JP4333262B2 - Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles - Google Patents

Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles Download PDF

Info

Publication number
JP4333262B2
JP4333262B2 JP2003281319A JP2003281319A JP4333262B2 JP 4333262 B2 JP4333262 B2 JP 4333262B2 JP 2003281319 A JP2003281319 A JP 2003281319A JP 2003281319 A JP2003281319 A JP 2003281319A JP 4333262 B2 JP4333262 B2 JP 4333262B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
gear
clutch
planetary gear
stage
established
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP2003281319A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2005048869A (en
Inventor
淳 田端
明良 星野
光史 宮崎
敦 本多
晶治 安倍
博文 太田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
Priority to JP2003281319A priority Critical patent/JP4333262B2/en
Publication of JP2005048869A publication Critical patent/JP2005048869A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP4333262B2 publication Critical patent/JP4333262B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
    • F16H3/666—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with compound planetary gear units, e.g. two intermeshing orbital gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/0008—Transmissions for multiple ratios specially adapted for front-wheel-driven vehicles
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/006—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising eight forward speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/201—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with three sets of orbital gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
    • F16H2200/2051—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with eight engaging means

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a small-sized planetary gear type multi-stage transmission, attaining a change gear ratio in a large range and performing suitable forward 7-speed or more in a change gear ratio step. <P>SOLUTION: A first shaft 82 is connected to an input shaft 16, a second shaft 20 is provided parallel to the first shaft 82, a first planetary gear device 30 is disposed on the first shaft 18, third and fourth planetary gear devices 40, 42 are disposed on the second shaft 20, power transmission between the first shaft 18 and the second shaft 20 is performed by at least one of two sets of paired counter gears 26, 28. A sun gear, a carrier and a ring gear of the third planetary gear device 40 and the fourth planetary gear device 42 are partly connected to each other to constitute four rotating elements, and the four rotating elements are selectively connected to the first paired counter gears 26, the second paired counter gears 26, the output rotating member or the non-rotating member through a clutch or brakes, thereby selectively switching the clutch and the brakes between the engagement state and the release state. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&amp;NCIPI

Description

本発明は、自動車などの車両において、原動機と駆動輪との間に設けられる車両用遊星歯車式多段変速機に関するものである。   The present invention relates to a vehicular planetary gear type multi-stage transmission provided between a prime mover and drive wheels in a vehicle such as an automobile.

車両においては、予め定められた複数の変速比或いは変速段を選択するために複数の遊星歯車装置とそれらを構成する要素を結合するための係合要素たとえばクラッチおよびブレーキとを用いた遊星歯車式多段変速機が多用されている。たとえば、特許文献１に記載の自動変速機では、４組の遊星歯車装置を用いることで前進７速の多段変速を達成している。   In a vehicle, a planetary gear type using a plurality of planetary gear units and engaging elements, for example, a clutch and a brake, for connecting elements constituting them to select a plurality of predetermined gear ratios or gear positions. Multi-stage transmissions are frequently used. For example, in the automatic transmission described in Patent Document 1, a multi-speed shift of seven forward speeds is achieved by using four sets of planetary gear devices.

特開２００２−２０６６０１号公報JP 2002-206601 A 特開平８−１０５４９６号公報JP-A-8-105496 特開２０００−１９９５４９号公報JP 2000-199549 A 特開２０００−２６６１３８号公報JP 2000-266138 A 特開２００１−８２５５５号公報JP 2001-82555 A 特開２００２−２２７９４０号公報JP 2002-227940 A 特開２００２−２９５６０９号公報JP 2002-295609 A 特許第２９５６１７３号公報Japanese Patent No. 2956173

ところで、このような遊星歯車式多段変速機では、簡単に構成され且つ小型であって、変速段のより多段化および変速比幅を大きくとり得るものであるだけでなく、切り換えられる変速比ステップが等比またはそれに近い形で変化させられることが望まれる。上記特許文献１に記載の自動変速機は変速比ステップが使い勝手がよい設定での多段化になっていないという問題があった。たとえば、特許文献１の図５に示されているように第６変速段と第７変速段との変速比ステップは１．０５０と小さく、変速比ステップの並びも大小様々である。また、これら課題に対して、遊星歯車の数を増やすことが考えられるが、その分全長が長くなって車両搭載性が低下したり、遊星歯車装置を構成する要素を結合するための係合要素も増加する可能性があった。特に、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）車両やＲＲ（リアエンジン・リアドライブ）車両において好適に用いられる自動変速機、すなわち軸長方向を車軸に対して平行に搭載する所謂横置きの自動変速機の場合には、縦置きの場合に比較して、車幅による自動変速機の全長に対する制約が大きいため、搭載が困難となる可能性があった。   By the way, in such a planetary gear type multi-stage transmission, not only is it simple and small in size, it is possible not only to increase the number of speed stages and to increase the speed ratio width, but also to the speed ratio step to be switched. It would be desirable to be able to vary in an equal ratio or near that. The automatic transmission described in Patent Document 1 has a problem that the gear ratio step is not multistage with a setting that is convenient to use. For example, as shown in FIG. 5 of Patent Document 1, the gear ratio step between the sixth gear and the seventh gear is as small as 1.050, and the arrangement of the gear ratio steps varies widely. In addition, it is conceivable to increase the number of planetary gears in response to these problems. However, the total length of the planetary gears is increased to reduce the vehicle mountability, and the engagement elements for connecting the elements constituting the planetary gear unit. Could also increase. In particular, an automatic transmission suitable for use in an FF (front engine / front drive) vehicle or an RR (rear engine / rear drive) vehicle, that is, a so-called horizontal automatic transmission in which the axial length direction is mounted parallel to the axle. In this case, since the restriction on the total length of the automatic transmission due to the vehicle width is greater than in the case of the vertical installation, there is a possibility that the mounting becomes difficult.

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、変速比幅を大きくとることができ且つ変速比ステップも適切な前進７速以上が可能な、ＦＦ車両やＲＲ車両の横置きにも好適に用いられる小型の車両用遊星歯車式多段変速機を提供することにある。   The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to provide an FF vehicle that can have a large transmission gear ratio range and that the transmission gear ratio step can be set to an appropriate forward 7th speed or higher. Another object of the present invention is to provide a small-sized planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that is also suitably used for horizontal placement of RR vehicles.

かかる目的を達成する第１発明は、(a)複数の遊星歯車装置を備え、入力回転部材の回転を変速して出力回転部材から出力する形式の車両用遊星歯車式多段変速機であって、（b)前記入力回転部材に連結された第１軸と、（c)その第１軸に平行な第２軸と、（d)前記第１軸上に配置され、その第１軸の回転を増速するための増速歯車装置と、その第１軸の回転をその増速歯車装置を経由しないで前記第２軸へ伝達する第１動力伝達装置と、その増速歯車装置よりも動力伝達経路の下流側に設けられ、その増速歯車装置により増速させられた回転を前記第２軸へ伝達する第２動力伝達装置とを備え、その第１動力伝達装置を経由する第１中間出力経路およびその第２動力伝達装置を経由する第２中間出力経路のいずれか少なくとも一方を介して前記入力回転部材の回転を出力する第１変速部と、（e)前記第２軸上に配置された第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置の２組の遊星歯車装置を備え、その２組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成され、その４つの回転要素がクラッチ或いはブレーキを介して前記第１中間出力経路、前記第２中間出力経路、前記出力回転部材および非回転部材の何れかに選択的に連結される第２変速部とを含み、（f)前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられ、（g)前記第２動力伝達装置は、前記増速歯車装置の回転をさらに増速して前記第２軸へ伝達し、（h)前記増速歯車装置は、第１遊星歯車装置を含み、最高速段では増速状態とされ、それ以外の変速段では直結状態とされ、（i)前記第３遊星歯車装置および前記第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって構成される４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、その４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、その第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、その第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、その第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、その第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、（j)前記第１クラッチ乃至第４クラッチおよび第３ブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられるものであり、（k)前記第３遊星歯車装置は、第３サンギヤ、第３キャリヤ、および第３リングギヤを備え、その第３キャリヤによって回転可能に支持された互いに噛み合う一対の遊星歯車を有するダブルピニオン型遊星歯車装置であり、前記第４遊星歯車装置は、第４サンギヤ、第４キャリヤ、第４リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、（l)前記第５回転要素はその第３サンギヤおよびその第４サンギヤであり、前記第６回転要素はその第３リングギヤおよびその第４キャリヤであり、前記第７回転要素はその第４リングギヤであり、前記第８回転要素はその第３キャリヤであり、(m)前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることを特徴とする。なお、上記遊星歯車装置を修飾する数字は単なる識別のための数字であり、固有のものではない。以下の発明においても同様である。また、以下に示す発明における部材、要素を修飾する数字も同様に、単なる識別のための数字であり、固有のものではない。
また、上記目的を達成する第２発明は、(a)複数の遊星歯車装置を備え、入力回転部材の回転を変速して出力回転部材から出力する形式の車両用遊星歯車式多段変速機であって、（b)前記入力回転部材に連結された第１軸と、（c)その第１軸に平行な第２軸と、（d)前記第１軸上に配置され、その第１軸の回転を増速するための増速歯車装置と、その第１軸の回転をその増速歯車装置を経由しないで前記第２軸へ伝達する第１動力伝達装置と、その増速歯車装置よりも動力伝達経路の下流側に設けられ、その増速歯車装置により増速させられた回転を前記第２軸へ伝達する第２動力伝達装置とを備え、その第１動力伝達装置を経由する第１中間出力経路およびその第２動力伝達装置を経由する第２中間出力経路のいずれか少なくとも一方を介して前記入力回転部材の回転を出力する第１変速部と、（e)前記第２軸上に配置された第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置の２組の遊星歯車装置を備え、その２組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成され、その４つの回転要素がクラッチ或いはブレーキを介して前記第１中間出力経路、前記第２中間出力経路、前記出力回転部材および非回転部材の何れかに選択的に連結される第２変速部とを含み、（f)前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられ、（g)前記第２動力伝達装置は、前記増速歯車装置の回転をさらに増速して前記第２軸へ伝達し、（h)前記増速歯車装置は、第１遊星歯車装置を含み、最高速段では増速状態とされ、それ以外の変速段では直結状態とされ、（i)前記第３遊星歯車装置および前記第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって構成される４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、その４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、その第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、その第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、その第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、その第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、（j)前記第１クラッチ乃至第４クラッチおよび第３ブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられるものであり、（k)前記第３遊星歯車装置は、第３サンギヤ、第３キャリヤ、および第３リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、前記第４遊星歯車装置は、第４サンギヤ、第４キャリヤ、第４リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、（l)前記第５回転要素は該第３サンギヤおよびその第４サンギヤであり、前記第６回転要素はその第４キャリヤであり、前記第７回転要素はその第３キャリヤおよび第４リングギヤであり、前記第８回転要素はその第３リングギヤであり、(m)前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることを特徴とする。
また、上記目的を達成する第３発明は、(a)複数の遊星歯車装置を備え、入力回転部材の回転を変速して出力回転部材から出力する形式の車両用遊星歯車式多段変速機であって、（b)前記入力回転部材に連結された第１軸と、（c)その第１軸に平行な第２軸と、（d)前記第１軸上に配置され、その第１軸の回転を増速するための増速歯車装置と、その第１軸の回転をその増速歯車装置を経由しないで前記第２軸へ伝達する第１動力伝達装置と、その増速歯車装置よりも動力伝達経路の下流側に設けられ、その増速歯車装置により増速させられた回転を前記第２軸へ伝達する第２動力伝達装置とを備え、その第１動力伝達装置を経由する第１中間出力経路およびその第２動力伝達装置を経由する第２中間出力経路のいずれか少なくとも一方を介して前記入力回転部材の回転を出力する第１変速部と、（e)前記第２軸上に配置された第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置の２組の遊星歯車装置を備え、その２組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成され、その４つの回転要素がクラッチ或いはブレーキを介して前記第１中間出力経路、前記第２中間出力経路、前記出力回転部材および非回転部材の何れかに選択的に連結される第２変速部とを含み、（f)前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられ、（g)前記第２動力伝達装置は、前記増速歯車装置の回転をさらに増速して前記第２軸へ伝達し、（h)前記増速歯車装置は、第１遊星歯車装置を含み、最高速段では増速状態とされ、それ以外の変速段では直結状態とされ、（i)前記第３遊星歯車装置および前記第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって構成される４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、その４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、その第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、その第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、その第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、その第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、（j)前記第１クラッチ乃至第４クラッチおよび第３ブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられるものであり、（k)前記第３遊星歯車装置は、第３サンギヤ、第３キャリヤ、および第３リングギヤを備え、その第３キャリヤによって回転可能に支持された互いに噛み合う一対の遊星歯車を有するダブルピニオン型遊星歯車装置であり、前記第４遊星歯車装置は、第４サンギヤ、第４キャリヤ、第４リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、（l)前記第５回転要素はその第３キャリヤおよびその第４サンギヤであり、前記第６回転要素はその第３リングギヤおよびその第４キャリヤであり、前記第７回転要素はその第４リングギヤであり、前記第８回転要素はその第３サンギヤであり、(m)前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることを特徴とする。
また、上記目的を達成する第４発明は、(a)複数の遊星歯車装置を備え、入力回転部材の回転を変速して出力回転部材から出力する形式の車両用遊星歯車式多段変速機であって、（b)前記入力回転部材に連結された第１軸と、（c)その第１軸に平行な第２軸と、（d)前記第１軸上に配置され、その第１軸の回転を増速するための増速歯車装置と、その第１軸の回転をその増速歯車装置を経由しないで前記第２軸へ伝達する第１動力伝達装置と、その増速歯車装置よりも動力伝達経路の下流側に設けられ、その増速歯車装置により増速させられた回転を前記第２軸へ伝達する第２動力伝達装置とを備え、その第１動力伝達装置を経由する第１中間出力経路およびその第２動力伝達装置を経由する第２中間出力経路のいずれか少なくとも一方を介して前記入力回転部材の回転を出力する第１変速部と、（e)前記第２軸上に配置された第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置の２組の遊星歯車装置を備え、その２組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成され、その４つの回転要素がクラッチ或いはブレーキを介して前記第１中間出力経路、前記第２中間出力経路、前記出力回転部材および非回転部材の何れかに選択的に連結される第２変速部とを含み、（f)前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられ、（g)前記第２動力伝達装置は、前記増速歯車装置の回転をさらに増速して前記第２軸へ伝達し、（h)前記増速歯車装置は、第１遊星歯車装置を含み、最高速段では増速状態とされ、それ以外の変速段では直結状態とされ、（i)前記第３遊星歯車装置および前記第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって構成される４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、その４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、その第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、その第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、その第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、その第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、（j)前記第１クラッチ乃至第４クラッチおよび第３ブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられるものであり、（k)前記第３遊星歯車装置は、第３サンギヤ、第３キャリヤ、および第３リングギヤを備え、該第３キャリヤによって回転可能に支持された互いに噛み合う一対の遊星歯車を有するダブルピニオン型遊星歯車装置であり、前記第４遊星歯車装置は、第４サンギヤ、第４キャリヤ、第４リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、（l)前記第５回転要素はその第４サンギヤであり、前記第６回転要素はその第３キャリヤおよびその第４キャリヤであり、前記第７回転要素はその第３リングギヤおよびその第４リングギヤであり、前記第８回転要素はその第３サンギヤであり、(m)前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることを特徴とする。
また、上記目的を達成する第５発明は、(a)複数の遊星歯車装置を備え、入力回転部材の回転を変速して出力回転部材から出力する形式の車両用遊星歯車式多段変速機であって、（b)前記入力回転部材に連結された第１軸と、（c)その第１軸に平行な第２軸と、（d)前記第１軸上に配置され、その第１軸の回転を増速するための増速歯車装置と、その第１軸の回転をその増速歯車装置を経由しないで前記第２軸へ伝達する第１動力伝達装置と、その増速歯車装置よりも動力伝達経路の下流側に設けられ、その増速歯車装置により増速させられた回転を前記第２軸へ伝達する第２動力伝達装置とを備え、その第１動力伝達装置を経由する第１中間出力経路およびその第２動力伝達装置を経由する第２中間出力経路のいずれか少なくとも一方を介して前記入力回転部材の回転を出力する第１変速部と、（e)前記第２軸上に配置された第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置の２組の遊星歯車装置を備え、その２組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成され、その４つの回転要素がクラッチ或いはブレーキを介して前記第１中間出力経路、前記第２中間出力経路、前記出力回転部材および非回転部材の何れかに選択的に連結される第２変速部とを含み、（f)前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられ、（g)前記第２動力伝達装置は、前記増速歯車装置の回転をさらに増速して前記第２軸へ伝達し、（h)前記増速歯車装置は、第１遊星歯車装置を含み、最高速段では増速状態とされ、それ以外の変速段では直結状態とされ、（i)前記第３遊星歯車装置および前記第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって構成される４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、その４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、その第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、その第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、その第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、その第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、（j)前記第１クラッチ乃至第４クラッチおよび第３ブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられるものであり、（k)前記第３遊星歯車装置は、第３サンギヤ、第３キャリヤ、および第３リングギヤを備え、その第３キャリヤによって回転可能に支持された互いに噛み合う一対の遊星歯車を有するダブルピニオン型遊星歯車装置であり、前記第４遊星歯車装置は、第４サンギヤ、第４キャリヤ、第４リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、（l)前記第５回転要素はその第３キャリヤおよび第４サンギヤであり、前記第６回転要素はその第３リングギヤであり、前記第７回転要素はその第４キャリヤであり、前記第８回転要素はその第３サンギヤおよび第４リングギヤであり、(m)前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることを特徴とする。
A first invention that achieves such an object is (a) a planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that is provided with a plurality of planetary gear devices and that shifts the rotation of an input rotation member and outputs it from an output rotation member. (B) a first shaft coupled to the input rotating member; (c) a second shaft parallel to the first shaft; and (d) disposed on the first shaft and rotating the first shaft. A speed increasing gear device for speeding up, a first power transmission device for transmitting rotation of the first shaft to the second shaft without passing through the speed increasing gear device, and power transmission than the speed increasing gear device A second power transmission device provided on the downstream side of the path and configured to transmit the rotation accelerated by the speed increasing gear device to the second shaft, and a first intermediate output via the first power transmission device Via at least one of the path and the second intermediate output path via the second power transmission device A first transmission unit that outputs rotation of a force rotating member; and (e) two planetary gear units, a third planetary gear unit and a fourth planetary gear unit disposed on the second shaft, The sun gear, the carrier, and part of the ring gear of the planetary gear device are connected to each other to form four rotating elements, and the four rotating elements are connected to the first intermediate output path and the first through a clutch or a brake. 2 an intermediate output path, and a second transmission unit that is selectively connected to any one of the output rotating member and the non-rotating member, and (f) selectively switching between engagement and release states of the clutch and brake. (G) The second power transmission device further accelerates the rotation of the speed increasing gear device and transmits it to the second shaft, and (h) the speed increasing gear. The device includes a first planetary gear unit. (I) a part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device are in the speed-up state at the highest speed stage and in the direct connection state at the other speed stages. On a collinear chart that can represent on a straight line the rotational speeds of the four rotating elements constituted by being connected to each other, the four rotating elements are sequentially arranged from one end to the other end in the fifth rotating element, When the sixth rotating element, the seventh rotating element, and the eighth rotating element are used, the fifth rotating element is selectively connected to the first intermediate output path via the first clutch and via the third clutch. The sixth rotation element is selectively connected to the first intermediate output path via a second clutch, and the seventh rotation element is connected to the output rotation member. Concatenated and its second The rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch and is selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and (j) the first to fourth clutches And a third forward gear stage is established by selectively switching the engagement and release states of the third brake, and (k) the third planetary gear device includes a third sun gear, a third carrier, and A double pinion type planetary gear device comprising a third ring gear and having a pair of meshing planetary gears rotatably supported by the third carrier, the fourth planetary gear device comprising: a fourth sun gear; a fourth carrier; A single pinion type planetary gear device having a fourth ring gear; (l) the fifth rotating element is the third sun gear and the fourth sun gear; and the sixth rotating element. Is the third ring gear and the fourth carrier, the seventh rotating element is the fourth ring gear, the eighth rotating element is the third carrier, and (m) the first clutch and the third carrier. When the brake is engaged, the first gear position having the largest gear ratio is established, and when the third clutch and the third brake are engaged, the gear ratio is smaller than that of the first gear stage. When the second gear is established and the second clutch and the third brake are engaged, a third gear having a smaller gear ratio than the second gear is established, and the second clutch and Engagement of the third clutch establishes a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage, and the first clutch and the second clutch are As a result, a fifth gear position having a smaller gear ratio than that of the fourth gear position is established, and the second clutch and the fourth clutch are engaged so that the gear ratio is higher than that of the fifth gear position. wherein Rukoto sixth shift stage is caused to hold small, the seventh shift stage gear ratio than the sixth gear position is smaller third clutch and the fourth clutch by being engaged is enacted And The numbers that modify the planetary gear device are merely identification numbers and are not unique. The same applies to the following inventions. Similarly, the numbers for modifying members and elements in the invention shown below are simply numbers for identification and are not unique.
A second invention that achieves the above object is a planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that is provided with (a) a plurality of planetary gear devices and that shifts the rotation of the input rotation member and outputs the rotation from the output rotation member. (B) a first shaft coupled to the input rotating member; (c) a second shaft parallel to the first shaft; and (d) disposed on the first shaft and of the first shaft. More than the speed increasing gear device for increasing the rotation, the first power transmission device for transmitting the rotation of the first shaft to the second shaft without passing through the speed increasing gear device, and the speed increasing gear device. A second power transmission device provided on the downstream side of the power transmission path and configured to transmit the rotation increased by the speed increasing gear device to the second shaft, and the first power transmission device passes through the first power transmission device. Via at least one of the intermediate output path and the second intermediate output path via the second power transmission device A first transmission unit that outputs the rotation of the input rotation member; and (e) two planetary gear units that are a third planetary gear unit and a fourth planetary gear unit disposed on the second shaft. A part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the planetary gear set is connected to each other to form four rotating elements, and the four rotating elements are connected to the first intermediate output path, the clutch, and the brake via the clutch or the brake. A second intermediate output path, and a second transmission unit that is selectively connected to any one of the output rotation member and the non-rotation member, and (f) selectively switches between engagement and release states of the clutch and the brake. (G) The second power transmission device further accelerates the rotation of the speed increasing gear device and transmits it to the second shaft, and (h) the speed increasing speed. The gear device is a first planetary gear device. (I) a part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device. Are connected to each other on a collinear chart in which the rotational speeds of the four rotating elements can be represented on a straight line, and the four rotating elements are arranged in order from one end to the other end in the fifth rotating element. , The sixth rotating element, the seventh rotating element, and the eighth rotating element, the fifth rotating element is selectively connected to the first intermediate output path via the first clutch and the third clutch is The sixth rotation element is selectively connected to the first intermediate output path via a second clutch, and the seventh rotation element is the output rotation member. Connected to The eighth rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch and selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and (j) the first clutch to the second clutch (4) The third planetary gear device includes a third sun gear, a third carrier, and a forward-shifting multi-stage gear stage is established by selectively switching between engagement and disengagement states of the four clutches and the third brake. , And a single pinion type planetary gear device comprising a third ring gear, wherein the fourth planetary gear device is a single pinion type planetary gear device comprising a fourth sun gear, a fourth carrier, and a fourth ring gear. The fifth rotating element is the third sun gear and the fourth sun gear, the sixth rotating element is the fourth carrier, and the seventh rotating element is the third carrier and the fourth ring. And the eighth rotation element is the third ring gear, and (m) the first gear stage having the largest gear ratio is established by engaging the first clutch and the third brake, Engaging the third clutch and the third brake establishes a second shift stage having a gear ratio smaller than that of the first shift stage, and engages the second clutch and the third brake. As a result, a third gear stage having a smaller gear ratio than the second gear stage is established, and the second clutch and the third clutch are engaged to cause the gear ratio to be smaller than that of the third gear stage. When the fourth gear is established and the first clutch and the second clutch are engaged, a fifth gear having a smaller gear ratio than the fourth gear is established. Then, by engaging the second clutch and the fourth clutch, a sixth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fifth shift stage is established, and the third clutch and the fourth clutch are engaged. Accordingly, a seventh shift stage having a smaller gear ratio than the sixth shift stage is established.
A third invention for achieving the above object is a planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle, which comprises (a) a plurality of planetary gear devices, which shifts the rotation of the input rotation member and outputs the rotation from the output rotation member. (B) a first shaft coupled to the input rotating member; (c) a second shaft parallel to the first shaft; and (d) disposed on the first shaft and of the first shaft. More than the speed increasing gear device for increasing the rotation, the first power transmission device for transmitting the rotation of the first shaft to the second shaft without passing through the speed increasing gear device, and the speed increasing gear device. A second power transmission device provided on the downstream side of the power transmission path and configured to transmit the rotation increased by the speed increasing gear device to the second shaft, and the first power transmission device passes through the first power transmission device. Via at least one of the intermediate output path and the second intermediate output path via the second power transmission device A first transmission unit that outputs the rotation of the input rotation member; and (e) two planetary gear units that are a third planetary gear unit and a fourth planetary gear unit disposed on the second shaft. A part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the planetary gear set is connected to each other to form four rotating elements, and the four rotating elements are connected to the first intermediate output path, the clutch, and the brake via the clutch or the brake. A second intermediate output path, and a second transmission unit that is selectively connected to any one of the output rotation member and the non-rotation member, and (f) selectively switches between engagement and release states of the clutch and the brake. (G) The second power transmission device further accelerates the rotation of the speed increasing gear device and transmits it to the second shaft, and (h) the speed increasing speed. The gear device is a first planetary gear device. (I) a part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device. Are connected to each other on a collinear chart in which the rotational speeds of the four rotating elements can be represented on a straight line, and the four rotating elements are arranged in order from one end to the other end in the fifth rotating element. , The sixth rotating element, the seventh rotating element, and the eighth rotating element, the fifth rotating element is selectively connected to the first intermediate output path via the first clutch and the third clutch is The sixth rotation element is selectively connected to the first intermediate output path via a second clutch, and the seventh rotation element is the output rotation member. Connected to The eighth rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch and selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and (j) the first clutch to the second clutch (4) The third planetary gear device includes a third sun gear, a third carrier, and a forward-shifting multi-stage gear stage is established by selectively switching between engagement and disengagement states of the four clutches and the third brake. , And a third pinion type planetary gear device having a pair of meshing planetary gears rotatably supported by the third carrier, the fourth planetary gear device comprising: a fourth sun gear; A single pinion type planetary gear device having a carrier and a fourth ring gear; (l) the fifth rotating element is the third carrier and the fourth sun gear; The element is the third ring gear and the fourth carrier, the seventh rotating element is the fourth ring gear, the eighth rotating element is the third sun gear, and (m) the first clutch and the second carrier. The first gear with the largest gear ratio is established by engaging the three brakes, and the gear ratio is smaller than that of the first gear by engaging the third clutch and the third brake. A second shift stage is established, and the second clutch and the third brake are engaged to establish a third shift stage having a smaller speed ratio than the second shift stage, and the second clutch and Engagement of the third clutch establishes a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage, and the first clutch and the second clutch. Is engaged to establish a fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage, and by engaging the second clutch and the fourth clutch, the fifth shift stage is established. The sixth shift stage having a small gear ratio is established, and the seventh gear stage having a smaller gear ratio than the sixth gear stage is established by engaging the third clutch and the fourth clutch. Features.
A fourth invention that achieves the above object is a planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that is provided with (a) a plurality of planetary gear devices and that shifts the rotation of an input rotation member and outputs the rotation from an output rotation member. (B) a first shaft coupled to the input rotating member; (c) a second shaft parallel to the first shaft; and (d) disposed on the first shaft and of the first shaft. More than the speed increasing gear device for increasing the rotation, the first power transmission device for transmitting the rotation of the first shaft to the second shaft without passing through the speed increasing gear device, and the speed increasing gear device. A second power transmission device provided on the downstream side of the power transmission path and configured to transmit the rotation increased by the speed increasing gear device to the second shaft, and the first power transmission device passes through the first power transmission device. Via at least one of the intermediate output path and the second intermediate output path via the second power transmission device A first transmission unit that outputs the rotation of the input rotation member; and (e) two planetary gear units that are a third planetary gear unit and a fourth planetary gear unit disposed on the second shaft. A part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the planetary gear set is connected to each other to form four rotating elements, and the four rotating elements are connected to the first intermediate output path, the clutch, and the brake via the clutch or the brake. A second intermediate output path, and a second transmission unit that is selectively connected to any one of the output rotation member and the non-rotation member, and (f) selectively switches between engagement and release states of the clutch and the brake. (G) The second power transmission device further accelerates the rotation of the speed increasing gear device and transmits it to the second shaft, and (h) the speed increasing speed. The gear device is a first planetary gear device. (I) a part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device. Are connected to each other on a collinear chart in which the rotational speeds of the four rotating elements can be represented on a straight line, and the four rotating elements are arranged in order from one end to the other end in the fifth rotating element. , The sixth rotating element, the seventh rotating element, and the eighth rotating element, the fifth rotating element is selectively connected to the first intermediate output path via the first clutch and the third clutch is The sixth rotation element is selectively connected to the first intermediate output path via a second clutch, and the seventh rotation element is the output rotation member. Connected to The eighth rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch and selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and (j) the first clutch to the second clutch (4) The third planetary gear device includes a third sun gear, a third carrier, and a forward-shifting multi-stage gear stage is established by selectively switching between engagement and disengagement states of the four clutches and the third brake. A double pinion type planetary gear device having a third ring gear and a pair of meshing planetary gears rotatably supported by the third carrier, wherein the fourth planetary gear device comprises a fourth sun gear, A single-pinion type planetary gear device having a carrier and a fourth ring gear; (l) the fifth rotating element is the fourth sun gear; and the sixth rotating element is the third carrier. And the fourth carrier, the seventh rotating element is the third ring gear and the fourth ring gear, the eighth rotating element is the third sun gear, and (m) the first clutch and the third carrier. When the brake is engaged, the first gear position having the largest gear ratio is established, and when the third clutch and the third brake are engaged, the gear ratio is smaller than that of the first gear stage. When the second gear is established and the second clutch and the third brake are engaged, a third gear having a smaller gear ratio than the second gear is established, and the second clutch and When the third clutch is engaged, a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage is established, and the first clutch and the second clutch Engagement establishes a fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage, and engagement of the second clutch and the fourth clutch causes a shift relative to the fifth shift stage. A sixth gear having a smaller ratio is established, and a seventh gear having a smaller gear ratio than the sixth gear is established by engaging the third clutch and the fourth clutch. And
A fifth invention that achieves the above object is a planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that is provided with (a) a plurality of planetary gear devices, and changes the rotation of the input rotating member and outputs it from the output rotating member. (B) a first shaft coupled to the input rotating member; (c) a second shaft parallel to the first shaft; and (d) disposed on the first shaft and of the first shaft. More than the speed increasing gear device for increasing the rotation, the first power transmission device for transmitting the rotation of the first shaft to the second shaft without passing through the speed increasing gear device, and the speed increasing gear device. A second power transmission device provided on the downstream side of the power transmission path and configured to transmit the rotation increased by the speed increasing gear device to the second shaft, and the first power transmission device passes through the first power transmission device. Via at least one of the intermediate output path and the second intermediate output path via the second power transmission device A first transmission unit that outputs the rotation of the input rotation member; and (e) two planetary gear units that are a third planetary gear unit and a fourth planetary gear unit disposed on the second shaft. A part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the planetary gear set is connected to each other to form four rotating elements, and the four rotating elements are connected to the first intermediate output path, the clutch, and the brake via the clutch or the brake. A second intermediate output path, and a second transmission unit that is selectively connected to any one of the output rotation member and the non-rotation member, and (f) selectively switches between engagement and release states of the clutch and the brake. (G) The second power transmission device further accelerates the rotation of the speed increasing gear device and transmits it to the second shaft, and (h) the speed increasing speed. The gear device is a first planetary gear device. (I) a part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device. Are connected to each other on a collinear chart in which the rotational speeds of the four rotating elements can be represented on a straight line, and the four rotating elements are arranged in order from one end to the other end in the fifth rotating element. , The sixth rotating element, the seventh rotating element, and the eighth rotating element, the fifth rotating element is selectively connected to the first intermediate output path via the first clutch and the third clutch is The sixth rotation element is selectively connected to the first intermediate output path via a second clutch, and the seventh rotation element is the output rotation member. Connected to The eighth rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch and selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and (j) the first clutch to the second clutch (4) The third planetary gear device includes a third sun gear, a third carrier, and a forward-shifting multi-stage gear stage is established by selectively switching between engagement and disengagement states of the four clutches and the third brake. , And a third pinion type planetary gear device having a pair of meshing planetary gears rotatably supported by the third carrier, the fourth planetary gear device comprising: a fourth sun gear; A single pinion type planetary gear device having a carrier and a fourth ring gear; (l) the fifth rotating element is the third carrier and the fourth sun gear; Is the third ring gear, the seventh rotating element is the fourth carrier, the eighth rotating element is the third sun gear and the fourth ring gear, and (m) the first clutch and the third brake. Is engaged to establish the first gear stage having the largest gear ratio, and the third clutch and the third brake are engaged to cause the second gear ratio to be smaller than the first gear stage. A gear stage is established, and the second clutch and the third brake are engaged to establish a third gear stage having a gear ratio smaller than that of the second gear stage, and the second clutch and the second clutch are established. Engagement of the three clutches establishes a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage, and the first clutch and the second clutch are engaged. As a result, a fifth shift stage having a smaller gear ratio than the fourth shift stage is established, and by engaging the second clutch and the fourth clutch, the gear ratio is set higher than that of the fifth shift stage. A small sixth gear is established, and a seventh gear having a smaller gear ratio than the sixth gear is established by engaging the third clutch and the fourth clutch. .

また、前記目的を達成する第６発明は、第１発明乃至第５発明のいずれか１において、前記第１遊星歯車装置は、第１サンギヤと、その第１サンギヤと噛み合う第１遊星歯車部およびその第１遊星歯車部とは異なる径或いは歯数を有する第２遊星歯車部とを有するステップドピニオンと、そのステップドピニオンの第２遊星歯車部と噛み合うリングギヤと、そのステップドピニオンを自転および公転可能に支持する第１キャリヤとを備えていることを特徴とする。
According to a sixth aspect of the invention for achieving the above object, in any one of the first to fifth aspects of the invention, the first planetary gear device includes a first sun gear, a first planetary gear portion meshing with the first sun gear, A stepped pinion having a second planetary gear part having a diameter or number of teeth different from that of the first planetary gear part, a ring gear meshing with the second planetary gear part of the stepped pinion, and rotating the stepped pinion; And a first carrier supported so as to be capable of revolving.

また、前記目的を達成する第７発明は、第１発明乃至第６発明のいずれか１において、前記第２動力伝達装置が、前記第１軸上に設けられた第２カウンタドライブギヤと、前記第２軸上に設けられた第２カウンタドリブンギヤとを備えた第２カウンタギヤ対であることを特徴とする。
Further, a seventh invention that achieves the above-mentioned object is that, in any one of the first to sixth inventions , the second power transmission device includes a second counter drive gear provided on the first shaft, It is a 2nd counter gear pair provided with the 2nd counter driven gear provided on the 2nd axis.

また、前記目的を達成する第８発明は、第１発明乃至第７発明のいずれか１において、前記第１動力伝達装置が、前記第１軸上に設けられた第１カウンタドライブギヤと、前記第２軸上に設けられた第１カウンタドリブンギヤとを備えた第１カウンタギヤ対であることを特徴とする。
Further, an eighth invention for achieving the above object is that, in any one of the first to seventh inventions, the first power transmission device includes a first counter drive gear provided on the first shaft, It is a 1st counter gear pair provided with the 1st counter driven gear provided on the 2nd axis | shaft.

また、前記目的を達成する第９発明は、第１発明乃至第５発明のいずれか１において、前記第１変速部の第１遊星歯車装置に備えられたサンギヤ、キャリヤ、リングギヤの３つの回転部材のうちの第１の回転部材が増速ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、第２の回転部材が前記第２動力伝達装置の駆動側回転部材に連結され、その第１の回転部材と第３の回転部材とを選択的に連結する一体化クラッチにより、その第１の回転部材および第３の回転部材とが選択的に一体回転させられ、前記第２変速部の第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成されるとともに、その４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上においてその４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、その第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、その第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、その第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、その第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進８速の変速段が成立させられることを特徴とする。
According to a ninth aspect of the invention for achieving the above object, according to any one of the first to fifth aspects of the invention , the three rotating members of the sun gear, the carrier, and the ring gear provided in the first planetary gear device of the first transmission unit. The first rotating member is selectively connected to the non-rotating member via the speed increasing brake, and the second rotating member is connected to the driving-side rotating member of the second power transmission device. The first clutch and the third rotary member are selectively rotated integrally by the integrated clutch that selectively connects the rotary member and the third rotary member, and the third speed change portion of the second transmission unit is rotated. The sun gear, the carrier, and the ring gear of the planetary gear device and the fourth planetary gear device are connected to each other to constitute four rotating elements, and the rotational speeds of the four rotating elements are represented on a straight line. Can In the nomograph, when the four rotating elements are sequentially designated as a fifth rotating element, a sixth rotating element, a seventh rotating element, and an eighth rotating element from one end to the other end, the fifth rotating element is A first clutch is selectively connected to the first intermediate output path and a third clutch is selectively connected to the second intermediate output path, and the sixth rotating element is connected to the second clutch via the second clutch. Selectively connected to the first intermediate output path, the seventh rotating element is connected to the output rotating member, and the eighth rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch. It is connected and is selectively connected to a non-rotating member via a third brake, and a forward 8-speed gear stage is established by selectively switching the engagement and release states of the clutch and brake. And

また、前記目的を達成する第１０発明は、第９発明において、前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記一体化クラッチ、第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記一体化クラッチ、第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記一体化クラッチ、第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記一体化クラッチ、第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられ、前記第３クラッチ、第４クラッチおよび前記増速ブレーキが係合させられることによって前記第７変速段よりも変速比が小さい第８速段が成立させられることを特徴とする。
According to a tenth aspect of the invention for achieving the above object, in the ninth aspect of the invention, the first gear stage having the largest gear ratio is established by engaging the first clutch and the third brake, and the integration is performed. By engaging the clutch, the third clutch, and the third brake, a second shift stage having a smaller speed ratio than the first shift stage is established, and the second clutch and the third brake are engaged. As a result, a third gear stage having a smaller gear ratio than that of the second gear stage is established, and the integrated clutch, the second clutch, and the third clutch are engaged with each other to engage the third gear stage. A fourth gear stage having a small gear ratio is established, and the first clutch and the second clutch are engaged, thereby shifting the gear position more than the fourth gear stage. A fifth gear with a smaller gear ratio is established, and a sixth gear having a smaller gear ratio than the fifth gear is established by engaging the integrated clutch, the second clutch, and the fourth clutch. The seventh clutch, which has a smaller gear ratio than the sixth gear, is established by engaging the integrated clutch, the third clutch, and the fourth clutch, and the third clutch, the fourth clutch, When the speed increasing brake is engaged, an eighth speed stage having a gear ratio smaller than that of the seventh speed stage is established.

また、前記目的を達成する第１１発明は、第４発明において、前記第３キャリヤと前記第４キャリヤおよび前記第３リングギヤと前記第４リングギヤとはそれぞれ共通の部材で構成されるとともに、前記第４遊星歯車装置の遊星歯車が前記第３遊星歯車装置の互いに噛み合う一対の遊星歯車のいずれか１つを兼ねていることを特徴とする。
According to an eleventh aspect of the invention for achieving the above object, in the fourth aspect of the invention, the third carrier, the fourth carrier, the third ring gear, and the fourth ring gear are each constituted by a common member, and The planetary gear of the four planetary gear unit also serves as any one of a pair of planetary gears that mesh with each other of the third planetary gear unit.

また、前記目的を達成する第１２発明は、第１発明乃至第１１発明のいずれか１において、前記第６回転要素は、第４ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されており、その第４ブレーキおよび前記第１クラッチが係合させられることにより、後進変速段が成立させられることを特徴とする。
Further, in a twelfth aspect of the present invention for achieving the above object, in any one of the first to eleventh aspects, the sixth rotating element is selectively connected to a non-rotating member via a fourth brake. The reverse speed is established by engaging the fourth brake and the first clutch.

また、前記目的を達成する第１３発明は、第１発明乃至第１２発明のいずれか１において、エンジンの出力は、流体伝動装置を介して前記入力回転部材に入力されるものであることを特徴とする。
The thirteenth invention for achieving the above object is characterized in that, in any one of the first to twelfth inventions, the output of the engine is input to the input rotating member via a fluid transmission device. And

上記第１発明乃至第１３発明によれば、第１変速部の増速歯車装置および第２変速部の２組の遊星歯車装置によって、変速比幅を大きくとることができ且つ変速比ステップも適切な前進７速以上が可能となり、また、増速歯車装置は第１軸上に配置され、２組の遊星歯車装置は第２軸上に配置されているので、軸方向の寸法を短縮できてＦＦ車両やＲＲ車両の横置きに好適に用いることができる。
According to the first to thirteenth aspects of the present invention, the gear ratio range can be increased and the gear ratio step is also appropriate by the speed increasing gear device of the first transmission unit and the two sets of planetary gear devices of the second transmission unit. 7 forward speeds or more are possible, and the speed increasing gear device is disposed on the first shaft, and the two planetary gear devices are disposed on the second shaft, so that the axial dimension can be reduced. It can be suitably used for horizontal placement of FF vehicles and RR vehicles.

また、第９発明乃至第１０発明では、変速比幅を大きくとることができ且つ変速比ステップも適切な前進８速が可能な小型の車両用遊星歯車式多段変速機が得られる。
Further, according to the ninth to tenth inventions, a small planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that can have a large transmission gear ratio range and is capable of eight forward speeds with appropriate transmission gear ratio steps can be obtained.

また、第７発明または第８発明では、カウンタギヤ対を用いることで入力回転部材から第２変速部へ的確に動力（回転）が伝達され、またギヤ比の設定だけで適切な回転速度が簡単に得られる。
In the seventh invention or the eighth invention, power (rotation) is accurately transmitted from the input rotation member to the second transmission unit by using the counter gear pair, and an appropriate rotation speed can be easily set only by setting the gear ratio. Is obtained.

また、第１２発明では、前進７速以上、または前進８速の変速段に加え、後進１段の変速ギヤ段が得られる。
In the twelfth aspect , in addition to the forward speed of 7 or more speeds or the forward speed of 8 speeds, a reverse gear stage of one reverse speed is obtained.

また、第１１発明では、所謂ラビニヨ型の遊星歯車列を用いるので、部品点数や軸長を一層低減できる。
In the eleventh aspect of the invention, since the so-called Ravigneaux type planetary gear train is used, the number of parts and the shaft length can be further reduced.

また、第１３発明によれば、コンパクトな自動変速機の設計が可能となる。 Further, according to the thirteenth aspect , a compact automatic transmission can be designed.

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は、車両用自動変速装置として好適な車両用遊星歯車式多段変速機（以下、変速機という）１０の構成を説明する骨子図である。この変速機１０は、車両において横置きされるＦＦまたはＲＲ用自動変速機として好適に用いられるものであり、エンジン８と図示しない駆動輪との間に設けられ、エンジン８の出力を駆動輪に伝達する。   FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a vehicular planetary gear type multi-stage transmission (hereinafter referred to as a transmission) 10 suitable as an automatic transmission for a vehicle. The transmission 10 is suitably used as an FF or RR automatic transmission that is placed horizontally in a vehicle. The transmission 10 is provided between an engine 8 and drive wheels (not shown), and the output of the engine 8 is used as drive wheels. introduce.

変速機１０は、車体に取り付けられるトランスミッションケース１２内に、流体伝動装置としてのロックアップクラッチ１３付のトルクコンバータ１４、このトルクコンバータ１４に連結される入力軸１６、入力軸１６に連結された第１軸１８、第１軸１８に平行な第２軸２０、第１変速部２２、および第２変速部２４を備えている。本実施例では、上記トランスミッションケース１２が非回転部材に対応し、入力軸１６が入力回転部材に対応する。   The transmission 10 has a transmission case 12 attached to the vehicle body, a torque converter 14 with a lock-up clutch 13 as a fluid transmission device, an input shaft 16 coupled to the torque converter 14, a first coupled to the input shaft 16. A first shaft 18, a second shaft 20 parallel to the first shaft 18, a first transmission unit 22, and a second transmission unit 24 are provided. In this embodiment, the transmission case 12 corresponds to a non-rotating member, and the input shaft 16 corresponds to an input rotating member.

第１変速部２２は、第１動力伝達装置として機能する第１カウンタギヤ対２６、第２動力伝達装置として機能する第２カウンタギヤ対２８、および増速歯車装置として機能する第１遊星歯車装置３０を主体として構成されている。   The first transmission unit 22 includes a first counter gear pair 26 that functions as a first power transmission device, a second counter gear pair 28 that functions as a second power transmission device, and a first planetary gear device that functions as a speed increasing gear device. 30 is the main component.

上記第１カウンタギヤ対２６は、第１軸１８の回転を第２軸２０へ伝達する第１動力伝達装置であり、第１軸１８に相対回転不能に設けられた第１ドライブギヤ３２と、第２軸２０に相対回転可能に設けられ、第１ドライブギヤ３２と噛み合わされることにより駆動される第１ドリブンギヤ３４とからなる。この第１ドリブンギヤ３４は、第１中間出力経路Ｍ１の一部材すなわち第１中間出力部材を構成する。また、本実施例では、この第１ドライブギヤ３２および第１ドリブンギヤ３４は互いに同じ歯数を有しており、入力軸１６の回転速度がそのままの速度で第２変速部２４へ出力されるようになっている（すなわち減速比が１とされている）が、第１カウンタギヤ対２６のギヤ比は任意の値に設定し得る。   The first counter gear pair 26 is a first power transmission device that transmits the rotation of the first shaft 18 to the second shaft 20, and a first drive gear 32 that is provided on the first shaft 18 so as not to rotate relative thereto. The second shaft 20 includes a first driven gear 34 that is rotatably provided and is driven by being engaged with the first drive gear 32. The first driven gear 34 constitutes one member of the first intermediate output path M1, that is, a first intermediate output member. In the present embodiment, the first drive gear 32 and the first driven gear 34 have the same number of teeth, and the rotational speed of the input shaft 16 is output to the second transmission unit 24 at the same speed. However, the gear ratio of the first counter gear pair 26 can be set to an arbitrary value.

上記第２カウンタギヤ対２８は、第１軸１８の回転を第２軸２０へ伝達する第２動力伝達装置として機能するとともに、入力軸１６の回転を増速して第２変速部２４へ出力する増速装置として機能するものであり、第１カウンタギヤ対２６よりも第１軸１８の軸方向においてトルクコンバータ１４から遠い側に配置されている。この第２カウンタギヤ対２８は、第１軸１８に相対回転可能に設けられ、駆動側回転部材として機能する第２ドライブギヤ３６と、第２軸２０に相対回転可能に設けられ、第２ドライブギヤ３６よりも少ない歯数を有してその第２ドライブギヤ３６と噛み合わされることにより被駆動側回転部材として機能する第２ドリブンギヤ３８とからなる。この第２ドリブンギヤ３８は、第２中間出力経路Ｍ２の一部材すなわち第２中間出力部材を構成する。また、本実施例では、第２カウンタギヤ対２８の減速比は、０．６６２とされている。ただし、この減速比は、上記第１カウンタギヤ対２６の減速比よりも小さい範囲で任意の値に設定し得る。   The second counter gear pair 28 functions as a second power transmission device that transmits the rotation of the first shaft 18 to the second shaft 20, and accelerates the rotation of the input shaft 16 and outputs it to the second transmission unit 24. It functions as a speed increasing device, and is arranged on the side farther from the torque converter 14 in the axial direction of the first shaft 18 than the first counter gear pair 26. The second counter gear pair 28 is provided on the first shaft 18 so as to be rotatable relative to the first shaft 18, and is provided on the second shaft 20 so as to be rotatable relative to the second drive gear 36 that functions as a drive side rotation member. A second driven gear 38 that functions as a driven-side rotating member by meshing with the second drive gear 36 having a smaller number of teeth than the gear 36. The second driven gear 38 constitutes one member of the second intermediate output path M2, that is, a second intermediate output member. In the present embodiment, the reduction ratio of the second counter gear pair 28 is 0.662. However, this reduction ratio can be set to an arbitrary value within a range smaller than the reduction ratio of the first counter gear pair 26.

第１遊星歯車装置３０は、第１軸１８上において第１カウンタギヤ対２６と第２カウンタギヤ対２８との間に配置されている。この第１遊星歯車装置３０は、ステップドピニオンを有する遊星歯車装置であり、第１サンギヤＳ１と、そのサンギヤＳ１と噛み合う第１遊星歯車部Ｐ１およびその第１遊星歯車部Ｐ１とは異なる径或いは歯数（すなわち第１遊星歯車部Ｐ１よりも小さな径或いは歯数）を有する第２遊星歯車部Ｐ２を有するステップドピニオンＳＰと、そのステップドピニオンＳＰの第２遊星歯車部Ｐ２と噛み合うリングギヤＲ２と、ステップドピニオンＳＰを自転および公転可能に支持する第１キャリヤＣＡ１とを備えており、たとえば「０．２５０」程度の所定のギヤ比ρ１（＝第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１／第２リングギヤＲ２の歯数ＺＲ２）を有している。また、上記第２遊星歯車部Ｐ２を支持する第１キャリヤＣＡ１を第２キャリヤＣＡ２と見るとともに、実際には設けられていないが第２遊星歯車部Ｐ２と噛み合う第２サンギヤＳ２が設けられていると考えると、第２サンギヤＳ２、第２遊星歯車Ｐ２、第２キャリヤＣＡ２および第２リングギヤＲ２により第２遊星歯車装置が構成されていると見ることもできる。この第２遊星歯車装置は、たとえば「０．６１０」程度の所定のギヤ比ρ２（＝第２サンギヤＳ２の歯数ＺＳ２／第２リングギヤＲ２の歯数ＺＲ２）を有している。 The first planetary gear device 30 is disposed on the first shaft 18 between the first counter gear pair 26 and the second counter gear pair 28. The first planetary gear device 30 is a planetary gear device having a stepped pinion, and has a diameter different from that of the first sun gear S1, the first planetary gear portion P1 meshing with the sun gear S1, and the first planetary gear portion P1. A stepped pinion SP having a second planetary gear part P2 having a number of teeth (that is, a smaller diameter or number of teeth than the first planetary gear part P1), and a ring gear R2 meshing with the second planetary gear part P2 of the stepped pinion SP. And a first carrier CA1 that supports the stepped pinion SP so as to be capable of rotating and revolving, for example, a predetermined gear ratio ρ 1 of about “0.250” (= the number of teeth of the first sun gear S1 Z S1 / The number of teeth Z R2 ) of the second ring gear R2 is provided. The first carrier CA1 that supports the second planetary gear portion P2 is regarded as the second carrier CA2, and a second sun gear S2 that is not actually provided but meshes with the second planetary gear portion P2 is provided. It can be considered that the second planetary gear unit is configured by the second sun gear S2, the second planetary gear P2, the second carrier CA2, and the second ring gear R2. The second planetary gear device has a predetermined gear ratio ρ 2 (= the number of teeth Z S2 of the second sun gear S2 / the number of teeth Z R2 of the second ring gear R2 ) of, for example, about “0.610”.

この第１変速部２２においては、第１サンギヤＳ１は増速ブレーキＢ０を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結されるとともに、一体化クラッチＣ０を介して第１キャリヤＣＡ１にも選択的に連結されている。その第１キャリヤＣＡ１は第１軸１８にも連結され、第２リングギヤＲ２は、第２ドライブギヤ３６に連結されている。上記一体化クラッチＣ０が係合させられて第１サンギヤＳ１と第１キャリヤＣＡ１とが連結されると、第１遊星歯車装置３０の各構成要素は一体的に回転させられるので、第２ドライブギヤ３６は入力軸１６と同じ回転速度で回転させられる。一方、増速ブレーキＢ０が係合させられると、サンギヤＳ１が回転不能とされるので、入力軸１６よりも速い回転速度で第２ドライブギヤ３６が回転させられる。特に、第１遊星歯車装置３０はステップドピニオンＳＰを備えているので、低いステップドピニオンＳＰの回転速度で高い増速比を得ることができる。ただし、単一のピニオンギヤを用いても所定の増速比が得られる場合には、単一のピニオンギヤを有する遊星歯車装置とされてもよい。   In the first transmission unit 22, the first sun gear S1 is selectively connected to the transmission case 12 via the speed increasing brake B0, and is also selectively connected to the first carrier CA1 via the integrated clutch C0. Has been. The first carrier CA1 is also connected to the first shaft 18, and the second ring gear R2 is connected to the second drive gear 36. When the integrated clutch C0 is engaged and the first sun gear S1 and the first carrier CA1 are connected, the components of the first planetary gear device 30 are rotated together, so that the second drive gear 36 is rotated at the same rotational speed as the input shaft 16. On the other hand, when the speed increasing brake B0 is engaged, the sun gear S1 cannot be rotated, so that the second drive gear 36 is rotated at a rotational speed faster than that of the input shaft 16. In particular, since the first planetary gear device 30 includes the stepped pinion SP, a high speed increase ratio can be obtained at a low rotational speed of the stepped pinion SP. However, if a predetermined speed increase ratio can be obtained even if a single pinion gear is used, a planetary gear device having a single pinion gear may be used.

このように構成された第１変速部２２では、入力軸１６の回転は、第１カウンタギヤ対２６を経由する第１中間出力経路Ｍ１または第２カウンタギヤ対２８を経由する中間出力経路Ｍ２のいずれか少なくとも一方の出力経路から第２変速部２４へ出力され、入力軸１６の回転が第２中間出力経路Ｍ２から出力される場合には、第１中間出力経路Ｍ１に対して増速回転させられて出力される。   In the first speed change portion 22 configured as described above, the rotation of the input shaft 16 is caused by the first intermediate output path M1 passing through the first counter gear pair 26 or the intermediate output path M2 passing through the second counter gear pair 28. When the rotation is output from at least one of the output paths to the second transmission unit 24 and the rotation of the input shaft 16 is output from the second intermediate output path M2, the rotation speed is increased with respect to the first intermediate output path M1. Output.

前記第２変速部２４は、第３遊星歯車装置４０および第４遊星歯車装置４２を主体として構成されている。この第３遊星歯車装置４０および第４遊星歯車装置４２は、第１ドリブンギヤ３４と第２ドリブンギヤ３８との間において、第３遊星歯車装置４０が第１ドリブンギヤ３４側に第４遊星歯車装置４２が第２ドリブンギヤ３８側に配置されている。   The second transmission unit 24 is mainly composed of a third planetary gear device 40 and a fourth planetary gear device 42. In the third planetary gear device 40 and the fourth planetary gear device 42, the third planetary gear device 40 is disposed on the first driven gear 34 side between the first driven gear 34 and the second driven gear 38. Arranged on the second driven gear 38 side.

これら第３遊星歯車装置４０および第４遊星歯車装置４２は、それぞれダブルピニオン型およびシングルピニオン型の遊星歯車装置である。すなわち、第３遊星歯車装置４０は、第３サンギヤＳ３、互いに噛み合う複数対の第３遊星歯車Ｐ３、その第３遊星歯車Ｐ３を自転および公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３、第３遊星歯車Ｐ３を介して第３サンギヤＳ３と噛み合う第３リングギヤＲ３を備えており、たとえば「０．４５２」程度の所定のギヤ比ρ３（＝第３サンギヤＳ３の歯数ＺＳ３／第３リングギヤＲ３の歯数ＺＲ３）を有しており、第４遊星歯車装置４２は、第４サンギヤＳ４、第４遊星歯車Ｐ４、その第４遊星歯車Ｐ４を自転および公転可能に支持する第４キャリヤＣＡ４、第４遊星歯車Ｐ４を介して第４サンギヤＳ４と噛み合う第４リングギヤＲ４を備えており、たとえば「０．５００」程度の所定のギヤ比ρ４（＝第４サンギヤＳ４の歯数ＺＳ４／第４リングギヤＲ４の歯数ＺＲ４）を有している。 The third planetary gear device 40 and the fourth planetary gear device 42 are double pinion type and single pinion type planetary gear devices, respectively. That is, the third planetary gear unit 40 includes a third sun gear S3, a plurality of pairs of third planetary gears P3 that mesh with each other, a third carrier CA3 that supports the third planetary gear P3 so as to be capable of rotating and revolving, and a third planetary gear P3. Is provided with a third ring gear R3 meshing with the third sun gear S3, for example, a predetermined gear ratio ρ 3 of about “0.452” (= the number of teeth of the third sun gear S3 Z S3 / the teeth of the third ring gear R3 has a number Z R3), the fourth planetary gear set 42 includes a fourth sun gear S4, a fourth planet gear P4, a fourth carrier CA4 rotatably and revolvably supports the fourth planetary gear P4, a fourth and a fourth ring gear R4 meshing with the fourth sun gear S4 via the planetary gear P4, for example, "0.500" approximately of a predetermined gear ratio [rho 4 (= number of teeth Z S4 / a fourth sun gear S4 It has a number of teeth Z R4 ring gear R4).

この第２変速部２４においては、第１クラッチＣ１は第１ドリブンギヤ３４と第２軸２０との間を選択的に連結し、第２クラッチＣ２は第１ドリブンギヤ３４と第４キャリヤＣＡ４との間を選択的に連結し、第３クラッチＣ３は第２ドリブンギヤ３８と第２軸２０との間を選択的に連結し、第４クラッチＣ４は第２ドリブンギヤ３８と第３キャリヤＣＡ３との間を選択的に連結しているので、第１クラッチＣ１または第２クラッチＣ２のいずれか少なくとも一方が係合されると、第１中間出力経路Ｍ１を介して入力軸１６の回転が第２変速部２４へ入力され、第３クラッチＣ３または第４クラッチＣ４のいずれか少なくとも一方が係合されると、第２中間出力経路Ｍ２を介して入力軸１６の回転が第２変速部２４へ入力される。   In the second transmission unit 24, the first clutch C1 selectively connects the first driven gear 34 and the second shaft 20, and the second clutch C2 is between the first driven gear 34 and the fourth carrier CA4. The third clutch C3 selectively connects between the second driven gear 38 and the second shaft 20, and the fourth clutch C4 selects between the second driven gear 38 and the third carrier CA3. Therefore, when at least one of the first clutch C1 and the second clutch C2 is engaged, the rotation of the input shaft 16 is transferred to the second transmission unit 24 via the first intermediate output path M1. When at least one of the third clutch C3 and the fourth clutch C4 is engaged, the rotation of the input shaft 16 is input to the second transmission unit 24 via the second intermediate output path M2.

また、第３サンギヤＳ３は第２軸２０に相対回転不能に設けられ、第３キャリヤＣＡ３は、第３ブレーキＢ３を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結されるとともに、第４クラッチＣ４を介して第２ドリブンギヤ３８に選択的に連結され、第３リングギヤＲ３および第４キャリヤＣＡ４は一体的に連結されるとともに、第４ブレーキＢ４を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結され、第４サンギヤＳ４は第２軸２０に相対回転不能に設けられ、第４リングギヤＲ４は出力回転部材として機能するドライブピニオンギヤ４４と一体的に連結されている。また、このドライブピニオンギヤ４４は、差動装置４６と一体回転させられるリングギヤ４８と噛み合わされている。   The third sun gear S3 is provided on the second shaft 20 so as not to rotate relative to the second shaft 20, and the third carrier CA3 is selectively connected to the transmission case 12 via the third brake B3 and via the fourth clutch C4. The third ring gear R3 and the fourth carrier CA4 are integrally connected to the second driven gear 38, and are selectively connected to the transmission case 12 via the fourth brake B4. S4 is provided on the second shaft 20 so as not to rotate relative to the second shaft 20, and the fourth ring gear R4 is integrally connected to a drive pinion gear 44 that functions as an output rotating member. The drive pinion gear 44 is meshed with a ring gear 48 that rotates together with the differential 46.

上記クラッチＣおよびブレーキＢは、従来の車両用自動変速機においてよく用いられている油圧式摩擦係合装置であって、互いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型や、回転するドラムの外周面に巻き付けられた１本または２本のバンドの一端が油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成され、それが介挿されている両側の部材を選択的に連結するためのものである。   The clutch C and the brake B are hydraulic friction engagement devices often used in conventional automatic transmissions for vehicles, and a wet multi-plate in which a plurality of friction plates stacked on each other are pressed by a hydraulic actuator. One end of one or two bands wound around the outer peripheral surface of the mold or rotating drum is composed of a band brake etc. that is tightened by a hydraulic actuator, and the members on both sides are inserted selectively. Is to do.

以上のように構成された変速機１０では、たとえば、図２の係合作動表に示されるように、クラッチＣ０〜Ｃ４、ブレーキＢ０、Ｂ３〜Ｂ４のうちから選択された２つ乃至３つが同時に係合作動させられることにより、第１速ギヤ段（第１変速段）乃至第８速ギヤ段（第８変速段）のいずれか或いは後進ギヤ段（後進変速段）が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT ）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。 In the transmission 10 configured as described above, for example, as shown in the engagement operation table of FIG. 2, two to three selected from the clutches C0 to C4 and the brakes B0 and B3 to B4 are simultaneously provided. By being engaged, either the first speed gear stage (first gear stage) to the eighth speed gear stage (eighth gear stage) or the reverse gear stage (reverse gear stage) is selectively established. Thus, a gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) that changes in a substantially equal ratio is obtained for each gear stage.

すなわち、図２に示すように、第１クラッチＣ１および第３ブレーキＢ３の係合により、第１中間出力経路Ｍ１と第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４との間、第３キャリヤＣＡ３とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ１が最大値たとえば「３．８４２」である第１速ギヤ段が成立させられる。また、一体化クラッチＣ０、第３クラッチＣ３および第３ブレーキＢ３の係合により、第１軸１８と第２ドライブギヤ３６との間、第２ドリブンギヤ３８（第２中間中間出力経路Ｍ２）と第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４との間、第３キャリヤＣＡ３ととトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ２が第１速ギヤ段よりも小さい値たとえば「２．５４３」程度である第２速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２および第３ブレーキＢ３の係合により、第１ドリブンギヤ３４（第１中間出力経路Ｍ１）と第４キャリヤＣＡ４および第３リングギヤＲ３との間、第３キャリヤＣＡ３とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ３が第２速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．７３７」程度である第３速ギヤ段が成立させられる。また、一体化クラッチＣ０、第２クラッチＣ２および第３クラッチＣ３の係合により、第１軸１８と第２ドライブギヤ３６との間、第１ドリブンギヤ３４（第１中間出力経路Ｍ１）と第４キャリヤＣＡ４および第３リングギヤＲ３との間、第２ドリブンギヤ３８（第２中間出力経路Ｍ２）と第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ４が第３速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．２１８」程度である第４速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の係合により、第１ドリブンギヤ３４（第１中間出力経路Ｍ１）と第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４との間、第１ドリブンギヤ３４（第１中間出力経路Ｍ１）と第４キャリヤＣＡ４および第３リングギヤＲ３との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ５が第４速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．０００」程度である第５速ギヤ段が成立させられる。また、一体化クラッチＣ０、第２クラッチＣ２および第４クラッチＣ４の係合により、第１軸１８と第２ドライブギヤ３６との間、第１ドリブンギヤ３４（第１中間出力経路Ｍ１）と第４キャリヤＣＡ４および第３リングギヤＲ３との間、第２ドリブンギヤ３８（第２中間出力経路Ｍ２）と第３キャリヤＣＡ３との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ６が第５速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．８２２」程度である第６速ギヤ段が成立させられる。また、一体化クラッチＣ０、第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４の係合により、第１軸１８と第２ドライブギヤ３６との間、第２ドリブンギヤ３８（第２中間出力経路Ｍ２）と第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４との間、第２ドリブンギヤ３８（第２中間出力経路Ｍ２）と第３キャリヤＣＡ３との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ７が第６速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．６２２」である第７速ギヤ段が成立させられる。また、第３クラッチＣ３、第４クラッチＣ４および増速ブレーキＢ０の係合により、第２ドリブンギヤ３８（第２中間出力経路Ｍ２）と第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４との間、第２ドリブンギヤ３８（第２中間出力経路Ｍ２）と第３キャリヤＣＡ３との間、第１サンギヤＳ１とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ８が第７速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．５８２」である第８速ギヤ段が成立させられる。なお、上記第１速ギヤ段、第３速ギヤ段、第５速ギヤ段では、さらに、一体化クラッチＣ０が係合させられるようになっていてもよい。 That is, as shown in FIG. 2, the engagement of the first clutch C1 and the third brake B3 causes the third carrier CA3 and the transmission case between the first intermediate output path M1 and the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4. by between 12 are respectively connected, first speed ratio [gamma 1 is the maximum value, for example, "3.842" is established. Further, due to the engagement of the integrated clutch C0, the third clutch C3, and the third brake B3, the second driven gear 38 (second intermediate intermediate output path M2) and the second shaft are connected between the first shaft 18 and the second drive gear 36. 3 between the sun gear S3 and fourth sun gear S4, third carrier by between CA3 and the transmission case 12 are respectively connected, the speed ratio gamma 2 is smaller than the first gear value, for example, "2. The second speed gear stage of about 543 "is established. Further, due to the engagement of the second clutch C2 and the third brake B3, the third carrier CA3 and the transmission case 12 are disposed between the first driven gear 34 (first intermediate output path M1) and the fourth carrier CA4 and the third ring gear R3. by are respectively connected between the third speed ratio [gamma 3 is smaller, for example, about "1.737" than the second speed position, it is established. Further, due to the engagement of the integrated clutch C0, the second clutch C2, and the third clutch C3, between the first shaft 18 and the second drive gear 36, the first driven gear 34 (first intermediate output path M1) and the fourth between the carrier CA4, and the third ring gear R3, by between the second driven gear 38 (second intermediate output path M2) and the third sun gear S3 and fourth sun gear S4 are connected respectively, is the gear ratio gamma 4 second The fourth speed gear stage which is smaller than the third speed gear stage, for example, about “1.218” is established. Further, due to the engagement of the first clutch C1 and the second clutch C2, the first driven gear 34 (first intermediate gear 34) is provided between the first driven gear 34 (first intermediate output path M1) and the third sun gear S3 and fourth sun gear S4. By connecting the output path M1) to the fourth carrier CA4 and the third ring gear R3, the fifth gear ratio γ5 is smaller than the fourth gear, for example, about “1.000”. A speed gear is established. Further, due to the engagement of the integrated clutch C0, the second clutch C2, and the fourth clutch C4, between the first shaft 18 and the second drive gear 36, the first driven gear 34 (first intermediate output path M1) and the fourth between the carrier CA4, and the third ring gear R3, by between the second driven gear 38 (the second intermediate output path M2) and the third carrier CA3 is connected respectively, the gear ratio gamma 6 is than the fifth gear The sixth speed gear stage having a smaller value, for example, about “0.822” is established. Further, due to the engagement of the integrated clutch C0, the third clutch C3, and the fourth clutch C4, the second driven gear 38 (second intermediate output path M2) and the third shaft are connected between the first shaft 18 and the second drive gear 36. between the sun gear S3 and fourth sun gear S4, by between the second driven gear 38 (the second intermediate output path M2) and the third carrier CA3 is connected respectively, the gear ratio gamma 7 is than the sixth gear The seventh gear stage having a smaller value, for example, “0.622”, is established. Further, due to the engagement of the third clutch C3, the fourth clutch C4, and the speed increasing brake B0, the second driven gear is provided between the second driven gear 38 (second intermediate output path M2) and the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4. 38 (second intermediate output path M2) and the third carrier CA3, and between the first sun gear S1 and the transmission case 12, respectively, the transmission ratio γ 8 is smaller than the seventh speed gear stage. An eighth speed gear having a value, for example, “0.582” is established. In the first speed gear stage, the third speed gear stage, and the fifth speed gear stage, the integrated clutch C0 may be further engaged.

また、第１クラッチＣ１および第４ブレーキＢ４の係合により、第１ドリブンギヤ３４（第１中間出力経路Ｍ１）と第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４との間、第３リングギヤＲ３および第４キャリヤＣＡ４とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γＲが第１速ギヤ段と第２速ギヤ段との間の値たとえば「２．８７５」である後進ギヤ段が成立させられる。前記第１遊星歯車装置３０のギヤ比ρ１、ρ２、第３遊星歯車装置４０のギヤ比ρ３、第４遊星歯車装置４２のギヤ比ρ４は、上記のような変速比が得られるように設定されているのである。 Further, due to the engagement of the first clutch C1 and the fourth brake B4, the third ring gear R3 and the fourth carrier are provided between the first driven gear 34 (first intermediate output path M1) and the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4. By connecting CA4 and transmission case 12 respectively, a reverse gear stage in which the gear ratio γ R is a value between the first speed gear stage and the second speed gear stage, for example, “2.875” is established. Be made. The gear ratio [rho 1 of the first planetary gear set 30, [rho 2, the gear ratio of the third planetary gear set 40 [rho 3, the gear ratio [rho 4 of the fourth planetary gear device 42, the gear ratio as described above can be obtained It is set as follows.

上記変速機１０において、第１速ギヤ段の変速比γ１と第２速ギヤ段の変速比γ２との比（＝γ１／γ２）が「１．５１１」とされ、第２速ギヤ段の変速比γ２と第３速ギヤ段の変速比γ３との比（＝γ２／γ３）が「１．４６４」とされ、第３速ギヤ段の変速比γ３と第４速ギヤ段の変速比γ４との比（＝γ３／γ４）が「１．４２６」とされ、第４速ギヤ段の変速比γ４と第５速ギヤ段の変速比γ５との比（＝γ４／γ５）が「１．２１８」とされ、第５速ギヤ段の変速比γ５と第６速ギヤ段の変速比γ６との比（＝γ５／γ６）が「１．２１７」とされ、第６速ギヤ段の変速比γ６と第７速ギヤ段の変速比γ７との比（＝γ６／γ７）が「１．２４２」とされ、第７速ギヤ段の変速比γ７と第８速ギヤ段の変速比γ８との比（＝γ７／γ８）が「１．１３７」とされ、各変速比γが略等比的に変化させられている。また、上記変速機１０において、第１速ギヤ段の変速比γ１と第８速ギヤ段の変速比γ８との比である変速比幅（＝γ１／γ８）が比較的大きな値すなわち「６．６０４」とされている。 In the transmission 10, the ratio (= γ 1 / γ 2 ) between the speed ratio γ 1 of the first speed gear stage and the speed ratio γ 2 of the second speed gear stage is set to “1.511”. The ratio (= γ 2 / γ 3 ) between the speed ratio γ 2 of the gear stage and the speed ratio γ 3 of the third speed gear stage is set to “1.464”, and the speed ratio γ 3 of the third speed gear stage and the the ratio of the speed ratio gamma 4 of the fourth gear (= γ 3 / γ 4) is set to "1.426", the gear ratio of the gear ratio of the fourth gear gamma 4 and the fifth gear gamma 5 is the ratio (= γ 4 / γ 5) is "1.218" with the ratio of the speed ratio gamma 6 the speed ratio gamma 5 in fifth gear sixth gear stage (= gamma 5 / gamma 6 ) is set to “1.217”, and the ratio (= γ 6 / γ 7 ) between the speed ratio γ 6 of the sixth speed gear and the speed ratio γ 7 of the seventh speed gear is set to “1.242”. It is the ratio of the speed ratio gamma 8 and the gear ratio gamma 7 of the seventh-speed position eighth gear ( γ 7 / γ 8) is set to "1.137", the gear ratio gamma is geometric series varied. In the above transmission 10, the speed ratio gamma 1 and which is the ratio gear ratio range of the gear ratio gamma 8 of eighth gear (= γ 1 / γ 8) is relatively large value of the first gear That is, it is set to “6.604”.

図３は、上記変速機１０において、ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表すことができる共線図を示している。図３の共線図は、横軸方向において各遊星歯車装置３０、４０、４２のギヤ比ρの関係を示し、縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、最も下側の横線Ｘ１が回転速度零を示し、その上側の横線Ｘ２が回転速度「１．０」すなわち入力軸１６の回転速度を示している。また、各縦線Ｙ１〜Ｙ８は、左から順に、第１回転要素ＲＥ１乃至第８回転要素ＲＥ８を表しており、第１回転要素ＲＥ１は第１サンギヤＳ１であり、第２回転要素ＲＥ２は実際には設けられていないが第２サンギヤＳ２であり、第３回転要素ＲＥ３は第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２であり、第４回転要素ＲＥ４は第２リングギヤＲ２であり、第５回転要素ＲＥ５は相互に連結された第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４であり、第６回転要素ＲＥ６は相互に連結された第３リングギヤＲ３および第４キャリヤＣＡ４であり、第７回転要素ＲＥ７は第４リングギヤＲ４であり、第８回転要素ＲＥ８は第３キャリヤＣＡ３である。また、縦線Ｙ１〜Ｙ４の間隔は前述した第１遊星歯車装置３０のギヤ比ρ１、ρ２に応じてそれぞれ定められ、縦線Ｙ５〜Ｙ８の間隔は第３遊星歯車装置４０および第４遊星歯車装置４２のギヤ比ρ３、ρ４に応じてそれぞれ定められ、共線図の縦軸間隔は、サンギヤとキャリヤとの間を「１」とするとキャリヤとリングギヤとの間がρとなるように定められている。 FIG. 3 is a collinear diagram that can represent, on a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements that are connected in different gear stages in the transmission 10. The collinear chart of FIG. 3 shows the relationship of the gear ratio ρ of each planetary gear unit 30, 40, 42 in the horizontal axis direction, and is a two-dimensional coordinate indicating the relative rotational speed in the vertical axis direction. The horizontal line X1 indicates the rotational speed zero, and the horizontal line X2 above it indicates the rotational speed “1.0”, that is, the rotational speed of the input shaft 16. The vertical lines Y1 to Y8 represent the first to eighth rotating elements RE1 to RE8 in order from the left, the first rotating element RE1 is the first sun gear S1, and the second rotating element RE2 is actually Is provided with the second sun gear S2, the third rotating element RE3 is the first carrier CA1 and the second carrier CA2, the fourth rotating element RE4 is the second ring gear R2, and the fifth rotating element RE5. Are a third sun gear S3 and a fourth sun gear S4 that are connected to each other, a sixth rotating element RE6 is a third ring gear R3 and a fourth carrier CA4 that are connected to each other, and a seventh rotating element RE7 is a fourth ring gear. R8 and the eighth rotating element RE8 is the third carrier CA3. The intervals between the vertical lines Y1 to Y4 are determined according to the gear ratios ρ 1 and ρ 2 of the first planetary gear device 30 described above, and the intervals between the vertical lines Y5 to Y8 are the third planetary gear device 40 and the fourth planetary gear device 40. It is determined in accordance with the gear ratios ρ 3 and ρ 4 of the planetary gear device 42, and the vertical axis interval of the collinear diagram is ρ between the sun gear and the carrier, where ρ is between the carrier and the ring gear. It is prescribed as follows.

上記共線図を利用して表現すれば、本実施例の変速機１０は、第１変速部２２において、上記第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）は増速ブレーキＢ０を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結され、上記第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）は入力軸１６および第１中間出力経路Ｍ１に連結されるように構成されている。また、上記第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は、第２カウンタギヤ対２８（第２中間出力経路Ｍ２）に連結されているので、第４回転要素ＲＥ４を経由する場合には、入力軸１６の回転が増速させられて第２変速部２４へ出力される。一方、第２変速部２４においては、上記第５回転要素ＲＥ５（Ｓ３、Ｓ４）は第１クラッチＣ１を介して第１中間出力経路Ｍ１に選択的に連結されるとともに第３クラッチＣ３を介して第２中間出力経路Ｍ２（第２ドリブンギヤ３８）に選択的に連結され、上記第６回転要素ＲＥ６（Ｒ３、ＣＡ４）は第２クラッチＣ２を介して第１中間出力経路Ｍ１に選択的に連結されるとともに、第４ブレーキＢ４を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結され、上記第７回転要素ＲＥ７（Ｒ４）はドライブピニオンギヤ４４（出力回転部材）に連結され、上記第８回転要素ＲＥ８（ＣＡ３）は第４クラッチＣ４を介して第２中間出力経路Ｍ２（第２ドリブンギヤ３８）に選択的に連結されるとともに第３ブレーキＢ３を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結されるように構成されている。   If expressed using the collinear diagram, the transmission 10 of the present embodiment selects the first rotating element RE1 (S1) as the transmission case 12 via the speed increasing brake B0 in the first transmission unit 22. The third rotating element RE3 (CA1, CA2) is configured to be connected to the input shaft 16 and the first intermediate output path M1. Further, since the fourth rotation element RE4 (R2) is connected to the second counter gear pair 28 (second intermediate output path M2), when passing through the fourth rotation element RE4, the input shaft 16 The rotation is increased and output to the second transmission unit 24. On the other hand, in the second transmission unit 24, the fifth rotation element RE5 (S3, S4) is selectively coupled to the first intermediate output path M1 via the first clutch C1 and via the third clutch C3. The sixth intermediate rotation path RE6 (R3, CA4) is selectively connected to the first intermediate output path M1 via the second clutch C2, and is selectively connected to the second intermediate output path M2 (second driven gear 38). The seventh rotating element RE7 (R4) is connected to the drive pinion gear 44 (output rotating member) and is selectively connected to the transmission case 12 via the fourth brake B4. ) Is selectively coupled to the second intermediate output path M2 (second driven gear 38) via the fourth clutch C4 and transmitted via the third brake B3. And it is configured to be selectively coupled to Yonkesu 12.

上記図３の共線図により各変速ギヤ段を説明する。第１速ギヤ段では、第５回転要素ＲＥ５は第１クラッチＣ１の係合により第１中間出力経路Ｍ１に連結されて回転速度「１」とされ、第８回転要素ＲＥ８は第３ブレーキＢ３の係合によりトランスミッションケース１２に連結されて回転速度「０」とされるので、縦線Ｙ５と横線Ｘ２との交点と、縦線Ｙ８と横線Ｘ１との交点とを結ぶ直線が縦線Ｙ７と交差する点（１st）により、ドライブピニオンギヤ４４の回転速度が示される。   Each speed gear stage will be described with reference to the collinear diagram of FIG. In the first speed gear stage, the fifth rotation element RE5 is connected to the first intermediate output path M1 by the engagement of the first clutch C1 and is set to the rotation speed “1”, and the eighth rotation element RE8 is connected to the third brake B3. Since it is connected to the transmission case 12 by engagement and the rotational speed is set to “0”, a straight line connecting the intersection of the vertical line Y5 and the horizontal line X2 and the intersection of the vertical line Y8 and the horizontal line X1 intersects the vertical line Y7. The rotational speed of the drive pinion gear 44 is indicated by the point (1st) to be performed.

第２速ギヤ段では、第１変速部２２において、一体化クラッチＣ０の係合により入力軸１６と一体的に回転させられている第３回転要素ＲＥ３と第１回転要素ＲＥ１とが連結されることから、第４回転要素ＲＥ４は回転速度「１」で回転させられ、その回転が第２カウンタギヤ対２８により増速させられて回転速度ＮＧ１にて第２変速部２４へ出力される。そして、第２変速部２４では、第５回転要素ＲＥ５は第３クラッチＣ３の係合により第２中間出力経路Ｍ２に連結されて回転速度ＮＧ１とされ、第８回転要素ＲＥ８は第３ブレーキＢ３の係合により回転速度「０」とされるので、縦線Ｙ５上において回転速度ＮＧ１を表す点と、縦線Ｙ８と横線Ｘ１との交点とを結ぶ直線が縦線Ｙ７と交差する点（２nd）により、ドライブピニオンギヤ４４の回転速度が示される。 In the second speed gear stage, in the first transmission unit 22, the third rotating element RE3 and the first rotating element RE1 that are rotated together with the input shaft 16 by the engagement of the integrated clutch C0 are connected. Accordingly, the fourth rotation element RE4 is rotated at the rotation speed “1”, and the rotation is increased by the second counter gear pair 28 and is output to the second transmission unit 24 at the rotation speed N G1 . Then, the second transmitting portion 24, a fifth rotary element RE5 is the rotational speed N G1 is connected to the second intermediate output path M2 by the engagement of the third clutch C3, the eighth rotary element RE8 third brake B3 since the by engagement with the rotational speed "0", that a point on the vertical line Y5 indicative of the rotational speed N G1, the line connecting the intersection of the vertical line Y8 and horizontal X1 intersects the vertical line Y7 ( 2nd) indicates the rotational speed of the drive pinion gear 44.

第３速ギヤ段では、第６回転要素ＲＥ６は第２クラッチＣ２の係合により第１中間出力経路Ｍ１に連結されて回転速度「１」とされ、第８回転要素ＲＥ８は第３ブレーキＢ３の係合により回転速度「０」とされるので、縦線Ｙ６と横線Ｘ２との交点と、縦線Ｙ８と横線Ｘ１との交点とを結ぶ直線が縦線Ｙ７と交差する点（３rd）により、ドライブピニオンギヤ４４の回転速度が示される。   In the third gear, the sixth rotating element RE6 is connected to the first intermediate output path M1 by the engagement of the second clutch C2 to be set to the rotation speed “1”, and the eighth rotating element RE8 is connected to the third brake B3. Since the rotation speed is set to “0” by the engagement, the point (3rd) where the straight line connecting the intersection of the vertical line Y6 and the horizontal line X2 and the intersection of the vertical line Y8 and the horizontal line X1 intersects the vertical line Y7 is The rotational speed of the drive pinion gear 44 is shown.

第４速ギヤ段では、第１変速部２２において、一体化クラッチＣ０の係合により第３回転要素ＲＥ３と第１回転要素ＲＥ１とが連結されるので、第２速ギヤ段の場合と同様に、第２中間出力経路Ｍ２（第２ドリブンギヤ３８）が回転速度ＮＧ１で回転させられる。そして、第２変速部２４では、第５回転要素ＲＥ５は第３クラッチＣ３の係合により第２中間出力経路Ｍ２に連結されて回転速度ＮＧ１とされ、第６回転要素ＲＥ６は第２クラッチＣ２の係合により第１中間出力経路Ｍ１に連結されて回転速度「１」とされるので、縦線Ｙ５上において回転速度ＮＧ１を表す点と、縦線Ｙ６と横線Ｘ２との交点とを結ぶ直線が縦線Ｙ７と交差する点（４th）により、ドライブピニオンギヤ４４の回転速度が示される。 In the fourth speed gear stage, the third rotation element RE3 and the first rotation element RE1 are connected in the first transmission unit 22 by the engagement of the integrated clutch C0. Therefore, as in the case of the second speed gear stage. the second intermediate output path M2 (second driven gear 38) is rotated at a rotational speed N G1. Then, the second transmitting portion 24, a fifth rotary element RE5 is the rotational speed N G1 is connected to the second intermediate output path M2 by the engagement of the third clutch C3, sixth rotary element RE6 and the second clutch C2 since the engagement is connected to the first intermediate output path M1 is the rotational speed "1", connecting on the vertical line Y5 and point representing the rotational speed N G1, and a point of intersection between the vertical line Y6 and the horizontal line X2 The rotational speed of the drive pinion gear 44 is indicated by a point (4th) at which the straight line intersects the vertical line Y7.

第５速ギヤ段では、第５回転要素ＲＥ５は第１クラッチＣ１の係合により回転速度「１」とされ、第６回転要素ＲＥ６は第２クラッチＣ２の係合により回転速度「１」とされるので、縦線Ｙ５と横線Ｘ２との交点と、縦線Ｙ６と横線Ｘ２との交点とを結ぶ直線が縦線Ｙ７と交差する点（５th）により、ドライブピニオンギヤ４４の回転速度が示される。   In the fifth gear stage, the fifth rotation element RE5 is set to the rotation speed “1” by the engagement of the first clutch C1, and the sixth rotation element RE6 is set to the rotation speed “1” by the engagement of the second clutch C2. Therefore, the rotational speed of the drive pinion gear 44 is indicated by the point (5th) at which the straight line connecting the intersection of the vertical line Y5 and the horizontal line X2 and the intersection of the vertical line Y6 and the horizontal line X2 intersects the vertical line Y7.

第６速ギヤ段では、第１変速部２２において、一体化クラッチＣ０の係合により第３回転要素ＲＥ３と第１回転要素ＲＥ１とが連結されるので、第２速ギヤ段の場合と同様に、第２中間出力経路Ｍ２（第２ドリブンギヤ３８）が回転速度ＮＧ１で回転させられる。そして、第２変速部２４では、第６回転要素ＲＥ６は第２クラッチＣ２の係合により回転速度「１」とされ、第８回転要素ＲＥ８は第４クラッチＣ４の係合により回転速度ＮＧ１とされるので、縦線Ｙ６と横線Ｘ２との交点と、縦線Ｙ８上において回転速度ＮＧ１を表す点とを結ぶ直線が縦線Ｙ７と交差する点（６th）により、ドライブピニオンギヤ４４の回転速度が示される。 In the sixth speed gear stage, in the first transmission unit 22, the third rotating element RE3 and the first rotating element RE1 are connected by the engagement of the integrated clutch C0. Therefore, as in the second speed gear stage. the second intermediate output path M2 (second driven gear 38) is rotated at a rotational speed N G1. Then, the second transmitting portion 24, the sixth rotary element RE6 is the rotational speed of "1" by the engagement of the second clutch C2, the eighth rotary element RE8 and the rotational speed N G1 by engagement of the fourth clutch C4 since the, the intersection of the vertical line Y6 and horizontal X2, a point that connects on the vertical line Y8 and points representing the rotation speed N G1 straight line intersects the vertical line Y7 by (6th), the rotational speed of the drive pinion gear 44 Is shown.

第７速ギヤ段では、第１変速部２２において、一体化クラッチＣ０の係合により第３回転要素ＲＥ３と第１回転要素ＲＥ１とが連結されるので、第２速ギヤ段の場合と同様に、第２中間出力経路Ｍ２（第２ドリブンギヤ３８）が回転速度ＮＧ１で回転させられる。そして、第２変速部２４では、第５回転要素ＲＥ５は第３クラッチＣ３の係合により回転速度ＮＧ１とされ、また、第８回転要素ＲＥ８も第４クラッチＣ４の係合により回転速度回転速度ＮＧ１とされるので、縦線Ｙ５上において回転速度ＮＧ１を表す点と、縦線Ｙ８上において回転速度ＮＧ１を表す点とを結ぶ直線が縦線Ｙ７と交差する点（７th）により、ドライブピニオンギヤ４４の回転速度が示される。 In the seventh speed gear stage, the third rotation element RE3 and the first rotation element RE1 are connected in the first transmission unit 22 by the engagement of the integrated clutch C0. Therefore, as in the second speed gear stage. the second intermediate output path M2 (second driven gear 38) is rotated at a rotational speed N G1. Then, the second transmitting portion 24, a fifth rotary element RE5 is the rotational speed N G1 by engagement of the third clutch C3, also the eighth rotary element RE8 rotational speed rotational speed by the engagement of the fourth clutch C4 because are N G1, on the vertical line Y5 and point representing the rotational speed N G1, point connecting the points on the vertical line Y8 represents the rotational speed N G1 straight line intersects the vertical line Y7 by (7th), The rotational speed of the drive pinion gear 44 is shown.

第８速ギヤ段では、第１変速部２２において、第１回転要素ＲＥ１が増速ブレーキＢ０の係合により回転速度「０」とされることから、縦線Ｙ１と横線Ｘ１との交点と、入力軸１６と一体的に回転させられる第３回転要素ＲＥ３を表す縦線すなわち縦線Ｙ３と横線Ｘ２との交点とを結ぶ直線が縦線Ｙ４と交差する点により第４回転要素ＲＥ４の回転速度ＮＧ０が示される。さらに、その回転速度ＮＧ０が第２カウンタギヤ対２８により増速させられて回転速度ＮＧ２にて第２変速部２４へ出力される。そして、第２変速部２４では、第７速ギヤ段と同様に、第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４が係合されるので、縦線Ｙ５上において回転速度ＮＧ２を表す点と、縦線Ｙ８上において回転速度ＮＧ２を表す点とを結ぶ直線が縦線Ｙ７と交差する点（８th）により、ドライブピニオンギヤ４４の回転速度が示される。 At the eighth speed gear stage, in the first transmission unit 22, the first rotational element RE1 is set to the rotational speed “0” by the engagement of the speed increasing brake B0, and therefore, the intersection of the vertical line Y1 and the horizontal line X1; The rotation speed of the fourth rotation element RE4 is determined by the point where the vertical line representing the third rotation element RE3 rotated integrally with the input shaft 16, that is, the straight line connecting the intersection of the vertical line Y3 and the horizontal line X2 intersects the vertical line Y4. N G0 is indicated. Further, the rotation speed N G0 is increased by the second counter gear pair 28 and output to the second transmission unit 24 at the rotation speed N G2 . Then, the second transmitting portion 24, similarly to the seventh gear, the third clutch C3 and fourth clutch C4 is engaged, the point representing the rotational speed N G2 on the vertical line Y5, vertical line the point at which a straight line connecting the points representing the rotational speed N G2 intersects the vertical line Y7 (8th) on Y8, the rotational speed of the drive pinion gear 44 is shown.

後進ギヤ段では、第５回転要素ＲＥ５は第１クラッチＣ１の係合により回転速度「１」とされ、第６回転要素ＲＥ６は第４ブレーキＢ４の回転速度「０」とされるので、縦線Ｙ５と横線Ｘ２との交点と、縦線Ｙ６と横線Ｘ１との交点とを結ぶ直線が縦線Ｙ７と交差する点（Ｒev）により、ドライブピニオンギヤ４４の負の回転速度が示される。   In the reverse gear, the fifth rotation element RE5 is set to the rotation speed “1” by the engagement of the first clutch C1, and the sixth rotation element RE6 is set to the rotation speed “0” of the fourth brake B4. A negative rotation speed of the drive pinion gear 44 is indicated by a point (Rev) at which a straight line connecting the intersection of Y5 and the horizontal line X2 and the intersection of the vertical line Y6 and the horizontal line X1 intersects the vertical line Y7.

上述のように、本実施例によれば、３組の遊星歯車装置３０、４０、４２および第２カウンタギヤ対２８によって、変速比幅を大きくとることができ且つ変速比ステップも適切な前進８速が可能な小型の車両用遊星歯車式多段変速機が得られる。すなわち、各変速比γが略等比的に変化させられ、ギヤ段の切り換えによる優れた増速特性或いは加速特性が得られるとともに、変速機１０の変速比幅（＝γ１／γ８）が比較的大きな値たとえば「６．６０４」とされているので、たとえば高速走行と登坂発進性能とが両立できる小型の車両用遊星歯車式多段変速機１０が得られる。また、第１遊星歯車装置３０は第１軸１８上に配置され、第３、第４遊星歯車装置４０、４２は第２軸２０上に配置されているので、軸方向の寸法を短縮できてＦＦ車両やＲＲ車両の横置きに好適に用いることができる。 As described above, according to the present embodiment, the three planetary gear devices 30, 40, 42 and the second counter gear pair 28 can move forward 8 with a large gear ratio range and an appropriate gear ratio step. A small planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle capable of high speed is obtained. That is, the respective gear ratios γ are changed in a substantially equal ratio to obtain excellent speed increasing characteristics or acceleration characteristics by switching the gear stage, and the speed ratio width of the transmission 10 (= γ 1 / γ 8 ). Since it is set to a relatively large value, for example, “6.604”, for example, a small vehicular planetary gear type multi-stage transmission 10 that can achieve both high speed running and uphill starting performance can be obtained. Further, since the first planetary gear device 30 is arranged on the first shaft 18 and the third and fourth planetary gear devices 40 and 42 are arranged on the second shaft 20, the axial dimension can be shortened. It can be suitably used for horizontal placement of FF vehicles and RR vehicles.

また、本実施例によれば、第１軸１８から第２軸２０への動力伝達に、カウンタギヤ対２６、２８を用いているので、入力軸１６から第２変速部２４へ的確に動力（回転）が伝達され、またギヤ比の設定だけで適切な回転速度が簡単に得られる。   Further, according to the present embodiment, since the counter gear pairs 26 and 28 are used for power transmission from the first shaft 18 to the second shaft 20, the power (from the input shaft 16 to the second transmission unit 24 is accurately determined). Rotation) is transmitted, and an appropriate rotation speed can be easily obtained only by setting the gear ratio.

また、本実施例によれは、第１クラッチＣ１および第４ブレーキＢ４が係合させられることによって後進変速段が成立させられるので、前進８速段に加え、後進１段の変速ギヤ段が得られる。   Further, according to the present embodiment, the reverse gear is established by engaging the first clutch C1 and the fourth brake B4, so that in addition to the eighth forward speed, the first reverse gear stage is obtained. It is done.

また、本実施例の変速機１０は、エンジン８の出力は流体伝動装置としてのロックアップクラッチ１３付のトルクコンバータ１４を介して変速機１０の入力軸１６に入力されるので、コンパクトな自動変速機の設計が可能となる。   Further, in the transmission 10 of this embodiment, the output of the engine 8 is input to the input shaft 16 of the transmission 10 via the torque converter 14 with the lockup clutch 13 as a fluid transmission device. The machine can be designed.

次に、本発明の第２実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。   Next, a second embodiment of the present invention will be described. In the following description, parts common to those in the above-described embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.

図４は本発明の第２実施例の変速機５０の構成を説明する骨子図であり、図５は各ギヤ段における回転要素の回転速度を示す共線図である。第２実施例は、第２変速部５２の構成が相違するが、他の構成および係合作動は上記第１実施例と同様であり、第１実施例と同様の効果が得られる。以下に、その相違する部分について説明する。   FIG. 4 is a skeleton diagram illustrating the configuration of the transmission 50 according to the second embodiment of the present invention, and FIG. In the second embodiment, the configuration of the second transmission unit 52 is different, but other configurations and engagement operations are the same as those in the first embodiment, and the same effects as in the first embodiment can be obtained. Below, the different part is demonstrated.

第２実施例では、上記第２変速部５２は、第３遊星歯車装置５４および第４遊星歯車装置５６の２組の遊星歯車装置を備えている。これら第３遊星歯車装置５４および第４遊星歯車装置５６はともにシングルピニオン型の遊星歯車装置であり、第３遊星歯車装置５４は、第３サンギヤＳ３、第３遊星歯車Ｐ３、その第３遊星歯車Ｐ３を自転および公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３、第３遊星歯車Ｐ３を介して第３サンギヤＳ３と噛み合う第３リングギヤＲ３を備えており、たとえば「０．３５２」程度の所定のギヤ比ρ３を有し、第４遊星歯車装置５６は、第４サンギヤＳ４、第４遊星歯車Ｐ４、その第４遊星歯車Ｐ４を自転および公転可能に支持する第４キャリヤＣＡ４、第４遊星歯車Ｐ４を介して第４サンギヤＳ４と噛み合う第４リングギヤＲ４を備えており、たとえば「０．３５０」程度の所定のギヤ比ρ４を有している。 In the second embodiment, the second transmission unit 52 includes two sets of planetary gear devices, a third planetary gear device 54 and a fourth planetary gear device 56. The third planetary gear unit 54 and the fourth planetary gear unit 56 are both single-pinion type planetary gear units. The third planetary gear unit 54 includes the third sun gear S3, the third planetary gear P3, and the third planetary gear unit. A third carrier CA3 that supports P3 so as to rotate and revolve, and a third ring gear R3 that meshes with the third sun gear S3 via a third planetary gear P3, have a predetermined gear ratio ρ of about “0.352”, for example. 3 has a fourth planetary gear set 56 includes a fourth sun gear S4, a fourth planet gear P4, a fourth carrier CA4 which rotatably and revolvably supports the fourth planetary gear P4, via the fourth planetary gear P4 the fourth and a fourth ring gear R4 meshing with the sun gear S4, for example has a gear ratio [rho 4 of about "0.350" Te.

この第２変速部５２においても、第１クラッチＣ１は第１ドリブンギヤ３４と第２軸２０との間を選択的に連結し、第２クラッチＣ２は第１ドリブンギヤ３４と第４キャリヤＣＡ４との間を選択的に連結し、第３クラッチＣ３は第２ドリブンギヤ３８と第２軸２０との間を選択的に連結し、第４クラッチＣ４は第２ドリブンギヤ３８と第３キャリヤＣＡ３との間を選択的に連結しているので、第１クラッチＣ１または第２クラッチＣ２のいずれか少なくとも一方が係合されると、第１中間出力経路Ｍ１を介して入力軸１６の回転が第２変速部２４へ入力され、第３クラッチＣ３または第４クラッチＣ４のいずれか少なくとも一方が係合されると、第２中間出力経路Ｍ２を介して入力軸１６の回転が第２変速部２４へ入力される。   Also in the second transmission portion 52, the first clutch C1 selectively connects the first driven gear 34 and the second shaft 20, and the second clutch C2 is between the first driven gear 34 and the fourth carrier CA4. The third clutch C3 selectively connects between the second driven gear 38 and the second shaft 20, and the fourth clutch C4 selects between the second driven gear 38 and the third carrier CA3. Therefore, when at least one of the first clutch C1 and the second clutch C2 is engaged, the rotation of the input shaft 16 is transferred to the second transmission unit 24 via the first intermediate output path M1. When at least one of the third clutch C3 and the fourth clutch C4 is engaged, the rotation of the input shaft 16 is input to the second transmission unit 24 via the second intermediate output path M2.

また、第３サンギヤＳ３は第２軸２０に相対回転不能に設けられ、第３キャリヤＣＡ３は第４リングギヤＲ４およびドライブピニオンギヤ４４と一体的に連結され、第３リングギヤＲ３は第３ブレーキＢ３を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結されるとともに、第４クラッチＣ４を介して第２ドリブンギヤ３８に選択的に連結され、第４サンギヤＳ４は第２軸２０に相対回転不能に設けられている。   The third sun gear S3 is provided so as not to rotate relative to the second shaft 20. The third carrier CA3 is integrally connected to the fourth ring gear R4 and the drive pinion gear 44, and the third ring gear R3 is interposed via the third brake B3. The gear 4 is selectively connected to the transmission case 12 and selectively connected to the second driven gear 38 via the fourth clutch C4, and the fourth sun gear S4 is provided on the second shaft 20 so as not to rotate relative thereto.

以上のように構成された変速機５０では、前述の第１実施例と同様に、たとえば、図２の係合作動表に示されるようにして第１速ギヤ段乃至第８速ギヤ段のいずれか或いは後進ギヤ段が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT ）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。第１遊星歯車装置３０のギヤ比ρ１、ρ２、第３遊星歯車装置５４のギヤ比ρ３、第４遊星歯車装置５６のギヤ比ρ４は、そのような変速比が得られるように設定されているのである。 In the transmission 50 configured as described above, in the same manner as in the first embodiment described above, for example, any one of the first to eighth gear stages as shown in the engagement operation table of FIG. Alternatively, the reverse gear stage is selectively established, and a gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) that changes in a substantially equal ratio can be obtained for each gear stage. ing. The gear ratio [rho 1 of the first planetary gear unit 30, [rho 2, the gear ratio of the third planetary gear set 54 [rho 3, the gear ratio [rho 4 of the fourth planetary gear set 56, as the gear ratios can be achieved It is set.

図５の共線図の第２変速部５２において左から順に、第５回転要素ＲＥ５は第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４から成り、第６回転要素ＲＥ６は第４キャリヤＣＡ４から成り、第７回転要素ＲＥ７は第３キャリヤＣＡ３および第４リングギヤＲ４から成り、第８回転要素ＲＥ８は第３リングギヤＲ３から成っている。これら回転要素を基にすれば、図５に示す共線図は、前述の図３に示す共線図と各回転要素の構成において相違するのみであり、共線図としては同様であるので、この図５の共線図の説明は割愛する。   In the second transmission unit 52 in the collinear diagram of FIG. 5, in order from the left, the fifth rotating element RE5 includes a third sun gear S3 and a fourth sun gear S4, and the sixth rotating element RE6 includes a fourth carrier CA4. The rotating element RE7 is composed of a third carrier CA3 and a fourth ring gear R4, and the eighth rotating element RE8 is composed of a third ring gear R3. Based on these rotating elements, the alignment chart shown in FIG. 5 is different from the alignment chart shown in FIG. 3 described above only in the configuration of each rotating element, and is the same as the alignment chart. The explanation of the alignment chart of FIG. 5 is omitted.

次に、本発明の第３実施例を説明する。図６は本発明の第３実施例の変速機６０の構成を説明する骨子図であり、図７は各ギヤ段における回転要素の回転速度を示す共線図である。第３実施例は、第２変速部６２の構成が相違するが、他の構成および係合作動は上記第１実施例、第２実施例と同様であり、それらの実施例と同様の効果が得られる。以下に、その相違する部分について説明する。   Next, a third embodiment of the present invention will be described. FIG. 6 is a skeleton diagram illustrating the configuration of the transmission 60 according to the third embodiment of the present invention, and FIG. 7 is a collinear diagram showing the rotational speed of the rotating element at each gear stage. In the third embodiment, the configuration of the second transmission unit 62 is different, but the other configurations and the engagement operation are the same as those of the first and second embodiments, and the same effects as those embodiments are obtained. can get. Below, the different part is demonstrated.

第３実施例では、上記第２変速部６２は、第３遊星歯車装置６４および第４遊星歯車装置６６の２組の遊星歯車装置を備えている。第３遊星歯車装置６４はダブルピニオン型の遊星歯車装置であり、第４遊星歯車装置６６はシングルピニオン型の遊星歯車装置である。第３遊星歯車装置６４は、第３サンギヤＳ３、互いに噛み合う複数対の第３遊星歯車Ｐ３、その第３遊星歯車Ｐ３を自転および公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３、第３遊星歯車Ｐ３を介して第３サンギヤＳ３と噛み合う第３リングギヤＲ３を備えており、たとえば「０．５４８」程度の所定のギヤ比ρ３を有している。第４遊星歯車装置６６は、第４サンギヤＳ４、第４遊星歯車Ｐ４、その第４遊星歯車Ｐ４を自転および公転可能に支持する第４キャリヤＣＡ４、第４遊星歯車Ｐ４を介して第４サンギヤＳ４と噛み合う第４リングギヤＲ４を備えており、たとえば「０．３５０」程度の所定のギヤ比ρ４を有している。 In the third embodiment, the second transmission unit 62 includes two sets of planetary gear devices, a third planetary gear device 64 and a fourth planetary gear device 66. The third planetary gear unit 64 is a double pinion type planetary gear unit, and the fourth planetary gear unit 66 is a single pinion type planetary gear unit. The third planetary gear unit 64 includes a third sun gear S3, a plurality of pairs of third planetary gears P3 that mesh with each other, a third carrier CA3 that supports the third planetary gear P3 so as to rotate and revolve, and a third planetary gear P3. third and a third ring gear R3 meshing with the sun gear S3, for example has a gear ratio [rho 3 of about "0.548" Te. The fourth planetary gear device 66 includes a fourth sun gear S4, a fourth planetary gear P4, a fourth carrier CA4 that supports the fourth planetary gear P4 so as to rotate and revolve, and a fourth sun gear S4 via the fourth planetary gear P4. and a fourth ring gear R4 meshing with, for example, has a gear ratio [rho 4 of about "0.350".

この第２変速部６２においても、第１クラッチＣ１は第１ドリブンギヤ３４と第２軸２０との間を選択的に連結し、第２クラッチＣ２は第１ドリブンギヤ３４と第４キャリヤＣＡ４との間を選択的に連結している。また、第３クラッチＣ３は第２ドリブンギヤ３８と第３キャリヤＣＡ３との間を選択的に連結し、第４クラッチＣ４は第２ドリブンギヤ３８と第３キャリヤＣＡ３との間を選択的に連結しているので、第１クラッチＣ１または第２クラッチＣ２のいずれか少なくとも一方が係合されると、第１中間出力経路Ｍ１を介して入力軸１６の回転が第２変速部２４へ入力され、第３クラッチＣ３または第４クラッチＣ４のいずれか少なくとも一方が係合されると、第２中間出力経路Ｍ２を介して入力軸１６の回転が第２変速部２４へ入力される。   Also in the second transmission unit 62, the first clutch C1 selectively connects the first driven gear 34 and the second shaft 20, and the second clutch C2 is between the first driven gear 34 and the fourth carrier CA4. Are selectively linked. The third clutch C3 selectively connects the second driven gear 38 and the third carrier CA3, and the fourth clutch C4 selectively connects the second driven gear 38 and the third carrier CA3. Therefore, when at least one of the first clutch C1 and the second clutch C2 is engaged, the rotation of the input shaft 16 is input to the second transmission unit 24 via the first intermediate output path M1, and the third When at least one of the clutch C3 and the fourth clutch C4 is engaged, the rotation of the input shaft 16 is input to the second transmission unit 24 via the second intermediate output path M2.

また、第３サンギヤＳ３は第２軸２０に相対回転不能に設けられ、第３キャリヤＣＡ３は第３クラッチＣ３を介して第２ドリブンギヤ３８に選択的に連結されていることに加え、第２軸２０に相対回転不能に連結され、第３リングギヤＲ３および第４キャリヤＣＡ４は一体的に連結されるとともに、第４ブレーキＢ４を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結され、且つ、第２クラッチＣ２を介して第１ドリブンギヤ３４に選択的に連結され、第４サンギヤＳ４は第２軸２０に相対回転不能に設けられ、第４リングギヤＲ４はドライブピニオンギヤ４４と一体的に連結されている。また、第２軸２０は、第３ブレーキＢ３を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結されている。   The third sun gear S3 is provided on the second shaft 20 so as not to rotate relative to the second shaft 20, and the third carrier CA3 is selectively connected to the second driven gear 38 via the third clutch C3. The third ring gear R3 and the fourth carrier CA4 are integrally connected to each other, and are selectively connected to the transmission case 12 via the fourth brake B4, and the second clutch C2. The fourth sun gear S4 is provided on the second shaft 20 so as not to rotate relative to the first driven gear 34, and the fourth ring gear R4 is integrally connected to the drive pinion gear 44. The second shaft 20 is selectively coupled to the transmission case 12 via the third brake B3.

以上のように構成された変速機６０では、前述の第１乃至第２実施例と同様に、たとえば、図２の係合作動表に示されるようにして第１速ギヤ段乃至第８速ギヤ段のいずれか或いは後進ギヤ段が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT ）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。第１遊星歯車装置３０のギヤ比ρ１、ρ２、第３遊星歯車装置６４のギヤ比ρ３、第４遊星歯車装置６６のギヤ比ρ４は、そのような変速比が得られるように設定されているのである。 In the transmission 60 configured as described above, similarly to the first to second embodiments described above, for example, as shown in the engagement operation table of FIG. 2, the first speed gear to the eighth speed gear. Any one of the gears or the reverse gear is selectively established, and a gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) that changes approximately in a ratio is obtained for each gear stage. It is like that. The gear ratio [rho 1 of the first planetary gear unit 30, [rho 2, the gear ratio of the third planetary gear set 64 [rho 3, the gear ratio [rho 4 of the fourth planetary gear set 66, so that the gear ratios can be achieved It is set.

図７の共線図の第２変速部６２において左から順に、第５回転要素ＲＥ５は第３キャリヤＣＡ３および第４サンギヤＳ４から成り、第６回転要素ＲＥ６は第３リングギヤＲ３および第４キャリヤＣＡ４から成り、第７回転要素ＲＥ７は第４リングギヤＲ４から成り、第８回転要素ＲＥ８は第３サンギヤＳ３から成っている。これら回転要素を基にすれば、図７に示す共線図は、前述の図３に示す共線図と各回転要素の構成において相違するのみであり、共線図としては同様であるので、この図７の共線図の説明は割愛する。   In the second transmission unit 62 in the collinear diagram of FIG. 7, in order from the left, the fifth rotating element RE5 includes the third carrier CA3 and the fourth sun gear S4, and the sixth rotating element RE6 includes the third ring gear R3 and the fourth carrier CA4. The seventh rotation element RE7 is composed of a fourth ring gear R4, and the eighth rotation element RE8 is composed of a third sun gear S3. Based on these rotating elements, the alignment chart shown in FIG. 7 is different from the alignment chart shown in FIG. 3 described above only in the configuration of each rotating element, and is the same as the alignment chart. The explanation of the alignment chart of FIG. 7 is omitted.

次に、本発明の第４実施例を説明する。図８は本発明の第４実施例の変速機７０の構成を説明する骨子図であり、図９は各ギヤ段における回転要素の回転速度を示す共線図である。第４実施例は、第２変速部７２の構成が相違するが、他の構成および係合作動は上記第１乃至第３実施例と同様であり、それらの実施例と同様の効果が得られる。以下に、その相違する部分について説明する。   Next, a fourth embodiment of the present invention will be described. FIG. 8 is a skeleton diagram illustrating the configuration of the transmission 70 according to the fourth embodiment of the present invention, and FIG. 9 is a collinear diagram illustrating the rotational speeds of the rotating elements at each gear stage. In the fourth embodiment, the configuration of the second transmission unit 72 is different, but the other configurations and engagement operations are the same as those in the first to third embodiments, and the same effects as those embodiments are obtained. . Below, the different part is demonstrated.

第４実施例では、上記第２変速部７２は、第３遊星歯車装置７４および第４遊星歯車装置７６の２組の遊星歯車装置を備えている。第３遊星歯車装置７４はダブルピニオン型の遊星歯車装置であり、第４遊星歯車装置７６はシングルピニオン型の遊星歯車装置である。第３遊星歯車装置７４は、第３サンギヤＳ３、互いに噛み合う複数対の第３遊星歯車Ｐ３、その第３遊星歯車Ｐ３を自転および公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３、第３遊星歯車Ｐ３を介して第３サンギヤＳ３と噛み合う第３リングギヤＲ３を備えており、たとえば「０．４２４」程度の所定のギヤ比ρ３を有している。第４遊星歯車装置７６は、第４サンギヤＳ４、第４遊星歯車Ｐ４、その第４遊星歯車Ｐ４を自転および公転可能に支持する第４キャリヤＣＡ４、第４遊星歯車Ｐ４を介して第４サンギヤＳ４と噛み合う第４リングギヤＲ４を備えており、たとえば「０．３５０」程度の所定のギヤ比ρ４を有している。 In the fourth embodiment, the second transmission unit 72 includes two sets of planetary gear units, a third planetary gear unit 74 and a fourth planetary gear unit 76. The third planetary gear unit 74 is a double pinion type planetary gear unit, and the fourth planetary gear unit 76 is a single pinion type planetary gear unit. The third planetary gear unit 74 includes a third sun gear S3, a plurality of pairs of third planetary gears P3 that mesh with each other, a third carrier CA3 that supports the third planetary gear P3 so as to rotate and revolve, and a third planetary gear P3. third and a third ring gear R3 meshing with the sun gear S3, for example has a gear ratio [rho 3 of about "0.424" Te. The fourth planetary gear unit 76 includes a fourth sun gear S4, a fourth planetary gear P4, a fourth carrier CA4 that supports the fourth planetary gear P4 so as to rotate and revolve, and a fourth sun gear S4 via the fourth planetary gear P4. and a fourth ring gear R4 meshing with, for example, has a gear ratio [rho 4 of about "0.350".

この第２変速部７２においても、第１クラッチＣ１は第１ドリブンギヤ３４と第２軸２０との間を選択的に連結し、第２クラッチＣ２は第１ドリブンギヤ３４と第４キャリヤＣＡ４との間を選択的に連結している。また、第３クラッチＣ３は第２ドリブンギヤ３８と第２軸２０との間を選択的に連結し、第４クラッチＣ４は第２ドリブンギヤ３８と第３サンギヤＳ３との間を選択的に連結しているので、第１クラッチＣ１または第２クラッチＣ２のいずれか少なくとも一方が係合されると、第１中間出力経路Ｍ１を介して入力軸１６の回転が第２変速部２４へ入力され、第３クラッチＣ３または第４クラッチＣ４のいずれか少なくとも一方が係合されると、第２中間出力経路Ｍ２を介して入力軸１６の回転が第２変速部２４へ入力される。   Also in the second transmission portion 72, the first clutch C1 selectively connects the first driven gear 34 and the second shaft 20, and the second clutch C2 is between the first driven gear 34 and the fourth carrier CA4. Are selectively linked. The third clutch C3 selectively connects the second driven gear 38 and the second shaft 20, and the fourth clutch C4 selectively connects the second driven gear 38 and the third sun gear S3. Therefore, when at least one of the first clutch C1 and the second clutch C2 is engaged, the rotation of the input shaft 16 is input to the second transmission unit 24 via the first intermediate output path M1, and the third When at least one of the clutch C3 and the fourth clutch C4 is engaged, the rotation of the input shaft 16 is input to the second transmission unit 24 via the second intermediate output path M2.

また、第３サンギヤＳ３は第３ブレーキＢ３を介してトランスミッションケース１２にも選択的に連結され、第３キャリヤＣＡ３および第４キャリヤＣＡ４は一体的に連結されるとともに、第４ブレーキＢ４を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結され、且つ、第２クラッチＣ２を介して第１ドリブンギヤ３４に選択的に連結され、第３リングギヤＲ３は第４リングギヤＲ４およびドライブピニオンギヤ４４と一体的に連結され、第４サンギヤＳ４は第２軸２０に相対回転不能に設けられている。   The third sun gear S3 is also selectively connected to the transmission case 12 via the third brake B3, and the third carrier CA3 and the fourth carrier CA4 are connected integrally and via the fourth brake B4. Selectively coupled to the transmission case 12 and selectively coupled to the first driven gear 34 via the second clutch C2, the third ring gear R3 is integrally coupled to the fourth ring gear R4 and the drive pinion gear 44; The fourth sun gear S4 is provided on the second shaft 20 so as not to be relatively rotatable.

なお、上記第３遊星歯車装置７４および第４遊星歯車装置７６は所謂ラビニヨ型の遊星歯車列とされてもよい。すなわち、上記第３キャリヤＣＡ３および第４キャリヤＣＡ４が共通の部品にて構成されているとともに、第３リングギヤＲ３および第４リングギヤＲ４が共通の部品にて構成されており、且つ第４遊星歯車Ｐ４が互いに噛み合う一対の第３遊星歯車Ｐ３のいずれか１つを兼ねるように構成されてもよい。第３遊星歯車装置７４および第４遊星歯車装置７６をラビニヨ型の遊星歯車列とすれば、部品点数や軸長を一層低減できる。   The third planetary gear device 74 and the fourth planetary gear device 76 may be so-called Ravigneaux type planetary gear trains. That is, the third carrier CA3 and the fourth carrier CA4 are constituted by common parts, the third ring gear R3 and the fourth ring gear R4 are constituted by common parts, and the fourth planetary gear P4. May also serve as any one of a pair of third planetary gears P3 that mesh with each other. If the third planetary gear unit 74 and the fourth planetary gear unit 76 are Ravigneaux type planetary gear trains, the number of parts and the axial length can be further reduced.

以上のように構成された変速機７０では、前述の第１乃至第３実施例と同様に、たとえば、図２の係合作動表に示されるようにして第１速ギヤ段乃至第８速ギヤ段のいずれか或いは後進ギヤ段が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT ）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。第１遊星歯車装置３０のギヤ比ρ１、ρ２、第３遊星歯車装置７４のギヤ比ρ３、第４遊星歯車装置７６のギヤ比ρ４は、そのような変速比が得られるように設定されているのである。 In the transmission 70 configured as described above, similarly to the first to third embodiments described above, for example, as shown in the engagement operation table of FIG. 2, the first speed gear to the eighth speed gear. Any one of the gears or the reverse gear is selectively established, and a gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) that changes approximately in a ratio is obtained for each gear stage. It is like that. The gear ratio [rho 1 of the first planetary gear unit 30, [rho 2, the gear ratio of the third planetary gear set 74 [rho 3, the gear ratio [rho 4 of the fourth planetary gear set 76, so that the gear ratios can be achieved It is set.

図９の共線図の第２変速部７２において左から順に、第５回転要素ＲＥ５は第４サンギヤＳ４から成り、第６回転要素ＲＥ６は第３キャリヤＣＡ３および第４キャリヤＣＡ４から成り、第７回転要素ＲＥ７は第３リングギヤＲ３および第４リングギヤＲ４から成り、第８回転要素ＲＥ８は第３サンギヤＳ３から成っている。これら回転要素を基にすれば、図９に示す共線図は、前述の図３に示す共線図と各回転要素の構成において相違するのみであり、共線図としては同様であるので、この図９の共線図の説明は割愛する。   In order from the left in the second speed change portion 72 of the collinear diagram of FIG. 9, the fifth rotating element RE5 is composed of the fourth sun gear S4, and the sixth rotating element RE6 is composed of the third carrier CA3 and the fourth carrier CA4. The rotating element RE7 is composed of a third ring gear R3 and a fourth ring gear R4, and the eighth rotating element RE8 is composed of a third sun gear S3. Based on these rotating elements, the alignment chart shown in FIG. 9 is different from the alignment chart shown in FIG. 3 described above only in the configuration of each rotating element, and is the same as the alignment chart. The explanation of the alignment chart of FIG. 9 is omitted.

次に、本発明の第５実施例を説明する。図１０は本発明の第５実施例の変速機８０の構成を説明する骨子図であり、図１１は各ギヤ段における回転要素の回転速度を示す共線図である。第５実施例は、第１変速部８２における第１カウンタギヤ対２６、第２カウンタギヤ対２８、および第１遊星歯車装置３０の軸方向の相対配置において前述の第１乃至第４実施例と相違し、また、第２変速部８４の構成が相違するが、他の構成および係合作動は上記第１乃至第４実施例と同様であり、それらの実施例と同様の効果が得られる。以下に、その相違する部分について説明する。   Next, a fifth embodiment of the present invention will be described. FIG. 10 is a skeleton diagram illustrating the configuration of the transmission 80 according to the fifth embodiment of the present invention, and FIG. 11 is a collinear diagram illustrating the rotational speeds of the rotating elements at each gear stage. In the fifth embodiment, the first counter gear pair 26, the second counter gear pair 28, and the first planetary gear device 30 in the first transmission unit 82 are arranged in the axial relative arrangement with the first to fourth embodiments described above. Although different and the configuration of the second transmission portion 84 is different, other configurations and engagement operations are the same as those of the first to fourth embodiments, and the same effects as those of the embodiments can be obtained. Below, the different part is demonstrated.

前述の第１乃至第４実施例の第１変速部２２では、トルクコンバータ１４側から、第１カウンタギヤ対２６、第１遊星歯車装置３０、および第２カウンタギヤ対２８の順に配置されていたが、第５実施例では、第１変速部８２は、トルクコンバータ１４側から、第１遊星歯車装置３０、第２カウンタギヤ対２８、および第１カウンタギヤ対２６の順に配置されている。ただし、第１カウンタギヤ対２６、第２カウンタギヤ対２８の減速比、第１遊星歯車装置３０の構成は前述の第１乃至第４実施例と同様である。   In the first transmission unit 22 of the first to fourth embodiments described above, the first counter gear pair 26, the first planetary gear device 30, and the second counter gear pair 28 are arranged in this order from the torque converter 14 side. However, in the fifth embodiment, the first transmission unit 82 is arranged in the order of the first planetary gear device 30, the second counter gear pair 28, and the first counter gear pair 26 from the torque converter 14 side. However, the reduction ratio of the first counter gear pair 26 and the second counter gear pair 28 and the configuration of the first planetary gear device 30 are the same as those in the first to fourth embodiments.

本実施例の第２変速部８４は、第３遊星歯車装置８６および第４遊星歯車装置８８の２組の遊星歯車装置を備えている。第３遊星歯車装置８６はダブルピニオン型の遊星歯車装置であり、第４遊星歯車装置８８はシングルピニオン型の遊星歯車装置である。第３遊星歯車装置８６は、第３サンギヤＳ３、互いに噛み合う複数対の第３遊星歯車Ｐ３、その第３遊星歯車Ｐ３を自転および公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３、第３遊星歯車Ｐ３を介して第３サンギヤＳ３と噛み合う第３リングギヤＲ３を備えており、たとえば「０．５４８」程度の所定のギヤ比ρ３を有している。第４遊星歯車装置８８は、第４サンギヤＳ４、第４遊星歯車Ｐ４、その第４遊星歯車Ｐ４を自転および公転可能に支持する第４キャリヤＣＡ４、第４遊星歯車Ｐ４を介して第４サンギヤＳ４と噛み合う第４リングギヤＲ４を備えており、たとえば「０．３５２」程度の所定のギヤ比ρ４を有している。 The second speed change portion 84 of this embodiment includes two sets of planetary gear devices, a third planetary gear device 86 and a fourth planetary gear device 88. The third planetary gear unit 86 is a double pinion type planetary gear unit, and the fourth planetary gear unit 88 is a single pinion type planetary gear unit. The third planetary gear device 86 includes a third sun gear S3, a plurality of pairs of third planetary gears P3 that mesh with each other, a third carrier CA3 that supports the third planetary gear P3 so as to rotate and revolve, and a third planetary gear P3. third and a third ring gear R3 meshing with the sun gear S3, for example has a gear ratio [rho 3 of about "0.548" Te. The fourth planetary gear unit 88 includes a fourth sun gear S4 via a fourth sun gear S4, a fourth planetary gear P4, a fourth carrier CA4 that supports the fourth planetary gear P4 so as to rotate and revolve, and a fourth planetary gear P4. and a fourth ring gear R4 meshing with, for example, has a gear ratio [rho 4 of about "0.352".

この第２変速部８４においては、第３サンギヤＳ３および第４リングギヤＲ４は一体的に連結されるとともに、第４クラッチＣ４を介して第２ドリブンギヤ３８に選択的に連結され、且つ、第３ブレーキＢ３を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結され、第３キャリヤＣＡ３は、第１クラッチＣ１を介して第１ドリブンギヤ３４に選択的に連結されるとともに、第３クラッチＣ３を介して第２ドリブンギヤ３８に選択的に連結され、第３リングギヤＲ３は、第２クラッチＣ２を介して第１ドリブンギヤ３４に選択的に連結されるとともに、第４ブレーキＢ４を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結され、第４サンギヤＳ４は第２軸２０に相対回転不能に設けられ、第４キャリヤＣＡ４はドライブピニオンギヤ４４と一体的に連結されている。   In the second transmission unit 84, the third sun gear S3 and the fourth ring gear R4 are integrally connected, and are selectively connected to the second driven gear 38 via the fourth clutch C4, and the third brake. The third carrier CA3 is selectively connected to the first driven gear 34 via the first clutch C1 and the second driven gear via the third clutch C3. The third ring gear R3 is selectively connected to the first driven gear 34 via the second clutch C2 and selectively connected to the transmission case 12 via the fourth brake B4. The fourth sun gear S4 is provided on the second shaft 20 so as not to rotate relative to the second shaft 20, and the fourth carrier CA4 is connected to the drive pinion gear 4. It is integrally linked to.

以上のように構成された変速機８０では、前述の第１乃至第４実施例と同様に、たとえば、図２の係合作動表に示されるようにして第１速ギヤ段乃至第８速ギヤ段のいずれか或いは後進ギヤ段が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT ）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。第１遊星歯車装置３０のギヤ比ρ１、ρ２、第３遊星歯車装置８６のギヤ比ρ３、第４遊星歯車装置８８のギヤ比ρ４は、そのような変速比が得られるように設定されているのである。 In the transmission 80 configured as described above, similarly to the first to fourth embodiments described above, for example, as shown in the engagement operation table of FIG. 2, the first speed gear to the eighth speed gear. Any one of the gears or the reverse gear is selectively established, and a gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) that changes approximately in a ratio is obtained for each gear stage. It is like that. The gear ratio [rho 1 of the first planetary gear unit 30, [rho 2, the gear ratio of the third planetary gear set 86 [rho 3, the gear ratio [rho 4 of the fourth planetary gear set 88, as the gear ratios can be achieved It is set.

図１１の共線図の第２変速部８４において左から順に、第５回転要素ＲＥ５は第３キャリヤＣＡ３および第４サンギヤＳ４から成り、第６回転要素ＲＥ６は第３リングギヤＲ３から成り、第７回転要素ＲＥ７は第４キャリヤＣＡ４から成り、第８回転要素ＲＥ８は第３サンギヤＳ３および第４リングギヤＲ４から成っている。これら回転要素を基にすれば、図１１に示す共線図は、前述の図３に示す共線図と各回転要素の構成において相違するのみであり、共線図としては同様であるので、この図１１の共線図の説明は割愛する。   In the second transmission section 84 in the collinear diagram of FIG. 11, in order from the left, the fifth rotating element RE5 includes a third carrier CA3 and a fourth sun gear S4, and the sixth rotating element RE6 includes a third ring gear R3. The rotating element RE7 is composed of a fourth carrier CA4, and the eighth rotating element RE8 is composed of a third sun gear S3 and a fourth ring gear R4. Based on these rotating elements, the collinear chart shown in FIG. 11 is different from the collinear chart shown in FIG. 3 described above only in the configuration of each rotating element, and is the same as the collinear chart. The explanation of the alignment chart of FIG. 11 is omitted.

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。   As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.

たとえば、前述の実施例の変速機１０、５０、６０、７０、８０では、前進８速の変速段が成立させられたが、その８速の変速段のうちのいずれか１つを除いて前進７速の変速段が成立させられるようにしてもよい。   For example, in the transmissions 10, 50, 60, 70, and 80 of the above-described embodiments, the forward eight-speed gear stage is established, but any one of the eight-speed gear stages is advanced. A seventh speed may be established.

また、前述の実施例の変速機１０、５０、６０、７０、８０では、エンジン８とトルクコンバータ１４とはクランク軸９を介して直結されていたが、たとえばギヤ、ベルト等を介して作動的に連結されておればよく、共通の軸心上に配置される必要もない。また、エンジン８は他の駆動力源たとえば電動モータ等であってもよい。   Further, in the transmissions 10, 50, 60, 70, 80 of the above-described embodiments, the engine 8 and the torque converter 14 are directly connected via the crankshaft 9. And need not be arranged on a common axis. The engine 8 may be another driving force source such as an electric motor.

また、前述の実施例の変速機１０、５０、６０、７０、８０において、クラッチＣ０〜Ｃ４、ブレーキＢ０、Ｂ３〜Ｂ４のいずれか少なくとも一つに、一方向クラッチが直列または並列に設けられてもよい。このようにすれば、変速制御が容易となる。また、クラッチＣ０〜Ｃ４、ブレーキＢ０、Ｂ３〜Ｂ４のいずれか少なくとも一つが一方向クラッチに取り替えられてもよい。このようにしても一応の変速が得られる。   In the transmissions 10, 50, 60, 70, and 80 of the above-described embodiments, a one-way clutch is provided in series or in parallel with at least one of the clutches C0 to C4 and the brakes B0 and B3 to B4. Also good. In this way, shift control becomes easy. Further, at least one of the clutches C0 to C4 and the brakes B0 and B3 to B4 may be replaced with a one-way clutch. Even in this way, a temporary shift can be obtained.

また、前述の実施例では、エンジン８と入力軸１６との間に流体伝動装置としてロックアップクラッチ１３付のトルクコンバータ１４が設けられていたが、ロックアップクラッチ１３は備えられてなくてもよい。また、そのトルクコンバータ１４に替えて、フルードカップリング、磁粉式電磁クラッチ、多板或いは単板式の油圧クラッチが設けられていてもよい。   In the above-described embodiment, the torque converter 14 with the lock-up clutch 13 is provided between the engine 8 and the input shaft 16 as a fluid transmission device. However, the lock-up clutch 13 may not be provided. . Further, instead of the torque converter 14, a fluid coupling, a magnetic powder type electromagnetic clutch, a multi-plate or a single-plate hydraulic clutch may be provided.

また、前述の実施例の共線図は、縦線Ｙ１乃至Ｙ８が左から右へ向かって順次配列されていたが、右から左へ向かって順次配列されていてもよい。また、回転速度零に対応する横軸Ｘ１の上側に回転速度「１」に対応する横軸Ｘ２が配置されていたが、横軸Ｘ１の下側に横軸Ｘ２が配置されていてもよい。   In the collinear chart of the above-described embodiment, the vertical lines Y1 to Y8 are sequentially arranged from the left to the right, but may be sequentially arranged from the right to the left. Further, the horizontal axis X2 corresponding to the rotational speed “1” is arranged above the horizontal axis X1 corresponding to the rotational speed zero, but the horizontal axis X2 may be arranged below the horizontal axis X1.

また、前述の実施例では、係合要素であるクラッチＣ或いはブレーキＢは油圧式摩擦係合装置であったが、電磁式係合装置たとえば電磁クラッチや磁粉式クラッチ等であってもよい。   In the above-described embodiment, the clutch C or the brake B as the engagement element is a hydraulic friction engagement device, but may be an electromagnetic engagement device such as an electromagnetic clutch or a magnetic powder clutch.

また、前述の実施例では、カウンタギヤ対２６、２８が第１軸１８から第２軸２０への動力伝達装置として機能していたが、カウンタギヤ対２６、２８に代えて、チェーンまたはベルトにより動力を伝達する型式の動力伝達装置を用いてもよい。   In the above-described embodiment, the counter gear pair 26, 28 functions as a power transmission device from the first shaft 18 to the second shaft 20, but instead of the counter gear pair 26, 28, a chain or a belt is used. You may use the type of power transmission device which transmits motive power.

また、前述の実施例では、第１遊星歯車装置３０が増速歯車装置として機能していたが、増速歯車装置は遊星歯車装置でなくてもよい。たとえば、第１軸１８、第２軸２０に加え、さらにそれらに平行に第３軸が設けられ、増速歯車装置が次の４つの歯車を備えるものであってもよい。すなわち、増速歯車装置は、第１軸１８上に設けられ、第１軸１８にクラッチを介して選択的に連結される第１歯車と、第１歯車と噛み合うように上記第３軸に固定され、且つ第１歯車よりも小径の第２歯車と、第３軸に固定され第２歯車よりも大径の第３歯車と、第１軸１８上に設けられ、前記増速装置の駆動側回転部材に連結される第４歯車とを備えるものであってもよい。   In the above-described embodiment, the first planetary gear device 30 functions as a speed increasing gear device. However, the speed increasing gear device may not be a planetary gear device. For example, in addition to the 1st axis | shaft 18 and the 2nd axis | shaft 20, the 3rd axis | shaft may be further provided in parallel with them, and the speed-up gear apparatus may be provided with the following four gears. That is, the speed increasing gear device is fixed to the third shaft so as to mesh with the first gear, which is provided on the first shaft 18 and selectively connected to the first shaft 18 via a clutch. A second gear having a smaller diameter than the first gear, a third gear fixed to the third shaft and having a larger diameter than the second gear, and provided on the first shaft 18, the drive side of the speed increasing device And a fourth gear coupled to the rotating member.

また、前述の実施例において、第１軸１８上に、さらに一組またはそれ以上の遊星歯車装置が設けられていてもよい。   Further, in the above-described embodiment, one or more planetary gear devices may be further provided on the first shaft 18.

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。   The above description is only an embodiment, and the present invention can be implemented in variously modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art.

本発明の一実施例である車両用遊星歯車式多段変速機の要部構成を説明する骨子図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a main part of a planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that is an embodiment of the present invention. 図１の実施例の車両用遊星歯車式多段変速機の変速ギヤ段とそれを成立させるために必要な油圧式摩擦係合装置の作動との関係を示す図表である。2 is a chart showing the relationship between the transmission gear stage of the planetary gear type multi-stage transmission for the vehicle of the embodiment of FIG. 1 and the operation of the hydraulic friction engagement device necessary to establish it. 図１の実施例の車両用遊星歯車式多段変速機の作動を説明する共線図である。It is a collinear diagram explaining the action of the planetary gear type multi-stage transmission for the vehicle of the embodiment of FIG. 本発明の第２実施例における車両用遊星歯車式多段変速機の要部構成を説明する骨子図である。It is a skeleton diagram explaining the principal part structure of the planetary gear type multistage transmission for vehicles in 2nd Example of this invention. 第２実施例の車両用遊星歯車式多段変速機の作動を説明する共線図である。It is an alignment chart explaining the action | operation of the planetary gear type multistage transmission for vehicles of 2nd Example. 本発明の第３実施例における車両用遊星歯車式多段変速機の要部構成を説明する骨子図である。It is a skeleton diagram explaining the principal part structure of the planetary gear type multi-stage transmission for vehicles in 3rd Example of this invention. 第３実施例の車両用遊星歯車式多段変速機の作動を説明する共線図である。It is an alignment chart explaining the action | operation of the planetary gear type multistage transmission for vehicles of 3rd Example. 本発明の第４実施例における車両用遊星歯車式多段変速機の要部構成を説明する骨子図である。It is a skeleton diagram explaining the principal part structure of the planetary gear type multistage transmission for vehicles in 4th Example of this invention. 第４実施例の車両用遊星歯車式多段変速機の作動を説明する共線図である。It is an alignment chart explaining the action | operation of the planetary gear type multistage transmission for vehicles of 4th Example. 本発明の第５実施例における車両用遊星歯車式多段変速機の要部構成を説明する骨子図である。It is a skeleton diagram explaining the principal part structure of the planetary gear type multistage transmission for vehicles in 5th Example of this invention. 第５実施例の車両用遊星歯車式多段変速機の作動を説明する共線図である。It is an alignment chart explaining the action | operation of the planetary gear type multistage transmission for vehicles of 5th Example.

符号の説明Explanation of symbols

８：エンジン
１０、５０、６０、７０、８０：車両用遊星歯車式多段変速機
１２：トランスミッションケース（非回転部材）
１４：トルクコンバータ（流体伝動装置）
１６：入力軸（入力回転部材）
１８：第１軸
２０：第２軸
２６：第１カウンタギヤ対（第１動力伝達装置）
２８：第２カウンタギヤ対（第２動力伝達装置）
３０：第１遊星歯車装置（増速歯車装置）
２０、４６、５６、６６、７６：第２遊星歯車装置
４０、５４、６４、７４、８６：第３遊星歯車装置
４２、５６、６６７６、８８：第４遊星歯車装置
２２、８２：第１変速部
２４、５２、６２、７２、８４：第２変速部
４４：ドライブピニオンギヤ（出力回転部材）
Ｍ１：第１中間出力経路
Ｍ２：第２中間出力経路 8: Engine 10, 50, 60, 70, 80: Planetary gear type multi-stage transmission for vehicle 12: Transmission case (non-rotating member)
14: Torque converter (fluid transmission)
16: Input shaft (input rotating member)
18: First shaft 20: Second shaft 26: First counter gear pair (first power transmission device)
28: Second counter gear pair (second power transmission device)
30: First planetary gear unit (speed-up gear unit)
20, 46, 56, 66, 76: second planetary gear units 40, 54, 64, 74, 86: third planetary gear units 42, 56, 6676, 88: fourth planetary gear units 22, 82: first shift Parts 24, 52, 62, 72, 84: second speed change part 44: drive pinion gear (output rotating member)
M1: First intermediate output path M2: Second intermediate output path

Claims (13)

複数の遊星歯車装置を備え、入力回転部材の回転を変速して出力回転部材から出力する形式の車両用遊星歯車式多段変速機であって、
前記入力回転部材に連結された第１軸と、
該第１軸に平行な第２軸と、
前記第１軸上に配置され、該第１軸の回転を増速するための増速歯車装置と、該第１軸の回転を該増速歯車装置を経由しないで前記第２軸へ伝達する第１動力伝達装置と、該増速歯車装置よりも動力伝達経路の下流側に設けられ、該増速歯車装置により増速させられた回転を前記第２軸へ伝達する第２動力伝達装置とを備え、該第１動力伝達装置を経由する第１中間出力経路および該第２動力伝達装置を経由する第２中間出力経路のいずれか少なくとも一方を介して前記入力回転部材の回転を出力する第１変速部と、
前記第２軸上に配置された第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置の２組の遊星歯車装置を備え、該２組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成され、該４つの回転要素がクラッチ或いはブレーキを介して前記第１中間出力経路、前記第２中間出力経路、前記出力回転部材および非回転部材の何れかに選択的に連結される第２変速部とを含み、
前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられ、
前記第２動力伝達装置は、前記増速歯車装置の回転をさらに増速して前記第２軸へ伝達し、
前記増速歯車装置は、第１遊星歯車装置を含み、最高速段では増速状態とされ、それ以外の変速段では直結状態とされ、
前記第３遊星歯車装置および前記第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって構成される４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、該４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、該第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、該第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、該第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、該第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、
前記第１クラッチ乃至第４クラッチおよび第３ブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられるものであり、
前記第３遊星歯車装置は、第３サンギヤ、第３キャリヤ、および第３リングギヤを備え、該第３キャリヤによって回転可能に支持された互いに噛み合う一対の遊星歯車を有するダブルピニオン型遊星歯車装置であり、前記第４遊星歯車装置は、第４サンギヤ、第４キャリヤ、第４リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、
前記第５回転要素は該第３サンギヤおよび該第４サンギヤであり、前記第６回転要素は該第３リングギヤおよび該第４キャリヤであり、前記第７回転要素は該第４リングギヤであり、前記第８回転要素は該第３キャリヤであり、
前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。 A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that includes a plurality of planetary gear devices, that changes the speed of rotation of an input rotary member and outputs it from an output rotary member,
A first shaft coupled to the input rotating member;
A second axis parallel to the first axis;
A speed increasing gear device arranged on the first shaft for increasing the rotation speed of the first shaft, and transmitting the rotation of the first shaft to the second shaft without passing through the speed increasing gear device. A first power transmission device; and a second power transmission device provided downstream of the speed increasing gear device and transmitting the rotation speed-up by the speed increasing gear device to the second shaft. And outputs rotation of the input rotation member via at least one of a first intermediate output path that passes through the first power transmission device and a second intermediate output path that passes through the second power transmission device. One transmission unit,
Two sets of planetary gear units, a third planetary gear unit and a fourth planetary gear unit arranged on the second shaft, are provided, and the sun gear, the carrier, and a part of the ring gear of the two sets of planetary gear units are connected to each other. As a result, four rotating elements are formed, and the four rotating elements are connected to any one of the first intermediate output path, the second intermediate output path, the output rotating member, and the non-rotating member via a clutch or a brake. A second transmission part that is selectively connected;
By selectively switching between engagement and disengagement of the clutch and brake, a forward multi-stage shift stage is established,
The second power transmission device further accelerates the rotation of the speed increasing gear device and transmits it to the second shaft,
The speed increasing gear device includes a first planetary gear device, and is in a speed increasing state at the highest speed stage, and is in a directly connected state at other speed stages ,
A collinear line that can represent on a straight line the rotational speeds of the four rotating elements that are formed by connecting parts of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device to each other. In the drawing, when the four rotating elements are sequentially designated as a fifth rotating element, a sixth rotating element, a seventh rotating element, and an eighth rotating element from one end to the other end, the fifth rotating element is the first rotating element. The sixth rotary element is selectively connected to the first intermediate output path via a first clutch and selectively connected to the second intermediate output path via a third clutch. Selectively connected to the first intermediate output path, the seventh rotating element is connected to the output rotating member, and the eighth rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch; As the second Is selectively connected to a non-rotating member via the brake,
A forward multi-stage shift stage is established by selectively switching the engagement and release states of the first to fourth clutches and the third brake;
The third planetary gear device is a double pinion type planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, and having a pair of meshing planetary gears rotatably supported by the third carrier. The fourth planetary gear device is a single pinion type planetary gear device including a fourth sun gear, a fourth carrier, and a fourth ring gear.
The fifth rotating element is the third sun gear and the fourth sun gear, the sixth rotating element is the third ring gear and the fourth carrier, the seventh rotating element is the fourth ring gear, The eighth rotating element is the third carrier;
The first shift stage having the largest transmission ratio is established by engaging the first clutch and the third brake, and the first shift is performed by engaging the third clutch and the third brake. A second gear stage having a smaller gear ratio than the first gear stage is established, and the third gear stage having a smaller gear ratio than the second gear stage is established by engaging the second clutch and the third brake. When the second clutch and the third clutch are engaged, a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage is established, and the first clutch and the second clutch are engaged. As a result, a fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage is established, and the second clutch and the fourth clutch are engaged. As a result, a sixth gear position having a smaller gear ratio than the fifth gear position is established, and the third clutch and the fourth clutch are engaged to cause the gear ratio to be smaller than the sixth gear position. A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle, characterized in that seven shift stages are established . 複数の遊星歯車装置を備え、入力回転部材の回転を変速して出力回転部材から出力する形式の車両用遊星歯車式多段変速機であって、  A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that includes a plurality of planetary gear devices, and that shifts the rotation of the input rotation member and outputs the rotation from the output rotation member,
前記入力回転部材に連結された第１軸と、  A first shaft coupled to the input rotating member;
該第１軸に平行な第２軸と、  A second axis parallel to the first axis;
前記第１軸上に配置され、該第１軸の回転を増速するための増速歯車装置と、該第１軸の回転を該増速歯車装置を経由しないで前記第２軸へ伝達する第１動力伝達装置と、該増速歯車装置よりも動力伝達経路の下流側に設けられ、該増速歯車装置により増速させられた回転を前記第２軸へ伝達する第２動力伝達装置とを備え、該第１動力伝達装置を経由する第１中間出力経路および該第２動力伝達装置を経由する第２中間出力経路のいずれか少なくとも一方を介して前記入力回転部材の回転を出力する第１変速部と、  A speed increasing gear device arranged on the first shaft for increasing the rotation speed of the first shaft, and transmitting the rotation of the first shaft to the second shaft without passing through the speed increasing gear device. A first power transmission device; and a second power transmission device provided downstream of the speed increasing gear device and transmitting the rotation speed-up by the speed increasing gear device to the second shaft. And outputs rotation of the input rotation member via at least one of a first intermediate output path that passes through the first power transmission device and a second intermediate output path that passes through the second power transmission device. One transmission unit,
前記第２軸上に配置された第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置の２組の遊星歯車装置を備え、該２組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成され、該４つの回転要素がクラッチ或いはブレーキを介して前記第１中間出力経路、前記第２中間出力経路、前記出力回転部材および非回転部材の何れかに選択的に連結される第２変速部とを含み、  Two sets of planetary gear units, a third planetary gear unit and a fourth planetary gear unit arranged on the second shaft, are provided, and the sun gear, the carrier, and a part of the ring gear of the two sets of planetary gear units are connected to each other. As a result, four rotating elements are formed, and the four rotating elements are connected to any one of the first intermediate output path, the second intermediate output path, the output rotating member, and the non-rotating member via a clutch or a brake. A second transmission part that is selectively connected;
前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられ、  By selectively switching between engagement and disengagement of the clutch and brake, a forward multi-stage shift stage is established,
前記第２動力伝達装置は、前記増速歯車装置の回転をさらに増速して前記第２軸へ伝達し、  The second power transmission device further accelerates the rotation of the speed increasing gear device and transmits it to the second shaft,
前記増速歯車装置は、第１遊星歯車装置を含み、最高速段では増速状態とされ、それ以外の変速段では直結状態とされ、  The speed increasing gear device includes a first planetary gear device, and is in a speed increasing state at the highest speed stage, and is in a directly connected state at other speed stages,
前記第３遊星歯車装置および前記第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって構成される４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、該４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、該第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、該第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、該第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、該第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、A collinear line that can represent on a straight line the rotational speeds of the four rotating elements that are formed by connecting parts of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device to each other. In the drawing, when the four rotating elements are sequentially designated as a fifth rotating element, a sixth rotating element, a seventh rotating element, and an eighth rotating element from one end to the other end, the fifth rotating element is the first rotating element. The sixth rotary element is selectively connected to the first intermediate output path via a first clutch and selectively connected to the second intermediate output path via a third clutch. Selectively connected to the first intermediate output path, the seventh rotating element is connected to the output rotating member, and the eighth rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch; As the second Is selectively connected to a non-rotating member via the brake,
前記第１クラッチ乃至第４クラッチおよび第３ブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられるものであり、  A forward multi-stage shift stage is established by selectively switching the engagement and release states of the first to fourth clutches and the third brake;
前記第３遊星歯車装置は、第３サンギヤ、第３キャリヤ、および第３リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、前記第４遊星歯車装置は、第４サンギヤ、第４キャリヤ、第４リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、The third planetary gear device is a single pinion type planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, and the fourth planetary gear device includes a fourth sun gear, a fourth carrier, and a fourth gear. It is a single pinion type planetary gear device equipped with a ring gear,
前記第５回転要素は該第３サンギヤおよび該第４サンギヤであり、前記第６回転要素は該第４キャリヤであり、前記第７回転要素は該第３キャリヤおよび第４リングギヤであり、前記第８回転要素は該第３リングギヤであり、  The fifth rotating element is the third sun gear and the fourth sun gear, the sixth rotating element is the fourth carrier, the seventh rotating element is the third carrier and the fourth ring gear, and The eight rotation element is the third ring gear,
前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。The first shift stage having the largest transmission ratio is established by engaging the first clutch and the third brake, and the first shift is performed by engaging the third clutch and the third brake. A second gear stage having a smaller gear ratio than the first gear stage is established, and the third gear stage having a smaller gear ratio than the second gear stage is established by engaging the second clutch and the third brake. When the second clutch and the third clutch are engaged, a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage is established, and the first clutch and the second clutch are engaged. As a result, a fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage is established, and the second clutch and the fourth clutch are engaged. As a result, a sixth gear position having a smaller gear ratio than the fifth gear position is established, and the third clutch and the fourth clutch are engaged to cause the gear ratio to be smaller than the sixth gear position. A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle, characterized in that seven shift stages are established. 複数の遊星歯車装置を備え、入力回転部材の回転を変速して出力回転部材から出力する形式の車両用遊星歯車式多段変速機であって、  A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that includes a plurality of planetary gear devices, and that shifts the rotation of the input rotation member and outputs the rotation from the output rotation member,
前記入力回転部材に連結された第１軸と、  A first shaft coupled to the input rotating member;
該第１軸に平行な第２軸と、  A second axis parallel to the first axis;
前記第１軸上に配置され、該第１軸の回転を増速するための増速歯車装置と、該第１軸の回転を該増速歯車装置を経由しないで前記第２軸へ伝達する第１動力伝達装置と、該増速歯車装置よりも動力伝達経路の下流側に設けられ、該増速歯車装置により増速させられた回転を前記第２軸へ伝達する第２動力伝達装置とを備え、該第１動力伝達装置を経由する第１中間出力経路および該第２動力伝達装置を経由する第２中間出力経路のいずれか少なくとも一方を介して前記入力回転部材の回転を出力する第１変速部と、  A speed increasing gear device arranged on the first shaft for increasing the rotation speed of the first shaft, and transmitting the rotation of the first shaft to the second shaft without passing through the speed increasing gear device. A first power transmission device; and a second power transmission device provided downstream of the speed increasing gear device and transmitting the rotation speed-up by the speed increasing gear device to the second shaft. And outputs rotation of the input rotation member via at least one of a first intermediate output path that passes through the first power transmission device and a second intermediate output path that passes through the second power transmission device. One transmission unit,
前記第２軸上に配置された第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置の２組の遊星歯車装置を備え、該２組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成され、該４つの回転要素がクラッチ或いはブレーキを介して前記第１中間出力経路、前記第２中間出力経路、前記出力回転部材および非回転部材の何れかに選択的に連結される第２変速部とを含み、  Two sets of planetary gear units, a third planetary gear unit and a fourth planetary gear unit arranged on the second shaft, are provided, and the sun gear, the carrier, and a part of the ring gear of the two sets of planetary gear units are connected to each other. As a result, four rotating elements are formed, and the four rotating elements are connected to any one of the first intermediate output path, the second intermediate output path, the output rotating member, and the non-rotating member via a clutch or a brake. A second transmission part that is selectively connected;
前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられ、  By selectively switching between engagement and disengagement of the clutch and brake, a forward multi-stage shift stage is established,
前記第２動力伝達装置は、前記増速歯車装置の回転をさらに増速して前記第２軸へ伝達し、  The second power transmission device further accelerates the rotation of the speed increasing gear device and transmits it to the second shaft,
前記増速歯車装置は、第１遊星歯車装置を含み、最高速段では増速状態とされ、それ以外の変速段では直結状態とされ、  The speed increasing gear device includes a first planetary gear device, and is in a speed increasing state at the highest speed stage, and is in a directly connected state at other speed stages,
前記第３遊星歯車装置および前記第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって構成される４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、該４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、該第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、該第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、該第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、該第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、A collinear line that can represent on a straight line the rotational speeds of the four rotating elements that are formed by connecting parts of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device to each other. In the drawing, when the four rotating elements are sequentially designated as a fifth rotating element, a sixth rotating element, a seventh rotating element, and an eighth rotating element from one end to the other end, the fifth rotating element is the first rotating element. The sixth rotary element is selectively connected to the first intermediate output path via a first clutch and selectively connected to the second intermediate output path via a third clutch. Selectively connected to the first intermediate output path, the seventh rotating element is connected to the output rotating member, and the eighth rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch; As the second Is selectively connected to a non-rotating member via the brake,
前記第１クラッチ乃至第４クラッチおよび第３ブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられるものであり、  A forward multi-stage shift stage is established by selectively switching the engagement and release states of the first to fourth clutches and the third brake;
前記第３遊星歯車装置は、第３サンギヤ、第３キャリヤ、および第３リングギヤを備え、該第３キャリヤによって回転可能に支持された互いに噛み合う一対の遊星歯車を有するダブルピニオン型遊星歯車装置であり、前記第４遊星歯車装置は、第４サンギヤ、第４キャリヤ、第４リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、The third planetary gear device is a double pinion type planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, and having a pair of meshing planetary gears rotatably supported by the third carrier. The fourth planetary gear device is a single pinion type planetary gear device including a fourth sun gear, a fourth carrier, and a fourth ring gear.
前記第５回転要素は該第３キャリヤおよび該第４サンギヤであり、前記第６回転要素は該第３リングギヤおよび該第４キャリヤであり、前記第７回転要素は該第４リングギヤであり、前記第８回転要素は該第３サンギヤであり、  The fifth rotating element is the third carrier and the fourth sun gear, the sixth rotating element is the third ring gear and the fourth carrier, the seventh rotating element is the fourth ring gear, The eighth rotating element is the third sun gear;
前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。The first shift stage having the largest transmission ratio is established by engaging the first clutch and the third brake, and the first shift is performed by engaging the third clutch and the third brake. A second gear stage having a smaller gear ratio than the first gear stage is established, and the third gear stage having a smaller gear ratio than the second gear stage is established by engaging the second clutch and the third brake. When the second clutch and the third clutch are engaged, a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage is established, and the first clutch and the second clutch are engaged. As a result, a fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage is established, and the second clutch and the fourth clutch are engaged. As a result, a sixth gear position having a smaller gear ratio than the fifth gear position is established, and the third clutch and the fourth clutch are engaged to cause the gear ratio to be smaller than the sixth gear position. A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle, characterized in that seven shift stages are established. 複数の遊星歯車装置を備え、入力回転部材の回転を変速して出力回転部材から出力する形式の車両用遊星歯車式多段変速機であって、  A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that includes a plurality of planetary gear devices, and that shifts the rotation of the input rotation member and outputs the rotation from the output rotation member,
前記入力回転部材に連結された第１軸と、  A first shaft coupled to the input rotating member;
該第１軸に平行な第２軸と、  A second axis parallel to the first axis;
前記第１軸上に配置され、該第１軸の回転を増速するための増速歯車装置と、該第１軸の回転を該増速歯車装置を経由しないで前記第２軸へ伝達する第１動力伝達装置と、該増速歯車装置よりも動力伝達経路の下流側に設けられ、該増速歯車装置により増速させられた回転を前記第２軸へ伝達する第２動力伝達装置とを備え、該第１動力伝達装置を経由する第１中間出力経路および該第２動力伝達装置を経由する第２中間出力経路のいずれか少なくとも一方を介して前記入力回転部材の回転を出力する第１変速部と、  A speed increasing gear device arranged on the first shaft for increasing the rotation speed of the first shaft, and transmitting the rotation of the first shaft to the second shaft without passing through the speed increasing gear device. A first power transmission device; and a second power transmission device provided downstream of the speed increasing gear device and transmitting the rotation speed-up by the speed increasing gear device to the second shaft. And outputs rotation of the input rotation member via at least one of a first intermediate output path that passes through the first power transmission device and a second intermediate output path that passes through the second power transmission device. One transmission unit,
前記第２軸上に配置された第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置の２組の遊星歯車装置を備え、該２組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成され、該４つの回転要素がクラッチ或いはブレーキを介して前記第１中間出力経路、前記第２中間出力経路、前記出力回転部材および非回転部材の何れかに選択的に連結される第２変速部とを含み、  Two sets of planetary gear units, a third planetary gear unit and a fourth planetary gear unit arranged on the second shaft, are provided, and the sun gear, the carrier, and a part of the ring gear of the two sets of planetary gear units are connected to each other. As a result, four rotating elements are formed, and the four rotating elements are connected to any one of the first intermediate output path, the second intermediate output path, the output rotating member, and the non-rotating member via a clutch or a brake. A second transmission part that is selectively connected;
前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられ、  By selectively switching between engagement and disengagement of the clutch and brake, a forward multi-stage shift stage is established,
前記第２動力伝達装置は、前記増速歯車装置の回転をさらに増速して前記第２軸へ伝達し、  The second power transmission device further accelerates the rotation of the speed increasing gear device and transmits it to the second shaft,
前記増速歯車装置は、第１遊星歯車装置を含み、最高速段では増速状態とされ、それ以外の変速段では直結状態とされ、  The speed increasing gear device includes a first planetary gear device, and is in a speed increasing state at the highest speed stage, and is in a directly connected state at other speed stages,
前記第３遊星歯車装置および前記第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって構成される４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、該４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、該第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、該第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、該第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、該第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、A collinear line that can represent on a straight line the rotational speeds of the four rotating elements that are formed by connecting parts of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device to each other. In the drawing, when the four rotating elements are sequentially designated as a fifth rotating element, a sixth rotating element, a seventh rotating element, and an eighth rotating element from one end to the other end, the fifth rotating element is the first rotating element. The sixth rotary element is selectively connected to the first intermediate output path via a first clutch and selectively connected to the second intermediate output path via a third clutch. Selectively connected to the first intermediate output path, the seventh rotating element is connected to the output rotating member, and the eighth rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch; As the second Is selectively connected to a non-rotating member via the brake,
前記第１クラッチ乃至第４クラッチおよび第３ブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられるものであり、  A forward multi-stage shift stage is established by selectively switching the engagement and release states of the first to fourth clutches and the third brake;
前記第３遊星歯車装置は、第３サンギヤ、第３キャリヤ、および第３リングギヤを備え、該第３キャリヤによって回転可能に支持された互いに噛み合う一対の遊星歯車を有するダブルピニオン型遊星歯車装置であり、前記第４遊星歯車装置は、第４サンギヤ、第４キャリヤ、第４リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、The third planetary gear device is a double pinion type planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, and having a pair of meshing planetary gears rotatably supported by the third carrier. The fourth planetary gear device is a single pinion type planetary gear device including a fourth sun gear, a fourth carrier, and a fourth ring gear.
前記第５回転要素は該第４サンギヤであり、前記第６回転要素は該第３キャリヤおよび該第４キャリヤであり、前記第７回転要素は該第３リングギヤおよび該第４リングギヤであり、前記第８回転要素は該第３サンギヤであり、  The fifth rotating element is the fourth sun gear, the sixth rotating element is the third carrier and the fourth carrier, the seventh rotating element is the third ring gear and the fourth ring gear, The eighth rotating element is the third sun gear;
前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。The first shift stage having the largest transmission ratio is established by engaging the first clutch and the third brake, and the first shift is performed by engaging the third clutch and the third brake. A second gear stage having a smaller gear ratio than the first gear stage is established, and the third gear stage having a smaller gear ratio than the second gear stage is established by engaging the second clutch and the third brake. When the second clutch and the third clutch are engaged, a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage is established, and the first clutch and the second clutch are engaged. As a result, a fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage is established, and the second clutch and the fourth clutch are engaged. As a result, a sixth gear position having a smaller gear ratio than the fifth gear position is established, and the third clutch and the fourth clutch are engaged to cause the gear ratio to be smaller than the sixth gear position. A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle, characterized in that seven shift stages are established. 複数の遊星歯車装置を備え、入力回転部材の回転を変速して出力回転部材から出力する形式の車両用遊星歯車式多段変速機であって、  A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle that includes a plurality of planetary gear devices, and that shifts the rotation of the input rotation member and outputs the rotation from the output rotation member,
前記入力回転部材に連結された第１軸と、  A first shaft coupled to the input rotating member;
該第１軸に平行な第２軸と、  A second axis parallel to the first axis;
前記第１軸上に配置され、該第１軸の回転を増速するための増速歯車装置と、該第１軸の回転を該増速歯車装置を経由しないで前記第２軸へ伝達する第１動力伝達装置と、該増速歯車装置よりも動力伝達経路の下流側に設けられ、該増速歯車装置により増速させられた回転を前記第２軸へ伝達する第２動力伝達装置とを備え、該第１動力伝達装置を経由する第１中間出力経路および該第２動力伝達装置を経由する第２中間出力経路のいずれか少なくとも一方を介して前記入力回転部材の回転を出力する第１変速部と、  A speed increasing gear device arranged on the first shaft for increasing the rotation speed of the first shaft, and transmitting the rotation of the first shaft to the second shaft without passing through the speed increasing gear device. A first power transmission device; and a second power transmission device provided downstream of the speed increasing gear device and transmitting the rotation speed-up by the speed increasing gear device to the second shaft. And outputs rotation of the input rotation member via at least one of a first intermediate output path that passes through the first power transmission device and a second intermediate output path that passes through the second power transmission device. One transmission unit,
前記第２軸上に配置された第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置の２組の遊星歯車装置を備え、該２組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成され、該４つの回転要素がクラッチ或いはブレーキを介して前記第１中間出力経路、前記第２中間出力経路、前記出力回転部材および非回転部材の何れかに選択的に連結される第２変速部とを含み、  Two sets of planetary gear units, a third planetary gear unit and a fourth planetary gear unit arranged on the second shaft, are provided, and the sun gear, the carrier, and a part of the ring gear of the two sets of planetary gear units are connected to each other. As a result, four rotating elements are formed, and the four rotating elements are connected to any one of the first intermediate output path, the second intermediate output path, the output rotating member, and the non-rotating member via a clutch or a brake. A second transmission part that is selectively connected;
前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられ、  By selectively switching between engagement and disengagement of the clutch and brake, a forward multi-stage shift stage is established,
前記第２動力伝達装置は、前記増速歯車装置の回転をさらに増速して前記第２軸へ伝達し、  The second power transmission device further accelerates the rotation of the speed increasing gear device and transmits it to the second shaft,
前記増速歯車装置は、第１遊星歯車装置を含み、最高速段では増速状態とされ、それ以外の変速段では直結状態とされ、  The speed increasing gear device includes a first planetary gear device, and is in a speed increasing state at the highest speed stage, and is in a directly connected state at other speed stages,
前記第３遊星歯車装置および前記第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって構成される４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において、該４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、該第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、該第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、該第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、該第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、A collinear line that can represent on a straight line the rotational speeds of the four rotating elements that are formed by connecting parts of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device to each other. In the drawing, when the four rotating elements are sequentially designated as a fifth rotating element, a sixth rotating element, a seventh rotating element, and an eighth rotating element from one end to the other end, the fifth rotating element is the first rotating element. The sixth rotary element is selectively connected to the first intermediate output path via a first clutch and selectively connected to the second intermediate output path via a third clutch. Selectively connected to the first intermediate output path, the seventh rotating element is connected to the output rotating member, and the eighth rotating element is selectively connected to the second intermediate output path via a fourth clutch; As the second Is selectively connected to a non-rotating member via the brake,
前記第１クラッチ乃至第４クラッチおよび第３ブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進多段の変速段が成立させられるものであり、  A forward multi-stage shift stage is established by selectively switching the engagement and release states of the first to fourth clutches and the third brake;
前記第３遊星歯車装置は、第３サンギヤ、第３キャリヤ、および第３リングギヤを備え、該第３キャリヤによって回転可能に支持された互いに噛み合う一対の遊星歯車を有するダブルピニオン型遊星歯車装置であり、前記第４遊星歯車装置は、第４サンギヤ、第４キャリヤ、第４リングギヤを備えたシングルピニオン型遊星歯車装置であり、The third planetary gear device is a double pinion type planetary gear device including a third sun gear, a third carrier, and a third ring gear, and having a pair of meshing planetary gears rotatably supported by the third carrier. The fourth planetary gear device is a single pinion type planetary gear device including a fourth sun gear, a fourth carrier, and a fourth ring gear.
前記第５回転要素は該第３キャリヤおよび第４サンギヤであり、前記第６回転要素は該第３リングギヤであり、前記第７回転要素は該第４キャリヤであり、前記第８回転要素は該第３サンギヤおよび第４リングギヤであり、  The fifth rotating element is the third carrier and the fourth sun gear, the sixth rotating element is the third ring gear, the seventh rotating element is the fourth carrier, and the eighth rotating element is the A third sun gear and a fourth ring gear;
前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。The first shift stage having the largest transmission ratio is established by engaging the first clutch and the third brake, and the first shift is performed by engaging the third clutch and the third brake. A second gear stage having a smaller gear ratio than the first gear stage is established, and the third gear stage having a smaller gear ratio than the second gear stage is established by engaging the second clutch and the third brake. When the second clutch and the third clutch are engaged, a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage is established, and the first clutch and the second clutch are engaged. As a result, a fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage is established, and the second clutch and the fourth clutch are engaged. As a result, a sixth gear position having a smaller gear ratio than the fifth gear position is established, and the third clutch and the fourth clutch are engaged to cause the gear ratio to be smaller than the sixth gear position. A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle, characterized in that seven shift stages are established. 請求項１乃至５のいずれか１に記載の車両用遊星歯車式多段変速機であって、
前記第１遊星歯車装置は、第１サンギヤと、該第１サンギヤと噛み合う第１遊星歯車部および該第１遊星歯車部とは異なる径或いは歯数を有する第２遊星歯車部を有するステップドピニオンと、該ステップドピニオンの第２遊星歯車部と噛み合うリングギヤと、該ステップドピニオンを自転および公転可能に支持する第１キャリヤとを備えていることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。 A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 5 ,
The first planetary gear device includes a stepped pinion having a first sun gear, a first planetary gear portion meshing with the first sun gear, and a second planetary gear portion having a diameter or a number of teeth different from that of the first planetary gear portion. A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle, comprising: a ring gear that meshes with the second planetary gear portion of the stepped pinion; and a first carrier that supports the stepped pinion so as to rotate and revolve. . 請求項１乃至６のいずれか１に記載の車両用遊星歯車式多段変速機であって、
前記第２動力伝達装置が、前記第１軸上に設けられた第２カウンタドライブギヤと、前記第２軸上に設けられた第２カウンタドリブンギヤとを備えた第２カウンタギヤ対であることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。 The planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 6 ,
The second power transmission device is a second counter gear pair including a second counter drive gear provided on the first shaft and a second counter driven gear provided on the second shaft. A planetary gear type multi-stage transmission for vehicles. 請求項１乃至請求項７のいずれか１に記載の車両用遊星歯車式多段変速機であって、
前記第１動力伝達装置が、前記第１軸上に設けられた第１カウンタドライブギヤと、前記第２軸上に設けられた第１カウンタドリブンギヤとを備えた第１カウンタギヤ対であることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。 The vehicular planetary gear type multi-stage transmission according to any one of claims 1 to 7 ,
The first power transmission device is a first counter gear pair including a first counter drive gear provided on the first shaft and a first counter driven gear provided on the second shaft. A planetary gear type multi-stage transmission for vehicles. 請求項１乃至５のいずれか１に記載の車両用遊星歯車式多段変速機であって、
前記第１変速部の第１遊星歯車装置に備えられたサンギヤ、キャリヤ、リングギヤの３つの回転部材のうちの第１の回転部材が増速ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、第２の回転部材が前記第２動力伝達装置の駆動側回転部材に連結され、該第１の回転部材と第３の回転部材とを選択的に連結する一体化クラッチにより、該第１の回転部材および第３の回転部材とが選択的に一体回転させられ、
前記第２変速部の第３遊星歯車装置および第４遊星歯車装置のサンギヤ、キャリヤ、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって４つの回転要素が構成されるとともに、該４つの回転要素の回転速度を直線上で表すことができる共線図上において該４つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第５回転要素、第６回転要素、第７回転要素、および第８回転要素としたとき、該第５回転要素は第１クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結され、該第６回転要素は第２クラッチを介して前記第１中間出力経路に選択的に連結され、該第７回転要素は前記出力回転部材に連結され、該第８回転要素は第４クラッチを介して前記第２中間出力経路に選択的に連結されるとともに第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、
前記クラッチおよびブレーキの係合、解放状態を選択的に切り換えることにより前進８速の変速段が成立させられることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。 A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 5 ,
A first rotating member of the three rotating members of a sun gear, a carrier, and a ring gear provided in the first planetary gear device of the first transmission unit is selectively connected to a non-rotating member via a speed increasing brake, The second rotation member is connected to the drive-side rotation member of the second power transmission device, and the first rotation is performed by an integrated clutch that selectively connects the first rotation member and the third rotation member. The member and the third rotating member are selectively rotated integrally;
A part of the sun gear, the carrier, and the ring gear of the third planetary gear device and the fourth planetary gear device of the second transmission unit are connected to each other to constitute four rotating elements. In the collinear chart in which the rotation speed can be expressed on a straight line, the four rotation elements are sequentially arranged from one end to the other end in the order of a fifth rotation element, a sixth rotation element, a seventh rotation element, and an eighth rotation element. The fifth rotating element is selectively connected to the first intermediate output path via the first clutch and is selectively connected to the second intermediate output path via the third clutch, The sixth rotating element is selectively connected to the first intermediate output path via a second clutch, the seventh rotating element is connected to the output rotating member, and the eighth rotating element is connected to the fourth clutch. Second intermediate output Selectively coupled to a non-rotating member via the third brake is selectively coupled to the road,
A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle, wherein a forward 8-speed gear stage is established by selectively switching between engagement and disengagement of the clutch and brake. 請求項９に記載の車両用遊星歯車式多段変速機であって、
前記第１クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記一体化クラッチ、第３クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記一体化クラッチ、第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記一体化クラッチ、第２クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記一体化クラッチ、第３クラッチおよび前記第４クラッチが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられ、前記第３クラッチ、第４クラッチおよび前記増速ブレーキが係合させられることによって前記第７変速段よりも変速比が小さい第８速段が成立させられることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。 The planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle according to claim 9 ,
By engaging the first clutch and the third brake, the first gear stage having the largest speed ratio is established, and by engaging the integrated clutch, the third clutch, and the third brake. A third gear position having a smaller gear ratio than the first gear position is established, and a third gear ratio having a smaller gear ratio than the second gear position is established by engaging the second clutch and the third brake. A first gear is established, and a fourth gear having a smaller gear ratio than the third gear is established by engaging the integrated clutch, the second clutch, and the third clutch, and the first clutch And by engaging the second clutch, a fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage is established, and the integrated clutch, When the second clutch and the fourth clutch are engaged, a sixth gear having a smaller gear ratio than the fifth gear is established, and the integrated clutch, the third clutch, and the fourth clutch are engaged. As a result, a seventh shift stage having a gear ratio smaller than that of the sixth shift stage is established, and the third clutch, the fourth clutch, and the speed increasing brake are engaged with each other than the seventh shift stage. A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle characterized in that the eighth speed stage having a small gear ratio is established. 請求項４に記載の車両用遊星歯車式多段変速機であって、
前記第３キャリヤと前記第４キャリヤおよび前記第３リングギヤと前記第４リングギヤとはそれぞれ共通の部材で構成されるとともに、前記第４遊星歯車装置の遊星歯車が前記第３遊星歯車装置の互いに噛み合う一対の遊星歯車のいずれか１つを兼ねていることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。 The vehicle planetary gear type multi-stage transmission according to claim 4 ,
The third carrier, the fourth carrier, the third ring gear, and the fourth ring gear are configured by a common member, and the planetary gear of the fourth planetary gear device meshes with the third planetary gear device. A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle, which serves as any one of a pair of planetary gears. 請求項１乃至請求項１１のいずれか１に記載の車両用遊星歯車式多段変速機であって、
前記第６回転要素は、第４ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結されており、
該第４ブレーキおよび前記第１クラッチが係合させられることにより、後進変速段が成立させられることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。 A preceding claims vehicular planetary gear type step-variable transmission according to any one of claims 11,
The sixth rotating element is selectively coupled to a non-rotating member via a fourth brake;
A planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle, wherein the reverse gear is established by engaging the fourth brake and the first clutch. 請求項１乃至請求項１２のいずれか１に記載の車両用遊星歯車式多段変速機であって、
エンジンの出力は、流体伝動装置を介して前記入力回転部材に入力されるものであることを特徴とする車両用遊星歯車式多段変速機。 The vehicular planetary gear type multi-stage transmission according to any one of claims 1 to 12 ,
An output of the engine is input to the input rotating member via a fluid transmission device, and a planetary gear type multi-stage transmission for a vehicle.
JP2003281319A 2003-07-28 2003-07-28 Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles Expired - Fee Related JP4333262B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2003281319A JP4333262B2 (en) 2003-07-28 2003-07-28 Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2003281319A JP4333262B2 (en) 2003-07-28 2003-07-28 Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2005048869A JP2005048869A (en) 2005-02-24
JP4333262B2 true JP4333262B2 (en) 2009-09-16

Family

ID=34266862

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2003281319A Expired - Fee Related JP4333262B2 (en) 2003-07-28 2003-07-28 Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP4333262B2 (en)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101807136B1 (en) 2016-02-03 2017-12-07 현대자동차 주식회사 Planetary gear train of automatic transmission for vehicles
US9897176B2 (en) 2016-02-03 2018-02-20 Hyundai Motor Company Planetary gear train of automatic transmission for vehicle

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2906331B1 (en) * 2006-09-26 2009-07-10 Antonov Automotive Europ "COMPACT MULTI-REPORTING TRANSMISSION DEVICE"
DE102017201484B4 (en) 2017-01-31 2020-03-12 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Compact automotive transmission

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101807136B1 (en) 2016-02-03 2017-12-07 현대자동차 주식회사 Planetary gear train of automatic transmission for vehicles
US9897176B2 (en) 2016-02-03 2018-02-20 Hyundai Motor Company Planetary gear train of automatic transmission for vehicle

Also Published As

Publication number Publication date
JP2005048869A (en) 2005-02-24

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4453297B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4148061B2 (en) Multi-speed transmission
JP5293785B2 (en) Multi-speed transmission
JP4380572B2 (en) Multi-speed transmission
JP5902438B2 (en) Gear train for multi-stage transmission for vehicles
JP2013072464A (en) Automatic transmission
JP4269832B2 (en) Multi-speed transmission
JP4016885B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4228822B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP3601524B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4148067B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP2004011674A (en) Automatic transmission of vehicle
JP4039309B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP4273875B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4333262B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP3669346B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4839686B2 (en) Multi-speed transmission
JP3763287B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP4254413B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4305098B2 (en) 3 friction engagement element simultaneous engagement type transmission
JP4089540B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP2005054966A (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicle
JP2004060875A (en) Automatic transmission
JP4228826B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4029669B2 (en) Automatic transmission for vehicles

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20051228

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20070905

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20080212

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20080411

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20090317

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20090514

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20090602

A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20090615

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120703

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120703

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130703

Year of fee payment: 4

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees