clutch C4 connects the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 with the third ring gear 23r and the fourth carrier 24c which are the first output elements of the compound planetary gear train 25. It connects and cancels both connections. In the present embodiment, the clutch C4 is disposed between the clutch C2 and the clutch C3 so as to be close to the compound planetary gear train 25 (third planetary gear 23).

ブレーキＢ１は、第２遊星歯車２２の固定可能要素である第２リングギヤ２２ｒをトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定（接続）すると共に当該第２リングギヤ２２ｒを静止部材としてのトランスミッションケース１１に対して回転自在に解放するものである。本実施形態において、ブレーキＢ１は、クラッチＣ２の少なくとも一部を囲むように配置される。ブレーキＢ２は、複合遊星歯車列２５の固定可能要素である第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓを静止部材としてのトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定（接続）すると共に両者をトランスミッションケース１１に対して回転自在に解放するものである。本実施形態において、ブレーキＢ１は、第４遊星歯車２４の第４遊星歯車２４の少なくとも一部を囲むように配置される。   The brake B1 fixes (connects) the second ring gear 22r, which is a fixable element of the second planetary gear 22, to the transmission case 11 in a non-rotatable manner, and also fixes the second ring gear 22r to the transmission case 11 as a stationary member. And free to rotate. In the present embodiment, the brake B1 is disposed so as to surround at least a part of the clutch C2. The brake B2 fixes (connects) the third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s, which are fixable elements of the compound planetary gear train 25, to the transmission case 11 as a stationary member in a non-rotatable manner. In contrast, it is free to rotate. In the present embodiment, the brake B <b> 1 is disposed so as to surround at least a part of the fourth planetary gear 24 of the fourth planetary gear 24.

本実施形態では、クラッチＣ１〜Ｃ４として、ピストン、複数の摩擦係合プレート（摩擦プレートおよびセパレータプレート）、作動油が供給される係合油室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧クラッチ（摩擦係合要素）が採用される。また、ブレーキＢ１およびＢ２としては、ピストン、複数の摩擦係合プレート（摩擦プレートおよびセパレータプレート）、作動油が供給される係合油室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧ブレーキが採用される。そして、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２は、油圧制御装置６０による作動油の給排を受けて動作する。   In this embodiment, as the clutches C1 to C4, a multi-plate friction type having a hydraulic servo including a piston, a plurality of friction engagement plates (friction plates and separator plates), an engagement oil chamber to which hydraulic oil is supplied, and the like. A hydraulic clutch (friction engagement element) is employed. Further, as the brakes B1 and B2, a multi-plate friction hydraulic brake having a hydraulic servo including a piston, a plurality of friction engagement plates (friction plates and separator plates), an engagement oil chamber to which hydraulic oil is supplied, and the like. Is adopted. The clutches C <b> 1 to C <b> 4 and the brakes B <b> 1 and B <b> 2 operate by receiving and supplying hydraulic oil from the hydraulic control device 60.

図３は、自動変速機２０における入力軸２０ｉの回転速度（入力回転速度）に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である（ただし、入力軸２０ｉすなわち第１キャリヤ２１ｃおよび第３キャリヤ２３ｃの回転速度を値１とする）。また、図４は、自動変速機２０の各変速段とクラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の作動状態との関係を示す作動表である。   FIG. 3 is a velocity diagram showing the ratio of the rotational speed of each rotary element to the rotational speed (input rotational speed) of the input shaft 20i in the automatic transmission 20 (however, the input shaft 20i, that is, the first carrier 21c and the third carrier 21c). The rotation speed of the carrier 23c is set to a value 1). FIG. 4 is an operation table showing the relationship between the respective shift stages of the automatic transmission 20 and the operation states of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2.

図３に示すように、シングルピニオン式の第１遊星歯車２１を構成する３つの回転要素、すなわち第１サンギヤ２１ｓ、第１リングギヤ２１ｒおよび第１キャリヤ２１ｃは、当該第１遊星歯車２１の速度線図（図３における右側の速度線図）上でギヤ比λ１に応じた間隔をおいて図中左側から第１サンギヤ２１ｓ、第１キャリヤ２１ｃ、第１リングギヤ２１ｒという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本発明では、第１サンギヤ２１ｓを自動変速機２０の第１回転要素とし、第１キャリヤ２１ｃを自動変速機２０の第２回転要素とし、第１リングギヤ２１ｒを自動変速機２０の第３回転要素とする。従って、第１遊星歯車２１は、速度線図上でギヤ比λ１に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有する。   As shown in FIG. 3, the three rotating elements constituting the single pinion type first planetary gear 21, that is, the first sun gear 21 s, the first ring gear 21 r, and the first carrier 21 c, are speed lines of the first planetary gear 21. The first sun gear 21s, the first carrier 21c, and the first ring gear 21r are arranged in this order from the left side in the figure at an interval corresponding to the gear ratio λ1 on the figure (the speed diagram on the right side in FIG. 3). In accordance with the order of arrangement in the speed diagram, in the present invention, the first sun gear 21s is the first rotating element of the automatic transmission 20, the first carrier 21c is the second rotating element of the automatic transmission 20, and the first The ring gear 21r is a third rotating element of the automatic transmission 20. Therefore, the first planetary gear 21 has the first rotation element, the second rotation element, and the third rotation element of the automatic transmission 20 that are arranged in order at intervals according to the gear ratio λ1 on the velocity diagram.

また、シングルピニオン式の第２遊星歯車２２を構成する３つの回転要素、すなわち第２サンギヤ２２ｓ、第２リングギヤ２２ｒおよび第２キャリヤ２２ｃは、当該第２遊星歯車２２の速度線図（図３における中央の速度線図）上でギヤ比λ２に応じた間隔をおいて図中左側から第２サンギヤ２２ｓ、第２キャリヤ２２ｃ、第２リングギヤ２２ｒという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本発明では、第２サンギヤ２２ｓを自動変速機２０の第４回転要素とし、第２キャリヤ２２ｃを自動変速機２０の第５回転要素とし、第２リングギヤ２２ｒを自動変速機２０の第４回転要素とする。従って、第２遊星歯車２２は、速度線図上でギヤ比λ２に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有する。   Further, the three rotation elements constituting the single pinion type second planetary gear 22, that is, the second sun gear 22s, the second ring gear 22r, and the second carrier 22c are speed diagrams of the second planetary gear 22 (in FIG. 3). The second sun gear 22s, the second carrier 22c, and the second ring gear 22r are arranged in this order from the left side in the figure at an interval corresponding to the gear ratio λ2 on the central speed diagram). According to the arrangement order in the speed diagram, in the present invention, the second sun gear 22s is the fourth rotating element of the automatic transmission 20, the second carrier 22c is the fifth rotating element of the automatic transmission 20, and the second The ring gear 22r is a fourth rotating element of the automatic transmission 20. Accordingly, the second planetary gear 22 has the fourth rotation element, the fifth rotation element, and the sixth rotation element of the automatic transmission 20 that are arranged in order at intervals according to the gear ratio λ2 on the velocity diagram.

更に、シンプソン型の複合遊星歯車列２５を構成する４つの回転要素、すなわち固定可能要素としての第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓ、入力要素としての第３キャリヤ２３ｃ、第１出力要素としての第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ、並びに第２出力要素としての第４リングギヤ２４ｒは、この順番で図中左側から第３および第４遊星歯車２３，２４のギヤ比λ３，λ４に応じた間隔をおいて当該複合遊星歯車列２５の速度線図（図３における左側の速度線図）上に並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本発明では、第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓを自動変速機２０の第７回転要素とし、第３キャリヤ２３ｃを自動変速機２０の第８回転要素とし、第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃを自動変速機２０の第９回転要素とし、第４リングギヤ２４ｒを自動変速機２０の第１０回転要素とする。従って、複合遊星歯車列２５は、速度線図上でギヤ比λ３，λ４に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第７回転要素、第８回転要素、第９回転要素および第１０回転要素を有する。   Further, the four rotating elements constituting the Simpson type compound planetary gear train 25, that is, the third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s as the fixable elements, the third carrier 23c as the input element, and the first sun as the first output element. The three ring gear 23r, the fourth carrier 24c, and the fourth ring gear 24r as the second output element are spaced in this order from the left side in the drawing according to the gear ratios λ3, λ4 of the third and fourth planetary gears 23, 24. Are arranged on the velocity diagram (the velocity diagram on the left side in FIG. 3) of the compound planetary gear train 25. According to the arrangement order in the speed diagram, in the present invention, the third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s are used as the seventh rotating element of the automatic transmission 20, and the third carrier 23c is used as the eighth rotation of the automatic transmission 20. The third ring gear 23r and the fourth carrier 24c are the ninth rotating element of the automatic transmission 20, and the fourth ring gear 24r is the tenth rotating element of the automatic transmission 20. Therefore, the compound planetary gear train 25 includes the seventh rotation element, the eighth rotation element, the ninth rotation element, and the eighth rotation element of the automatic transmission 20 that are arranged in order on the speed diagram at intervals corresponding to the gear ratios λ3 and λ4. It has 10 rotating elements.

そして、自動変速機２０では、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２を図４に示すように係合または解放させて上述の第１〜第１０回転要素（ただし、第１回転要素と第４回転要素が常時連結に連結されているので、実質的には合計９個の回転要素）の接続関係を変更することで、入力軸２０ｉから出力軸２０ｏまでの間に前進回転方向に１０通りおよび後進回転方向に１通りの動力伝達経路、すなわち第１速段から第１０速段の前進段と後進段とを設定することができる。   In the automatic transmission 20, the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 are engaged or released as shown in FIG. 4, and the above-described first to tenth rotating elements (however, the first rotating element and the fourth rotating element). Since the elements are always connected to each other, a total of nine rotating elements (substantially a total of nine rotating elements) are changed, so that there are ten ways in the forward rotation direction and reverse driving between the input shaft 20i and the output shaft 20o. One power transmission path in the rotational direction, that is, the forward speed and the reverse speed from the first speed to the tenth speed can be set.

具体的には、前進第１速段は、クラッチＣ３、クラッチＣ４およびブレーキＢ１を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第１速段の形成に際しては、クラッチＣ３により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第４リングギヤ２４ｒ（第２出力要素）とが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ（第１出力要素）とが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態（第１〜第４遊星歯車２１〜２４のギヤ比がλ１＝０．２７７，λ２＝０．２４４，λ３＝０．５８１，λ４＝０．３７８である場合、以下同様）において、前進第１速段におけるギヤ比（入力軸２０ｉの回転速度／出力軸２０ｏの回転速度）γ１は、γ１＝５．０９１となる。   Specifically, the first forward speed is formed by engaging the clutch C3, the clutch C4, and the brake B1, and releasing the remaining clutches C1, C2, and the brake B2. That is, when the first forward speed is established, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the fourth ring gear 24r (second gear) of the compound planetary gear train 25 are formed by the clutch C3. Output element) are connected to each other, and the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the third ring gear 23r of the compound planetary gear train 25 and the fourth carrier are connected by the clutch C4. 24c (first output element) are connected to each other, and the second ring gear 22r (fixable element) of the second planetary gear 22 is fixed to the transmission case 11 so as not to rotate by the brake B1. In this embodiment (when the gear ratios of the first to fourth planetary gears 21 to 24 are λ1 = 0.277, λ2 = 0.244, λ3 = 0.581, and λ4 = 0.378, the same applies) The gear ratio (rotational speed of the input shaft 20i / rotational speed of the output shaft 20o) γ1 at the first forward speed is γ1 = 5.091.

前進第２速段は、クラッチＣ４、ブレーキＢ１およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ２およびＣ３を解放させることにより形成される。すなわち、前進第２速段の形成に際しては、クラッチＣ４により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ（第１出力要素）とが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキＢ２により複合遊星歯車列２５の第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第２速段におけるギヤ比γ２は、γ２＝３．２１９となる。また、前進第１速段と前進第２速段との間のステップ比は、γ１／γ２＝１．５８１となる。   The second forward speed is formed by engaging the clutch C4, the brake B1, and the brake B2, and releasing the remaining clutches C1, C2, and C3. That is, when the second forward speed is established, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the third ring gear 23r and fourth of the compound planetary gear train 25 are formed by the clutch C4. The carrier 24c (first output element) is connected to each other, and the second ring gear 22r (fixable element) of the second planetary gear 22 is non-rotatably fixed to the transmission case 11 by the brake B1. The third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s (fixable elements) of the compound planetary gear train 25 are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate by B2. In the present embodiment, the gear ratio γ2 at the second forward speed is γ2 = 3.219. The step ratio between the first forward speed and the second forward speed is γ1 / γ2 = 1.581.

前進第３速段は、クラッチＣ３、ブレーキＢ１およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ２およびＣ４を解放させることにより形成される。すなわち、前進第３速段の形成に際しては、クラッチＣ３により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第４リングギヤ２４ｒ（第２出力要素）とが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキＢ２により複合遊星歯車列２５の第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第３速段におけるギヤ比γ３は、γ３＝２．３３７となる。また、前進第２速段と前進第３速段との間のステップ比は、γ２／γ３＝１．３７８となる。   The third forward speed is formed by engaging the clutch C3, the brake B1, and the brake B2, and disengaging the remaining clutches C1, C2, and C4. That is, when the third forward speed is established, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the fourth ring gear 24r (second gear) of the compound planetary gear train 25 are formed by the clutch C3. And the second ring gear 22r (fixable element) of the second planetary gear 22 is non-rotatably fixed to the transmission case 11 by the brake B1, and the compound planetary gear by the brake B2. The third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s (fixable elements) in the row 25 are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ3 at the third forward speed is γ3 = 2.337. The step ratio between the second forward speed and the third forward speed is γ2 / γ3 = 1.378.

前進第４速段は、クラッチＣ１、ブレーキＢ１およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，Ｃ３およびＣ４を解放させることにより形成される。すなわち、前進第１速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ（出力要素）と出力軸２０ｏとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキＢ２により複合遊星歯車列２５の第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第４速段におけるギヤ比γ４は、γ４＝１，８８６となる。また、前進第３速段と前進第４速段との間のステップ比は、γ３／γ４＝１．２３９となる。   The fourth forward speed is formed by engaging the clutch C1, the brake B1, and the brake B2, and releasing the remaining clutches C2, C3, and C4. That is, when the first forward speed is established, the first ring gear 21r (output element) of the first planetary gear 21 and the output shaft 20o are connected to each other by the clutch C1, and the second planetary gear 22 is further connected by the brake B1. The second ring gear 22r (fixable element) is fixed to the transmission case 11 in a non-rotatable manner, and the third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s (fixable element) of the compound planetary gear train 25 are transmitted to the transmission case by the brake B2. 11 is fixed so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ4 at the fourth forward speed is γ4 = 1,886. The step ratio between the third forward speed and the fourth forward speed is γ3 / γ4 = 1.239.

前進第５速段は、クラッチＣ１、クラッチＣ３およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，Ｃ４およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、前進第５速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ（出力要素）と出力軸２０ｏとが互いに接続されると共に、クラッチＣ３により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第４リングギヤ２４ｒ（第２出力要素）とが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により複合遊星歯車列２５の第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第５速段におけるギヤ比γ５は、γ５＝１．４８４となる。また、前進第４速段と前進第５速段との間のステップ比は、γ４／γ５＝１．２７１となる。   The fifth forward speed is formed by engaging the clutch C1, the clutch C3, and the brake B2, and releasing the remaining clutches C2, C4 and the brake B1. That is, when the fifth forward speed is established, the first ring gear 21r (output element) of the first planetary gear 21 and the output shaft 20o are connected to each other by the clutch C1, and the first planetary gear 21 is connected by the clutch C3. The second sun gear 22s of the first sun gear 21s and the second planetary gear 22 and the fourth ring gear 24r (second output element) of the compound planetary gear train 25 are connected to each other, and further, the first planetary gear train 25 of the compound planetary gear train 25 is connected by the brake B2. The third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s (fixable elements) are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ5 at the fifth forward speed is γ5 = 1.484. The step ratio between the fourth forward speed and the fifth forward speed is γ4 / γ5 = 1.271.

前進第６速段は、クラッチＣ１、クラッチＣ４およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，Ｃ３およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、前進第６速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ（出力要素）と出力軸２０ｏとが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ（第１出力要素）とが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により複合遊星歯車列２５の第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第６速段におけるギヤ比γ６は、γ６＝１．１９２となる。また、前進第５速段と前進第６速段との間のステップ比は、γ５／γ６＝１．２４５となる。   The sixth forward speed is formed by engaging the clutch C1, the clutch C4, and the brake B2, and releasing the remaining clutches C2, C3 and the brake B1. That is, when the sixth forward speed is established, the first ring gear 21r (output element) of the first planetary gear 21 and the output shaft 20o are connected to each other by the clutch C1, and the first planetary gear 21 is connected by the clutch C4. The second sun gear 22s of the first sun gear 21s and the second planetary gear 22, the third ring gear 23r and the fourth carrier 24c (first output element) of the compound planetary gear train 25 are connected to each other, and the compound planet is further connected by the brake B2. The third sun gear 23 s and the fourth sun gear 24 s (fixable elements) of the gear train 25 are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ6 at the sixth forward speed is γ6 = 1.192. The step ratio between the fifth forward speed and the sixth forward speed is γ5 / γ6 = 1.245.

前進第７速段は、クラッチＣ１、クラッチＣ２およびクラッチＣ４を係合させると共に、残余のクラッチＣ３，ブレーキＢ１およびＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第７速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ（出力要素）と出力軸２０ｏとが互いに接続されると共に、クラッチＣ２により第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒと複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ（第１出力要素）とが互いに接続され、更に、クラッチＣ４により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ（第１出力要素）とが互いに接続される。本実施形態において、前進第７速段におけるギヤ比γ７は、γ７＝１．０００となる。また、前進第６速段と前進第７速段との間のステップ比は、γ６／γ７＝１．１９２となる。   The seventh forward speed is formed by engaging the clutch C1, the clutch C2, and the clutch C4 and releasing the remaining clutch C3 and the brakes B1 and B2. That is, when the seventh forward speed is established, the first ring gear 21r (output element) of the first planetary gear 21 and the output shaft 20o are connected to each other by the clutch C1, and the second planetary gear 22 is connected by the clutch C2. The second ring gear 22r, the third ring gear 23r of the compound planetary gear train 25, and the fourth carrier 24c (first output element) are connected to each other, and further, the first sun gear 21s and the second sun gear 21s of the first planetary gear 21 are connected by the clutch C4. The second sun gear 22s of the planetary gear 22 is connected to the third ring gear 23r and the fourth carrier 24c (first output element) of the compound planetary gear train 25. In the present embodiment, the gear ratio γ7 at the seventh forward speed is γ7 = 1.000. The step ratio between the sixth forward speed and the seventh forward speed is γ6 / γ7 = 1.192.

前進第８速段は、クラッチＣ１、クラッチＣ２およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、前進第８速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ（出力要素）と出力軸２０ｏとが互いに接続されると共に、クラッチＣ２により第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒと複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ（第１出力要素）とが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により複合遊星歯車列２５の第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第８速段におけるギヤ比γ８は、γ８＝０．７８５となる。また、前進第７速段と前進第８速段との間のステップ比は、γ７／γ８＝１．２７３となる。   The eighth forward speed is formed by engaging the clutch C1, the clutch C2, and the brake B2, and releasing the remaining clutches C3, C4 and the brake B1. That is, when the eighth forward speed is established, the first ring gear 21r (output element) of the first planetary gear 21 and the output shaft 20o are connected to each other by the clutch C1, and the second planetary gear 22 is connected by the clutch C2. The second ring gear 22r, the third ring gear 23r of the compound planetary gear train 25 and the fourth carrier 24c (first output element) are connected to each other, and further, the third sun gear 23s and the fourth sun gear 23s of the compound planetary gear train 25 are connected by the brake B2. The sun gear 24s (fixable element) is fixed to the transmission case 11 so as not to rotate. In the present embodiment, the gear ratio γ8 at the eighth forward speed is γ8 = 0.785. The step ratio between the seventh forward speed and the eighth forward speed is γ7 / γ8 = 1.273.

前進第９速段は、クラッチＣ２、クラッチＣ４およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ３およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、前進第９速段の形成に際しては、クラッチＣ２により第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒと複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ（第１出力要素）とが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ（第１出力要素）とが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により複合遊星歯車列２５の第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第９速段におけるギヤ比γ９は、γ９＝０．６３２となる。また、前進第８速段と前進第９速段との間のステップ比は、γ８／γ９＝１．２４２となる。   The ninth forward speed is formed by engaging the clutch C2, the clutch C4, and the brake B2, and releasing the remaining clutches C1, C3 and the brake B1. That is, when the ninth forward speed is established, the second ring gear 22r of the second planetary gear 22, the third ring gear 23r of the compound planetary gear train 25, and the fourth carrier 24c (first output element) are mutually connected by the clutch C2. The first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the third ring gear 23r of the compound planetary gear train 25 and the fourth carrier 24c (first output element) are connected by the clutch C4. Further, the third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s (fixable elements) of the compound planetary gear train 25 are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate by the brake B2. In the present embodiment, the gear ratio γ9 at the ninth forward speed is γ9 = 0.632. The step ratio between the eighth forward speed and the ninth forward speed is γ8 / γ9 = 1.242.

前進第１０速段は、クラッチＣ２、クラッチＣ３およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ４およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、前進第１０速段の形成に際しては、クラッチＣ２により第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒと複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ（第１出力要素）とが互いに接続されると共に、クラッチＣ３により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第４リングギヤ２４ｒ（第２出力要素）とが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により複合遊星歯車列２５の第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第１０速段におけるギヤ比γ１０は、γ１０＝０．５８９となる。また、前進第９速段と前進第１０速段との間のステップ比は、γ９／γ１０＝１．０７４となる。そして、自動変速機２０におけるスプレッド（ギヤ比幅＝最低変速段である前進第１速段のギヤ比γ１／最高変速段である前進第１０速段のギヤ比γ１０）は、γ１／γ１０＝８．６４８となる。   The tenth forward speed is formed by engaging the clutch C2, the clutch C3, and the brake B2, and releasing the remaining clutches C1, C4 and the brake B1. That is, when the forward tenth speed is established, the second ring gear 22r of the second planetary gear 22, the third ring gear 23r of the compound planetary gear train 25, and the fourth carrier 24c (first output element) are mutually connected by the clutch C2. The first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the fourth ring gear 24r (second output element) of the compound planetary gear train 25 are connected to each other by the clutch C3. Further, the third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s (fixable elements) of the compound planetary gear train 25 are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate by the brake B2. In the present embodiment, the gear ratio γ10 at the tenth forward speed is γ10 = 0.589. The step ratio between the ninth forward speed and the tenth forward speed is γ9 / γ10 = 1.074. The spread in the automatic transmission 20 (gear ratio width = gear ratio γ1 at the first forward speed, which is the lowest speed) / gear ratio γ10 at the tenth speed, which is the highest speed, is γ1 / γ10 = 8. .648.

後進段は、クラッチＣ２、クラッチＣ３およびブレーキＢ１を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ４およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、後進段の形成に際しては、クラッチＣ２により第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒと複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃ（第１出力要素）とが互いに接続されると共に、クラッチＣ３により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓと複合遊星歯車列２５の第４リングギヤ２４ｒ（第２出力要素）とが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒ（固定可能要素）がトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、後進段におけるギヤ比γｒｅｖは、γｒｅｖ＝−４．９５４となる。また、前進第１速段と後進段との間のステップ比は、｜γｒｅｖ／γ１｜＝０．９７３となる。   The reverse speed is formed by engaging the clutch C2, the clutch C3, and the brake B1, and releasing the remaining clutches C1, C4 and the brake B2. That is, when the reverse gear is formed, the second ring gear 22r of the second planetary gear 22, the third ring gear 23r of the compound planetary gear train 25, and the fourth carrier 24c (first output element) are connected to each other by the clutch C2. At the same time, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 and the fourth ring gear 24r (second output element) of the compound planetary gear train 25 are connected to each other by the clutch C3. The second ring gear 22r (fixable element) of the second planetary gear 22 is fixed to the transmission case 11 so as not to rotate by the brake B1. In the present embodiment, the gear ratio γrev in the reverse speed is γrev = −4.954. The step ratio between the first forward speed and the reverse speed is | γrev / γ1 | = 0.993.

上述のように、自動変速機２０によれば、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の係脱により第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを提供することが可能となる。この結果、自動変速機２０では、スプレッドをより大きくして（本実施形態では、８．６４８）特に高車速時の車両の燃費や各変速段での加速性能を向上させると共に、ステップ比を適正化（より大きくなるのを抑制）して変速フィーリングを向上させることができる。従って、自動変速機２０によれば、車両の燃費とドライバビリティーとの双方を良好に向上させることができる。   As described above, according to the automatic transmission 20, it is possible to provide the forward speed and the reverse speed from the first speed to the tenth speed by engaging / disengaging the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2. Become. As a result, in the automatic transmission 20, the spread is increased (in this embodiment, 8.648), in particular, the vehicle fuel efficiency at high vehicle speeds and the acceleration performance at each gear stage are improved, and the step ratio is set appropriately. The shift feeling can be improved by reducing (suppressing becoming larger). Therefore, according to the automatic transmission 20, both the fuel consumption and drivability of the vehicle can be improved satisfactorily.

また、自動変速機２０では、６つの係合要素、すなわちクラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２のうち、何れか３つを係合させると共に残余の３つを解放させることにより前進第１速段から前進第１０速段および後進段が形成される。これにより、例えば６つのクラッチやブレーキのうちの２つを係合させると共に残余の４つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速機に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことが可能となる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における部材間の僅かな接触に起因した引き摺り損失を低減させて、自動変速機２０における動力の伝達効率をより一層向上させることができる。   Further, in the automatic transmission 20, the first forward speed is achieved by engaging any three of the six engaging elements, that is, the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 and releasing the remaining three. To the tenth forward speed and the reverse speed. Thus, for example, as compared with a transmission that forms a plurality of shift stages by engaging two of the six clutches and brakes and releasing the remaining four, it is released as the shift stages are formed. It is possible to reduce the number of engaging elements. As a result, drag loss due to slight contact between members in the engagement element released with the formation of the shift stage can be reduced, and the power transmission efficiency in the automatic transmission 20 can be further improved. .

更に、自動変速機２０では、複合遊星歯車列２５の第３キャリヤ２３ｃ（入力要素）と同様に、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃ（第２回転要素）が中間軸２０ｍを介して入力軸２０ｉに常時連結され、前進第４速段から前進第８速段の形成時に、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒ（第３回転要素）がクラッチＣ１により出力軸２０ｏ（第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃ）に接続される。これにより、例えば第１遊星歯車の第１リングギヤ（第３回転要素）が第２遊星歯車の第２キャリヤ（第５回転要素）と共に出力軸に常時連結され、かつ第１遊星歯車の第１キャリヤ（第２回転要素）が入力軸に選択的に接続される変速機（特許文献１のＦＩＧ．２参照）において第１キャリヤ（第２回転要素）と入力軸とを選択的に接続させるクラッチに比べて、クラッチＣ１のトルク分担を低減させることができる。   Further, in the automatic transmission 20, the first carrier 21c (second rotating element) of the first planetary gear 21 is input via the intermediate shaft 20m in the same manner as the third carrier 23c (input element) of the compound planetary gear train 25. The first ring gear 21r (third rotating element) of the first planetary gear 21 is connected by the clutch C1 to the output shaft 20o (second planetary gear) at the time of formation from the fourth forward speed to the eighth forward speed. 22 to the second carrier 22c). As a result, for example, the first ring gear (third rotating element) of the first planetary gear is always connected to the output shaft together with the second carrier (fifth rotating element) of the second planetary gear, and the first carrier of the first planetary gear. A clutch that selectively connects the first carrier (second rotating element) and the input shaft in a transmission (see FIG. 2 of Patent Document 1) in which the (second rotating element) is selectively connected to the input shaft. In comparison, the torque sharing of the clutch C1 can be reduced.

すなわち、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃを入力軸２０ｉに常時連結される第２回転要素とすると共に、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒをクラッチＣ１により出力軸２０ｏに選択的に接続される第３回転要素とすることで、例えば第１遊星歯車の第１リングギヤが第２遊星歯車２２の第２キャリヤと共に出力軸に常時連結されると共に第１遊星歯車の第１キャリヤが入力軸に選択的に接続される変速機において第１キャリヤと入力軸とを選択的に接続させるクラッチに比べて、係合したクラッチＣ１を介して伝達されるトルクを低下させる（１／（１＋λ１）にする）ことができる。従って、自動変速機２０では、クラッチＣ１のトルク分担を良好に低減させることが可能となる。この結果、自動変速機２０では、クラッチＣ１を軸方向および径方向の少なくとも何れか一方においてコンパクト化することができる。従って、自動変速機２０によれば、動力の伝達効率とドライバビリティーとの双方を向上させると共に、装置全体の大型化を抑制することが可能となる。   That is, the first carrier 21c of the first planetary gear 21 is a second rotating element that is always connected to the input shaft 20i, and the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 is selectively connected to the output shaft 20o by the clutch C1. By using the third rotating element to be connected, for example, the first ring gear of the first planetary gear is always connected to the output shaft together with the second carrier of the second planetary gear 22, and the first carrier of the first planetary gear is input. Compared to a clutch that selectively connects the first carrier and the input shaft in a transmission that is selectively connected to the shaft, the torque transmitted through the engaged clutch C1 is reduced (1 / (1 + λ1) Can). Therefore, in the automatic transmission 20, it is possible to satisfactorily reduce the torque sharing of the clutch C1. As a result, in the automatic transmission 20, the clutch C1 can be made compact in at least one of the axial direction and the radial direction. Therefore, according to the automatic transmission 20, it is possible to improve both power transmission efficiency and drivability, and to suppress an increase in the size of the entire apparatus.

また、第１および第２遊星歯車２１，２２をシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、両者を例えばダブルピニオン式の遊星歯車とした場合に比べて、第１および第２遊星歯車２１，２２における回転要素間の噛み合い損失を低減させて自動変速機２０における動力の伝達効率をより向上させると共に、部品点数を削減して装置全体の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。更に、上記自動変速機２０のように、２つのシングルピニオン式の第３および第４遊星歯車２３，２４を含むシンプソン型（ＳＳ−ＣＲ型）の複合遊星歯車列２５を採用すれば、複合遊星歯車列２５の回転要素間の噛み合い損失を低減させて自動変速機２０における動力の伝達効率をより向上させると共に、部品点数を削減して装置全体の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。   Further, the first and second planetary gears 21 and 22 are single pinion type planetary gears, so that the first and second planetary gears 21 and 22 are compared with a case where both are made to be a double pinion type planetary gear, for example. It is possible to improve the assembly efficiency while reducing the meshing loss between the rotating elements and improving the power transmission efficiency in the automatic transmission 20 and reducing the number of parts and suppressing the weight of the entire apparatus. Become. Further, when the Simpson type (SS-CR type) compound planetary gear train 25 including the two single pinion type third and fourth planetary gears 23 and 24 is employed as in the automatic transmission 20, the compound planetary gear train 25 is used. To reduce the meshing loss between the rotating elements of the gear train 25 to further improve the power transmission efficiency in the automatic transmission 20, and to reduce the number of parts to improve the assembly while suppressing the increase in the weight of the entire device. Is possible.

続いて、自動変速機２０の具体的構成について詳細に説明する。   Next, a specific configuration of the automatic transmission 20 will be described in detail.

まず、図５を参照しながら、自動変速機２０のクラッチＣ１について説明する。同図に示すように、自動変速機２０のクラッチＣ１は、クラッチハブ１００と、クラッチドラム１１０と、クラッチハブ１００に内周部が嵌合されて当該クラッチハブ１００により移動自在に支持される複数の摩擦プレート（第１摩擦係合プレート）１０５と、クラッチドラム１１０に外周部が嵌合されて当該クラッチドラム１１０により移動自在に支持される複数のセパレータプレート（第２摩擦係合プレート）１１５とを含む。クラッチＣ１のクラッチハブ１００は、ラジアル軸受を介して中間軸２０ｍにより回転自在に支持されると共に、前後に配置される２つのスラスト軸受を介して中間軸２０ｍに形成されたフランジ部と出力軸２０ｏとにより軸方向に支持される。更に、クラッチハブ１００は、スプラインおよびスナップリングを介して第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒに固定され、当該第１リングギヤ２１ｒと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。クラッチハブ１００に嵌合される摩擦プレート１０５は、環状部材の両面に摩擦材を貼着することにより構成される。   First, the clutch C1 of the automatic transmission 20 will be described with reference to FIG. As shown in the figure, the clutch C1 of the automatic transmission 20 includes a clutch hub 100, a clutch drum 110, and a plurality of clutch hubs 100, the inner periphery of which is fitted to the clutch hub 100 and movably supported by the clutch hub 100. Friction plates (first friction engagement plates) 105, and a plurality of separator plates (second friction engagement plates) 115 whose outer peripheral portions are fitted to the clutch drum 110 and are movably supported by the clutch drum 110. including. The clutch hub 100 of the clutch C1 is rotatably supported by the intermediate shaft 20m via a radial bearing, and a flange portion formed on the intermediate shaft 20m via two thrust bearings arranged at the front and rear and an output shaft 20o. And is supported in the axial direction. Further, the clutch hub 100 is fixed to the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 via a spline and a snap ring, and always rotates or stops integrally (and coaxially) with the first ring gear 21r. The friction plate 105 fitted to the clutch hub 100 is configured by sticking a friction material on both surfaces of an annular member.

また、クラッチＣ１のクラッチドラム１１０は、出力軸２０ｏに形成された拡径部２９１に溶接等により固定される環状壁部１１１と、環状壁部１１１の外周部に溶接等により接合されて出力軸２０ｏ等の軸方向に沿って延びる外筒部１１２とを有する。外筒部１１２の内周面には、セパレータプレート１１５の外周部と係合するスプラインが形成されており、外筒部１１２の遊端部は、スプラインおよびスナップリングを介して第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃに固定される。これにより、クラッチドラム１１０は、出力軸２０ｏおよび第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。クラッチドラム１１０に嵌合されるセパレータプレート１１５は、両面が平滑に形成された環状部材である。   In addition, the clutch drum 110 of the clutch C1 is joined to the diameter-enlarged portion 291 formed on the output shaft 20o by welding or the like, and the outer peripheral portion of the annular wall portion 111 is joined by welding or the like to the output shaft. And an outer cylinder portion 112 extending in the axial direction such as 20o. A spline that engages with the outer peripheral portion of the separator plate 115 is formed on the inner peripheral surface of the outer cylindrical portion 112, and the free end portion of the outer cylindrical portion 112 is connected to the second planetary gear 22 via the spline and the snap ring. The second carrier 22c is fixed. Thereby, the clutch drum 110 always rotates or stops integrally (and coaxially) with the output shaft 20o and the second carrier 22c of the second planetary gear 22. The separator plate 115 fitted to the clutch drum 110 is an annular member having both surfaces formed smoothly.

更に、クラッチＣ１は、セパレータプレート１１５および摩擦プレート１０５を押圧して摩擦係合させるピストン１２０と、キャンセルプレート（キャンセル油室画成部材）１３０と、複数のリターンスプリング１４０とを含む。ピストン１２０は、クラッチドラム１１０の外筒部１１２内で環状壁部１１１よりも第１遊星歯車２１側（車両前部側）に位置するように出力軸２０ｏにより軸方向に移動自在に支持され、油室画成部としてのクラッチドラム１１０や出力軸２０ｏと共に係合油室１５０を画成する。キャンセルプレート１３０は、ピストン１２０よりも第１遊星歯車２１側（車両前部側）に位置するように出力軸２０ｏに取り付けられ、ピストン１２０と共に係合油室１５０内で発生する遠心油圧をキャンセルするためのキャンセル油室１６０を画成する。また、複数のリターンスプリング１４０は、ピストン１２０とキャンセルプレート１３０との間に周方向に間隔おいて配置される。   Further, the clutch C <b> 1 includes a piston 120 that presses the separator plate 115 and the friction plate 105 to frictionally engage, a cancel plate (cancellation oil chamber defining member) 130, and a plurality of return springs 140. The piston 120 is supported by the output shaft 20o so as to be movable in the axial direction so as to be positioned closer to the first planetary gear 21 side (vehicle front side) than the annular wall portion 111 in the outer cylindrical portion 112 of the clutch drum 110. The engagement oil chamber 150 is defined together with the clutch drum 110 as the oil chamber defining portion and the output shaft 20o. The cancel plate 130 is attached to the output shaft 20o so as to be positioned on the first planetary gear 21 side (vehicle front side) with respect to the piston 120, and cancels the centrifugal hydraulic pressure generated in the engagement oil chamber 150 together with the piston 120. A cancel oil chamber 160 is defined. The plurality of return springs 140 are disposed between the piston 120 and the cancel plate 130 at intervals in the circumferential direction.

図５に示すように、出力軸２０ｏは、スリーブやラジアル軸受、スラスト軸受を介してトランスミッションケース１１に形成されたシャフト支持部１１ａにより回転自在に支持される。トランスミッションケース１１のシャフト支持部１１ａには、油圧制御装置６０に接続されるケース内油路１１ｂが形成されており、当該ケース内油路１１ｂには、油圧制御装置６０からクラッチＣ１への係合油圧（作動油）が供給される。更に、出力軸２０ｏの上記拡径部２９１の近傍には、クラッチＣ１の係合油室１５０と直接連通すると共にトランスミッションケース１１のケース内油路１１ｂと連通するように油路２９２が形成されている。また、トランスミッションケース１１のシャフト支持部１１ａと出力軸２０ｏとの間には、ケース内油路１１ｂと油路２９２との連通部を前後から挟むように２つのシール部材１７０が介設される。   As shown in FIG. 5, the output shaft 20o is rotatably supported by a shaft support portion 11a formed in the transmission case 11 via a sleeve, a radial bearing, and a thrust bearing. An in-case oil passage 11b connected to the hydraulic control device 60 is formed in the shaft support portion 11a of the transmission case 11, and the engagement from the hydraulic control device 60 to the clutch C1 is made in the in-case oil passage 11b. Hydraulic pressure (hydraulic oil) is supplied. Further, an oil passage 292 is formed in the vicinity of the enlarged diameter portion 291 of the output shaft 20o so as to communicate directly with the engagement oil chamber 150 of the clutch C1 and with the in-case oil passage 11b of the transmission case 11. Yes. Further, two seal members 170 are interposed between the shaft support portion 11a of the transmission case 11 and the output shaft 20o so as to sandwich the communication portion between the oil passage 11b in the case and the oil passage 292 from the front and rear.

これにより、クラッチＣ１の係合油室１５０には、トランスミッションケース１１のケース内油路１１ｂと出力軸２０ｏの油路２９２とを介して油圧制御装置６０からの係合油圧が供給されることになる。そして、係合油室１５０内の油圧の高まりに応じてピストン１２０が出力軸２０ｏの軸方向に移動してセパレータプレート１１５および摩擦プレート１０５が押圧すると、クラッチＣ１が係合して第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと出力軸２０ｏとが互いに接続されることになる。なお、クラッチＣ１のキャンセル油室１６０には、トランスミッションケース１１や出力軸２０ｏ等に形成された油路を介して油圧制御装置６０からの作動油（例えば、潤滑・冷却用のドレン油）が供給される。   Thus, the engagement hydraulic pressure from the hydraulic control device 60 is supplied to the engagement oil chamber 150 of the clutch C1 via the oil passage 11b in the transmission case 11 and the oil passage 292 of the output shaft 20o. Become. Then, when the piston 120 moves in the axial direction of the output shaft 20o according to the increase of the hydraulic pressure in the engagement oil chamber 150 and the separator plate 115 and the friction plate 105 are pressed, the clutch C1 is engaged and the first planetary gear is engaged. 21 first ring gear 21r and output shaft 20o are connected to each other. The cancel oil chamber 160 of the clutch C1 is supplied with hydraulic oil (for example, lubricating / cooling drain oil) from the hydraulic control device 60 through an oil passage formed in the transmission case 11, the output shaft 20o, and the like. Is done.

このように、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと、デファレンシャルギヤを介して車両の後輪に連結される出力軸２０ｏとを選択的に接続するクラッチＣ１では、出力軸２０ｏと一体に回転する油室画成部としてのクラッチドラム１１０、ピストン１２０および出力軸２０ｏにより係合油室１５０を画成することができる。更に、クラッチＣ１では、係合油室１５０に係合油圧を供給するための油路２９２を出力軸２０ｏに形成して、当該係合油室１５０と出力軸２０ｏの油路２９２とを直接連通させることができる。   Thus, the clutch C1 that selectively connects the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the output shaft 20o coupled to the rear wheel of the vehicle via the differential gear rotates together with the output shaft 20o. The engagement oil chamber 150 can be defined by the clutch drum 110, the piston 120, and the output shaft 20o as the oil chamber defining portion. Further, in the clutch C1, an oil passage 292 for supplying the engagement oil pressure to the engagement oil chamber 150 is formed in the output shaft 20o, and the engagement oil chamber 150 and the oil passage 292 of the output shaft 20o are directly communicated with each other. Can be made.

この結果、自動変速機２０では、入力軸２０ｉや中間軸２０ｍに形成された長い油路を介して複合遊星歯車列２５側（車両前部側）からクラッチＣ１の係合油室１５０に係合油圧を供給する必要がなくなり、係合油室１５０に出力軸２０ｏ側（車両後部側）から容易に係合油圧を供給することが可能となる。また、例えば第１遊星歯車の第１キャリヤがクラッチにより入力軸に選択的に接続される変速機では、当該クラッチの係合油室を画成する部材が入力軸（中間軸）側に設けられることから、当該係合油室に出力軸側から係合油圧を供給するためには、出力軸に形成された油路と入力軸（中間軸）に形成された油路とを連通させなければならず、シール部材（シール部）の数が増加してしまう。そして、かかる変速機では、入力軸（中間軸）の油路と出力部材の油路との連通部で、シール部材が増加する分だけ作動油の漏量が増加したり、シール部材の引き摺り損失が増加したりするおそれがある。これに対して、自動変速機２０では、クラッチＣ１の係合油室１５０と出力軸２０ｏの油路２９２とを直接連通させることができるので、シール部材１７０（シール部）の数を低減させて作動油の漏量の増加やシール部材１７０の引き摺り損失の増加を良好に抑制することが可能となる。   As a result, in the automatic transmission 20, the compound planetary gear train 25 side (vehicle front side) is engaged with the engagement oil chamber 150 of the clutch C1 through long oil passages formed on the input shaft 20i and the intermediate shaft 20m. There is no need to supply hydraulic pressure, and the engagement hydraulic pressure can be easily supplied to the engagement oil chamber 150 from the output shaft 20o side (vehicle rear side). For example, in a transmission in which a first carrier of a first planetary gear is selectively connected to an input shaft by a clutch, a member that defines an engagement oil chamber of the clutch is provided on the input shaft (intermediate shaft) side. Therefore, in order to supply the engagement oil pressure to the engagement oil chamber from the output shaft side, the oil passage formed on the output shaft and the oil passage formed on the input shaft (intermediate shaft) must be communicated with each other. In other words, the number of seal members (seal portions) increases. In such a transmission, the amount of leakage of hydraulic oil increases by the amount of increase in the seal member or the drag loss of the seal member at the communicating portion between the oil passage of the input shaft (intermediate shaft) and the oil passage of the output member. May increase. On the other hand, in the automatic transmission 20, since the engagement oil chamber 150 of the clutch C1 and the oil passage 292 of the output shaft 20o can be directly communicated with each other, the number of seal members 170 (seal portions) is reduced. It is possible to satisfactorily suppress an increase in the amount of hydraulic oil leakage and an increase in drag loss of the seal member 170.

次に、図６から図８を参照しながら、自動変速機２０のクラッチＣ３およびＣ４について説明する。これらの図面に示すように、クラッチＣ３とクラッチＣ４とは、第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓに連結されると共にクラッチＣ３のクラッチドラムおよびクラッチＣ４のクラッチハブとして機能するハブ部材５００を共用する。ハブ部材５００は、ハブ本体５１０と、当該ハブ本体５１０に嵌合（インロー嵌め）されるスリーブ部材５２０とを含む。   Next, the clutches C3 and C4 of the automatic transmission 20 will be described with reference to FIGS. As shown in these drawings, the clutch C3 and the clutch C4 are connected to the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22, and the clutch drum and the clutch C4 of the clutch C3. The hub member 500 that functions as a clutch hub is shared. The hub member 500 includes a hub main body 510 and a sleeve member 520 that is fitted to the hub main body 510 (inlay fitting).

ハブ部材５００のハブ本体５１０は、外周側にスプラインを有する第１筒状部５０１と、内周側にスプラインを有する第２筒状部５０２と、略円筒状の内筒部５０３および当該内筒部５０３から径方向外側に延出されて第１および第２筒状部５０１，５０２を支持する環状壁部５０４を含む環状部５０５とを有する。第１筒状部５０１は、環状部５０５を構成する環状壁部５０４の外周部から内筒部５０３を囲むように軸方向（図７および図８における右側）に延出され、第２筒状部５０２は、当該環状壁部５０４の外周部から第１筒状部５０１とは反対側かつ軸方向に延出される。   The hub main body 510 of the hub member 500 includes a first cylindrical portion 501 having splines on the outer peripheral side, a second cylindrical portion 502 having splines on the inner peripheral side, an inner cylindrical portion 503 having a substantially cylindrical shape, and the inner cylinder. And an annular portion 505 including an annular wall portion 504 that extends radially outward from the portion 503 and supports the first and second tubular portions 501 and 502. The first cylindrical portion 501 extends in the axial direction (the right side in FIGS. 7 and 8) so as to surround the inner cylindrical portion 503 from the outer peripheral portion of the annular wall portion 504 constituting the annular portion 505, and has a second cylindrical shape. The part 502 extends from the outer peripheral part of the annular wall part 504 in the direction opposite to the first tubular part 501 and in the axial direction.

また、環状部５０５の環状壁部５０４は、図７および図８に示すように、第２筒状部５０２側から第１筒状部５０１側に向けて突出するように形成されており、第１筒状部５０１の内周面と間隔を置いて対向する外周面をもった環状の突出部５０７を有する。更に、環状部５０５を構成する環状壁部５０４の第２筒状部５０２側の端面（図７および図８における左側の端面）からは、内筒部５０３よりも大径かつ突出部５０７よりも小径の筒状延出部５０９が第１筒状部５０１および内筒部５０３とは反対側に第２筒状部５０２の内側に位置するように延出されている。   Further, as shown in FIGS. 7 and 8, the annular wall portion 504 of the annular portion 505 is formed so as to protrude from the second tubular portion 502 side toward the first tubular portion 501 side. An annular projecting portion 507 having an outer peripheral surface facing the inner peripheral surface of the one cylindrical portion 501 at an interval is provided. Further, from the end surface on the second tubular portion 502 side of the annular wall portion 504 constituting the annular portion 505 (the left end surface in FIGS. 7 and 8), the diameter is larger than that of the inner tubular portion 503 and is larger than the protruding portion 507. A small-diameter cylindrical extension 509 is extended on the opposite side of the first cylindrical part 501 and the inner cylindrical part 503 so as to be located inside the second cylindrical part 502.

ハブ部材５００のスリーブ部材５２０は、ハブ本体５１０と一体に回転するように環状部５０５を構成する内筒部５０３内に嵌合されると共に入力軸２０ｉの外周面により回転自在に支持される。図７および図８に示すように、スリーブ部材５２０は、一端（図７および図８における左端）側にハブ本体５１０の環状部５０５の筒状延出部５０９内に嵌合されるスリーブ側拡径部５２５を有する。本実施形態において、環状部５０５の筒状延出部５０９の内周面とスリーブ側拡径部５２５の外周面とには、セレーションが形成されており、筒状延出部５０９すなわちハブ本体５１０と、スリーブ側拡径部５２５すなわちスリーブ部材５２０とは、セレーションを介して軸方向に互いに移動不能かつ互いに一体回転可能に連結される。更に、スリーブ側拡径部５２５の外周面からは、環状部５０５の筒状延出部５０９の一端面（図７および図８における左側の端面）と当接するように環状のフランジ部５２７が外方に延出されている。そして、スリーブ部材５２０の他端部は、図２等に示すように、第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓに連結される。また、スリーブ部材５２０は、上述の連結スリーブ２５０を回転自在に支持する。   The sleeve member 520 of the hub member 500 is fitted in an inner cylinder portion 503 constituting the annular portion 505 so as to rotate integrally with the hub body 510 and is rotatably supported by the outer peripheral surface of the input shaft 20i. As shown in FIGS. 7 and 8, the sleeve member 520 has one end (the left end in FIGS. 7 and 8) that is fitted into the cylindrical extension 509 of the annular portion 505 of the hub body 510. It has a diameter portion 525. In the present embodiment, serrations are formed on the inner peripheral surface of the cylindrical extension portion 509 of the annular portion 505 and the outer peripheral surface of the sleeve-side enlarged diameter portion 525, and the cylindrical extension portion 509, that is, the hub main body 510 is formed. The sleeve-side enlarged diameter portion 525, that is, the sleeve member 520, is connected to each other so as not to move in the axial direction and to rotate integrally with each other via a serration. Further, from the outer peripheral surface of the sleeve-side enlarged diameter portion 525, an annular flange portion 527 is externally attached so as to come into contact with one end surface (the left end surface in FIGS. 7 and 8) of the cylindrical extension portion 509 of the annular portion 505. It is extended towards. The other end of the sleeve member 520 is connected to the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 as shown in FIG. Further, the sleeve member 520 supports the above-described connecting sleeve 250 rotatably.

上述のようなクラッチＣ３のクラッチドラムおよびクラッチＣ４のクラッチハブとして機能するハブ部材５００を用いることで、クラッチＣ３およびＣ４の配置スペースを削減して自動変速機２０の大型化を良好に抑制することができる。また、ハブ部材５００では、第１および第２筒状部５０１、５０２、更には、環状の突出部５０７の一部や筒状延出部５０９がそれぞれリブとして機能することから、その強度をより向上させることができる。この結果、ハブ部材５００の強度確保に伴う肉厚の増加やコストアップ、すなわち自動変速機２０の大型化やコストアップをより良好に抑制することが可能となる。   By using the hub member 500 that functions as the clutch drum of the clutch C3 and the clutch hub of the clutch C4 as described above, the arrangement space of the clutches C3 and C4 is reduced, and the enlargement of the automatic transmission 20 is satisfactorily suppressed. Can do. Further, in the hub member 500, the first and second tubular portions 501, 502, part of the annular protrusion 507, and the tubular extending portion 509 function as ribs, respectively. Can be improved. As a result, it is possible to better suppress the increase in thickness and cost associated with securing the strength of the hub member 500, that is, the increase in size and cost of the automatic transmission 20.

ハブ部材５００をクラッチドラムとして利用するクラッチＣ３は、外周側にスプラインを有するクラッチハブ３００と、クラッチハブ３００に内周部が嵌合（スプライン嵌合）されて当該クラッチハブ３００により移動自在に支持される複数の摩擦プレート（第１摩擦係合プレート）３１０と、クラッチドラムとしての上記ハブ部材５００の第２筒状部５０２に外周部が嵌合（スプライン嵌合）されて当該ハブ部材５００（第２筒状部５０２）により移動自在に支持される複数のセパレータプレート（第２摩擦係合プレート）３１５とを含む。更に、クラッチＣ３は、セパレータプレート３１５および摩擦プレート３１０を押圧して摩擦係合させるピストン３２０と、キャンセルプレート（キャンセル油室画成部材）３３０と、複数のリターンスプリング３４０とを含む。   The clutch C3 that uses the hub member 500 as a clutch drum includes a clutch hub 300 having splines on the outer peripheral side, and an inner peripheral portion (spline fitting) fitted to the clutch hub 300 so that the clutch hub 300 can move freely. A plurality of friction plates (first friction engagement plates) 310 and a second cylindrical portion 502 of the hub member 500 serving as a clutch drum are fitted (spline fitting) on the outer peripheral portion, and the hub member 500 ( A plurality of separator plates (second friction engagement plates) 315 that are movably supported by the second cylindrical portion 502). Furthermore, the clutch C3 includes a piston 320 that presses the separator plate 315 and the friction plate 310 and frictionally engages them, a cancel plate (cancellation oil chamber defining member) 330, and a plurality of return springs 340.

クラッチＣ３のクラッチハブ３００は、入力軸２０ｉに固定された第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃによりラジアル軸受等を介して回転自在に支持されると共に、前後に配置される２つのスラスト軸受を介して第３キャリヤ２３ｃとハブ部材５００（スリーブ部材５２０）とにより軸方向に支持される。本実施形態において、クラッチハブ３００の内筒部は、ラジアル軸受や第３キャリヤ２３ｃの一部と共にハブ部材５００を構成するスリーブ部材５２０のスリーブ側拡径部５２５の内側に配置される。これにより、自動変速機２０の軸長の増加を抑制することができる。そして、クラッチハブ３００は、第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒに溶接等により固定され、当該第４リングギヤ２４ｒと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。クラッチハブ３００に嵌合される摩擦プレート３１０は、環状部材の両面に摩擦材を貼着することにより構成される。また、ハブ部材５００の第２筒状部５０２に嵌合されるセパレータプレート３１５は、両面が平滑に形成された環状部材である。   The clutch hub 300 of the clutch C3 is rotatably supported by a third carrier 23c of a third planetary gear 23 fixed to the input shaft 20i via a radial bearing or the like, and has two thrust bearings arranged at the front and rear. And is supported in the axial direction by the third carrier 23c and the hub member 500 (sleeve member 520). In the present embodiment, the inner cylindrical portion of the clutch hub 300 is disposed inside the sleeve-side enlarged diameter portion 525 of the sleeve member 520 that constitutes the hub member 500 together with a radial bearing and a part of the third carrier 23c. Thereby, the increase in the axial length of the automatic transmission 20 can be suppressed. The clutch hub 300 is fixed to the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 by welding or the like, and always rotates or stops integrally (and coaxially) with the fourth ring gear 24r. The friction plate 310 fitted to the clutch hub 300 is configured by sticking a friction material on both surfaces of an annular member. Further, the separator plate 315 fitted to the second tubular portion 502 of the hub member 500 is an annular member having both surfaces formed smoothly.

ピストン３２０は、ハブ本体５１０（ハブ部材５００）の第２筒状部５０２の内側でハブ部材５００の筒状延出部５０９と第２筒状部５０２のスプラインとにより軸方向に移動自在に支持され、ハブ部材５００の環状壁部５０４（突出部５０７の背面）と共に係合油圧が供給されるクラッチＣ３の係合油室３５０を画成する。また、キャンセルプレート３３０は、ハブ本体５１０（ハブ部材５００）の筒状延出部５０９の先端部（図７および図８における左側の端部）付近に取り付けられ、ピストン３２０と共に係合油室３５０内で発生する遠心油圧をキャンセルするためのキャンセル油室（第２キャンセル油室）３６０を画成する。更に、複数のリターンスプリング３４０は、ピストン３２０とキャンセルプレート３３０との間に周方向に間隔おいて配置される。   The piston 320 is supported inside the second tubular portion 502 of the hub body 510 (hub member 500) so as to be movable in the axial direction by the tubular extending portion 509 of the hub member 500 and the spline of the second tubular portion 502. Then, together with the annular wall portion 504 of the hub member 500 (the back surface of the protruding portion 507), an engagement oil chamber 350 of the clutch C3 to which the engagement hydraulic pressure is supplied is defined. The cancel plate 330 is attached to the vicinity of the distal end portion (the left end portion in FIGS. 7 and 8) of the cylindrical extension portion 509 of the hub main body 510 (hub member 500). A cancel oil chamber (second cancel oil chamber) 360 for canceling the centrifugal oil pressure generated inside is defined. Further, the plurality of return springs 340 are disposed between the piston 320 and the cancel plate 330 at intervals in the circumferential direction.

ハブ部材５００をクラッチハブとして利用するクラッチＣ４は、内周側にスプラインを有するクラッチドラム４００と、クラッチドラム４００に外周部が嵌合（スプライン嵌合）されて当該クラッチドラム４００により移動自在に支持される複数の摩擦プレート（第２摩擦係合プレート）４１０と、クラッチハブとしての上記ハブ部材５００の第１筒状部５０１に外周部が嵌合（スプライン嵌合）されて当該ハブ部材５００（第１筒状部５０１）により移動自在に支持される複数のセパレータプレート（第１摩擦係合プレート）４１５とを含む。更に、クラッチＣ４は、セパレータプレート４１５および摩擦プレート４１０を押圧して摩擦係合させるピストン４２０と、油室画成部材４３０と、複数のリターンスプリング４４０とを含む。   A clutch C4 that uses the hub member 500 as a clutch hub includes a clutch drum 400 having a spline on the inner peripheral side, and an outer peripheral portion fitted (spline fitted) to the clutch drum 400 so that the clutch drum 400 can move freely. A plurality of friction plates (second friction engagement plates) 410 and a first cylindrical portion 501 of the hub member 500 serving as a clutch hub are fitted (spline fitting) to the outer peripheral portion, and the hub member 500 ( A plurality of separator plates (first friction engagement plates) 415 movably supported by the first cylindrical portion 501). Further, the clutch C4 includes a piston 420 that presses the separator plate 415 and the friction plate 410 and frictionally engages them, an oil chamber defining member 430, and a plurality of return springs 440.

クラッチＣ４のクラッチドラム４００は、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃに溶接等により固定された連結部材４０５に連結（噛み合い嵌合）され、当該第４キャリヤ２４ｃと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。また、クラッチドラム４００は、クラッチＣ２のクラッチハブ２００（図６参照）に連結されると共にブッシュ（軸受）を介して連結スリーブ２５０にリベットにより固定される。なお、図５に示すように、連結スリーブ２５０と上記ハブ部材５００の内筒部５０３との間には、環状プレート５０６およびスラスト軸受が配置される。これにより、ハブ部材５００は、前後に配置されたスラスト軸受を介して連結スリーブ２５０とクラッチＣ３のクラッチハブ３００とにより軸方向に支持される。   The clutch drum 400 of the clutch C4 is connected (engaged and fitted) to a connecting member 405 fixed to the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 by welding or the like, and is always integrally (and coaxial) with the fourth carrier 24c. Rotate or stop. The clutch drum 400 is coupled to the clutch hub 200 (see FIG. 6) of the clutch C2 and is fixed to the coupling sleeve 250 by rivets via bushes (bearings). As shown in FIG. 5, an annular plate 506 and a thrust bearing are disposed between the connection sleeve 250 and the inner cylinder portion 503 of the hub member 500. As a result, the hub member 500 is supported in the axial direction by the connecting sleeve 250 and the clutch hub 300 of the clutch C3 via the thrust bearings arranged at the front and rear.

クラッチドラム４００に嵌合される摩擦プレート４１０は、環状部材の両面に摩擦材を貼着することにより構成される。また、ハブ部材５００の第１筒状部５０１に嵌合されるセパレータプレート４１５は、両面が平滑に形成された環状部材である。ピストン４２０は、ハブ本体５１０（ハブ部材５００）の第１筒状部５０１の内側で内筒部５０３により軸方向に移動自在に支持される。また、油室画成部材４３０は、環状に形成されており、ピストン４２０よりもセンターサポート１１ｃ側に位置するように内筒部５０３の先端部（図７および図８における右側の端部）に取り付けられる。   The friction plate 410 fitted to the clutch drum 400 is configured by sticking a friction material on both surfaces of an annular member. Further, the separator plate 415 fitted to the first cylindrical portion 501 of the hub member 500 is an annular member having both surfaces formed smoothly. The piston 420 is supported by the inner cylinder portion 503 so as to be movable in the axial direction inside the first cylindrical portion 501 of the hub body 510 (hub member 500). In addition, the oil chamber defining member 430 is formed in an annular shape, and is provided at the distal end portion (the right end portion in FIGS. 7 and 8) of the inner cylinder portion 503 so as to be positioned closer to the center support 11 c than the piston 420. It is attached.

ピストン４２０と油室画成部材４３０とは、それぞれ独立に係合油圧（作動油）が供給される第１係合油室４５１および第２係合油室４５２を画成する。すなわち、本実施形態の自動変速機２０では、クラッチＣ４の係合時におけるトルク分担の最小値と最大値との差が比較的大きくなっている。このため、クラッチＣ４には、トルク分担の大小に拘わらず係合油圧を適正にピストン４２０に作用させるべく、それぞれ独立に係合油圧が供給される第１および第２係合油室４５１，４５２が設けられる。本実施形態において、第１係合油室４５１は、ピストン４２０およびハブ部材５００により第２係合油室４５２よりも入力軸２０ｉに近接するように画成され、当該第１係合油室４５１のチャンバ径（第１係合油室４５１におけるピストン４２０の受圧面積）は、第２係合油室４５２のチャンバ径（第２係合油室４５２におけるピストン４２０の受圧面積）よりも小さい。   The piston 420 and the oil chamber defining member 430 define a first engagement oil chamber 451 and a second engagement oil chamber 452 to which engagement hydraulic pressure (working oil) is independently supplied. That is, in the automatic transmission 20 of the present embodiment, the difference between the minimum value and the maximum value of torque sharing when the clutch C4 is engaged is relatively large. For this reason, the first and second engagement oil chambers 451 and 452 to which the engagement hydraulic pressure is independently supplied to the clutch C4 so that the engagement hydraulic pressure is appropriately applied to the piston 420 regardless of the magnitude of torque sharing. Is provided. In the present embodiment, the first engagement oil chamber 451 is defined by the piston 420 and the hub member 500 so as to be closer to the input shaft 20 i than the second engagement oil chamber 452, and the first engagement oil chamber 451. The chamber diameter (the pressure receiving area of the piston 420 in the first engagement oil chamber 451) is smaller than the chamber diameter of the second engagement oil chamber 452 (the pressure receiving area of the piston 420 in the second engagement oil chamber 452).

クラッチＣ４のピストン４２０は、図８に示すように、第１係合油室４５１と対向する環状の第１受圧部４２１と、第１受圧部４２１の外周部から径方向外側に延出されると共に軸方向に突出して第２係合油室と対向する第２受圧部４２２とを有する。第１受圧部４２１は、ハブ本体５１０（ハブ部材５００）の内筒部５０３により軸方向に移動自在に支持され、内筒部５０３と第１受圧部４２１との間には、シール部材９１が介設される。また、第２受圧部４２２には、図示するように、ハブ本体５１０（ハブ部材５００）の環状壁部５０４側（第１受圧部４２１側）で開口する環状凹部４２２ｒが形成されており、当該環状凹部４２２ｒ内には、各リターンスプリング４４０の一端側が差し込まれる（収容される）。各リターンスプリング４４０の他端は、スプリングシートを介してハブ本体５１０（ハブ部材５００）の環状壁部５０４により支持される。   As shown in FIG. 8, the piston 420 of the clutch C <b> 4 extends radially outward from the annular first pressure receiving portion 421 facing the first engagement oil chamber 451 and the outer periphery of the first pressure receiving portion 421. It has the 2nd receiving pressure part 422 which protrudes to an axial direction and opposes a 2nd engagement oil chamber. The first pressure receiving portion 421 is supported by the inner cylinder portion 503 of the hub body 510 (hub member 500) so as to be movable in the axial direction, and a seal member 91 is interposed between the inner cylinder portion 503 and the first pressure receiving portion 421. It is installed. Further, as shown in the figure, the second pressure receiving portion 422 is formed with an annular recess 422r that opens on the annular wall portion 504 side (first pressure receiving portion 421 side) of the hub body 510 (hub member 500). One end of each return spring 440 is inserted (accommodated) into the annular recess 422r. The other end of each return spring 440 is supported by an annular wall portion 504 of the hub body 510 (hub member 500) via a spring seat.

更に、ピストン４２０は、第２受圧部４２２の外周部から第１受圧部４２１から離間するように（図８における右側に向けて）軸方向に延出された外筒部４２３と、ハブ部材５００の第１筒状部５０１に嵌合されたセパレータプレート４１５と当接可能となるように外筒部４２３から延出された環状の押圧部４２４と、第２受圧部４２２の外周部から外筒部４２３とは反対側に突出するように形成された筒状延出部４２５とを有する。図示するように、筒状延出部４２５は、第２受圧部４２２の外周部からハブ本体５１０（ハブ部材５００）の環状壁部５０４に向けて突出し、筒状延出部４２５内には、環状壁部５０４に形成された突出部５０７が嵌合される。そして、筒状延出部４２５の内周面は、ハブ本体５１０の環状壁部５０４に形成された突出部５０７の外周面に摺接し、筒状延出部４２５と突出部５０７との間には、シール部材９２が介設される。   Furthermore, the piston 420 includes an outer cylinder portion 423 that extends in the axial direction so as to be separated from the first pressure receiving portion 421 from the outer peripheral portion of the second pressure receiving portion 422, and the hub member 500. An annular pressing portion 424 extending from the outer cylindrical portion 423 so as to be able to contact the separator plate 415 fitted to the first cylindrical portion 501, and the outer cylinder from the outer peripheral portion of the second pressure receiving portion 422. It has the cylindrical extension part 425 formed so that it might protrude on the opposite side to the part 423. FIG. As shown in the figure, the cylindrical extension portion 425 protrudes from the outer peripheral portion of the second pressure receiving portion 422 toward the annular wall portion 504 of the hub body 510 (hub member 500), and in the cylindrical extension portion 425, A protrusion 507 formed on the annular wall 504 is fitted. And the inner peripheral surface of the cylindrical extension part 425 is slidably contacted with the outer peripheral surface of the protrusion part 507 formed in the annular wall part 504 of the hub main body 510, and between the cylindrical extension part 425 and the protrusion part 507. The seal member 92 is interposed.

また、油室画成部材４３０は、ハブ本体５１０（ハブ部材５００）の内筒部５０３に圧入されると共にスナップリングを介して固定される環状基部４３１と、当該環状基部４３１から径方向外側に延出された環状壁部４３２とを有する。油室画成部材４３０の環状基部４３１は、ピストン４２０の第２受圧部４２２の内周面４２２ｉに摺接するように当該第２受圧部４２２（その内側）に嵌合され、環状基部４３１とピストン４２０の第２受圧部４２２との間には、シール部材９３が介設される。更に、油室画成部材４３０の環状壁部４３２の外周面は、ピストン４２０の外筒部４２３の内周面に摺接し、環状壁部４３２と外筒部４２３との間には、シール部材９４が介設される。   The oil chamber defining member 430 is press-fitted into the inner cylinder portion 503 of the hub body 510 (hub member 500) and fixed via a snap ring, and radially outward from the annular base portion 431. And an annular wall portion 432 extended. The annular base portion 431 of the oil chamber defining member 430 is fitted to the second pressure receiving portion 422 (inside thereof) so as to be in sliding contact with the inner peripheral surface 422i of the second pressure receiving portion 422 of the piston 420. A seal member 93 is interposed between the second pressure receiving portion 422 of 420. Further, the outer peripheral surface of the annular wall portion 432 of the oil chamber defining member 430 is in sliding contact with the inner peripheral surface of the outer cylinder portion 423 of the piston 420, and a seal member is provided between the annular wall portion 432 and the outer cylinder portion 423. 94 is interposed.

これにより、油室画成部材４３０の環状基部４３１は、ピストン４２０の第２受圧部４２２の内周面４２２ｉの内側に第１受圧部４２１と共に第１係合油室４５１を画成する。また、油室画成部材４３０の環状壁部４３２は、ピストン４２０の外筒部４２３の内周面の内側に第２受圧部４２２と共に第２係合油室４５２を画成する。この結果、第１係合油室４５１は、図７および図８に示すように、第２係合油室４５２よりも内側で当該第２係合油室４５２からピストン４２０の軸方向すなわち当該ピストン４２０によるセパレータプレート４１５および摩擦プレート４１０の押圧方向に離間するようにハブ部材５００の環状壁部５０４側（図７および図８における左側）にオフセットして画成されることになる。また、複数のリターンスプリング４４０は、第１係合油室４５１や油室画成部材４３０の環状基部４３１を囲むようにピストン４２０とハブ本体５１０（ハブ部材５００）の環状壁部５０４との間に周方向に間隔おいて配置され、第２係合油室４５２と軸方向に並ぶ（軸方向からみて重なり合う）と共に第１係合油室４５１と径方向に並ぶ（径方向からみて重なり合う）ことになる。なお、本実施形態において、第１および第２係合油室４５１，４５２は径方向からみて互いに重なり合わないように画成されるが、両者は、径方向からみて部分的に重なり合うように画成されてもよい。   As a result, the annular base 431 of the oil chamber defining member 430 defines the first engagement oil chamber 451 together with the first pressure receiving portion 421 inside the inner peripheral surface 422 i of the second pressure receiving portion 422 of the piston 420. Further, the annular wall portion 432 of the oil chamber defining member 430 defines a second engagement oil chamber 452 together with the second pressure receiving portion 422 inside the inner peripheral surface of the outer cylinder portion 423 of the piston 420. As a result, as shown in FIGS. 7 and 8, the first engagement oil chamber 451 has an axial direction from the second engagement oil chamber 452 to the piston 420, that is, the piston, on the inner side of the second engagement oil chamber 452. This is defined by being offset to the annular wall portion 504 side (left side in FIGS. 7 and 8) of the hub member 500 so as to be separated in the pressing direction of the separator plate 415 and the friction plate 410 by 420. The plurality of return springs 440 are disposed between the piston 420 and the annular wall portion 504 of the hub main body 510 (hub member 500) so as to surround the first engagement oil chamber 451 and the annular base portion 431 of the oil chamber defining member 430. Are arranged at intervals in the circumferential direction, aligned with the second engagement oil chamber 452 in the axial direction (overlapping when viewed from the axial direction), and aligned with the first engagement oil chamber 451 in the radial direction (overlapping when viewed from the radial direction). become. In the present embodiment, the first and second engagement oil chambers 451 and 452 are defined so as not to overlap each other when viewed from the radial direction, but both are defined so as to partially overlap when viewed from the radial direction. It may be made.

更に、ハブ本体５１０（ハブ部材５００）の第１筒状部５０１とピストン４２０の筒状延出部４２５との間には、図７および図８に示すように、環状の空間４７０が画成される。また、クラッチＣ４のクラッチドラム４００とピストン４２０の背面（図７および図８における右側の面）との間には、作動油流通空間（油路）４８０が画成される。また、ピストン４２０には、第１筒状部５０１と筒状延出部４２５との間の空間４７０と、作動油流通空間４８０とを連通させる複数の油孔（貫通孔）４２７が第１および第２係合油室４５１，４５２よりも外側（第１筒状部５０１側）に位置するように例えば等間隔に形成される。   Further, an annular space 470 is defined between the first tubular portion 501 of the hub body 510 (hub member 500) and the tubular extending portion 425 of the piston 420, as shown in FIGS. Is done. Further, a hydraulic oil circulation space (oil passage) 480 is defined between the clutch drum 400 of the clutch C4 and the back surface of the piston 420 (the right side surface in FIGS. 7 and 8). In addition, the piston 420 has a plurality of oil holes (through holes) 427 for communicating the space 470 between the first cylindrical portion 501 and the cylindrical extension portion 425 and the hydraulic oil circulation space 480. For example, the second engagement oil chambers 451 and 452 are formed at regular intervals so as to be located on the outer side (first tubular portion 501 side).

上述のように、自動変速機２０のクラッチＣ４では、各リターンスプリング４４０が第１および第２係合油室４５１，４５２の双方とピストン４２０の押圧方向（軸方向）に並ばないようにして、クラッチＣ４の軸長を短縮化することができる。この結果、クラッチＣ４の自動変速機２０への搭載性を向上させると共にクラッチＣ４の配置スペースを削減することが可能となる。また、上述のような第１および第２受圧部４２１，４２２や外筒部４２３を有するピストン４２０を用いれば、複数のリターンスプリング４４０を内側の第１係合油室４５１を囲んで当該第１係合油室４５１と径方向に並ぶと共に外側の第２係合油室４５２と軸方向に並ぶように配置することができる。更に、上述のような環状基部４３１および環状壁部４３２を有する油室画成部材４３０を用いれば、クラッチＣ４の短縮化を図りつつピストン４２０と油室画成部材４３０とによって第１および第２係合油室４５１，４５２を画成することが可能となる。   As described above, in the clutch C4 of the automatic transmission 20, the return springs 440 are not aligned in the pressing direction (axial direction) of both the first and second engagement oil chambers 451 and 452 and the piston 420, The shaft length of the clutch C4 can be shortened. As a result, it is possible to improve the mountability of the clutch C4 to the automatic transmission 20 and reduce the arrangement space of the clutch C4. Further, when the piston 420 having the first and second pressure receiving portions 421 and 422 and the outer cylinder portion 423 as described above is used, the plurality of return springs 440 are surrounded by the first engagement oil chamber 451 on the inner side. It can be arranged so as to be aligned with the engagement oil chamber 451 in the radial direction and aligned with the outer second engagement oil chamber 452 in the axial direction. Furthermore, when the oil chamber defining member 430 having the annular base portion 431 and the annular wall portion 432 as described above is used, the first and second pistons 420 and the oil chamber defining member 430 are used to shorten the clutch C4 and reduce the first and second. The engagement oil chambers 451 and 452 can be defined.

また、クラッチＣ４では、上述のように、筒状延出部４２５内にハブ本体５１０の環状壁部５０４に形成された突出部５０７が嵌合され、当該筒状延出部４２５の内周面が突出部５０７の外周面に摺接する。これにより、ハブ部材５００とピストン４２０とは、筒状延出部４２５の内周面の内側に、第１および第２係合油室４５１，４５２内で発生する遠心油圧をキャンセルするためのキャンセル油室４６０（第１キャンセル油室）を画成する。このように、突出部５０７の外周面に摺接する筒状延出部４２５の内周面の内側にキャンセル油室４６０を画成することで、キャンセル油室４６０のチャンバ径（キャンセル油室４６０における遠心油圧や受圧面積）を十分に確保することが可能となる。   Further, in the clutch C4, as described above, the protruding portion 507 formed on the annular wall portion 504 of the hub main body 510 is fitted into the cylindrical extension portion 425, and the inner peripheral surface of the cylindrical extension portion 425 is fitted. Is in sliding contact with the outer peripheral surface of the protruding portion 507. Accordingly, the hub member 500 and the piston 420 are canceled to cancel the centrifugal hydraulic pressure generated in the first and second engagement oil chambers 451 and 452 inside the inner peripheral surface of the cylindrical extending portion 425. An oil chamber 460 (first cancel oil chamber) is defined. Thus, by defining the cancel oil chamber 460 inside the inner peripheral surface of the cylindrical extension portion 425 that is in sliding contact with the outer peripheral surface of the protruding portion 507, the chamber diameter of the cancel oil chamber 460 (in the cancel oil chamber 460) It is possible to sufficiently secure the centrifugal hydraulic pressure and the pressure receiving area.

引き続き、クラッチＣ３の係合油室３５０およびキャンセル油室３６０、クラッチＣ４の第１および第２係合油室４５２並びにキャンセル油室４６０に作動油を供給するための自動変速機２０の油路構造について説明する。自動変速機２０では、クラッチＣ３の係合油室３５０や、クラッチＣ４の第１および第２係合油室４５１，４５２に対して、油圧制御装置６０からの作動油（係合油圧）がトランスミッションケース１１に固定されたフロントサポート（支持部材）１１ｆ（図２および図６参照）に形成された油路や入力軸２０ｉを介して車両前部側から供給される。また、クラッチＣ３およびＣ４のキャンセル油室３６０，４６０に対しては、油圧制御装置６０からの作動油（例えば、潤滑・冷却用のドレン油）が出力軸２０ｏや中間軸２０ｍ等を介して車両後部側から供給される。   Subsequently, the oil passage structure of the automatic transmission 20 for supplying hydraulic oil to the engagement oil chamber 350 and the cancel oil chamber 360 of the clutch C3, the first and second engagement oil chambers 452 of the clutch C4, and the cancel oil chamber 460. Will be described. In the automatic transmission 20, hydraulic fluid (engagement hydraulic pressure) from the hydraulic control device 60 is transmitted to the engagement oil chamber 350 of the clutch C3 and the first and second engagement oil chambers 451 and 452 of the clutch C4. It is supplied from the vehicle front side through an oil passage formed in a front support (support member) 11f (see FIGS. 2 and 6) fixed to the case 11 and an input shaft 20i. Further, for the cancel oil chambers 360, 460 of the clutches C3 and C4, hydraulic oil (for example, drain oil for lubrication / cooling) from the hydraulic control device 60 is supplied to the vehicle via the output shaft 20o, the intermediate shaft 20m, and the like. Supplied from the rear side.

図６および図７に示すように、入力軸２０ｉには、クラッチＣ４の第１係合油室４５１に作動油を供給するための第１軸内油路Ｌ１と、クラッチＣ４の第２係合油室４５２に作動油を供給するための第２軸内油路Ｌ２と、クラッチＣ３の係合油室３５０に作動油を供給するための第３軸内油路Ｌ３とが形成されている。クラッチＣ４に対応した第１および第２軸内油路Ｌ１，Ｌ２は、入力軸２０ｉの中間軸２０ｍ側（図６等における右側）の端部から長手方向における中央部付近まで穿設されると共に中間軸２０ｍ側で閉塞部材８０により閉塞された軸方向油路と、当該軸方向油路の両端部付近から延出された２本の径方向油路とをそれぞれ含む。   As shown in FIGS. 6 and 7, the input shaft 20i has a first in-shaft oil passage L1 for supplying hydraulic oil to the first engagement oil chamber 451 of the clutch C4, and a second engagement of the clutch C4. A second in-shaft oil passage L2 for supplying the working oil to the oil chamber 452 and a third in-shaft oil passage L3 for supplying the working oil to the engagement oil chamber 350 of the clutch C3 are formed. The first and second in-shaft oil passages L1, L2 corresponding to the clutch C4 are drilled from the end of the input shaft 20i on the intermediate shaft 20m side (right side in FIG. 6 and the like) to the vicinity of the center in the longitudinal direction. An axial oil passage closed by the closing member 80 on the intermediate shaft 20m side and two radial oil passages extending from the vicinity of both ends of the axial oil passage are included.

クラッチＣ３に対応した第３軸内油路Ｌ３も、第１および第２軸内油路Ｌ１，Ｌ２と同様に、入力軸２０ｉの中間軸２０ｍ側の端部から長手方向における中央部付近まで穿設された軸方向油路を含む。ただし、第３軸内油路Ｌ３の軸方向油路は、図６および図７に示すように、第１および第２軸内油路Ｌ１，Ｌ２の閉塞部材８０よりも車両前部側に配置される閉塞部材８０により前側軸方向油路Ｌ３ａと後側軸方向油路Ｌ３ｂとに２分割されている。前側軸方向油路Ｌ３ａは、その両端部付近に形成された２本の径方向油路と連通する。また、後側軸方向油路Ｌ３ｂは、閉塞部材８０すなわち閉鎖端付近に形成された１本の径方向油路と連通し、その開放端（図７等における右端）は、中間軸２０ｍの内部に形成された油路Ｌ４と連通する。   Similarly to the first and second in-shaft oil passages L1 and L2, the third in-shaft oil passage L3 corresponding to the clutch C3 is also pierced from the end on the intermediate shaft 20m side of the input shaft 20i to the vicinity of the central portion in the longitudinal direction. Includes installed axial oil passages. However, the axial oil passage of the third in-shaft oil passage L3 is disposed closer to the vehicle front side than the closing member 80 of the first and second in-shaft oil passages L1 and L2, as shown in FIGS. The closed axial member 80 is divided into a front axial oil passage L3a and a rear axial oil passage L3b. The front axial oil passage L3a communicates with two radial oil passages formed near both ends thereof. Further, the rear axial oil passage L3b communicates with the closing member 80, that is, one radial oil passage formed near the closed end, and the open end (the right end in FIG. 7 and the like) is the interior of the intermediate shaft 20m. It communicates with the oil passage L4 formed in the.

第１軸内油路Ｌ１の車両前部側の径方向油路は、図６に示すように、フロントサポート１１ｆと入力軸２０ｉとの間にその内周面が入力軸２０ｉの外周面に摺接するように配置される筒状部材としてのステータシャフト１４ｚに形成された第１油路１４ａと連通する。また、第２軸内油路Ｌ２の車両前部側の径方向油路は、図６に示すように、ステータシャフト１４ｚに形成された第２油路１４ｂと連通する。更に、第３軸内油路Ｌ３の前側軸方向油路Ｌ３ａに車両前部側で連通する径方向油路は、図６に示すように、ステータシャフト１４ｚに形成された第３油路１４ｃと連通する。   As shown in FIG. 6, the radial oil passage on the vehicle front side of the first in-shaft oil passage L1 has an inner peripheral surface that slides between the front support 11f and the input shaft 20i on the outer peripheral surface of the input shaft 20i. It communicates with a first oil passage 14a formed in a stator shaft 14z as a cylindrical member disposed so as to contact. Further, the radial oil passage on the vehicle front side of the second in-shaft oil passage L2 communicates with the second oil passage 14b formed in the stator shaft 14z, as shown in FIG. Further, the radial oil passage communicating with the front axial oil passage L3a of the third in-shaft oil passage L3 on the vehicle front side is, as shown in FIG. 6, a third oil passage 14c formed in the stator shaft 14z. Communicate.

ステータシャフト１４ｚの第１〜第３油路１４ａ〜１４ｃは、フロントサポート１１ｆやトランスミッションケース１１等に形成された油路を介して、油圧制御装置６０のそれぞれに対応した油路（リニアソレノイドバルブ）に接続される。これにより、第１軸内油路Ｌ１や第２軸内油路Ｌ２、第３軸内油路Ｌ３の前側軸方向油路Ｌ３ａには、油圧制御装置６０により圧送されるクラッチＣ３の係合油室３５０やクラッチＣ４の第１係合油室４５１、第２係合油室４５２への作動油（係合油圧）が車両前部側から供給されることになる。   The first to third oil passages 14a to 14c of the stator shaft 14z are oil passages (linear solenoid valves) corresponding to the respective hydraulic control devices 60 through oil passages formed in the front support 11f, the transmission case 11 and the like. Connected to. Thus, the engagement oil of the clutch C3 pressure-fed by the hydraulic control device 60 is supplied to the front axial oil passage L3a of the first in-shaft oil passage L1, the second in-shaft oil passage L2, and the third in-shaft oil passage L3. The hydraulic oil (engagement hydraulic pressure) to the first engagement oil chamber 451 and the second engagement oil chamber 452 of the chamber 350 and the clutch C4 is supplied from the vehicle front side.

図６に示すように、クラッチＣ４の第１係合油室４５１に対応した第１軸内油路Ｌ１（径方向油路）とステータシャフト１４ｚの第１油路１４ａとの第１前側連通部と、クラッチＣ４の第２係合油室４５２に対応した第２軸内油路Ｌ２（径方向油路）とステータシャフト１４ｚの第２油路１４ｂとの第２前側連通部と、クラッチＣ３の係合油室３５０に対応した前側軸方向油路Ｌ３ａ（それに連通する径方向油路）とステータシャフト１４ｚの第３油路１４ｃとの第３前側連通部とは、入力軸２０ｉの軸方向において互いに離間する。すなわち、自動変速機２０において、当該第１〜第３前側連通部は、車両前部側から、第３前側連通部、第１前側連通部、第２前側連通部という順番に並ぶ。   As shown in FIG. 6, the first front side communication portion between the first in-shaft oil passage L1 (radial oil passage) corresponding to the first engagement oil chamber 451 of the clutch C4 and the first oil passage 14a of the stator shaft 14z. A second front communication portion between the second in-shaft oil passage L2 (radial oil passage) corresponding to the second engagement oil chamber 452 of the clutch C4 and the second oil passage 14b of the stator shaft 14z, and the clutch C3 The front axial oil passage L3a corresponding to the engagement oil chamber 350 (the radial oil passage communicating therewith) and the third front communication portion between the third oil passage 14c of the stator shaft 14z are in the axial direction of the input shaft 20i. Separate from each other. In other words, in the automatic transmission 20, the first to third front communication portions are arranged in the order of the third front communication portion, the first front communication portion, and the second front communication portion from the vehicle front side.

そして、図６に示すように、クラッチＣ４の第１係合油室４５１に対応した第１前側連通部と、クラッチＣ４の第２係合油室４５２に対応した第２前側連通部との間には、入力軸２０ｉとステータシャフト１４ｚとの隙間を封止するように１つのシール部材７０が介設される。また、図６に示すように、クラッチＣ４の第１係合油室４５１に対応した第１前側連通部と、クラッチＣ３の係合油室３５０に対応した第３前側連通部との間には、入力軸２０ｉとステータシャフト１４ｚとの隙間を封止するように２つのシール部材７０が軸方向に離間するように介設される。更に、図６に示すように、ステータシャフト１４ｚには、第１前側連通部と第３前側連通部との間に配置された２つのシール部材７０の間で内側すなわち入力軸２０ｉに開口すると共に、外側すなわちフロントサポート１１ｆ側で複合遊星歯車列２５（第３および第４遊星歯車２３，２４）の周囲と連通するドレン油路１４ｄが形成される。   And as shown in FIG. 6, between the 1st front side communication part corresponding to the 1st engagement oil chamber 451 of the clutch C4, and the 2nd front side communication part corresponding to the 2nd engagement oil chamber 452 of the clutch C4. Is provided with one seal member 70 so as to seal a gap between the input shaft 20i and the stator shaft 14z. Further, as shown in FIG. 6, there is a gap between the first front communication portion corresponding to the first engagement oil chamber 451 of the clutch C4 and the third front communication portion corresponding to the engagement oil chamber 350 of the clutch C3. The two seal members 70 are interposed so as to be separated in the axial direction so as to seal the gap between the input shaft 20i and the stator shaft 14z. Further, as shown in FIG. 6, the stator shaft 14 z opens to the inside, that is, the input shaft 20 i between two seal members 70 arranged between the first front side communication portion and the third front side communication portion. A drain oil passage 14d communicating with the periphery of the compound planetary gear train 25 (third and fourth planetary gears 23, 24) is formed on the outside, that is, on the front support 11f side.

一方、第１軸内油路Ｌ１の車両後部側の径方向油路は、図７および図８に示すように、ハブ部材５００を構成すると共にその内周面が入力軸２０ｉの外周面に摺接するように配置される筒状部材としてのスリーブ部材５２０に形成された第１油路５２１と連通する。また、第２軸内油路Ｌ２の車両後部側の径方向油路は、図７および図８に示すように、スリーブ部材５２０に形成された第２油路５２２と連通する。更に、第３軸内油路Ｌ３の前側軸方向油路Ｌ３ａに車両後部側で連通する径方向油路は、図７および図８に示すように、スリーブ部材５２０に形成された第３油路５２３と連通する。スリーブ部材５２０に形成された第１〜第３油路５２１〜５２３は、ハブ部材５００のハブ本体５１０の内筒部５０３や油室画成部材４３０に形成された油路を介して、それぞれに対応した第１係合油室４５１，第２係合油室４５２または係合油室３５０と連通する。   On the other hand, as shown in FIGS. 7 and 8, the radial oil passage on the vehicle rear side of the first in-shaft oil passage L1 constitutes a hub member 500 and its inner peripheral surface slides on the outer peripheral surface of the input shaft 20i. It communicates with a first oil passage 521 formed in a sleeve member 520 as a cylindrical member arranged so as to contact. Further, the radial oil passage on the vehicle rear side of the second in-shaft oil passage L2 communicates with the second oil passage 522 formed in the sleeve member 520, as shown in FIGS. Further, a radial oil passage communicating with the front axial oil passage L3a of the third in-shaft oil passage L3 on the vehicle rear side is a third oil passage formed in the sleeve member 520 as shown in FIGS. 523 communicates. The first to third oil passages 521 to 523 formed in the sleeve member 520 are respectively connected to the inner cylinder portion 503 of the hub body 510 of the hub member 500 and the oil passages formed in the oil chamber defining member 430. The first engagement oil chamber 451, the second engagement oil chamber 452, or the engagement oil chamber 350 communicates with each other.

また、図７および図８に示すように、クラッチＣ４の第１係合油室４５１に対応した第１軸内油路Ｌ１（径方向油路）とスリーブ部材５２０の第１油路５２１との第１後側連通部と、クラッチＣ４の第２係合油室４５２に対応した第２軸内油路Ｌ２（径方向油路）とスリーブ部材５２０の第２油路５２２との第２後側連通部と、クラッチＣ３の係合油室３５０に対応した前側軸方向油路Ｌ３ａ（それに連通する径方向油路）とスリーブ部材５２０の第３油路５２３との第３後側連通部とは、入力軸２０ｉの軸方向において互いに離間する。すなわち、自動変速機２０において、当該第１〜第３後側連通部は、車両前部側から、第３後側連通部、第１後側連通部、第２後側連通部という順番に並ぶ。   Further, as shown in FIGS. 7 and 8, the first in-shaft oil passage L1 (radial oil passage) corresponding to the first engagement oil chamber 451 of the clutch C4 and the first oil passage 521 of the sleeve member 520 are provided. The second rear side of the first rear communication portion, the second in-shaft oil passage L2 (radial oil passage) corresponding to the second engagement oil chamber 452 of the clutch C4, and the second oil passage 522 of the sleeve member 520 The communication portion and the third rear communication portion between the front axial oil passage L3a (radial oil passage communicating therewith) corresponding to the engagement oil chamber 350 of the clutch C3 and the third oil passage 523 of the sleeve member 520 Are separated from each other in the axial direction of the input shaft 20i. That is, in the automatic transmission 20, the first to third rear communication portions are arranged in the order of the third rear communication portion, the first rear communication portion, and the second rear communication portion from the vehicle front side. .

そして、図７および図８に示すように、クラッチＣ４の第１係合油室４５１に対応した第１後側連通部と、クラッチＣ４の第２係合油室４５２に対応した第２後側連通部との間には、入力軸２０ｉとハブ部材５００のスリーブ部材５２０との隙間を封止するように１つのシール部材７０が介設される。更に、図７および図８に示すように、クラッチＣ４の第１係合油室４５１に対応した第１後側連通部と、クラッチＣ３の係合油室３５０に対応した第３後側連通部との間には、入力軸２０ｉとスリーブ部材５２０との隙間を封止するように２つのシール部材７０が軸方向に離間するように介設される。また、図７および図８に示すように、スリーブ部材５２０には、第１後側連通部と第３後側連通部との間に配置された２つのシール部材７０の間で内側すなわち入力軸２０ｉに開口して第３軸内油路Ｌ３の後側軸方向油路Ｌ３ｂから閉塞部材８０の近傍で延出された径方向油路と連通する油路５２４が形成される。   As shown in FIGS. 7 and 8, the first rear communication portion corresponding to the first engagement oil chamber 451 of the clutch C4 and the second rear side corresponding to the second engagement oil chamber 452 of the clutch C4. One seal member 70 is interposed between the communication portions so as to seal a gap between the input shaft 20 i and the sleeve member 520 of the hub member 500. Further, as shown in FIGS. 7 and 8, the first rear communication portion corresponding to the first engagement oil chamber 451 of the clutch C4 and the third rear communication portion corresponding to the engagement oil chamber 350 of the clutch C3. The two seal members 70 are interposed so as to be separated from each other in the axial direction so as to seal a gap between the input shaft 20 i and the sleeve member 520. As shown in FIGS. 7 and 8, the sleeve member 520 has an inner side, that is, an input shaft, between the two seal members 70 disposed between the first rear side communication portion and the third rear side communication portion. An oil passage 524 is formed which opens to 20i and communicates with a radial oil passage extending in the vicinity of the closing member 80 from the rear axial oil passage L3b of the third in-shaft oil passage L3.

更に、ハブ部材５００を構成するハブ本体５１０の内筒部５０３および筒状延出部５０９の内周面には、スリーブ部材５２０の油路５２４と連通するように入力軸２０ｉの軸方向に延びる油路５３０が形成されている。図７に示すように、ハブ本体５１０とスリーブ部材５２０との間に形成される油路５３０の一端（図７における左端）は、ハブ本体５１０（環状部５０５）の筒状延出部５０９の一端面（図７における左側の端面）と当接するフランジ部５２７により閉鎖される。すなわち、スリーブ部材５２０にハブ本体５１０の筒状延出部５０９の一端面と当接するフランジ部５２７を設けておけば、ハブ部材５００に対して一端が閉鎖された油路５３０を容易に形成することが可能となる。油路５３０は、図７に示すように、ハブ部材５００に形成された他の油路を介して、クラッチＣ３のキャンセル油室３６０およびクラッチＣ４のキャンセル油室４６０の双方と連通する。   Further, the inner cylindrical portion 503 and the cylindrical extension portion 509 of the hub main body 510 constituting the hub member 500 extend in the axial direction of the input shaft 20 i so as to communicate with the oil passage 524 of the sleeve member 520. An oil passage 530 is formed. As shown in FIG. 7, one end (the left end in FIG. 7) of the oil passage 530 formed between the hub main body 510 and the sleeve member 520 is the cylindrical extension 509 of the hub main body 510 (the annular portion 505). It is closed by a flange portion 527 that abuts one end surface (the left end surface in FIG. 7). That is, if the sleeve member 520 is provided with a flange portion 527 that abuts on one end surface of the cylindrical extension portion 509 of the hub body 510, the oil passage 530 whose one end is closed with respect to the hub member 500 is easily formed. It becomes possible. As shown in FIG. 7, the oil passage 530 communicates with both the cancel oil chamber 360 of the clutch C3 and the cancel oil chamber 460 of the clutch C4 through another oil passage formed in the hub member 500.

また、第３軸内油路Ｌ３の後側軸方向油路Ｌ３ｂの開放端（図７等における右端）は、中間軸２０ｍの内部に形成された油路Ｌ４と連通する。更に、中間軸２０ｍの油路Ｌ４には、トランスミッションケース１１や出力軸２０ｏ等に形成された油路を介して油圧制御装置６０からの作動油（例えば、潤滑・冷却用のドレン油）が供給される。これにより、クラッチＣ３のキャンセル油室３６０およびクラッチＣ４のキャンセル油室４６０には、第３軸内油路Ｌ３の閉塞部材８０よりも車両後部側の領域すなわち後側軸方向油路Ｌ３ｂやハブ部材５００の油路５３０等を経由して作動油が供給されることになる。   The open end (the right end in FIG. 7 and the like) of the rear axial oil passage L3b of the third in-shaft oil passage L3 communicates with an oil passage L4 formed inside the intermediate shaft 20m. Furthermore, hydraulic oil (for example, drainage oil for lubrication / cooling) is supplied to the oil passage L4 of the intermediate shaft 20m from the hydraulic control device 60 through an oil passage formed in the transmission case 11, the output shaft 20o, and the like. Is done. As a result, in the cancel oil chamber 360 of the clutch C3 and the cancel oil chamber 460 of the clutch C4, a region on the vehicle rear side with respect to the closing member 80 of the third in-shaft oil passage L3, that is, the rear axial oil passage L3b and the hub member. The hydraulic oil is supplied via 500 oil passages 530 and the like.

一方、ハブ部材５００すなわちハブ本体５１０とスリーブ部材５２０との間に形成される油路５３０の他端（図７における右端）は、上述の環状プレート５０６に形成された油溝を介してクラッチＣ４のクラッチドラム４００とピストン４２０の背面との間に画成される作動油流通空間４８０と連通する。これにより、第３軸内油路Ｌ３の後側軸方向油路Ｌ３ｂから油路５３０に供給された作動油は、作動油流通空間４８０にも供給され、当該作動油は、クラッチＣ４のピストン４２０に形成された油孔４２７を介して、ハブ部材５００の第１筒状部５０１とピストン４２０の筒状延出部４２５との間に画成される空間４７０内に導入され、クラッチＣ４のハブ部材５００の第１筒状部５０１に形成された複数の油孔５１１（図８参照）を介して複数の摩擦プレート４１０に供給される。   On the other hand, the other end (right end in FIG. 7) of the oil passage 530 formed between the hub member 500, that is, the hub main body 510 and the sleeve member 520 is connected to the clutch C4 via the oil groove formed in the annular plate 506 described above. The hydraulic fluid circulation space 480 defined between the clutch drum 400 and the back surface of the piston 420 communicates. As a result, the hydraulic oil supplied from the rear axial oil passage L3b of the third in-shaft oil passage L3 to the oil passage 530 is also supplied to the hydraulic oil circulation space 480, and the hydraulic oil is supplied to the piston 420 of the clutch C4. Is introduced into a space 470 defined between the first cylindrical portion 501 of the hub member 500 and the cylindrical extension portion 425 of the piston 420 through the oil hole 427 formed in the hub member 500, and the hub of the clutch C4. It is supplied to the plurality of friction plates 410 via a plurality of oil holes 511 (see FIG. 8) formed in the first cylindrical portion 501 of the member 500.

従って、クラッチＣ４では、第１筒状部５０１とピストン４２０の筒状延出部４２５との間に画成される空間４７０に供給された作動油を第１筒状部５０１に嵌合されたセパレータプレート４１５やクラッチドラム４００に嵌合された摩擦プレート４１０の潤滑・冷却に供することが可能となる。更に、このように第１筒状部５０１とピストン４２０の筒状延出部４２５との間に空間４７０を画成することで、当該空間に４７０に作動油を導入するための油孔４２７の軸長を短くして当該油孔４２７をピストン４２０に容易に形成することができるので、ハブ部材５００に長い斜め孔を形成する必要が無くなる。この結果、クラッチＣ４のピストン４２０やハブ部材５００の加工性を向上させつつ、クラッチＣ４の性能を良好に確保することが可能となる。   Therefore, in the clutch C4, the hydraulic oil supplied to the space 470 defined between the first cylindrical portion 501 and the cylindrical extension portion 425 of the piston 420 is fitted into the first cylindrical portion 501. The friction plate 410 fitted to the separator plate 415 and the clutch drum 400 can be used for lubrication and cooling. Furthermore, by defining the space 470 between the first tubular portion 501 and the tubular extending portion 425 of the piston 420 in this way, the oil hole 427 for introducing the hydraulic oil into the space 470 is formed. Since the oil hole 427 can be easily formed in the piston 420 by shortening the shaft length, it is not necessary to form a long oblique hole in the hub member 500. As a result, it is possible to ensure good performance of the clutch C4 while improving the workability of the piston 420 and the hub member 500 of the clutch C4.

そして、上述のように、自動変速機２０では、クラッチＣ３の係合油室３５０やクラッチＣ４の第１および第２係合油室４５１，４５２に対して入力軸２０ｉの第１軸内油路Ｌ１や、第２軸内油路Ｌ２、第３軸内油路Ｌ３（前側軸方向油路Ｌ３ａ）を介して車両前部側から作動油（係合油圧）が供給される。また、第３軸内油路Ｌ３は、中途に配置される閉塞部材８０により２分割され、クラッチＣ３およびＣ４のキャンセル油室３６０，４６０には、第３軸内油路Ｌ３の閉塞部材８０よりも車両後部側の後側軸方向油路Ｌ３ｂを経由して作動油が供給される。   As described above, in the automatic transmission 20, the first in-shaft oil passage of the input shaft 20i with respect to the engagement oil chamber 350 of the clutch C3 and the first and second engagement oil chambers 451 and 452 of the clutch C4. Hydraulic oil (engagement hydraulic pressure) is supplied from the front side of the vehicle via L1, the second in-shaft oil passage L2, and the third in-shaft oil passage L3 (front axial oil passage L3a). Further, the third in-shaft oil passage L3 is divided into two by a closing member 80 disposed in the middle, and the cancel oil chambers 360 and 460 of the clutches C3 and C4 are provided by the closing member 80 of the third in-shaft oil passage L3. Also, hydraulic oil is supplied via the rear axial oil passage L3b on the vehicle rear side.

これにより、５つの油室、すなわち第１および第２係合油室４５２、クラッチＣ３の係合油室３５０、キャンセル油室３６０および４６０に対して、入力軸２０ｉに形成された３本の第１〜第３軸内油路Ｌ１〜Ｌ３から作動油を供給することができる。この結果、入力軸２０ｉに形成すべき油路の数を抑えて、すなわち本来最低４本形成されるべき軸内油路を３本として、入力軸２０ｉの外径の増加や強度確保に伴うコストアップを抑制することが可能となり、それにより自動変速機２０の大型化やコストアップを抑制することができる。   As a result, three oil chambers, that is, the first and second engagement oil chambers 452, the engagement oil chamber 350 of the clutch C 3, and the cancel oil chambers 360 and 460, are formed on the input shaft 20 i. The hydraulic fluid can be supplied from the first to third shaft oil passages L1 to L3. As a result, the number of oil passages to be formed in the input shaft 20i is suppressed, that is, the number of oil passages in the shaft that should be formed at least four is originally three, and the cost associated with increasing the outer diameter and securing the strength of the input shaft 20i. It is possible to suppress the increase, and thereby it is possible to suppress an increase in size and cost of the automatic transmission 20.

ここで、第１および第２係合油室４５２は、いずれもクラッチＣ４を係合させる際に作動油が供給されるものであることから、上述の第１前側連通部と第２前側連通部との間や第１後側連通部と第２後側連通部との間で僅かな量の作動油が流通したしても、実質的にクラッチＣ４の正常な動作が損なわれることはない。従って、自動変速機２０では、第１前側連通部と第２前側連通部との間および第１後側連通部と第２後側連通部との間に入力軸２０ｉとステータシャフト１４ｚやハブ部材５００のスリーブ部材５２０との隙間を封止するようにそれぞれ１つのシール部材７０が介設される。   Here, since both the first and second engagement oil chambers 452 are supplied with hydraulic oil when the clutch C4 is engaged, the first front communication portion and the second front communication portion described above are used. Even if a small amount of hydraulic fluid circulates between the first rear communication portion and the second rear communication portion, the normal operation of the clutch C4 is not substantially impaired. Accordingly, in the automatic transmission 20, the input shaft 20i, the stator shaft 14z, and the hub member are provided between the first front communication portion and the second front communication portion and between the first rear communication portion and the second rear communication portion. One seal member 70 is interposed so as to seal a gap between the 500 sleeve members 520.

これに対して、クラッチＣ３およびクラッチＣ４は、常時同時に係合されるものではないことから、クラッチＣ４に対応した第１前側連通部や第１後側連通部とクラッチＣ３に対応した第３前側連通部や第３後側連通部との間では、作動油の流通を極力抑制する必要がある。このため、自動変速機２０では、第１前側連通部と第３前側連通部との間および第１後側連通部と第３後側連通部との間に入力軸２０ｉとステータシャフト１４ｚやスリーブ部材５２０との隙間を封止するように２つのシール部材７０が軸方向に離間して介設される。更に、ステータシャフト１４ｚには、第１前側連通部と第３前側連通部との間に配置された２つのシール部材７０の間で開口するドレン油路１４ｄが形成され、スリーブ部材５２０には、第１後側連通部と第３後側連通部との間に配置された２つのシール部材７０の間で開口する油路５２４が形成される。   On the other hand, since the clutch C3 and the clutch C4 are not always engaged at the same time, the first front side communication portion corresponding to the clutch C4 or the first front side communication portion corresponding to the clutch C3 and the third front side corresponding to the clutch C3. It is necessary to suppress the flow of hydraulic oil as much as possible between the communication portion and the third rear side communication portion. For this reason, in the automatic transmission 20, the input shaft 20i, the stator shaft 14z, and the sleeve are provided between the first front communication portion and the third front communication portion and between the first rear communication portion and the third rear communication portion. Two sealing members 70 are interposed in the axial direction so as to seal the gap with the member 520. Further, the stator shaft 14z is formed with a drain oil passage 14d that opens between two seal members 70 disposed between the first front side communication portion and the third front side communication portion, and the sleeve member 520 includes An oil passage 524 that opens between the two seal members 70 disposed between the first rear side communication portion and the third rear side communication portion is formed.

これにより、自動変速機２０では、２つのシール部材７０により第１前側連通部と第３前側連通部との間および第１後側連通部と第３後側連通部との間で作動油が流通するのを良好に抑制することができる。更に、自動変速機２０では、第１前側連通部や第３前側連通部から両者の間に僅かな量の作動油が漏れ出しても、漏れ出した作動油をステータシャフト１４ｚに形成されたドレン油路１４ｄ内に集めて、第１前側連通部および第３連通部以外の箇所、すなわち複合遊星歯車列２５（第３および第４遊星歯車２３，２４）の周囲に導くことができる。また、第１後側連通部や第３後側連通部から両者の間に僅かな量の作動油が漏れ出したりしても、漏れ出した作動油をスリーブ部材５２０に形成された油路５２４内に集めて、キャンセル油室３６０，４６０や作動油流通空間４８０等に導くことができる。この結果、自動変速機２０では、単一の係合油室３５０を有するクラッチＣ３並びに互いに独立した第１および第２係合油室４５１，４５２を有するクラッチＣ４への作動油の供給に伴うシール部材７０の増加を抑制しつつ、クラッチＣ３およびＣ４を円滑に作動させることが可能となる。   As a result, in the automatic transmission 20, hydraulic oil flows between the first front communication portion and the third front communication portion and between the first rear communication portion and the third rear communication portion by the two seal members 70. Distribution can be suppressed satisfactorily. Further, in the automatic transmission 20, even if a small amount of hydraulic fluid leaks between the first front communication portion and the third front communication portion, the drained hydraulic oil is formed on the stator shaft 14z. The oil can be collected in the oil passage 14d and guided to a place other than the first front communication portion and the third communication portion, that is, around the compound planetary gear train 25 (third and fourth planetary gears 23, 24). Even if a small amount of hydraulic fluid leaks between the first rear communication portion and the third rear communication portion, the leaked hydraulic oil is formed in the sleeve member 520. It can be collected inside and can be led to the cancel oil chambers 360, 460, the hydraulic oil circulation space 480, and the like. As a result, in the automatic transmission 20, the seal accompanying the supply of hydraulic oil to the clutch C <b> 3 having the single engagement oil chamber 350 and the clutch C <b> 4 having the first and second engagement oil chambers 451 and 452 independent of each other. The clutches C3 and C4 can be smoothly operated while suppressing an increase in the number of members 70.

そして、自動変速機２０の複合遊星歯車列２５は、図３に示すように、固定可能要素としての第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓがブレーキＢ２により回転不能に固定された際に入力要素としての第３キャリヤ２３ｃに伝達された動力を増速して第１出力要素としての第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃと第２出力要素としての第４リングギヤ２４ｒとに伝達する。また、クラッチＣ３およびＣ４の動力の伝達対象（締結対象）である第１および第２遊星歯車２１，２２の第１および第２サンギヤ２１ｓ，２２ｓ（他の回転要素）の最高回転速度は、図３に示すように、自動変速機２０を構成する回転要素の中で最も高くなる。   As shown in FIG. 3, the compound planetary gear train 25 of the automatic transmission 20 is used as an input element when the third sun gear 23s and the fourth sun gear 24s as non-rotatable elements are fixed non-rotatably by the brake B2. The power transmitted to the third carrier 23c is increased and transmitted to the third ring gear 23r and the fourth carrier 24c as the first output element and the fourth ring gear 24r as the second output element. The maximum rotational speeds of the first and second sun gears 21 s and 22 s (other rotational elements) of the first and second planetary gears 21 and 22 that are transmission targets (engagement targets) of the clutches C3 and C4 are shown in FIG. As shown in FIG. 3, it becomes the highest among the rotating elements constituting the automatic transmission 20.

これらを踏まえて、自動変速機２０では、上述のように、複合遊星歯車列２５の第４リングギヤ２４ｒを第１および第２遊星歯車２１，２２の第１および第２サンギヤ２１ｓ，２２ｓに選択的に接続するクラッチＣ３と、複合遊星歯車列２５の第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃを第１および第２遊星歯車２１，２２の第１および第２サンギヤ２１ｓ，２２ｓに選択的に接続するクラッチＣ４とが当該複合遊星歯車列２５よりも第１および第２遊星歯車２２，２２側すなわち車両後部側（複合遊星歯車列２５とセンターサポート１１ｃとの間））かつ入力軸２０ｉ上に配置される。このようにクラッチＣ３およびＣ４を複合遊星歯車列２５よりも車両後部側（第１および第２遊星歯車２１，２２側）かつ入力軸２０ｉ上に配置することで、クラッチＣ３のドラムおよびクラッチＣ４のクラッチハブとして機能するハブ部材５００や、クラッチＣ３のクラッチハブ３００、クラッチＣ４のクラッチドラム４００といった構成要素の外周を入力軸２０ｉ（軸心）により近接させることができる。   Based on these, in the automatic transmission 20, as described above, the fourth ring gear 24r of the compound planetary gear train 25 is selectively used as the first and second sun gears 21s and 22s of the first and second planetary gears 21 and 22. And a clutch for selectively connecting the third ring gear 23r and the fourth carrier 24c of the compound planetary gear train 25 to the first and second sun gears 21s and 22s of the first and second planetary gears 21 and 22, respectively. C4 is disposed on the first and second planetary gears 22 and 22 side, that is, on the vehicle rear side (between the compound planetary gear train 25 and the center support 11c) and on the input shaft 20i with respect to the compound planetary gear train 25. . Thus, by arranging the clutches C3 and C4 on the vehicle rear side (the first and second planetary gears 21 and 22 side) and on the input shaft 20i from the compound planetary gear train 25, the drum of the clutch C3 and the clutch C4 The outer periphery of components such as the hub member 500 that functions as a clutch hub, the clutch hub 300 of the clutch C3, and the clutch drum 400 of the clutch C4 can be brought closer to the input shaft 20i (axial center).

これにより、クラッチＣ３やクラッチＣ４の係合時に、ブレーキＢ２の係合に伴って高速回転する第３リングギヤ２３ｒおよび第４キャリヤ２４ｃや第４リングギヤ２４ｒと共に回転するクラッチＣ３，Ｃ４のハブ部材５００や、クラッチハブ３００、クラッチドラム４００等の最高回転速度が高くなったとしても、これらのハブ部材５００等に作用する遠心力が大きくなるのを抑制することができる。この結果、クラッチＣ３，Ｃ４のハブ部材５００や、クラッチハブ３００、クラッチドラム４００等の強度確保に伴う大型化やコストアップを抑制することが可能となり、それにより自動変速機２０の大型化やコストアップを抑制することができる。更に、クラッチＣ３およびＣ４により共用されると共に自動変速機２０を構成する回転要素の中で最も高速回転する第１および第２遊星歯車２１，２２の第１および第２サンギヤ２１ｓ，２２ｓに連結されるハブ部材５００（スリーブ部材５２０）を入力軸２０ｉの外周面により回転自在に支持することで、ハブ部材５００すなわち第１および第２筒状部５０１，５０２の外周を入力軸２０ｉ（軸心）により近接させて当該ハブ部材５００に作用する遠心力が大きくなるのを抑制することが可能となる。   Accordingly, when the clutch C3 or the clutch C4 is engaged, the hub member 500 of the clutch C3 or C4 that rotates together with the third ring gear 23r and the fourth carrier 24c or the fourth ring gear 24r that rotates at a high speed in accordance with the engagement of the brake B2. Even if the maximum rotation speed of the clutch hub 300, the clutch drum 400, etc. increases, it is possible to suppress an increase in centrifugal force acting on these hub members 500, etc. As a result, it is possible to suppress the increase in size and cost associated with securing the strength of the hub member 500 of the clutches C3 and C4, the clutch hub 300, the clutch drum 400, etc., thereby increasing the size and cost of the automatic transmission 20. Up can be suppressed. Further, the first and second sun gears 21s and 22s of the first and second planetary gears 21 and 22 that are shared by the clutches C3 and C4 and that rotate at the highest speed among the rotating elements constituting the automatic transmission 20 are connected. The hub member 500 (sleeve member 520) is rotatably supported by the outer peripheral surface of the input shaft 20i, so that the outer periphery of the hub member 500, that is, the first and second cylindrical portions 501 and 502, is the input shaft 20i (axial center). Therefore, it is possible to suppress the centrifugal force acting on the hub member 500 from being increased.

なお、上述のような自動変速機２０では、クラッチＣ３の係合油室３５０およびキャンセル油室３６０や、クラッチＣ４の第１および第２係合油室４５１，４５２やキャンセル油室４６０に対して入力軸２０ｉや中間軸２０ｍ等を介さずにフロントサポート１１ｆあるいはセンターサポート１１ｃから作動油（油圧）を供給することも考えられる。しかしながら、係合油室３５０、第１および第２係合油室４５１，４５２、キャンセル油室３６０および４６０に対してフロントサポート１１ｆあるいはセンターサポート１１ｃから作動油（油圧）を供給する場合、フロントサポート１１ｆあるいはセンターサポート１１ｃに形成される筒状部によりクラッチＣ３，Ｃ４のクラッチハブやクラッチドラムといった構成要素を回転自在に支持しなければならず、それにより当該構成要素の外周を入力軸２０ｉ（軸心）により近接させ得なくなってしまう。従って、上述のような入力軸２０ｉを利用した油路構造を採用することは、クラッチＣ３のドラムおよびクラッチＣ４のクラッチハブとして機能するハブ部材５００や、クラッチＣ３のクラッチハブ３００、クラッチＣ４のクラッチドラム４００といった構成要素の外周を入力軸２０ｉ（軸心）により近接させる上で極めて有用となる。   In the automatic transmission 20 as described above, with respect to the engagement oil chamber 350 and the cancel oil chamber 360 of the clutch C3, the first and second engagement oil chambers 451 and 452, and the cancel oil chamber 460 of the clutch C4. It is also conceivable to supply hydraulic oil (hydraulic pressure) from the front support 11f or the center support 11c without passing through the input shaft 20i, the intermediate shaft 20m, or the like. However, when hydraulic oil (hydraulic pressure) is supplied from the front support 11f or the center support 11c to the engagement oil chamber 350, the first and second engagement oil chambers 451 and 452, and the cancel oil chambers 360 and 460, the front support The components such as the clutch hubs and clutch drums of the clutches C3 and C4 must be rotatably supported by the cylindrical portion formed on the 11f or the center support 11c, and the outer periphery of the components is thereby supported by the input shaft 20i (shaft It becomes impossible to make them closer. Therefore, the adoption of the oil passage structure using the input shaft 20i as described above means that the hub member 500 that functions as the drum of the clutch C3 and the clutch hub of the clutch C4, the clutch hub 300 of the clutch C3, and the clutch of the clutch C4 This is extremely useful for bringing the outer periphery of a component such as the drum 400 closer to the input shaft 20i (axial center).

以上説明したように、自動変速機２０では、スプレッドをより大きくして動力の伝達効率すなわち車両の燃費や加速性能を向上させると共に、ステップ比を適正化して変速フィーリングを向上させることができる。また、自動変速機２０では、クラッチＣ１のトルク分担を良好に低減させることができるので、クラッチＣ１を軸方向および径方向の少なくとも何れか一方においてコンパクト化することができる。従って、自動変速機２０によれば、動力の伝達効率とドライバビリティーとの双方を向上させると共に、装置全体の大型化を抑制することが可能となる。   As described above, in the automatic transmission 20, the spread can be increased to improve the power transmission efficiency, that is, the fuel efficiency and acceleration performance of the vehicle, and the gear ratio can be improved by optimizing the step ratio. Further, in the automatic transmission 20, since the torque sharing of the clutch C1 can be reduced satisfactorily, the clutch C1 can be made compact in at least one of the axial direction and the radial direction. Therefore, according to the automatic transmission 20, it is possible to improve both power transmission efficiency and drivability, and to suppress an increase in the size of the entire apparatus.

更に、自動変速機２０では、出力軸２０ｏと一体に回転する油室画成部としてのクラッチドラム１１０、ピストン１２０および出力軸２０ｏによりクラッチＣ１の係合油室１５０を画成すると共に、係合油室１５０に係合油圧を供給するための油路２９２を出力軸２０ｏに形成して、当該係合油室１５０と出力軸２０ｏの油路２９２とを直接連通させることができる。これにより、入力軸２０ｉや中間軸２０ｍに形成された長い油路を介して複合遊星歯車列２５側（車両前部側）からクラッチＣ１の係合油室１５０に係合油圧を供給する必要がなくなり、係合油室１５０に出力軸２０ｏ側（車両後部側）から容易に係合油圧を供給することが可能となる。そして、自動変速機２０では、クラッチＣ１の係合油室１５０と出力軸２０ｏの油路２９２とを直接連通させることができるので、シール部材１７０（シール部）の数を低減させて作動油の漏量の増加やシール部材１７０の引き摺り損失の増加を良好に抑制することが可能となる。   Further, in the automatic transmission 20, an engagement oil chamber 150 of the clutch C1 is defined and engaged by the clutch drum 110, the piston 120, and the output shaft 20o as an oil chamber defining portion that rotates integrally with the output shaft 20o. An oil passage 292 for supplying engagement oil pressure to the oil chamber 150 can be formed in the output shaft 20o, and the engagement oil chamber 150 and the oil passage 292 of the output shaft 20o can be directly communicated with each other. Accordingly, it is necessary to supply engagement hydraulic pressure from the compound planetary gear train 25 side (vehicle front side) to the engagement oil chamber 150 of the clutch C1 through long oil passages formed in the input shaft 20i and the intermediate shaft 20m. Thus, the engagement hydraulic pressure can be easily supplied to the engagement oil chamber 150 from the output shaft 20o side (the vehicle rear side). In the automatic transmission 20, since the engagement oil chamber 150 of the clutch C1 and the oil passage 292 of the output shaft 20o can be directly communicated with each other, the number of seal members 170 (seal portions) can be reduced to reduce the amount of hydraulic oil. It is possible to satisfactorily suppress an increase in leakage and an increase in drag loss of the seal member 170.

また、自動変速機２０では、クラッチＣ４の軸長を短縮化して、その配置スペースを削減することができる。更に、自動変速機２０では、ハブ部材５００がクラッチＣ３およびＣ４により共用されるように構成されているので、クラッチＣ３の配置スペースをも削減することが可能となる。従って、自動変速機２０では、装置全体の大型化を良好に抑制することができる。また、自動変速機２０では、単一の係合油室３５０を有するクラッチＣ３並びに互いに独立した第１および第２係合油室４５１，４５２を有するクラッチＣ４への作動油の供給に伴うシール部材７０の増加を抑制しつつ、クラッチＣ３およびＣ４を円滑に作動させることが可能となる。更に、自動変速機２０では、入力軸２０ｉの外径の増加や強度確保に伴うコストアップを抑制することが可能となり、それにより装置全体の大型化やコストアップを抑制することができる。加えて、自動変速機２０では、クラッチＣ３，Ｃ４のハブ部材５００や、クラッチハブ３００、クラッチドラム４００等の強度確保に伴う大型化やコストアップを抑制することが可能となり、それにより自動変速機２０の大型化やコストアップを抑制することができる。   Moreover, in the automatic transmission 20, the axial length of the clutch C4 can be shortened and the arrangement space can be reduced. Further, in the automatic transmission 20, since the hub member 500 is configured to be shared by the clutches C3 and C4, it is possible to reduce the arrangement space of the clutch C3. Therefore, in the automatic transmission 20, the enlargement of the entire apparatus can be satisfactorily suppressed. Further, in the automatic transmission 20, the seal member accompanying the supply of hydraulic oil to the clutch C3 having the single engagement oil chamber 350 and the clutch C4 having the first and second engagement oil chambers 451 and 452 independent of each other. The clutches C3 and C4 can be smoothly operated while suppressing the increase of 70. Further, in the automatic transmission 20, it is possible to suppress an increase in cost associated with an increase in outer diameter and strength of the input shaft 20i, thereby suppressing an increase in size and cost of the entire apparatus. In addition, the automatic transmission 20 can suppress an increase in size and cost associated with securing the strength of the hub member 500 of the clutches C3 and C4, the clutch hub 300, the clutch drum 400, and the like. The increase in size and cost increase of 20 can be suppressed.

図９は、本発明の他の実施形態に係る変速装置としての自動変速機２０Ｂを含む動力伝達装置１０Ｂの概略構成図である。同図に示す動力伝達装置１０Ｂの自動変速機２０Ｂは、上述の自動変速機２０において、シンプソン型の複合遊星歯車列２５を２つのシングルピニオン式の第３および第４遊星歯車２３，２４を含む、いわゆるＣＲ−ＣＲ型の複合遊星歯車列２５Ｂで置き換えたものに相当する。このように、ＣＲ−ＣＲ型の複合遊星歯車列２５Ｂを採用した自動変速機２０Ｂにおいても、複合遊星歯車列２５Ｂの回転要素間の噛み合い損失を低減させて動力の伝達効率をより向上させると共に、部品点数を削減して装置全体の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。   FIG. 9 is a schematic configuration diagram of a power transmission device 10B including an automatic transmission 20B as a transmission according to another embodiment of the present invention. The automatic transmission 20B of the power transmission device 10B shown in the figure includes the Simpson type compound planetary gear train 25 in the automatic transmission 20 described above, and includes two single-pinion type third and fourth planetary gears 23 and 24. This is equivalent to a so-called CR-CR type compound planetary gear train 25B. As described above, also in the automatic transmission 20B employing the CR-CR type compound planetary gear train 25B, the meshing loss between the rotating elements of the compound planetary gear train 25B is reduced to further improve the power transmission efficiency, It is possible to improve the assemblability while reducing the number of parts and suppressing an increase in the weight of the entire apparatus.

図９に示すように、自動変速機２０Ｂにおいて、第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓは、自動変速機２０Ｂの第７回転要素（第２固定可能要素）に相当する複合遊星歯車列２５Ｂの固定可能要素として機能する。また、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとは、図６に示すように、一体に連結（常時連結）されると共に、入力軸２０ｉに連結（固定）される。これにより、エンジン等から入力軸２０ｉに動力が伝達されている際、常時連結された第３リングギヤ２３ｒと第４キャリヤ２４ｃとには、エンジン等からの動力が入力軸２０ｉを介して常時伝達されることになる。従って、第３リングギヤ２３ｒと第４キャリヤ２４ｃとは、自動変速機２０Ｂの第８回転要素（第２入力要素）に相当する複合遊星歯車列２５Ｂの入力要素として機能する。更に、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒとは、図６に示すように、一体に連結（常時連結）されており、両者は、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。このように常時連結された第３キャリヤ２３ｃと第４リングギヤ２４ｒとは、自動変速機２０Ｂの第９回転要素（第３出力要素）に相当する複合遊星歯車列２５Ｂの第１出力要素として機能する。そして、第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓは、自動変速機２０Ｂの第１０回転要素（第４出力要素）に相当する複合遊星歯車列２５Ｂの第２出力要素として機能する。   As shown in FIG. 9, in the automatic transmission 20B, the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 is composed of the compound planetary gear train 25B corresponding to the seventh rotating element (second fixable element) of the automatic transmission 20B. Acts as a fixable element. Further, as shown in FIG. 6, the third ring gear 23r of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are integrally connected (always connected) and connected to the input shaft 20i ( Fixed). Thus, when power is transmitted from the engine or the like to the input shaft 20i, power from the engine or the like is always transmitted to the third ring gear 23r and the fourth carrier 24c that are always connected via the input shaft 20i. Will be. Accordingly, the third ring gear 23r and the fourth carrier 24c function as input elements of the compound planetary gear train 25B corresponding to the eighth rotation element (second input element) of the automatic transmission 20B. Further, the third carrier 23c of the third planetary gear 23 and the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 are integrally connected (always connected) as shown in FIG. And coaxial). The third carrier 23c and the fourth ring gear 24r that are always connected in this manner function as the first output element of the compound planetary gear train 25B corresponding to the ninth rotation element (third output element) of the automatic transmission 20B. . The third sun gear 23s of the third planetary gear 23 functions as a second output element of the compound planetary gear train 25B corresponding to the tenth rotation element (fourth output element) of the automatic transmission 20B.

図１０は、本発明の更に他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機２０Ｃを含む動力伝達装置１０Ｃの概略構成図であり、図１１は、自動変速機２０Ｃを示す断面図である。これらの図面に示す動力伝達装置１０Ｃの自動変速機２０Ｃは、上述の自動変速機２０において、シンプソン型の複合遊星歯車列２５を複合遊星歯車列としてのラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃで置き換えたものに相当する。ラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃは、外歯歯車である第３サンギヤ２３ｓおよび第４サンギヤ２４ｓと、第３および第４サンギヤ２３ｓ，２４ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第３リングギヤ２３ｒと、第３サンギヤ２３ｓに噛合する複数の第３ピニオンギヤ（ショートピニオンギヤ）２３ｐと、第４サンギヤ２４ｓおよび複数の第３ピニオンギヤ２３ｐに噛合すると共にリングギヤ２３ｒに噛合する複数の第４ピニオンギヤ（ロングピニオンギヤ）２４ｐと、複数の第３ピニオンギヤ２３ｐおよび複数の第４ピニオンギヤ２４ｐを自転自在（回転自在）かつ公転自在に保持する第３キャリヤ２３ｃとを有する。   FIG. 10 is a schematic configuration diagram of a power transmission device 10C including an automatic transmission 20C as a multi-stage transmission according to still another embodiment of the present invention, and FIG. 11 is a cross-sectional view showing the automatic transmission 20C. . The automatic transmission 20C of the power transmission device 10C shown in these drawings is obtained by replacing the Simpson type compound planetary gear train 25 with a Ravigneaux planetary gear mechanism 25C as a compound planetary gear train in the above-described automatic transmission 20. Equivalent to. The Ravigneaux type planetary gear mechanism 25C includes a third sun gear 23s and a fourth sun gear 24s that are external gears, and a third ring gear 23r that is an internal gear disposed concentrically with the third and fourth sun gears 23s and 24s. A plurality of third pinion gears (short pinion gears) 23p meshing with the third sun gear 23s, and a plurality of fourth pinion gears (long pinion gears) 24p meshing with the fourth sun gear 24s and the plurality of third pinion gears 23p and meshing with the ring gear 23r. And a third carrier 23c that holds the plurality of third pinion gears 23p and the plurality of fourth pinion gears 24p so as to be rotatable (rotatable) and revolved.

ラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃの第３サンギヤ２３ｓ、第３キャリヤ２３ｃ、第３および第４ピニオンギヤ２３ｐ，２４ｐ、並びに第３リングギヤ２３ｒは、複合遊星歯車列２５，２５Ｂにおける第３遊星歯車２３に対応したダブルピニオン式遊星歯車を構成する。また、ラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃの第４サンギヤ２４ｓ、第３キャリヤ２３ｃ、第４ピニオンギヤ２４ｐ、および第３リングギヤ２３ｒは、複合遊星歯車列２５，２５Ｂにおける第４遊星歯車２４に対応したシングルピニオン式遊星歯車を構成する。そして、ラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃは、第３遊星歯車としてのダブルピニオン式遊星歯車のギヤ比（第３サンギヤ２３ｓの歯数／第３リングギヤ２３ｒの歯数）が上述の複合遊星歯車列２５，２５Ｂを構成する第３遊星歯車２３のギヤ比λ３と同一（λ３＝０．５８１）となり、かつ第４遊星歯車としてのシングルピニオン式遊星歯車のギヤ比（第４サンギヤ２４ｓの歯数／第３リングギヤ２３ｒの歯数）が上述の複合遊星歯車列２５，２５Ｂを構成する第４遊星歯車２４のギヤ比λ４と同一（λ４＝０．３７８）となるように構成される。   The third sun gear 23s, the third carrier 23c, the third and fourth pinion gears 23p, 24p, and the third ring gear 23r of the Ravigneaux type planetary gear mechanism 25C correspond to the third planetary gear 23 in the compound planetary gear trains 25, 25B. Constructs a double pinion planetary gear. The fourth sun gear 24s, the third carrier 23c, the fourth pinion gear 24p, and the third ring gear 23r of the Ravigneaux type planetary gear mechanism 25C are a single pinion type corresponding to the fourth planetary gear 24 in the compound planetary gear trains 25 and 25B. Construct a planetary gear. The Ravigneaux type planetary gear mechanism 25C has a gear ratio of the double pinion type planetary gear as the third planetary gear (the number of teeth of the third sun gear 23s / the number of teeth of the third ring gear 23r) described above. 25B is the same as the gear ratio λ3 of the third planetary gear 23 (λ3 = 0.581), and the gear ratio of the single pinion planetary gear as the fourth planetary gear (number of teeth of the fourth sun gear 24s / third The number of teeth of the ring gear 23r) is the same as the gear ratio λ4 (λ4 = 0.378) of the fourth planetary gear 24 constituting the compound planetary gear trains 25, 25B.

図１２は、図１０の自動変速機２０Ｃにおける入力回転速度に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。図１０および図１２に示すように、ラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃの第４サンギヤ２４ｓは、ブレーキＢ２によりトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定（接続）され得るものであり、自動変速機２０Ｃの第７回転要素（第２固定可能要素）に相当するラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃの固定可能要素として機能する。また、ラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃの第３キャリヤ２３ｃは、入力軸２０ｉに常時連結（固定）され、エンジン等から入力軸２０ｉに動力が伝達されている際、第３キャリヤ２３ｃには、エンジン等からの動力が入力軸２０ｉを介して常時伝達されることになる。従って、第３キャリヤ２３ｃは、自動変速機２０Ｃの第８回転要素（第２入力要素）に相当するラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃの入力要素として機能する。更に、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒは、自動変速機２０Ｃの第９回転要素（第３出力要素）に相当するラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃの第１出力要素として機能する。そして、ラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃの第３サンギヤ２３ｓは、自動変速機２０Ｃの第１０回転要素（第４出力要素）に相当するラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃの第２出力要素として機能する。   FIG. 12 is a velocity diagram showing the ratio of the rotational speed of each rotary element to the input rotational speed in the automatic transmission 20C of FIG. As shown in FIGS. 10 and 12, the fourth sun gear 24s of the Ravigneaux type planetary gear mechanism 25C can be fixed (connected) non-rotatably to the transmission case 11 by the brake B2, and the automatic transmission 20C It functions as a fixable element of the Ravigneaux type planetary gear mechanism 25C corresponding to the seventh rotation element (second fixable element). Further, the third carrier 23c of the Ravigneaux type planetary gear mechanism 25C is always connected (fixed) to the input shaft 20i. When power is transmitted from the engine or the like to the input shaft 20i, the third carrier 23c is supplied with the engine or the like. Is always transmitted via the input shaft 20i. Accordingly, the third carrier 23c functions as an input element of the Ravigneaux type planetary gear mechanism 25C corresponding to the eighth rotation element (second input element) of the automatic transmission 20C. Further, the third ring gear 23r of the third planetary gear 23 functions as a first output element of a Ravigneaux type planetary gear mechanism 25C corresponding to the ninth rotating element (third output element) of the automatic transmission 20C. The third sun gear 23s of the Ravigneaux planetary gear mechanism 25C functions as a second output element of the Ravigneaux planetary gear mechanism 25C corresponding to the tenth rotating element (fourth output element) of the automatic transmission 20C.

上述のようなダブルピニオン式遊星歯車（第３遊星歯車）とシングルピニオン式遊星歯車（第４遊星歯車）とを組み合わせて構成される複合遊星歯車列であるラビニヨ式遊星歯車機構２５Ｃを採用した自動変速機２０Ｃにおいても、部品点数を削減して装置全体の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。   Automatic employing the Ravigneaux planetary gear mechanism 25C, which is a compound planetary gear train constructed by combining the double pinion planetary gear (third planetary gear) and the single pinion planetary gear (fourth planetary gear) as described above. Also in the transmission 20C, it is possible to improve the assembling property while reducing the number of parts and suppressing an increase in the weight of the entire apparatus.

また、自動変速機２０Ｃにおいて、ラビニヨ式遊星歯車機構２５ｃは、固定可能要素としての第４サンギヤ２４ｓがブレーキＢ２により回転不能に固定された際に、入力要素としての第３キャリヤ２３ｃに伝達された動力を増速して第１出力要素としての第３リングギヤ２３ｒと第２出力要素としての第３サンギヤ２３ｓとに伝達する。そして、自動変速機２０Ｃでは、図１２からわかるように、出力軸２０ｏが車両前進方向に回転する際、第１出力要素としての第３リングギヤ２３ｒに比べて、それよりも小径であって強度を容易に確保することができる第２出力要素としての第３サンギヤ２３ｓの最高回転速度が高くなる。従って、自動変速機２０Ｃでは、大径の第４リングギヤ２４ｒが第１出力要素に比べて高速回転する第２出力要素となる自動変速機２０に比べて、第２出力要素としての第３サンギヤ２３ｓと一体に回転するクラッチＣ３のクラッチハブやピストン、キャンセルプレートといった構成部材の強度確保に伴う寸法（外径や厚み等）すなわち重量の増加を抑制することができる。この結果、第３サンギヤ２３ｓおよびそれと一体に回転する部材の回転時のイナーシャを良好に低減化して自動変速機２０Ｃの変速性能を向上させることが可能となる。   In the automatic transmission 20C, the Ravigneaux planetary gear mechanism 25c is transmitted to the third carrier 23c as the input element when the fourth sun gear 24s as the fixable element is fixed to be non-rotatable by the brake B2. The power is increased and transmitted to the third ring gear 23r as the first output element and the third sun gear 23s as the second output element. In the automatic transmission 20C, as can be seen from FIG. 12, when the output shaft 20o rotates in the vehicle forward direction, the diameter is smaller than that of the third ring gear 23r as the first output element, and the strength is higher. The maximum rotation speed of the third sun gear 23s as the second output element that can be easily secured increases. Therefore, in the automatic transmission 20C, the third sun gear 23s as the second output element is larger than the automatic transmission 20 that is the second output element in which the large-diameter fourth ring gear 24r rotates at a higher speed than the first output element. An increase in dimensions (outer diameter, thickness, etc.), that is, an increase in weight associated with securing the strength of components such as the clutch hub, piston, and cancel plate of the clutch C3 that rotates integrally with the clutch C3 can be suppressed. As a result, the inertia at the time of rotation of the third sun gear 23s and the member rotating integrally with the third sun gear 23s can be satisfactorily reduced, and the transmission performance of the automatic transmission 20C can be improved.

更に、自動変速機２０Ｃにおいて、高速回転する第３サンギヤ２３ｓに対応したクラッチＣ３は、上述のように小径の第３サンギヤ２３ｓと、同様に小径であって常時連結された第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓとを接続・断接するものである。従って、自動変速機２０Ｃでは、クラッチＣ３の構成部材、すなわち第３サンギヤ２３ｓと一体に回転するクラッチＣ３のクラッチハブやピストン、キャンセルプレート、第１および第２サンギヤ２１ｓ，２２ｓと一体に回転するクラッチドラム（少なくともその一部）等を自動変速機２０Ｃの軸心すなわち入力軸２０ｉや中間軸２０ｍにできるだけ近接するように、ラビニヨ式遊星歯車機構２５ｃと第２遊星歯車２２（第１および第２遊星歯車２１，２２のうちのラビニヨ式遊星歯車機構２５ｃに近接して配置される一方）との間に配置することができる。この結果、自動変速機２０Ｃでは、高速回転する第３サンギヤ２３ｓおよびそれと一体に回転する部材や、図１２に示すように第３サンギヤ２３ｓよりも高速で回転する第１および第２サンギヤ２１ｓ，２２ｓおよびそれと一体に回転する部材の回転時のイナーシャをより一層良好に低減化することが可能となる。   Further, in the automatic transmission 20C, the clutch C3 corresponding to the third sun gear 23s rotating at a high speed is the same as the third sun gear 23s having a small diameter as described above, and the first planetary gear 21 having a small diameter and being always connected. The first sun gear 21s and the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 are connected / disconnected. Accordingly, in the automatic transmission 20C, the constituent members of the clutch C3, that is, the clutch hub and piston of the clutch C3 that rotates integrally with the third sun gear 23s, the cancel plate, and the clutch that rotates integrally with the first and second sun gears 21s and 22s. Ravigneaux type planetary gear mechanism 25c and second planetary gear 22 (first and second planetary gears 22) so that the drum (at least a part thereof) is as close as possible to the axis of automatic transmission 20C, that is, input shaft 20i and intermediate shaft 20m. One of the gears 21 and 22 is disposed between the Ravigneaux type planetary gear mechanism 25c and the other one). As a result, in the automatic transmission 20C, the third sun gear 23s that rotates at a high speed and a member that rotates integrally therewith, and the first and second sun gears 21s and 22s that rotate at a higher speed than the third sun gear 23s as shown in FIG. And it becomes possible to reduce the inertia at the time of rotation of the member which rotates integrally with it still more favorably.

なお、上述の自動変速機２０〜２０Ｃにおいて、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の少なくとも何れかは、ドグクラッチあるいはドグブレーキといった噛み合い係合要素とされてもよい。例えば、自動変速機２０〜２０Ｃでは、前進第１速段から前進第４速段の形成に際して連続して係合されると共に、後進段の形成に際して係合されるブレーキＢ１として、ドグブレーキを採用してもよい。また、自動変速機２０等において、第１〜第４遊星歯車２１〜２４のギヤ比λ１〜λ４は、上記説明において例示されたものに限られるものではない。更に、自動変速機２０等において、第１および第２遊星歯車２１，２２の少なくとも何れかをダブルピニオン式の遊星歯車としてもよく、複合遊星歯車列をシンプソン型やＣＲ−ＣＲ型、ラビニヨ式以外の形式のものとしてもよい。また、上述のクラッチＣ３およびＣ４周辺の構造は、クラッチＣ３の２つの接続対象（締結対象）と、クラッチＣ４の２つの接続対象（締結対象）とがすべて異なる自動変速機にも適用され得ることはいうまでもない。更に、上述の自動変速機２０〜２０Ｃは、前輪駆動車両に搭載される変速機として利用されてもよい。   In the automatic transmissions 20 to 20C described above, at least one of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 may be a meshing engagement element such as a dog clutch or a dog brake. For example, in the automatic transmissions 20 to 20C, a dog brake is employed as the brake B1 that is continuously engaged when the first forward speed to the fourth forward speed are formed and is engaged when the reverse speed is formed. May be. In the automatic transmission 20 or the like, the gear ratios λ1 to λ4 of the first to fourth planetary gears 21 to 24 are not limited to those exemplified in the above description. Further, in the automatic transmission 20 or the like, at least one of the first and second planetary gears 21 and 22 may be a double pinion type planetary gear, and the compound planetary gear train is not a Simpson type, CR-CR type, or Ravigneaux type. It may be of the form The structure around the clutches C3 and C4 described above can also be applied to an automatic transmission in which the two connection objects (engagement objects) of the clutch C3 and the two connection objects (engagement objects) of the clutch C4 are all different. Needless to say. Furthermore, the above-described automatic transmissions 20 to 20C may be used as a transmission mounted on a front-wheel drive vehicle.

そして、本発明は上記実施形態に何ら限定されるものではなく、本発明の外延の範囲内において様々な変更をなし得ることはいうまでもない。更に、上記発明を実施するための形態は、あくまで課題を解決するための手段の欄に記載された発明の具体的な一形態に過ぎず、課題を解決するための手段の欄に記載された発明の要素を限定するものではない。   And this invention is not limited to the said embodiment at all, and it cannot be overemphasized that a various change can be made within the range of the extension of this invention. Furthermore, the mode for carrying out the invention described above is merely a specific embodiment of the invention described in the column for solving the problem, and is described in the column for means for solving the problem. It is not intended to limit the elements of the invention.

本発明は、変速装置の製造産業等において利用可能である。   The present invention can be used in the transmission manufacturing industry and the like.

１０，１０Ｂ，１０Ｃ 動力伝達装置、１１ トランスミッションケース、１１ａ シャフト支持部、１１ｂ ケース内油路、１１ｃ センターサポート、１１ｆ フロントサポート、１２ 発進装置、１４ａ 第１油路、１４ｂ 第２油路、１４ｃ 第３油路、１４ｄ ドレン油路、１４ｏ ワンウェイクラッチ、１４ｐ ポンプインペラ、１４ｓ ステータ、１４ｔ タービンランナ、１４ｚ ステータシャフト、１５ ロックアップクラッチ、１６ ダンパ機構、１７ オイルポンプ、２０，２０Ｂ，２０Ｃ 自動変速機、２０ｉ 入力軸、２０ｍ 中間軸、２０ｏ 出力軸、２１ 第１遊星歯車、２１ｃ 第１キャリヤ、２１ｐ 第１ピニオンギヤ、２１ｒ 第１リングギヤ、２１ｓ 第１サンギヤ、２２ 第２遊星歯車、２２ｃ 第２キャリヤ、２２ｐ 第２ピニオンギヤ、２２ｒ 第２リングギヤ、２２ｓ 第２サンギヤ、２３ 第３遊星歯車、２３ｃ 第３キャリヤ、２３ｐ 第３ピニオンギヤ、２３ｒ 第３リングギヤ、２３ｓ 第３サンギヤ、２４ 第４遊星歯車、２４ｃ 第４キャリヤ、２４ｐ 第４ピニオンギヤ、２４ｒ 第４リングギヤ、２４ｓ 第４サンギヤ、２５，２５Ｂ 複合遊星歯車列、２５Ｃ ラビニヨ式遊星歯車機構、６０ 油圧制御装置、７０ シール部材、８０ 閉塞部材、９１，９２，９３，９４ シール部材、１００ クラッチハブ、１０５ 摩擦プレート、１１０ クラッチドラム、１１１ 環状壁部、１１２ 外筒部、１１５ セパレータプレート、１２０ ピストン、１３０ キャンセルプレート、１４０ リターンスプリング、１５０ 係合油室、１６０ キャンセル油室、１７０ シール部材、２００ クラッチハブ、２５０ 連結スリーブ、２９１ 拡径部、２９２ 油路、３００ クラッチハブ、３１０ 摩擦プレート、３１５ セパレータプレート、３２０ ピストン、３３０ キャンセルプレート、３４０ リターンスプリング、３５０ 係合油室、３６０ キャンセル油室、４００ クラッチドラム、４０５ 連結部材、４１０ 摩擦プレート、４１５ セパレータプレート、４２０ ピストン、４２１ 第１受圧部、４２２ 第２受圧部、４２２ｉ 内周面、４２２ｒ 環状凹部、４２３ 外筒部、４２４ 押圧部、４２５ 筒状延出部、４２７ 油孔、４３０ 油室画成部材、４３１ 環状基部、４３２ 環状壁部、４４０ リターンスプリング、４５１ 第１係合油室、４５２ 第２係合油室、４６０ キャンセル油室、４７０ 空間、４８０ 作動油流通空間、５００ ハブ部材、５０１ 第１筒状部、５０２ 第２筒状部、５０３ 内筒部、５０４ 環状壁部、５０５ 環状部、５０６ 環状プレート、５０７、突出部、５０９ 筒状延出部、５１０ ハブ本体、５１１ 油孔、５２０ スリーブ部材、５２１ 第１油路、５２２ 第２油路、５２３ 第３油路、５２４ 油路、５２５ スリーブ側拡径部、５２７ フランジ部、５３０ 油路、Ｂ１，Ｂ２ ブレーキ、Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４ クラッチ、Ｌ１ 第１軸内油路、Ｌ２ 第２軸内油路、Ｌ３ 第３軸内油路、Ｌ３ａ 前側軸方向油路、Ｌ３ｂ 後側軸方向油路、Ｌ４ 油路。   10, 10B, 10C Power transmission device, 11 Transmission case, 11a Shaft support, 11b Oil passage in case, 11c Center support, 11f Front support, 12 Starting device, 14a First oil passage, 14b Second oil passage, 14c First 3 oil path, 14d drain oil path, 14o one-way clutch, 14p pump impeller, 14s stator, 14t turbine runner, 14z stator shaft, 15 lockup clutch, 16 damper mechanism, 17 oil pump, 20, 20B, 20C automatic transmission, 20i input shaft, 20m intermediate shaft, 20o output shaft, 21 first planetary gear, 21c first carrier, 21p first pinion gear, 21r first ring gear, 21s first sun gear, 22 second planetary gear, 22c second carrier, 22p2nd pinion gear, 22r 2nd ring gear, 22s 2nd sun gear, 23 3rd planetary gear, 23c 3rd carrier, 23p 3rd pinion gear, 23r 3rd ring gear, 23s 3rd sun gear, 24 4th planetary gear, 24c 4th carrier 24p 4th pinion gear, 24r 4th ring gear, 24s 4th sun gear, 25, 25B compound planetary gear train, 25C Ravigneaux type planetary gear mechanism, 60 hydraulic control device, 70 seal member, 80 closing member, 91, 92, 93, 94 Seal member, 100 Clutch hub, 105 Friction plate, 110 Clutch drum, 111 Annular wall, 112 Outer cylinder, 115 Separator plate, 120 Piston, 130 Cancel plate, 140 Return spring, 150 Engagement oil chamber, 160 Cancel Chamber, 170 Seal member, 200 Clutch hub, 250 Connection sleeve, 291 Expanded portion, 292 Oil passage, 300 Clutch hub, 310 Friction plate, 315 Separator plate, 320 Piston, 330 Cancel plate, 340 Return spring, 350 Engagement oil Chamber, 360 cancel oil chamber, 400 clutch drum, 405 connecting member, 410 friction plate, 415 separator plate, 420 piston, 421 first pressure receiving portion, 422 second pressure receiving portion, 422i inner peripheral surface, 422r annular recess, 423 outer cylinder Part, 424 pressing part, 425 cylindrical extension part, 427 oil hole, 430 oil chamber defining member, 431 annular base part, 432 annular wall part, 440 return spring, 451 first engagement oil chamber, 452 second engagement Oil chamber, 460 Cancel Oil chamber, 470 space, 480 hydraulic fluid circulation space, 500 hub member, 501 first cylindrical portion, 502 second cylindrical portion, 503 inner cylindrical portion, 504 annular wall portion, 505 annular portion, 506 annular plate, 507, Projection part, 509 cylindrical extension part, 510 hub body, 511 oil hole, 520 sleeve member, 521 1st oil path, 522 2nd oil path, 523 3rd oil path, 524 oil path, 525 sleeve side enlarged diameter part 527 Flange portion, 530 oil passage, B1, B2 brake, C1, C2, C3, C4 clutch, L1 first shaft oil passage, L2 second shaft oil passage, L3 third shaft oil passage, L3a front shaft Directional oil passage, L3b Rear axial oil passage, L4 oil passage.

Claims (19)

原動機から入力軸に伝達された動力を変速して出力軸に伝達する変速装置において、
入力要素と、固定可能要素と、第１出力要素および第２出力要素とを有する複合遊星歯車機構と、
前記複合遊星歯車機構と同軸かつ軸方向に並ぶように配置され、それぞれ複数の回転要素を有する第１遊星歯車および第２遊星歯車と、
前記複合遊星歯車機構の前記固定可能要素をケースに接続して回転不能に固定すると共に、前記固定可能要素を回転自在に解放する第１ブレーキと、
前記第１出力要素と前記第１および第２遊星歯車の回転要素の少なくとも何れか１つとを互いに接続すると共に両者の接続を解除する第１クラッチと、
前記第２出力要素と前記第１および第２遊星歯車の回転要素の少なくとも何れか１つとを互いに接続すると共に両者の接続を解除する第２クラッチと、
備え、
前記複合遊星歯車機構は、前記固定可能要素が前記第１ブレーキにより回転不能に固定された際に、前記第２出力要素の回転速度が前記第１出力要素の回転速度よりも高くなるように前記入力要素に伝達された動力を増速して前記第１および第２出力要素に伝達し、
前記第１および第２クラッチは、前記第１および第２遊星歯車よりも前記軸方向における前記複合遊星歯車機構側に配置され、
前記第２クラッチは、第１クラッチよりも径方向内側に配置されることを特徴とする変速装置。 In a transmission that shifts the power transmitted from the prime mover to the input shaft and transmits it to the output shaft,
A compound planetary gear mechanism having an input element, a fixable element, a first output element and a second output element;
A first planetary gear and a second planetary gear which are arranged coaxially with the compound planetary gear mechanism and arranged in the axial direction, each having a plurality of rotating elements;
A first brake that connects the fixable element of the compound planetary gear mechanism to a case and fixes the fixable element so as not to rotate; and releases the fixable element rotatably;
A first clutch that connects the first output element and at least one of the rotating elements of the first and second planetary gears to each other and releases the connection between them;
A second clutch for connecting the second output element and at least one of the rotating elements of the first and second planetary gears to each other and releasing the connection between them;
Prepared,
The compound planetary gear mechanism is configured so that the rotation speed of the second output element is higher than the rotation speed of the first output element when the fixable element is fixed to be non-rotatable by the first brake. Accelerating the power transmitted to the input element and transmitting it to the first and second output elements;
The first and second clutches are disposed closer to the compound planetary gear mechanism in the axial direction than the first and second planetary gears,
The transmission according to claim 1, wherein the second clutch is disposed radially inward of the first clutch. 請求項１に記載の変速装置において、
前記第１および第２クラッチは、それぞれ摩擦係合プレートを含み、
前記第２クラッチの前記摩擦係合プレートは、前記第１クラッチの前記摩擦係合プレートよりも径方向内側に配置されることを特徴とする変速装置。 The transmission according to claim 1, wherein
The first and second clutches each include a friction engagement plate;
The transmission according to claim 1, wherein the friction engagement plate of the second clutch is disposed radially inward of the friction engagement plate of the first clutch. 請求項２に記載の変速装置において、
前記第２クラッチの前記摩擦係合プレートは、前記軸方向からみて前記複合遊星歯車機構に少なくとも部分的に重なることを特徴とする変速装置。 The transmission according to claim 2, wherein
The transmission according to claim 1, wherein the friction engagement plate of the second clutch overlaps at least partially with the compound planetary gear mechanism as viewed in the axial direction. 請求項２または３に記載の変速装置において、
前記第２クラッチの前記摩擦係合プレートは、前記軸方向からみて前記複合遊星歯車機構の外周よりも径方向内側に位置することを特徴とする変速装置。 The transmission according to claim 2 or 3,
The transmission according to claim 1, wherein the friction engagement plate of the second clutch is located radially inward from the outer periphery of the compound planetary gear mechanism as viewed in the axial direction. 請求項１から４の何れか一項に記載の変速装置において、
前記第２クラッチは、前記入力部材の軸方向における前記複合遊星歯車機構と前記第１および第２遊星歯車の双方との間に配置されることを特徴とする変速装置。 The transmission according to any one of claims 1 to 4,
The transmission is characterized in that the second clutch is disposed between the compound planetary gear mechanism in the axial direction of the input member and both the first and second planetary gears. 請求項１から５の何れか一項に記載の変速装置において、
前記第２遊星歯車は、前記第１遊星歯車よりも前記複合遊星歯車機構側に配置され、
前記第１クラッチは、前記第１出力要素と前記第２遊星歯車の何れか１つの回転要素とを互いに接続すると共に両者の接続を解除し、
前記第２クラッチは、前記第２出力要素と前記第２遊星歯車の何れか１つの回転要素とを互いに接続すると共に両者の接続を解除し、
前記第１および第２クラッチは、前記第２遊星歯車よりも前記複合遊星歯車機構側に配置されることを特徴とする変速装置。 The transmission according to any one of claims 1 to 5,
The second planetary gear is disposed closer to the compound planetary gear mechanism than the first planetary gear;
The first clutch connects the first output element and the rotating element of any one of the second planetary gears to each other and releases the connection between them,
The second clutch connects the second output element and the rotating element of any one of the second planetary gears to each other and releases the connection between them.
The transmission according to claim 1, wherein the first and second clutches are arranged closer to the compound planetary gear mechanism than the second planetary gear. 請求項６に記載の変速装置において、
前記第２クラッチは、前記第２出力要素と、前記第１クラッチにより前記第１出力要素と接続される前記第２遊星歯車の前記回転要素とを接続することを特徴とする変速装置。 The transmission according to claim 6, wherein
The transmission is characterized in that the second clutch connects the second output element and the rotating element of the second planetary gear connected to the first output element by the first clutch. 請求項７に記載の変速装置において、
前記複合遊星歯車機構の前記第１出力要素と、前記第１クラッチにより前記第１出力要素に接続され、かつ前記第２クラッチにより前記第２出力要素に接続される前記回転要素とは異なる前記第２遊星歯車の回転要素とを互いに接続すると共に両者の接続を解除する第３クラッチを更に備え、
前記第３クラッチは、前記第２遊星歯車よりも前記複合遊星歯車機構側に配置されることを特徴とする変速装置。 The transmission according to claim 7,
The first output element of the compound planetary gear mechanism is different from the rotating element connected to the first output element by the first clutch and connected to the second output element by the second clutch. A third clutch for connecting the rotating elements of the two planetary gears to each other and releasing the connection between them;
The transmission is characterized in that the third clutch is arranged closer to the compound planetary gear mechanism than the second planetary gear. 請求項８に記載の変速装置において、
前記ケースには、前記複合遊星歯車機構と前記第１および第２遊星歯車との間に位置するセンターサポートが設けられており、
前記第３クラッチは、少なくとも摩擦係合プレートおよび前記摩擦係合プレートを押圧するピストンを含む油圧サーボを有し、
前記第３クラッチの前記油圧サーボには、前記センターサポートに形成された作動油供給油路から前記入力軸を介することなく作動油が供給されることを特徴とする変速装置。 The transmission according to claim 8, wherein
The case is provided with a center support located between the compound planetary gear mechanism and the first and second planetary gears,
The third clutch has a hydraulic servo including at least a friction engagement plate and a piston that presses the friction engagement plate;
The transmission is characterized in that hydraulic oil is supplied to the hydraulic servo of the third clutch from a hydraulic oil supply oil passage formed in the center support without going through the input shaft. 請求項８または９に記載の変速装置において、
少なくとも摩擦係合プレートおよび前記摩擦係合プレートを押圧するピストンを有すると共に、前記第３クラッチにより前記第１出力要素に接続される前記第２遊星歯車の前記回転要素を前記ケースに接続して回転不能に固定する第２ブレーキを更に備え、
前記ケースには、前記複合遊星歯車機構と前記第１および第２遊星歯車との間に位置するセンターサポートが設けられており、
前記第２ブレーキの前記ピストンと前記センターサポートとの間に該第２ブレーキの係合油室が画成されることを特徴とする変速装置。 The transmission according to claim 8 or 9,
It has at least a friction engagement plate and a piston that presses the friction engagement plate, and rotates by connecting the rotating element of the second planetary gear connected to the first output element by the third clutch to the case. A second brake for disabling fixing;
The case is provided with a center support located between the compound planetary gear mechanism and the first and second planetary gears,
The transmission according to claim 1, wherein an engagement oil chamber of the second brake is defined between the piston of the second brake and the center support. 請求項１から１０の何れか一項に記載の変速装置において、
前記第１および第２クラッチは、少なくとも摩擦係合プレートおよび前記摩擦係合プレートを押圧するピストンを含むと共に前記入力軸上に配置された油圧サーボをそれぞれ有し、
前記第１および第２クラッチの前記油圧サーボには、前記ケースに形成された作動油供給油路から前記入力軸に形成された軸内油路を介して作動油が供給されることを特徴とする変速装置。 The transmission according to any one of claims 1 to 10,
Each of the first and second clutches includes at least a friction engagement plate and a piston that presses the friction engagement plate, and has a hydraulic servo disposed on the input shaft.
The hydraulic servo of the first and second clutches is supplied with hydraulic oil from an hydraulic oil supply oil passage formed in the case through an in-shaft oil passage formed in the input shaft. Transmission. 請求項１から１１の何れか一項に記載の変速装置において、
前記第１遊星歯車の何れか１つの回転要素と前記出力軸とを互いに接続すると共に両者の接続を解除する第４クラッチを更に備え、
前記第２遊星歯車は、前記出力軸と常時連結される回転要素と、前記第４クラッチにより前記出力軸に接続される前記回転要素とは異なる前記第１遊星歯車の回転要素と常時連結される回転要素とを有することを特徴とする変速装置。 The transmission according to any one of claims 1 to 11,
A fourth clutch for connecting any one of the rotating elements of the first planetary gear and the output shaft to each other and for releasing the connection;
The second planetary gear is always connected to a rotating element that is always connected to the output shaft and a rotating element of the first planetary gear that is different from the rotating element that is connected to the output shaft by the fourth clutch. A transmission having a rotating element. 請求項１から１２の何れか一項に記載の変速装置において、
前記第１遊星歯車は、速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有し、
前記第２遊星歯車は、速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有し、
前記第１遊星歯車の前記第１回転要素と前記第２遊星歯車の前記第４回転要素とは常時連結されており、
前記第１遊星歯車の前記第２回転要素および前記複合遊星歯車機構の前記入力要素は前記入力軸に常時連結されており、
前記第２遊星歯車の前記第５回転要素は前記出力軸に常時連結されており、
前記第１クラッチは、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第１回転要素および前記第２遊星歯車の前記第４回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第１出力要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第２クラッチは、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第１回転要素および前記第２遊星歯車の前記第４回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第２出力要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第２遊星歯車の前記第６回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第１出力要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第３クラッチと、常時連結された前記出力軸および前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と、前記第１遊星歯車の前記第３回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第４クラッチと、前記第２遊星歯車の前記第６回転要素を回転不能に固定すると共に、前記第６回転要素を回転自在に解放する第２ブレーキとを更に備えることを特徴とする変速装置。 The transmission according to any one of claims 1 to 12,
The first planetary gear has a first rotation element, a second rotation element, and a third rotation element that are arranged in order at intervals corresponding to the gear ratio on the velocity diagram,
The second planetary gear has a fourth rotating element, a fifth rotating element, and a sixth rotating element that are arranged in order at intervals corresponding to the gear ratio on the velocity diagram,
The first rotating element of the first planetary gear and the fourth rotating element of the second planetary gear are always connected,
The second rotating element of the first planetary gear and the input element of the compound planetary gear mechanism are always connected to the input shaft;
The fifth rotating element of the second planetary gear is always connected to the output shaft;
The first clutch connects the first rotating element of the first planetary gear and the fourth rotating element of the second planetary gear that are always connected to each other and the first output element of the compound planetary gear mechanism. And disconnecting both,
The second clutch connects the first rotating element of the first planetary gear and the fourth rotating element of the second planetary gear, which are always connected, and the second output element of the compound planetary gear mechanism to each other. And disconnecting both,
The sixth rotating element of the second planetary gear and the first output element of the compound planetary gear mechanism are connected to each other and a third clutch for releasing the connection between them, the output shaft always connected, and the A fourth clutch for connecting the fifth rotating element of the second planetary gear and the third rotating element of the first planetary gear to each other and releasing the connection between the fifth rotating element and the sixth planetary gear of the second planetary gear; A speed change device comprising: a second brake that fixes the rotation element so as not to rotate, and releases the sixth rotation element rotatably. 請求項１３に記載の変速装置において、
前記第１クラッチ、前記第２クラッチおよび前記第２ブレーキの係合により前進第１速段が形成され、
前記第１クラッチ、前記第１ブレーキおよび前記第２ブレーキの係合により前進第２速段が形成され、
前記第２クラッチ、前記第１ブレーキおよび前記第２ブレーキの係合により前進第３速段が形成され、
前記第４クラッチ、前記第１ブレーキおよび前記第２ブレーキの係合により前進第４速段が形成され、
前記第２クラッチ、前記第４クラッチおよび前記第１ブレーキの係合により前進第５速段が形成され、
前記第１クラッチ、前記第４クラッチおよび前記第１ブレーキの係合により前進第６速段が形成され、
前記第１クラッチ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチの係合により前進第７速段が形成され、
前記第３クラッチ、前記第４クラッチおよび前記第１ブレーキの係合により前進第８速段が形成され、
前記第１クラッチ、前記第３クラッチおよび前記第１ブレーキの係合により前進第９速段が形成され、
前記第２クラッチ、前記第３クラッチおよび前記第１ブレーキの係合により前進第１０速段が形成され、
前記第２クラッチ、前記第３クラッチおよび前記第２ブレーキの係合により後進段が形成されることを特徴とする変速装置。 The transmission according to claim 13,
A forward first speed is formed by engagement of the first clutch, the second clutch, and the second brake,
A forward second speed is formed by engagement of the first clutch, the first brake, and the second brake,
A forward third speed is formed by engagement of the second clutch, the first brake, and the second brake,
A forward fourth speed is formed by engagement of the fourth clutch, the first brake, and the second brake;
A forward fifth speed is formed by engagement of the second clutch, the fourth clutch, and the first brake,
A forward sixth speed is formed by engagement of the first clutch, the fourth clutch, and the first brake,
A forward seventh speed is established by engagement of the first clutch, the third clutch, and the fourth clutch,
The eighth forward speed is formed by engagement of the third clutch, the fourth clutch, and the first brake,
The ninth forward speed is established by engagement of the first clutch, the third clutch, and the first brake,
The forward tenth speed stage is formed by engagement of the second clutch, the third clutch, and the first brake,
A reverse gear is formed by engaging the second clutch, the third clutch, and the second brake. 請求項１から１４の何れか一項に記載の変速装置において、
前記複合遊星歯車機構は、第３サンギヤと、第３リングギヤと、それぞれ前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤに噛合する複数の第３ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤとを有するシングルピニオン式の第３遊星歯車と、第４サンギヤと、第４リングギヤと、それぞれ前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤに噛合する複数の第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤとを有するシングルピニオン式の第４遊星歯車とを含み、
前記固定可能要素は、常時連結された前記第３サンギヤおよび前記第４サンギヤであり、前記入力要素は、前記第３キャリヤであり、前記第１出力要素は、常時連結された前記第３リングギヤおよび前記第４キャリヤであり、前記第２出力要素は、前記第４リングギヤであることを特徴とする変速装置。 The transmission according to any one of claims 1 to 14,
The compound planetary gear mechanism includes a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier that holds a plurality of third pinion gears that mesh with the third sun gear and the third ring gear, respectively, in a freely rotating and revolving manner. A fourth carrier that holds a plurality of fourth pinion gears that mesh with the fourth sun gear and the fourth ring gear, respectively, so as to be rotatable and revolved. A single pinion type fourth planetary gear having
The fixable element is the third sun gear and the fourth sun gear that are always connected; the input element is the third carrier; and the first output element is the third ring gear that is always connected; The transmission according to claim 4, wherein the transmission is the fourth carrier, and the second output element is the fourth ring gear. 請求項１から１４の何れか一項に記載の変速装置において、
前記複合遊星歯車機構は、第３サンギヤと、第３リングギヤと、それぞれ前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤに噛合する複数の第３ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤとを有するシングルピニオン式の第３遊星歯車と、第４サンギヤと、第４リングギヤと、それぞれ前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤに噛合する複数の第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤとを有するシングルピニオン式の第４遊星歯車とを含み、
前記固定可能要素は、前記第４サンギヤであり、前記入力要素は、常時連結された前記第３リングギヤおよび前記第４キャリヤであり、前記第１出力要素は、常時連結された前記第３キャリヤおよび前記第４リングギヤであり、前記第２出力要素は、前記第３サンギヤであることを特徴とする変速装置。 The transmission according to any one of claims 1 to 14,
The compound planetary gear mechanism includes a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier that holds a plurality of third pinion gears that mesh with the third sun gear and the third ring gear, respectively, in a freely rotating and revolving manner. A fourth carrier that holds a plurality of fourth pinion gears that mesh with the fourth sun gear and the fourth ring gear, respectively, so as to be rotatable and revolved. A single pinion type fourth planetary gear having
The fixable element is the fourth sun gear, the input element is the third ring gear and the fourth carrier that are always connected, and the first output element is the third carrier that is always connected and The transmission according to claim 4, wherein the transmission is the fourth ring gear, and the second output element is the third sun gear. 請求項１から１４の何れか一項に記載の変速装置において、
前記複合遊星歯車機構は、第３サンギヤと、第４サンギヤと、前記第３サンギヤに噛合する第３ピニオンギヤと、前記第４サンギヤに噛合すると共に前記第３ピニオンギヤに噛合する第４ピニオンギヤと、前記第３および第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤと、前記第４ピニオンギヤに噛合する第３リングギヤとを有するラビニヨ式遊星歯車であり、
前記固定可能要素は、前記第４サンギヤであり、前記入力要素は、前記第３キャリヤであり、前記第１出力要素は、前記第３リングギヤであり、前記第２出力要素は、前記第３サンギヤであることを特徴とする変速装置。 The transmission according to any one of claims 1 to 14,
The compound planetary gear mechanism includes a third sun gear, a fourth sun gear, a third pinion gear meshing with the third sun gear, a fourth pinion gear meshing with the fourth sun gear and meshing with the third pinion gear, A Ravigneaux type planetary gear having a third carrier that holds the third and fourth pinion gears in a rotatable and revolving manner, and a third ring gear that meshes with the fourth pinion gear;
The fixable element is the fourth sun gear, the input element is the third carrier, the first output element is the third ring gear, and the second output element is the third sun gear. A transmission characterized by the above. 請求項１から１７の何れか一項に記載の変速装置において、
前記出力軸は、デファレンシャルギヤを介して車両の後輪に連結されることを特徴とする変速装置。 The transmission according to any one of claims 1 to 17,
The transmission is characterized in that the output shaft is connected to a rear wheel of a vehicle via a differential gear. 請求項１から１８の何れかに記載の変速装置において、
前記第２クラッチは、径方向からみて前記複合遊星歯車機構と軸方向に重ならないように配置されることを特徴とする変速装置。 The transmission according to any one of claims 1 to 18,
The transmission is characterized in that the second clutch is arranged so as not to overlap the compound planetary gear mechanism in the axial direction when viewed from the radial direction.
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