JP4506116B2 - Automatic transmission - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、入力軸と、該入力軸の回転を増速および減速する増減速用歯車装置の各要素とを変速用複式プラネタリギヤの各要素にクラッチおよびブレーキを介して係脱可能に連結して入力軸の回転を複数段に変速する自動変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動変速機としては、入力軸が連結されたリングギヤ、トランスミッションケースに固定されたサンギヤおよびリングギヤとサンギヤとに噛合するピニオンを支承するキャリアからなる減速用シングルピニオンプラネタリギヤと、第１および第２サンギヤ、該第１サンギヤに噛合するロングピニオンおよび該ロングピニオンと第２サンギヤとに噛合する中間ピニオンを支承する直結された第１および第２キャリア、並びに前記ロングピニオンと噛合する直結された第１および第２リングギヤを有する変速用複式プラネタリギヤとを設け、該変速用複式プラネタリギヤの直結された第１および第２リングギヤを出力軸に常時連結し、入力軸の回転より回転数が減速された減速用シングルピニオンプラネタリギヤのキャリアの回転を変速用プラネタリギヤの第２および第１サンギヤに第１および第３クラッチにより選択的に伝達し、入力軸の回転を変速用複式プラネタリギヤの直結された第１および第２キャリアに第２クラッチにより選択的に伝達し、変速用複式プラネタリギヤの第１サンギヤおよび直結された第１および第２キャリアを第１および第２ブレーキで選択的に固定して前進６段、後退１段のギヤ比を成立するものが知られている（特許文献１参照）。
【０００３】
【特許文献１】
特開平４−２１９５５３号公報（段落番号〔００７０〕、〔００７１〕、図１３）
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の自動変速機は、全長が短く横置きエンジンの前輪駆動車に適している。しかし、近年は燃費および動力伝達性能向上を図るため、或いは運転者の嗜好にマッチしたギヤ比を得るために、適切に離間した前進１２段のギヤ比を成立することができる自動変速機が求められている。
【０００５】
本発明は係る要望に応えるためになされたもので、入力軸の回転より増速された増速回転および減速された減速回転を変速用複式歯車装置に入力してギヤ比を密に多段化し、エンジン性能を最適に引き出すことができ、高効率且つギヤチェンジ時の車速変化が小さくフィーリングの良好な前進１２段のギヤ比を得ることができる自動変速機を提供することである。
【０００６】
【課題を解決するための手段、発明の作用および効果】
上記の課題を解決するため、請求項１に記載の発明の構成上の特徴は、入力軸と、この入力軸に連結されて同入力軸の回転数より減速および増速された減速回転および増速回転をそれぞれ出力する増減速用歯車装置と、入力軸および増減速用歯車装置からの入力回転を変速して出力軸に出力する変速用複式遊星歯車装置とを有し、変速用複式遊星歯車装置は、速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔で横軸方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素を有し、第１要素は、増減速用歯車装置の増速回転を第３および第４クラッチを介して伝達可能とされ、または増減速用歯車装置の減速回転を第３および第５クラッチを介して伝達可能とされ、または第１ブレーキを介して固定可能とされるとともに、第２要素は、第２クラッチを介して入力軸に連結可能とされ、または第２ブレーキを介して固定可能とされ、第３要素は、出力軸に常時連結され、第４要素は、増減速用歯車装置の増速回転を第１および第４クラッチを介して伝達可能とされ、または増減速用歯車装置の減速回転を第１および第５クラッチを介して伝達可能とされ、増減速用歯車装置および変速用複式遊星歯車装置の各要素間を、適宜、クラッチおよびブレーキで係脱することにより複数の変速段を達成することである。
【０００７】
これによれば、増減速用歯車装置から出力される増速回転および減速回転と変速用複式遊星歯車装置の各要素を適宜連結することによって、従来出力されていた減速回転と変速用複式遊星歯車装置の各要素を適宜連結する場合と比べて、出力されるギヤ段が多くなり、従来より多段の変速比を得ることができる。したがって、入力軸の回転を適切に離間した蜜に多段化されたギヤ比で変速して出力軸に伝達することができる自動変速機を提供することができる。さらに、高速段側を蜜に複数段階化することができるので、高速度域でエンジン性能を最適に引き出すことができ、またギヤチェンジの際のギヤ比の変化ひいては車速変化が小さくなり、良好なフィーリングを得ることができる。また、入力軸と出力軸を直結した直結ギヤ段においては、変速用複式歯車装置に負荷が掛からないので、燃費が向上するとともに耐用年数が長くなる。
さらに、増減速用歯車装置を入力軸の回転数より減速および増速された減速回転および増速回転を出力するように構成し、変速用複式遊星歯車装置を第１から第４要素で構成し、第１要素は増減速用歯車装置の増速回転を第３および第４クラッチを介して伝達可能とされ、または増減速用歯車装置の減速回転を第３および第５クラッチを介して伝達可能とされ、または第１ブレーキを介して固定可能とされ、第２要素は第２クラッチを介して入力軸に連結可能とされ、または第２ブレーキを介して固定可能とされ、第３要素は出力軸に常時連結され、第４要素は増減速用歯車装置の増速回転を第１および第４クラッチを介して伝達可能とされ、または増減速用歯車装置の減速回転を第１および第５クラッチを介して伝達可能とされるように構成することによって、入力軸の回転を適切に離間した前進１２段、後進２段の蜜に多段化されたギヤ比で変速して出力軸に伝達することができる自動変速機を提供することができる。さらに、高速段側を蜜に複数段階化することができるので、高速度域でエンジン性能を最適に引き出すことができ、またギヤチェンジの際のギヤ比の変化ひいては車速変化が小さくなり、良好なフィーリングを得ることができる。また、入力軸と出力軸を直結した直結ギヤ段においては、変速用複式歯車装置に負荷が掛からないので、燃費が向上するとともに耐用年数が長くなる。
【００１０】
請求項２に記載の発明の構成上の特徴は、請求項１において、増減速用歯車装置を増減速用複式プラネタリギヤで構成し、この増減速用複式プラネタリギヤを速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔にて横軸方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素で構成し、第１要素を常時固定し、第２要素乃至第４要素の何れかの要素を入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能な減速出力要素とし、第２要素乃至第４要素の何れかの要素を入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能な増速出力要素としたことである。
【００１１】
これによれば、増減速用複式プラネタリギヤを入力軸の回転数より減速および増速された減速回転および増速回転をそれぞれ出力する減速出力要素および増速出力要素から構成し、変速用複式プラネタリギヤを第１から第４要素で構成し、第１要素を第３および第４クラッチを介して増速出力要素に連結可能とし、または第３および第５クラッチを介して減速出力要素に連結可能とし、または第１ブレーキを介して固定可能とし、第２要素を第２クラッチを介して入力軸に連結可能とし、または第２ブレーキを介して固定可能とし、第３要素を出力軸に常時連結し、第４要素を第１および第４クラッチを介して増速出力要素に連結可能とし、または第１および第５クラッチを介して減速出力要素に連結可能とするように構成することによって、入力軸の回転を適切に離間した前進１２段、後進２段の蜜に多段化されたギヤ比で変速して出力軸に伝達することができる小型軽量な自動変速機を提供することができる。さらに、高速段側を蜜に複数段階化することができるので、高速度域でエンジン性能を最適に引き出すことができ、またギヤチェンジの際のギヤ比の変化ひいては車速変化が小さくなり、良好なフィーリングを得ることができる。また、入力軸と出力軸を直結した直結ギヤ段においては、変速用複式プラネタリギヤに負荷が掛からないので、燃費が向上するとともに耐用年数が長くなる。
【００１２】
請求項３に記載の発明の構成上の特徴は、請求項２において、第１要素を常時固定し、第３要素を入力軸に常時連結し、第２要素を入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能とし、第４要素を入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能としたことである。
【００１３】
これによれば、増減速用複式プラネタリギヤを第１から第４要素で構成し、第１要素を常時固定し、第３要素を入力軸に常時連結し、第２要素を入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能とし、第４要素を入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能とするように構成し、変速用複式プラネタリギヤを第１から第４要素で構成し、変速用複式プラネタリギヤの第１要素を第３および第４クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第４要素に連結可能とし、または第３および第５クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第２要素に連結可能とし、または第１ブレーキを介して固定可能とし、変速用複式プラネタリギヤの第２要素を第２クラッチを介して入力軸に連結可能とし、または第２ブレーキを介して固定可能とし、変速用複式プラネタリギヤの第３要素を出力軸に常時連結し、変速用複式プラネタリギヤの第４要素を第１および第４クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第４要素に連結可能とし、または第１および第５クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第２要素に連結可能とするように構成することによって、入力軸の回転を適切に離間した前進１２段、後進２段の蜜に多段化されたギヤ比で変速して出力軸に伝達することができる小型軽量な自動変速機を提供することができる。さらに、高速段側を蜜に複数段階化することができるので、高速度域でエンジン性能を最適に引き出すことができ、またギヤチェンジの際のギヤ比の変化ひいては車速変化が小さくなり、良好なフィーリングを得ることができる。また、入力軸と出力軸を直結した直結ギヤ段においては、変速用複式プラネタリギヤに負荷が掛からないので、燃費が向上するとともに耐用年数が長くなる。
【００１４】
請求項４に記載の発明の構成上の特徴は、請求項３において、増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径サンギヤと、これら大径および小径サンギヤとそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、大径ピニオンと噛合する共通リングギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、小径サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、大径サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、共通キャリアを増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、共通リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことである。これによっても、請求項３と同様な作用・効果を得ることができる。
【００１５】
請求項５に記載の発明の構成上の特徴は、請求項３において、増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径サンギヤと、これら大径および小径サンギヤとそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、小径ピニオンと噛合する共通リングギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、小径サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、大径サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、共通キャリアを増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、共通リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことである。これによっても、請求項３と同様な作用・効果を得ることができる。
【００１６】
請求項６に記載の発明の構成上の特徴は、請求項３において、増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径サンギヤと、これら大径および小径サンギヤとそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、大径ピニオンと噛合する共通リングギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、共通リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、共通キャリアを増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、大径サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、小径サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことである。これによっても、請求項３と同様な作用・効果を得ることができる。
【００１７】
請求項７に記載の発明の構成上の特徴は、請求項３において、増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径サンギヤと、これら大径および小径サンギヤとそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、小径ピニオンと噛合する共通リングギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、共通リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、共通キャリアを増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、大径サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、小径サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことである。これによっても、請求項３と同様な作用・効果を得ることができる。
【００１８】
請求項８に記載の発明の構成上の特徴は、請求項３において、増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径リングギヤと、これら大径および小径リングギヤとそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、大径ピニオンと噛合する共通サンギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、共通サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、共通キャリアを増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、小径リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、大径リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことである。これによっても、請求項３と同様な作用・効果を得ることができる。
【００１９】
請求項９に記載の発明の構成上の特徴は、請求項３において、増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径リングギヤと、これら大径および小径リングギヤとそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、小径ピニオンと噛合する共通サンギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、共通サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、共通キャリアを増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、小径リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、大径リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことである。これによっても、請求項３と同様な作用・効果を得ることができる。
【００２０】
請求項１０に記載の発明の構成上の特徴は、請求項３において、増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径リングギヤと、これら大径および小径リングギヤとそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、大径ピニオンと噛合する共通サンギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、大径リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、小径リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、共通キャリアを増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、共通サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことである。これによっても、請求項３と同様な作用・効果を得ることができる。
【００２１】
請求項１１に記載の発明の構成上の特徴は、請求項３において、増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径リングギヤと、これら大径および小径リングギヤとそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、小径ピニオンと噛合する共通サンギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、大径リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、小径リングギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、共通キャリアを増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、共通サンギヤを増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことである。これによっても、請求項３と同様な作用・効果を得ることができる。
【００２２】
請求項１２に記載の発明の構成上の特徴は、請求項１において、増減速用歯車装置を増減速用複式プラネタリギヤで構成し、この増減速用複式プラネタリギヤを速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔にて横軸方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素で構成し、第１要素を常時固定し、第２要素を第４クラッチを介して入力軸に連結可能とし、第４要素を第５クラッチを介して入力軸に連結可能とし、第３要素を、第２要素が第４クラッチを介して入力軸に連結した場合には、入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能とし、第４要素が第５クラッチを介して入力軸に連結した場合には、入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能とし、変速用複式プラネタリギヤをラビニョ型プラネタリギヤで構成するとともに速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔にて横軸方向に増減速用複式プラネタリギヤの場合と同方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素で構成し、変速用複式プラネタリギヤの第１要素を第３クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第３要素に連結可能とし、または第１ブレーキを介して固定可能とし、変速用複式プラネタリギヤの第２要素を第２クラッチを介して入力軸に連結可能とし、または第２ブレーキを介して固定可能とし、変速用複式プラネタリギヤの第３要素を出力軸に常時連結し、変速用複式プラネタリギヤの第４要素を第１クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第３要素に連結可能としたことである。
【００２３】
これによれば、増減速用複式プラネタリギヤを第１から第４要素で構成し、第１要素を常時固定し、第２要素を第４クラッチを介して入力軸に連結可能とし、第４要素を第５クラッチを介して入力軸に連結可能とし、第３要素を、第２要素が第４クラッチを介して入力軸に連結した場合には、入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能とし、第４要素が第５クラッチを介して入力軸に連結した場合には、入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能とするように構成し、変速用複式プラネタリギヤをラビニョ型プラネタリギヤにより第１から第４要素で構成し、変速用複式プラネタリギヤの第１要素を第３クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第３要素に連結可能とし、または第１ブレーキを介して固定可能とし、変速用複式プラネタリギヤの第２要素を第２クラッチを介して入力軸に連結可能とし、または第２ブレーキを介して固定可能とし、変速用複式プラネタリギヤの第３要素を出力軸に常時連結し、変速用複式プラネタリギヤの第４要素を第１クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第３要素に連結可能とするように構成することによって、入力軸の回転を適切に離間した前進１２段、後進２段の蜜に多段化されたギヤ比で変速して出力軸に伝達することができる小型軽量な自動変速機を提供することができる。さらに、高速段側を蜜に複数段階化することができるので、高速度域でエンジン性能を最適に引き出すことができ、またギヤチェンジの際のギヤ比の変化ひいては車速変化が小さくなり、良好なフィーリングを得ることができる。また、入力軸と出力軸を直結した直結ギヤ段においては、変速用複式プラネタリギヤに負荷が掛からないので、燃費が向上するとともに耐用年数が長くなる。
【００２４】
請求項１３に記載の発明の構成上の特徴は、請求項１において、増減速用歯車装置を増減速用複式プラネタリギヤで構成し、増減速用複式プラネタリギヤをラビニョ型プラネタリギヤで構成するとともに速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔にて横軸方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素で構成し、増減速用複式プラネタリギヤの第１要素を常時固定し、増減速用複式プラネタリギヤの第３要素を入力軸に常時連結し、増減速用複式プラネタリギヤの第２要素を入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能とし、増減速用複式プラネタリギヤの第４要素を入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能とし、変速用複式プラネタリギヤをラビニョ型プラネタリギヤで構成するとともに速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔にて横軸方向に増減速用複式プラネタリギヤの場合と同方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素で構成し、変速用複式プラネタリギヤの第１要素を第３および第４クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第４要素に連結可能とし、または第３および第５クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第２要素に連結可能とし、または第１ブレーキを介して固定可能とし、変速用複式プラネタリギヤの第２要素を第２クラッチを介して入力軸に連結可能とし、または第２ブレーキを介して固定可能とし、変速用複式プラネタリギヤの第３要素を出力軸に常時連結し、変速用複式プラネタリギヤの第４要素を第１および第４クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第４要素に連結可能とし、または第１および第５クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第２要素に連結可能としたことである。
【００２５】
これによれば、増減速用複式プラネタリギヤをラビニョ型プラネタリギヤにより第１から第４要素で構成し、第１要素を常時固定し、第３要素を入力軸に常時連結し、第２要素を入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能とし、第４要素を入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能とするように構成し、変速用複式プラネタリギヤをラビニョ型プラネタリギヤにより第１から第４要素で構成し、変速用複式プラネタリギヤの第１要素を第３および第４クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第４要素に連結可能とし、または第３および第５クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第２要素に連結可能とし、または第１ブレーキを介して固定可能とし、変速用複式プラネタリギヤの第２要素を第２クラッチを介して入力軸に連結可能とし、または第２ブレーキを介して固定可能とし、変速用複式プラネタリギヤの第３要素を出力軸に常時連結し、変速用複式プラネタリギヤの第４要素を第１および第４クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第４要素に連結可能とし、または第１および第５クラッチを介して増減速用複式プラネタリギヤの第２要素に連結可能とするように構成することによって、入力軸の回転を適切に離間した前進１２段、後進２段の蜜に多段化されたギヤ比で変速して出力軸に伝達することができる小型軽量な自動変速機を提供することができる。さらに、高速段側を蜜に複数段階化することができるので、高速度域でエンジン性能を最適に引き出すことができ、またギヤチェンジの際のギヤ比の変化ひいては車速変化が小さくなり、良好なフィーリングを得ることができる。また、入力軸と出力軸を直結した直結ギヤ段においては、変速用複式プラネタリギヤに負荷が掛からないので、燃費が向上するとともに耐用年数が長くなる。
【００２６】
請求項１４に記載の発明の構成上の特徴は、請求項１において、増減速用歯車装置を、入力軸を構成する第１入力軸に同軸かつ一体的にそれぞれ固定された大径歯車、中径歯車および小径歯車と、入力軸を構成する第２入力軸と同軸上に支承されて中径歯車と噛合する同中径歯車と同径の入力歯車と、第２入力軸と同軸上に支承されて小径歯車と噛合する入力歯車より大径である減速歯車と、第２入力軸と同軸上に支承されて大径歯車と噛合する入力歯車より小径である増速歯車とを有する増減速用歯車列で構成したことである。
【００２７】
これによれば、増減速用歯車装置を入力軸の回転数より減速および増速された減速回転および増速回転をそれぞれ出力する減速歯車および増速歯車から構成し、変速用複式遊星歯車装置を第１から第４要素で構成し、第１要素は第３および第４クラッチを介して増速歯車に連結可能とされ、または第３および第５クラッチを介して減速歯車に連結可能とされ、または第１ブレーキを介して固定可能とされ、第２要素は第２クラッチを介して入力軸に連結可能とされ、または第２ブレーキを介して固定可能とされ、第３要素は出力軸に常時連結され、第４要素は第１および第４クラッチを介して増速歯車に連結可能とされ、または第１および第５クラッチを介して減速歯車に連結可能とされるように構成することによって、入力軸の回転を適切に離間した前進１２段、後進２段の蜜に多段化されたギヤ比で変速して出力軸に伝達することができる自動変速機を提供することができる。さらに、高速段側を蜜に複数段階化することができるので、高速度域でエンジン性能を最適に引き出すことができ、またギヤチェンジの際のギヤ比の変化ひいては車速変化が小さくなり、良好なフィーリングを得ることができる。また、入力軸と出力軸を直結した直結ギヤ段においては、変速用複式歯車装置に負荷が掛からないので、燃費が向上するとともに耐用年数が長くなる。
【００２８】
請求項１５に記載の発明の構成上の特徴は、請求項１乃至請求項１４のいずれか一項において、変速用複式プラネタリギヤを第１および第２サンギヤと、第１サンギヤに直接噛合するとともに第２サンギヤに中間ピニオンを介して噛合するロングピニオンと中間ピニオンを支承するキャリアと、ロングピニオンと噛合するリングギヤとを有するラビニョ型プラネタリギヤで構成し、第２サンギヤを変速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、キャリアを変速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、リングギヤを変速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、第２サンギヤを変速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことである。これによれば、自動変速機を小型軽量化することができる。
【００２９】
請求項１６に記載の発明の構成上の特徴は、請求項１乃至請求項１４のいずれか一項において、出力軸を入力軸と同一回転速度にて回転させる際には、変速用複式プラネタリギヤの第２要素を第２クラッチを介して入力軸に連結し、かつ変速用複式プラネタリギヤの第１および第４要素を第１および第３クラッチを介して連結することである。これによれば、変速用プラネタリギヤが一体回転されて各要素間での相対回転がなくなり、耐用年数が長くなる。
【００３０】
【発明の実施の形態】
ａ）第1の実施の形態
以下、図１〜図４を参照して本発明に係る自動変速機の第１の実施の形態について説明する。図１において、１０は本発明に係る自動変速機で、例えば自動車のエンジンにより回転駆動される流体トルクコンバータ２０の出力回転を変速して駆動輪に伝達するために使用される。自動変速機１０は、車体に取り付けられたトランスミッションケース１１内に共通軸線１２上に順次支承された入力軸１３、増減速用歯車装置である増減速用複式プラネタリギヤＧ１、変速用複式遊星歯車装置である変速用複式プラネタリギヤＧ２および出力軸１４から構成されている。
【００３１】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、入力軸１３に連結されて同入力軸１３の回転数より減速および増速された減速回転および増速回転をそれぞれ出力する装置である。変速用複式プラネタリギヤＧ２は、入力軸１３および増減速用複式プラネタリギヤＧ１に連結されてこれら入力軸１３および増減速用複式プラネタリギヤＧ１からの入力回転を変速して出力軸１４に出力する装置である。
【００３２】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、いわゆる段付ピニオン型プラネタリギヤであり、２つの第１および第２のシングルピニオンプラネタリギヤＧ１１，Ｇ１２の各キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２、および各リングギヤである第１および第２リングギヤＲ１１，Ｒ１２をそれぞれ連結して共通化することにより構成されている。すなわち、増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、共通軸線１３上に回転可能にそれぞれ支承された大径サンギヤである第１サンギヤＳ１１および小径サンギヤである第２サンギヤＳ１２、これら第１および第２サンギヤＳ１１，Ｓ１２とそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンＰ１，Ｐ２からなる段付ピニオンＰ、共通軸線１３上に回転可能に支承されて段付ピニオンＰを支承する共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２と、共通軸線１３上に回転可能に支承されて大径ピニオンＰ２と噛合する第２リングギヤＲ１２から構成されている。
【００３３】
変速用複式プラネタリギヤＧ２は、いわゆるラビニョ型プラネタリギヤであり、第３のシングルピニオンプラネタリギヤＧ２１および第１のダブルピニオンプラネタリギヤＧ２２の各キャリアである第１および第２キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２、および各リングギヤである第１および第２リングギヤＲ２１，Ｒ２２をそれぞれ連結して共通化することにより構成されている。すなわち、変速用複式プラネタリギヤＧ２は、共通軸線１３上に回転可能にそれぞれ支承された大径の第１サンギヤＳ２１と小径の第２サンギヤＳ２２、共通軸線１３上に回転可能に支承されて第１サンギヤＳ２１に直接噛合するとともに第２サンギヤＳ２２に中間ピニオンＰ３を介して噛合するロングピニオンＰ４と中間ピニオンＰ３をそれぞれ回転可能に支承する共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２と、共通軸線１３上に回転可能に支承されてロングピニオンＰ４に直接噛合する第２リングギヤＲ２２から構成されている。
【００３４】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２サンギヤＳ１２はケース１１に常時固定され、共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２は入力軸１３に常時連結され、第１サンギヤＳ１１は入力軸１３の回転数より減速された減速回転を出力可能とされ、共通リングギヤである第２リングギヤＲ１２は入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力可能と設定されている。また、変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１は第３および第４クラッチＣ−３，Ｃ−４を介して増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２リングギヤＲ１２に連結可能とされ、または第３および第５クラッチＣ−３，Ｃ−５を介して増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１サンギヤＳ１１に連結可能とされ、または第１ブレーキＢ−１を介してケース１１に固定可能とされている。変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２は第２クラッチＣ−２を介して入力軸１３に連結可能とされ、または第２ブレーキＢ−２を介してケース１１に固定可能とされている。変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２リングギヤＲ２２は出力軸１４に常時連結されている。変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２は第１および第４クラッチＣ−１，Ｃ−４を介して増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２リングギヤＲ１２に連結可能とされ、または第１および第５クラッチＣ−１，Ｃ−５を介して増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１サンギヤＳ１１に連結可能とされている。
【００３５】
なお、流体トルクコンバータ２０のポンプインペラ２１は図略のエンジンによって回転駆動されてオイルを送り出し、ステータ２２がオイルの反力を受け止めてトルクをタービン２３に発生するようになっている。入力軸１３はタービン２３に連結されている。２４はポンプインペラ２１とタービン２３とを直結するロックアップクラッチである。
【００３６】
かかる構成の自動変速機１０は、第１乃至第５クラッチＣ−１〜Ｃ−５を選択的に係脱し、第１および第２ブレーキＢ−１，Ｂ−２を選択的に作動して変速用複式プラネタリギヤＧ２の各要素の回転を規制することにより、前進１２速段、後進２速段の設定、制御をすることができる。具体的には、図２に示すように係脱制御を行えば前進１２速、後進２速を設定することができる。なお、図２において各速に対応する各クラッチ、ブレーキの欄に丸が付されている場合、クラッチであれば接続状態、ブレーキであれば回転規制状態にあることを示している。また、前進１２速段（１２ｔｈ）においては、第２クラッチＣ−２を係合し第１ブレーキＢ−１を作動させて、第１クラッチＣ−１、第３〜第５クラッチＣ−３〜Ｃ−５のうちいずれか一つを係合させてもよい。
【００３７】
シングルピニオンプラネタリギヤにおいては、サンギヤの回転数Ｎｓ、キャリヤの回転数Ｎｃ、リングギヤの回転数Ｎｒとシングルピニオンプラネタリギヤのギヤ比λとの関係は、下記数１により示され、ダブルピニオンプラネタリギヤにおいては、サンギヤの回転数Ｎｓ、キャリアの回転数Ｎｃ、リングギヤの回転数Ｎｒとダブルピニオンプラネタリギヤのギヤ比λとの関係は、下記数２により示される。
【００３８】
（数１）
Ｎｒ＝（１＋λ）Ｎｃ−λＮｓ
（数２）
Ｎｒ＝（１−λ）Ｎｃ＋λＮｓ
【００３９】
ここで、第１〜第３のシングルピニオンプラネタリギヤＧ１１，Ｇ１２，Ｇ２１および第１のダブルピニオンプラネタリギヤＧ２２において、各サンギヤＳ１１，Ｓ１２，Ｓ２１，Ｓ２２の歯数がＺS11，ＺS12，ＺS21，ＺS22と、各リングギヤＲ１１，Ｒ１２，Ｒ２１，Ｒ２２の歯数がＺR11，ＺR12，ＺR21，ＺR22と設定されると、各ギヤ比λ１、λ２、λ３、λ４は、λ１＝ＺS11／ＺR11、λ２＝ＺS12／ＺR12、λ３＝ＺS21／ＺR21、λ４＝ＺS22／ＺR22である。
【００４０】
したがって、上述した増減速用複式プラネタリギヤＧ１および変速用複式プラネタリギヤＧ２の各要素の速度比は、図３に示す速度線図のようになる。速度線図は、プラネタリギヤのサンギヤ、キャリア、リングギヤからなる各要素を横軸方向にギヤ比（λ1，λ2，λ3，λ４）に対応させた間隔で配置し、縦軸方向に各要素に対応してその速度比を取ったものである。図３には、増減速用複式プラネタリギヤＧ１および変速用複式プラネタリギヤＧ２の速度線図が左右に並べて記載されている。
【００４１】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１の速度線図においては、４本の各縦線に対応する要素を左から順に第１、第２、第３、第４要素とする。第１要素は常時固定されて回転速度が０である第２サンギヤＳ１２であり、第３要素は入力軸１３に常時連結されて入力軸１３と同一速度である共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２である。また、第２要素は入力軸１３より減速された減速回転を出力する第１サンギヤＳ１１であり、第４要素は入力軸１３より増速された増速回転を出力する共通リングギヤＲ１１，Ｒ１２である。ここで、第１のシングルピニオンプラネタリギヤＧ１１については、第１キャリアＰＣ１１（第２キャリアＰＣ１２）の縦線と第１サンギヤＳ１１の縦線との間隔と、第１キャリアＰＣ１１の縦線と第１リングギヤＲ１１（第２リングギヤＲ１２）の縦線との間隔との比が１：λ１となるように配置されている。第２のシングルピニオンプラネタリギヤＧ１２については、第２キャリアＰＣ１２（第１キャリアＰＣ１１）の縦線と第２サンギヤＳ１２の縦線との間隔と、第２キャリアＰＣ１２の縦線と第２リングギヤＲ１２（第１リングギヤＲ１１）の縦線との間隔との比が１：λ２となるように配置されている。
【００４２】
変速用複式プラネタリギヤＧ２の速度線図においても、増減速用複式プラネタリギヤＧ１と同様に４本の各縦線に対応する要素を左から順に第１、第２、第３、第４要素とする。その第１要素は、第１ブレーキＢ−１を介してケース１１に固定され、または第３および第４クラッチＣ−３，Ｃ−４を介して増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第４要素に連結され、または第３および第５クラッチＣ−３，Ｃ−５を介して増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２要素に連結される変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１である。第２要素は第２ブレーキを介してケース１１に固定され、または第２クラッチＣ−２を介して入力軸１３に連結される共通キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２である。第３要素は出力軸１４に常時固定される共通リングギヤＲ２１，Ｒ２２である。第４要素は、第１および第４クラッチＣ−１，Ｃ−４を介して増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第４要素に連結され、または第１および第５クラッチＣ−１，Ｃ−５を介して増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２要素に連結される変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２である。ここで、第３のシングルピニオンプラネタリギヤＧ２１については、第１キャリアＰＣ２１（第２キャリアＰＣ２２）の縦線と第１サンギヤＳ２１の縦線との間隔と、第１キャリアＰＣ２１の縦線と第１リングギヤＲ２１（第２リングギヤＲ２２）の縦線との間隔との比が１：λ３となるように配置されている。第１のダブルピニオンプラネタリギヤＧ２２については、第２キャリアＰＣ２２（第１キャリアＰＣ２１）の縦線と第２サンギヤＳ２２の縦線との間隔と、第２キャリアＰＣ２２の縦線と第２リングギヤＲ２２（第１リングギヤＲ２１）の縦線との間隔との比が１：λ４となるように配置されている。
【００４３】
また、速度線図には、第１乃至第５クラッチＣ−１〜Ｃ−５、第１および第２ブレーキＢ−１，Ｂ−２が選択的に作動された点にＣ−１〜Ｃ−５、Ｂ−１，Ｂ−２が記入されている。特に、同時に２つのクラッチが選択されて作動された点には、これら両クラッチが記入されている。
【００４４】
上記のように構成された自動変速機１０は、図４に示すように、制御装置４０を備えている。制御装置４０は、ＣＰＵを内蔵しており、エンジンの回転が伝達されるトルクコンバータ２０のエンジン側回転数Neを検出するエンジン回転数センサ４１、入力軸１３の回転数Niを検出する入力回転数センサ４２、出力軸１４の回転数Ｎｖを検出する出力回転数センサ４３、シフトレバーが前進走行レンジＤ、ニュートラルレンジＮ、後進走行レンジＲにシフトされているとき、検出信号Ｄ，Ｎ，Ｒを送出するレンジ位置センサ４４、アクセルの踏み込み量Ssを検出するスロットル開度センサ４５等から各検出信号が入力され、これら検出信号に基づいて最適な速段を選択し、制御電流を各クラッチ、ブレーキを作動させる各油圧サーボ装置４６に出力して第１乃至第５クラッチＣ−１〜Ｃ−５、第１および第２ブレーキＢ−１，Ｂ−２を図２に示すように選択的に係脱して前進１２速段、後進２速段を達成する。
【００４５】
以下、各変速段の作動について説明する。前進１速段の場合、制御装置４０により第１および第５クラッチＣ−１，Ｃ−５が係合され、第２ブレーキＢ−２が作動されると、入力軸１３より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１サンギヤＳ１１の出力回転が第５および第１クラッチＣ−５，Ｃ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が１速のギヤ比で減速して正回転される。
【００４６】
前進２速段の場合、制御装置４０により第１および第５クラッチＣ−１，Ｃ−５が係合され、第１ブレーキＢ−１が作動されると、入力軸１３より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１サンギヤＳ１１の出力回転が第５および第１クラッチＣ−５，Ｃ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が２速のギヤ比で減速して正回転される。
【００４７】
前進３速段の場合、制御装置４０により第１および第４クラッチＣ−１，Ｃ−４が係合され、第２ブレーキＢ−２が作動されると、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通リングギヤＲ１１，Ｒ１２の出力回転が第４および第１クラッチＣ−４，Ｃ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が３速のギヤ比で減速して正回転される。
【００４８】
前進４速段の場合、制御装置４０により第１、第３および第５クラッチＣ−１，Ｃ−３，Ｃ−５が係合されると、入力軸１３より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１サンギヤＳ１１の出力回転が第５および第１クラッチＣ−５，Ｃ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、同出力回転が第５および第３クラッチＣ−５，Ｃ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達される。これにより、変速用複式プラネタリギヤＧ２の各要素は前記出力回転と同一に回転され、出力軸１４が４速のギヤ比で減速して正回転される。
【００４９】
前進５速段の場合、制御装置４０により第３および第４クラッチＣ−３，Ｃ−４が係合され、第２クラッチＣ−２が係合されると、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通リングギヤＲ１１，Ｒ１２の出力回転が第４および第３クラッチＣ−４，Ｃ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達されるとともに、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が５速のギヤ比で減速して正回転される。
【００５０】
前進６速段の場合、制御装置４０により第１および第５クラッチＣ−１，Ｃ−５が係合され、第２クラッチＣ−２が係合されると、入力軸１３より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１サンギヤＳ１１の出力回転が第５および第１クラッチＣ−５，Ｃ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が６速のギヤ比で減速して正回転される。
【００５１】
前進７速段の場合、制御装置４０により第１および第４クラッチＣ−１，Ｃ−４が係合され、第１ブレーキＢ−１が作動されると、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通リングギヤＲ１１，Ｒ１２の出力回転が第４および第１クラッチＣ−４，Ｃ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が７速のギヤ比で減速して正回転される。
【００５２】
前進８速段の場合、制御装置４０により第１および第３クラッチＣ−１，Ｃ−３が係合され、第２クラッチＣ−２が係合されると、変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１および第２サンギヤＳ２１，Ｓ２２が連結されるとともに、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達される。これにより、変速用複式プラネタリギヤＧ２の各要素は前記回転と同一に回転され、出力軸１４が８速のギヤ比１で入力軸１３と同一速度で正回転される。
【００５３】
前進９速段の場合、制御装置４０により第１および第４クラッチＣ−１，Ｃ−４が係合され、第２クラッチＣ−２が係合されると、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通リングギヤＲ１１，Ｒ１２の出力回転が第４および第１クラッチＣ−４，Ｃ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が９速のギヤ比で増速して正回転される。
【００５４】
前進１０速段の場合、制御装置４０により第３および第５クラッチＣ−３，Ｃ−５が係合され、第２クラッチＣ−２が係合されると、入力軸１３より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１サンギヤＳ１１の出力回転が第５および第３クラッチＣ−５，Ｃ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達されるとともに、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が１０速のギヤ比で増速して正回転される。
【００５５】
前進１１速段の場合、制御装置４０により第１、第３および第４クラッチＣ−１，Ｃ−３，Ｃ−４が係合されると、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通リングギヤＲ１１,Ｒ１２の出力回転が第４および第１クラッチＣ−４，Ｃ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、同出力回転が第４および第３クラッチＣ−４，Ｃ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達される。これにより、変速用複式プラネタリギヤＧ２の各要素は前記出力回転と同一に回転され、出力軸１４が１１速のギヤ比で増速して正回転される。
【００５６】
前進１２速段の場合、制御装置４０により第２クラッチＣ−２が係合され、第１ブレーキＢ−１が作動されると、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が１２速のギヤ比で増速して正回転される。なお、この場合、図２に示すように、第１クラッチＣ−１、第３〜第５クラッチＣ−３〜Ｃ−５のうちいずれか一つを係合させてもよい。
【００５７】
後進１速段の場合、制御装置４０により第３および第５クラッチＣ−３，Ｃ−５が係合され、第２ブレーキＢ−２が作動されると、入力軸１３より減速された源速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１サンギヤＳ１１の出力回転が第５および第３クラッチＣ−５，Ｃ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が後進１速のギヤ比で減速して逆回転される。
【００５８】
後進２速段の場合、制御装置４０により第３および第４クラッチＣ−３，Ｃ−４が係合され、第２ブレーキＢ−２が作動されると、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通リングギヤＲ１１，Ｒ１２の出力回転が第４および第３クラッチＣ−４，Ｃ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が後進２速のギヤ比で減速して逆回転される。なお、上記ギヤ段の順序は１例であり、各部のギヤ比により変わり得る。
【００５９】
入力軸１３に直結された増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の回転数を１とした場合の各変速段における各サンギヤＳ１１〜Ｓ２２、各キャリアＰＣ１１〜ＰＣ２２および各リングギヤＲ１１〜Ｒ２２の回転比を示す図３の速度線図から明らかなように、各変速段における変速用複式プラネタリギヤＧ２の第３要素である共通リングギヤＲ２１，Ｒ２２の回転比すなわちギヤ比は、適当な間隔をもって配列し、本発明に係る自動変速機によれば適切に離間した前進１２速段、後進２速段のギヤ比を得ることができる。
【００６０】
ｂ）第１の実施の形態の各変形例
次に、第１の実施の形態の各変形例について説明する。これら変形例による自動変速機は、第１の実施の形態と同様に増減速用複式プラネタリギヤＧ１と変速用複式プラネタリギヤＧ２から構成されており、第１の実施の形態とは図１の破線内に示すように増減速用複式プラネタリギヤＧ１の構成が異なっている。すなわち、増減速用複式プラネタリギヤＧ１の４つの要素のうち１つの要素に入力軸１３が直結され、１つの要素が固定され、１つの要素が入力軸１３より減速された減速回転を出力し、残りの１つの要素が入力軸１３より増速された増速回転を出力する点は共通しており、これら各要素の構成および組み合わせが異なる。なお、第１の実施の形態と同一構成要件については同一符号を付してその説明を省略する。
【００６１】
ｂ−１）第１の変形例
第１の変形例について図５を参照して説明する。第１の実施の形態においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１を構成する共通リングギヤである第２リングギヤＲ１２が大径ピニオンＰ２に噛合されていたが、この変形例においては、共通リングギヤである第１リングギヤＲ１１が小径ピニオンＰ１に噛合されている。第１リングギヤＲ１１は第４要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力する。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態、および速度線図は第１の実施の形態と同様であり、作動は第１の実施の形態とほぼ同じである。
【００６２】
ｂ−２）第２の変形例
第２の変形例について図６および図８を参照して説明する。この変形例の増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、第１の実施の形態と同様に、第１および第２サンギヤＳ１１，Ｓ１２、小径および大径ピニオンＰ１，Ｐ２からなる段付ピニオンＰ、共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２、第２リングギヤＲ１２から構成されている。増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２リングギヤＲ１２は第１要素としてケース１１に常時固定され、第１サンギヤＳ１１は第３要素として入力軸１３に常時連結され、共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２は第２要素として入力軸１３の回転数より減速された減速回転を出力可能とされ、第２サンギヤＳ１２は第４要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力可能と設定されている。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態は第１の実施の形態と同様である。速度線図は図８に示す。作動は第１の実施の形態とほぼ同じである。
【００６３】
ｂ−３）第３の変形例
第３の変形例について図７を参照して説明する。第２の変形例においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１を構成する共通リングギヤである第２リングギヤＲ１２が大径ピニオンＰ２に噛合されていたが、この変形例においては、共通リングギヤである第１リングギヤＲ１１が小径ピニオンＰ１に噛合されている。第１リングギヤＲ１１は第１要素としてケース１１に固定されている。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態、および速度線図は第２の変形例と同様であり、作動は第１の実施の形態とほぼ同じである。
【００６４】
ｂ−４）第４の変形例
第４の変形例について図９および図１１を参照して説明する。この変形例の増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、共通軸線１３上に回転可能にそれぞれ支承された大径リングギヤである第１リングギヤＲ１１および小径リングギヤである第２リングギヤＲ１２、これら第１および第２リングギヤＲ１１，Ｒ１２とそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンＰ２，Ｐ１からなる段付ピニオンＰ、共通軸線１３上に回転可能に支承されて段付ピニオンＰを支承する共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２と、共通軸線１３上に回転可能に支承されて大径ピニオンＰ２と噛合する第１サンギヤＳ１１から構成されている。
【００６５】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通サンギヤである第１サンギヤＳ１１は第１要素としてケース１１に常時固定され、第２リングギヤＲ１２は第３要素として入力軸１３に常時連結され、共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２は第２要素として入力軸１３の回転数より減速された減速回転を出力可能とされ、第１リングギヤＲ１１は第４要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力可能と設定されている。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態は第１の実施の形態と同様である。速度線図は図１１に示す。作動は第１の実施の形態とほぼ同じである。
【００６６】
ｂ−５）第５の変形例
第５の変形例について図１０を参照して説明する。第４の変形例においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１を構成する共通サンギヤである第１サンギヤ１１が大径ピニオンＰ２に噛合されていたが、この変形例においては、共通サンギヤである第２サンギヤＳ１２が小径ピニオンＰ１に噛合されている。第２サンギヤＳ１２は第１要素としてケース１１に常時固定されている。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態、および速度線図は第４の変形例と同様であり、作動は第１の実施の形態とほぼ同じである。
【００６７】
ｂ−６）第６の変形例
第６の変形例について図１２および図１４を参照して説明する。この変形例の増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、共通軸線１３上に回転可能にそれぞれ支承された大径リングギヤである第１リングギヤＲ１１および小径リングギヤである第２リングギヤＲ１２、これら第１および第２リングギヤＲ１１，Ｒ１２とそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンＰ２，Ｐ１からなる段付ピニオンＰ、共通軸線１３上に回転可能に支承されて段付ピニオンＰを支承する共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２と、共通軸線１３上に回転可能に支承されて大径ピニオンＰ２と噛合する第１サンギヤＳ１１から構成されている。
【００６８】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１リングギヤＲ１１は第１要素としてケース１１に常時固定され、共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２は第３要素として入力軸１３に常時連結され、第２リングギヤＲ１２は第２要素として入力軸１３の回転数より減速された減速回転を出力可能とされ、共通サンギヤである第１サンギヤＳ１１は第４要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力可能と設定されている。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態は第１の実施の形態と同様である。速度線図は図１４に示す。作動は第１の実施の形態とほぼ同じである。
【００６９】
ｂ−７）第７の変形例
第７の変形例について図１３を参照して説明する。第６の変形例においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１を構成する共通サンギヤである第１サンギヤ１１が大径ピニオンＰ２に噛合されていたが、この変形例においては、共通サンギヤである第２サンギヤＳ１２が小径ピニオンＰ１に噛合されている。第２サンギヤＳ１２は第４要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力する。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態、および速度線図は第６の変形例と同様であり、作動は第１の実施の形態とほぼ同じである。
【００７０】
ｃ）第２の実施の形態
次に、第２の実施の形態による自動変速機について図１５、図１７、図１８を参照して説明する。この自動変速機は、第１の実施の形態と同様に増減速用複式プラネタリギヤＧ１と変速用複式プラネタリギヤＧ２から構成されており、第１の実施の形態とは図１の破線内に示すように増減速用複式プラネタリギヤＧ１の構成が異なっている。具体的には、第１の実施の形態においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１の４つの要素のうち１つの要素に入力軸１３が直結され、１つの要素が固定され、１つの要素が入力軸１３より減速された減速回転を出力し、残りの１つの要素が入力軸１３より増速された増速回転を出力するようにしていたが、第２の実施の形態においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１の４つの要素のうち１つの要素に入力軸１３が選択的に連結され、１つの要素に入力軸１３が選択的に連結され、１つの要素が固定され、残りの１つの要素から入力軸１３の回転より増速および減速された増速回転および減速回転を出力するようにしている。なお、第１の実施の形態と同一構成要件については同一符号を付してその説明を省略する。
【００７１】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、共通軸線１３上に回転可能にそれぞれ支承された小径サンギヤである第１サンギヤＳ１１および大径サンギヤである第２サンギヤＳ１２、これら第１および第２サンギヤＳ１１，Ｓ１２とそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンＰ２，Ｐ１からなる段付ピニオンＰ、共通軸線１３上に回転可能に支承されて段付ピニオンＰを支承する共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２と、共通軸線１３上に回転可能に支承されて大径ピニオンＰ２と噛合する第１リングギヤＲ１１から構成されている。
【００７２】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１サンギヤは第１要素としてケース１１に常時固定され、第２サンギヤＳ１２は第２要素として第４クラッチＣ−４を介して入力軸１３に選択的に連結され、共通リングギヤである第１リングギヤＲ１１は第４要素として第５クラッチＣ−５を介して入力軸１３に選択的に連結され、共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２は、第２サンギヤＳ１２が入力軸１３に連結された場合には第３要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力し、共通リングギヤである第１リングギヤＲ１１が入力軸１３に連結された場合には第３要素として入力軸１３の回転数より減速された減速回転を出力する。
【００７３】
また、変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１は第３クラッチＣ−３を介して増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２に連結可能とされ、または第１ブレーキＢ−１を介してケース１１に固定可能とされている。変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２は第２クラッチＣ−２を介して入力軸１３に連結可能とされ、または第２ブレーキＢ−２を介してケース１１に固定可能とされている。変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２リングギヤＲ２２は出力軸１４に常時連結されている。変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２は第１クラッチＣ−１を介して増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２に連結可能とされている。
【００７４】
本実施の形態においては、図１７に示すように、各クラッチ、ブレーキの係脱を行うことにより前進１２速、後進２速を設定することができる。具体的には、前進１速段〜前進８速段および後進２段は第１の実施の形態と同様であるが、前進９速段と１０速段、および前進１１速段と１２速段がそれぞれ第１の実施の形態の場合と入れ替わっている。また、本実施の形態の速度線図を図１８に示す。
【００７５】
次に、本実施の形態の各変速段の作動について説明する。前進１速段の場合、制御装置４０により第１および第５クラッチＣ−１，Ｃ−５が係合され、第２ブレーキＢ−２が作動されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１リングギヤＲ１１に連結されて、入力軸１３の回転より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第１クラッチＣ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が１速のギヤ比で減速して正回転される。
【００７６】
前進２速段の場合、制御装置４０により第１および第５クラッチＣ−１，Ｃ−５が係合され、第１ブレーキＢ−１が作動されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１リングギヤＲ１１に連結されて、入力軸１３の回転より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第１クラッチＣ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が２速のギヤ比で減速して正回転される。
【００７７】
前進３速段の場合、制御装置４０により第１および第４クラッチＣ−１，Ｃ−４が係合され、第２ブレーキＢ−２が作動されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２サンギヤＳ１２に連結されて、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第１クラッチＣ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が３速のギヤ比で減速して正回転される。
【００７８】
前進４速段の場合、制御装置４０により第１、第３および第５クラッチＣ−１，Ｃ−３，Ｃ−５が係合されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１リングギヤＲ１１に連結されて、入力軸１３の回転より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第１クラッチＣ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、同出力回転が第３クラッチＣ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達される。これにより、変速用複式プラネタリギヤＧ２の各要素は前記出力回転と同一に回転され、出力軸１４が４速のギヤ比で減速して正回転される。
【００７９】
前進５速段の場合、制御装置４０により第３および第４クラッチＣ−３，Ｃ−４が係合され、第２クラッチＣ−２が係合されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２サンギヤＳ１２に連結されて、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第３クラッチＣ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達されるとともに、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ−２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が５速のギヤ比で減速して正回転される。
【００８０】
前進６速段の場合、制御装置４０により第１および第５クラッチＣ−１，Ｃ−５が係合され、第２クラッチＣ−２が係合されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１リングギヤＲ１１に連結されて、入力軸１３の回転より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第１クラッチＣ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が６速のギヤ比で減速して正回転される。
【００８１】
前進７速段の場合、制御装置４０により第１および第４クラッチＣ−１，Ｃ−４が係合され、第１ブレーキＢ−１が作動されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２サンギヤＳ１２に連結されて、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第１クラッチＣ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が７速のギヤ比で減速して正回転される。
【００８２】
前進８速段の場合、制御装置４０により第１および第３クラッチＣ−１，Ｃ−３が係合され、第２クラッチＣ−２が係合されると、変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１および第２サンギヤＳ２１，Ｓ２２が連結されるとともに、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達される。これにより、変速用複式プラネタリギヤＧ２の各要素は前記回転と同一に回転され、出力軸１４が８速のギヤ比１で入力軸１３と同一速度で正回転される。
【００８３】
前進９速段の場合、制御装置４０により第３および第５クラッチＣ−３，Ｃ−５が係合され、第２クラッチＣ−２が係合されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１リングギヤＲ１１に連結されて、入力軸１３の回転より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第３クラッチＣ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達されるとともに、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が９速のギヤ比で増速して正回転される。
【００８４】
前進１０速段の場合、制御装置４０により第１および第４クラッチＣ−１，Ｃ−４が係合され、第２クラッチＣ−２が係合されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２サンギヤＳ１２に連結されて、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第１クラッチＣ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が１０速のギヤ比で増速して正回転される。
【００８５】
前進１１速段の場合、制御装置４０により第２クラッチＣ−２が係合され、第１ブレーキＢ−１が作動されると、入力軸１３の回転が第２クラッチＣ-２を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１,ＰＣ２２に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が１１速のギヤ比で増速して正回転される。なお、この場合、図１７に示すように、第１クラッチＣ−１、第３〜第５クラッチＣ−３〜Ｃ−５のうちいずれか一つを係合させてもよい。
【００８６】
前進１２速段の場合、制御装置４０により第１、第３および第４クラッチＣ−１，Ｃ−３，Ｃ−４が係合されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２サンギヤＳ１２に連結されて、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第１クラッチＣ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達されるとともに、同出力回転が第３クラッチＣ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達される。これにより、変速用複式プラネタリギヤＧ２の各要素は前記出力回転と同一に回転され、出力軸１４が１２速のギヤ比で増速して正回転される。
【００８７】
後進１速段の場合、制御装置４０により第３および第５クラッチＣ−３，Ｃ−５が係合され、第２ブレーキＢ−２が作動されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第１リングギヤＲ１１に連結されて、入力軸１３の回転より減速された減速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第３クラッチＣ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が後進１速のギヤ比で減速して逆回転される。
【００８８】
後進２速段の場合、制御装置４０により第３および第４クラッチＣ−３，Ｃ−４が係合され、第２ブレーキＢ−２が作動されると、入力軸１３が増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２サンギヤＳ１２に連結されて、入力軸１３より増速された増速回転である増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の出力回転が第３クラッチＣ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達されるとともに、変速用複式プラネタリギヤＧ２の共通キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２の回転が規制される。これにより、共通リングギヤＲ２１,Ｒ２２が回転され、出力軸１４が後進２速のギヤ比で減速して逆回転される。なお、上記のギヤ段の順序は１例であり、各部のギヤ比により変わり得る。
【００８９】
入力軸１３に直結された増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２の回転数を１とした場合の各変速段における各サンギヤＳ１１〜Ｓ２２、各キャリアＰＣ１１〜ＰＣ２２および各リングギヤＲ１１〜Ｒ２２の回転比を示す図１８の速度線図から明らかなように、各変速段における変速用複式プラネタリギヤＧ２の第３要素である共通リングギヤＲ２１，Ｒ２２の回転比すなわちギヤ比は、適当な間隔をもって配列し、本発明に係る自動変速機によれば適切に離間した前進１２速段、後進２速段のギヤ比を得ることができる。
【００９０】
ｄ）第２の実施の形態の各変形例
次に、第２の実施の形態の各変形例について説明する。これら変形例による自動変速機は、第１の実施の形態と同様に増減速用複式プラネタリギヤＧ１と変速用複式プラネタリギヤＧ２から構成されており、第２の実施の形態（第１の実施の形態）とは図１の破線内に示すように増減速用複式プラネタリギヤＧ１の構成が異なっている。すなわち、第２の実施の形態においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１の４つの要素のうち１つの要素に入力軸１３が直結され、１つの要素が固定され、１つの要素が入力軸１３より減速された減速回転を出力し、残りの１つの要素が入力軸１３より増速された増速回転を出力するようにしていたが、第２の実施の形態の各変形例においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１の４つの要素のうち１つの要素に入力軸１３が選択的に連結され、１つの要素に入力軸１３が選択的に連結され、１つの要素が固定され、残りの１つの要素から入力軸１３より増速および減速された増速回転および減速回転を出力する点は共通しており、これら各要素の構成および組み合わせが異なる。なお、第１の実施の形態と同一構成要件については同一符号を付してその説明を省略する。
【００９１】
ｄ−１）第１の変形例
第１の変形例について図１６を参照して説明する。第２の実施の形態においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１を構成する共通リングギヤである第１リングギヤＲ１１が大径ピニオンＰ２に噛合されていたが、この変形例においては、共通リングギヤである第２リングギヤＲ１２が小径ピニオンＰ１に噛合されている。第１リングギヤＲ１１は第４要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力する。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態、および速度線図は第２の実施の形態と同様であり、作動は第２の実施の形態とほぼ同じである。
【００９２】
ｄ−２）第２の変形例
第２の変形例について図１９および図２１を参照して説明する。この変形例の増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、第２の実施の形態と同様に、第１および第２サンギヤＳ１１，Ｓ１２、小径および大径ピニオンＰ１，Ｐ２からなる段付ピニオンＰ、共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２、第１リングギヤＲ１１から構成されている。
【００９３】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通リングギヤである第１リングギヤＲ１１は第１要素としてケース１１に常時固定され、共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２は第２要素として第４クラッチＣ−４を介して入力軸１３に選択的に連結され、第１サンギヤＳ１１は第４要素として第５クラッチＣ−５を介して入力軸１３に選択的に連結され、第２サンギヤＳ１２は、共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２が入力軸１３に連結された場合には第３要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力し、第１サンギヤＳ１１が入力軸１３に連結された場合には第３要素として入力軸１３の回転数より減速された減速回転を出力する。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態は第２の実施の形態と同様である。速度線図は図２１に示す。作動は第２の実施の形態とほぼ同じである。
【００９４】
ｄ−３）第３の変形例
第３の変形例について図２０を参照して説明する。第２の変形例においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１を構成する共通リングギヤである第１リングギヤＲ１１が大径ピニオンＰ２に噛合されていたが、この変形例においては、共通リングギヤである第２リングギヤＲ１２が小径ピニオンＰ１に噛合されている。第２リングギヤＲ１２は第１要素としてケース１１に固定されている。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態、および速度線図は第２の変形例と同様であり、作動は第２の実施の形態とほぼ同じである。
【００９５】
ｄ−４）第４の変形例
第４の変形例について図２２および図２４を参照して説明する。この変形例の増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、共通軸線１３上に回転可能にそれぞれ支承された小径リングギヤである第１リングギヤＲ１１および大径リングギヤである第２リングギヤＲ１２、これら第１および第２リングギヤＲ１１，Ｒ１２とそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンＰ１，Ｐ２からなる段付ピニオンＰ、共通軸線１３上に回転可能に支承されて段付ピニオンＰを支承する共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２と、共通軸線１３上に回転可能に支承されて大径ピニオンＰ２と噛合する第２サンギヤＳ１２から構成されている。
【００９６】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通サンギヤである第２サンギヤＳ１２は第１要素としてケース１１に常時固定され、共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２は第２要素として第４クラッチＣ−４を介して入力軸１３に選択的に連結され、第２リングギヤＲ１２は第４要素として第５クラッチＣ−５を介して入力軸１３に選択的に連結され、第１リングギヤＲ１１は、共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２が入力軸１３に連結された場合には第３要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力し、第２リングギヤＲ１２が入力軸１３に連結された場合には第３要素として入力軸１３の回転数より減速された減速回転を出力する。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態は第２の実施の形態と同様である。速度線図は図２４に示す。作動は第２の実施の形態とほぼ同じである。
【００９７】
ｄ−５）第５の変形例
第５の変形例について図２３を参照して説明する。第４の変形例においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１を構成する共通サンギヤである第２サンギヤ１２が大径ピニオンＰ２に噛合されていたが、この変形例においては、共通サンギヤである第１サンギヤＳ１１が小径ピニオンＰ１に噛合されている。第１サンギヤＳ１１は第１要素としてケース１１に常時固定されている。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態、および速度線図は第４の変形例と同様であり、作動は第２の実施の形態とほぼ同じである。
【００９８】
ｄ−６）第６の変形例
第６の変形例について図２５および図２７を参照して説明する。この変形例の増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、共通軸線１３上に回転可能にそれぞれ支承された小径リングギヤである第１リングギヤＲ１１および大径リングギヤである第２リングギヤＲ１２、これら第１および第２リングギヤＲ１１，Ｒ１２とそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンＰ１，Ｐ２からなる段付ピニオンＰ、共通軸線１３上に回転可能に支承されて段付ピニオンＰを支承する共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２と、共通軸線１３上に回転可能に支承されて大径ピニオンＰ２と噛合する第２サンギヤＳ１２から構成されている。
【００９９】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１の第２リングギヤＲ１２は第１要素としてケース１１に常時固定され、第１リングギヤＲ１１は第２要素として第４クラッチＣ−４を介して入力軸１３に選択的に連結され、共通サンギヤである第２サンギヤＳ１２は第４要素として第５クラッチＣ−５を介して入力軸１３に選択的に連結され、共通キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２は、第１リングギヤＲ１１が入力軸１３に連結された場合には第３要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力し、第２サンギヤＳ１２が入力軸１３に連結された場合には第３要素として入力軸１３の回転数より減速された減速回転を出力する。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態は第２の実施の形態と同様である。速度線図は図２７に示す。作動は第２の実施の形態とほぼ同じである。
【０１００】
ｄ−７）第７の変形例
第７の変形例について図２６を参照して説明する。第６の変形例においては、増減速用複式プラネタリギヤＧ１を構成する共通サンギヤである第２サンギヤ１２が大径ピニオンＰ２に噛合されていたが、この変形例においては、共通サンギヤである第１サンギヤＳ１１が小径ピニオンＰ１に噛合されている。第１サンギヤＳ１１は第５クラッチＣ−５を介して入力軸１３に選択的に連結される。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態、および速度線図は第６の変形例と同様であり、作動は第２の実施の形態とほぼ同じである。
【０１０１】
ｅ）第３の実施の形態
次に、第３の実施の形態による自動変速機について図２８を参照して説明する。この自動変速機は、第１の実施の形態と同様に増減速用複式プラネタリギヤＧ１と変速用複式プラネタリギヤＧ２から構成されており、第１の実施の形態とは増減速用複式プラネタリギヤＧ１の構成が異なっている。具体的には、第１の実施の形態の増減速用複式プラネタリギヤＧ１はいわゆる段付ピニオン型プラネタリギヤで構成されていたが、本実施の形態のものは変速用複式プラネタリギヤＧ２と同タイプのラビニョ型プラネタリギヤで構成されている。なお、第１の実施の形態と同一構成要件については同一符号を付してその説明を省略する。
【０１０２】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、共通軸線１３上に回転可能にそれぞれ支承された大径の第１サンギヤＳ１１と小径の第２サンギヤＳ１２、共通軸線１３上に回転可能に支承されて第１サンギヤＳ１１に直接噛合するとともに第２サンギヤＳ１２に中間ピニオンＰ３を介して噛合するロングピニオンＰ４と中間ピニオンＰ３をそれぞれ回転可能に支承する共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２と、共通軸線１３上に回転可能に支承されてロングピニオンＰ４に直接噛合する第２リングギヤＲ１２から構成されている。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態、および速度線図は第１の実施の形態と同様であり、作動は第１の実施の形態とほぼ同じである。
【０１０３】
第３の実施の形態によれば、第１の実施の形態と同様に各変速段における変速用複式プラネタリギヤＧ２の第３要素である共通リングギヤＲ２１，Ｒ２２の回転比すなわちギヤ比は、適当な間隔をもって配列し、適切に離間した前進１２速段、後進２速段のギヤ比を得ることができる。
【０１０４】
ｆ）第４の実施の形態
次に、第４の実施の形態による自動変速機について図２９および図３０を参照して説明する。この自動変速機は、第３の実施の形態と同様に増減速用複式プラネタリギヤＧ１と変速用複式プラネタリギヤＧ２から構成されており、変速用複式プラネタリギヤＧ２がラビニョ型プラネタリギヤで構成されている点は同一であるが、各要素の構成および組み合わせが異なっている。なお、第１の実施の形態と同一構成要件については同一符号を付してその説明を省略する。
【０１０５】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１は、共通軸線１３上に回転可能にそれぞれ支承された大径の第１リングギヤＲ１１と小径の第２リングギヤＲ１２、共通軸線１３上に回転可能に支承されて第２リングギヤＲ１２に直接噛合するとともに第１リングギヤＲ１１に中間ピニオンＰ３を介して噛合するロングピニオンＰ４と中間ピニオンＰ３をそれぞれ回転可能に支承する共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ２１，ＰＣ２２と、共通軸線１３上に回転可能に支承されてロングピニオンＰ４に直接噛合する共通サンギヤである第１サンギヤＳ１１から構成されている。
【０１０６】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１の共通サンギヤＳ１１，Ｓ１２は第１要素としてケース１１に常時固定され、共通キャリアである第１および第２キャリアＰＣ１１，ＰＣ１２は第３要素として入力軸１３に常時連結され、第２リングギヤＲ１２は第２要素として入力軸１３の回転数より減速された減速回転を出力可能とされ、第１リングギヤＲ１１は第４要素として入力軸１３の回転数より増速された増速回転を出力可能と設定されている。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態は第１の実施の形態と同様である。速度線図は図３０に示す。作動は第１の実施の形態とほぼ同じである。
【０１０７】
第４の実施の形態によれば、第１の実施の形態と同様に各変速段における変速用複式プラネタリギヤＧ２の第３要素である共通リングギヤＲ２１，Ｒ２２の回転比すなわちギヤ比は、適当な間隔をもって配列し、適切に離間した前進１２速段、後進２速段のギヤ比を得ることができる。
【０１０８】
ｇ）第５の実施の形態
次に、第５の実施の形態による自動変速機について図３１および図３２を参照して説明する。この自動変速機は、第１の実施の形態と同様に増減速用複式プラネタリギヤＧ１と変速用複式プラネタリギヤＧ２から構成されており、第１の実施の形態とは増減速用複式プラネタリギヤＧ１の構成が異なっている。具体的には、第１の実施の形態の増減速用複式プラネタリギヤＧ１はいわゆる段付ピニオン型プラネタリギヤで構成されていたが、本実施の形態のものは増減速用歯車列で構成されている。なお、第１の実施の形態と同一構成要件については同一符号を付してその説明を省略する。
【０１０９】
増減速用複式プラネタリギヤＧ１（増減速用歯車装置）は、入力軸１３を構成する第１入力軸１３ａに同軸かつ一体的にそれぞれ固定された大径歯車５１、中径歯車５２および小径歯車５３と、入力軸１３を構成する第２入力軸１３ａと同軸上に支承されて中径歯車５２と噛合する同中径歯車５２と同径の入力歯車６１と、第２入力軸１３ｂと同軸上に支承されて小径歯車５３と噛合する入力歯車６１より大径である減速歯車６２と、第２入力軸１３ｂと同軸上に支承されて大径歯車５１と噛合する入力歯車６１より小径である増速歯車６３とを有する増減速用歯車列で構成されている。第１入力軸１３ａはタービン２３に連結されている。第２入力軸１３ｂは中径歯車５２および入力歯車６１を介して第１入力軸１３ａと同速（入力回転）にて回転される。これにより、第１および第２入力軸１３ａ，１３ｂは入力軸１３として機能する。
【０１１０】
増速歯車６３の増速回転は第４クラッチＣ−４が係合されると、第１クラッチＣ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達され、または第１クラッチＣ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達される。減速歯車６２の減速回転は第５クラッチＣ−５が係合されると、第１クラッチＣ−１を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第２サンギヤＳ２２に伝達され、または第１クラッチＣ−３を介して変速用複式プラネタリギヤＧ２の第１サンギヤＳ２１に伝達される。各ギヤ段における各クラッチ、ブレーキの係合状態は第１の実施の形態と同様であり、作動は第１の実施の形態とほぼ同じである。速度線図は図３２に示す。
【０１１１】
第５の実施の形態によれば、第１の実施の形態と同様に各変速段における変速用複式プラネタリギヤＧ２の第３要素である共通リングギヤＲ２１，Ｒ２２の回転比すなわちギヤ比は、適当な間隔をもって配列し、適切に離間した前進１２速段、後進２速段のギヤ比を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態を示すスケルトン図である。
【図２】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の各変速段におけるブレーキおよびクラッチの係合状態を示す図である。
【図３】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の各変速段におけるプラネタリギヤの各要素の回転比を示す速度線図である。
【図４】 制御装置を示すブロック図である。
【図５】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の第１変形例を示すスケルトン図である。
【図６】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の第２変形例を示すスケルトン図である。
【図７】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の第３変形例を示すスケルトン図である。
【図８】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の第２変形例の速度線図である。
【図９】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の第４変形例を示すスケルトン図である。
【図１０】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の第５変形例を示すスケルトン図である。
【図１１】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の第４変形例の速度線図である。
【図１２】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の第６変形例を示すスケルトン図である。
【図１３】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の第７変形例を示すスケルトン図である。
【図１４】 本発明に係る自動変速装置の第１の実施の形態の第６変形例の速度線図である。
【図１５】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の一部を示すスケルトン図である。
【図１６】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の第１変形例を示すスケルトン図である。
【図１７】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の各変速段におけるブレーキおよびクラッチの係合状態を示す図である。
【図１８】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の速度線図である。
【図１９】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の第２変形例を示すスケルトン図である。
【図２０】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の第３変形例を示すスケルトン図である。
【図２１】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の第２変形例の速度線図である。
【図２２】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の第４変形例を示すスケルトン図である。
【図２３】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の第５変形例を示すスケルトン図である。
【図２４】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の第４変形例の速度線図である。
【図２５】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の第６変形例を示すスケルトン図である。
【図２６】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の第７変形例を示すスケルトン図である。
【図２７】 本発明に係る自動変速装置の第２の実施の形態の第６変形例の速度線図である。
【図２８】 本発明に係る自動変速装置の第３の実施の形態を示すスケルトン図である。
【図２９】 本発明に係る自動変速装置の第４の実施の形態を示すスケルトン図である。
【図３０】 本発明に係る自動変速装置の第４の実施の形態の速度線図である。
【図３１】 本発明に係る自動変速装置の第５の実施の形態を示すスケルトン図である。
【図３２】 本発明に係る自動変速装置の第５の実施の形態の速度線図である。
【符号の説明】
１０…自動変速機、１１…トランスミッションケース、１２…共通軸線、１３…入力軸、１４…出力軸、２０…トルクコンバータ、４０…制御装置、５１…大径歯車、５２…中径歯車、５３…小径歯車、６１…入力歯車、６２…減速歯車、６３…増速歯車、Ｇ１…増減速用複式プラネタリギヤ（増減速用歯車装置）、Ｇ１１，Ｇ１２，Ｇ２１…第１〜第３のシングルピニオンプラネタリギヤ、Ｇ２…変速用複式プラネタリギヤ（変速用複式遊星歯車装置）、Ｃ−１〜Ｃ−５…第１〜第５クラッチ、Ｂ−１〜Ｂ−２…第１〜第２ブレーキ、Ｐ…段付ピニオン、Ｐ１…小径ピニオン、Ｐ２…大径ピニオン、Ｐ３…中間ピニオン、Ｐ４…ロングピニオン、ＰＣ１１，ＰＣ２１…第１キャリア、ＰＣ１２，ＰＣ２２…第２キャリア、Ｒ１１，Ｒ２１…第１リングギヤ、Ｒ１２，Ｒ２２…第２リングギヤ、Ｓ１１，Ｓ２１…第１サンギヤ、Ｓ１２，Ｓ２２…第２サンギヤ。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
According to the present invention, an input shaft and elements of an acceleration / deceleration gear device that accelerates and decelerates rotation of the input shaft are detachably coupled to elements of a shift-type planetary gear for transmission via a clutch and a brake. The present invention relates to an automatic transmission that shifts the rotation of an input shaft to a plurality of stages.
[0002]
[Prior art]
The automatic transmission includes a ring gear to which an input shaft is connected, a sun gear fixed to a transmission case, and a single pinion planetary gear for reduction that includes a carrier that supports a pinion that meshes with the ring gear and the sun gear, and first and second sun gears, The first and second carriers directly connected to support the long pinion meshing with the first sun gear, the intermediate pinion meshing with the long pinion and the second sun gear, and the first and second directly coupled with the long pinion. A speed reduction double planetary gear having two ring gears, the first and second ring gears directly connected to the speed change double planetary gear are always connected to the output shaft, and the speed reduction single pinion whose rotational speed is reduced by the rotation of the input shaft Change the planetary gear carrier rotation The first and third clutches are selectively transmitted to the second and first sun gears of the re-gear, and the rotation of the input shaft is selectively transmitted to the first and second carriers directly connected to the variable speed planetary gear by the second clutch. The first sun gear and the first and second carriers directly connected to the shift type planetary gear for shifting are selectively fixed by the first and second brakes to establish a gear ratio of six forward speeds and one reverse speed. (See Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-4-219553 (paragraph numbers [0070], [0071], FIG. 13)
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
The conventional automatic transmission has a short overall length and is suitable for a front-wheel drive vehicle of a horizontally mounted engine. However, in recent years, there has been a demand for an automatic transmission that can establish a gear ratio of 12 steps forwardly separated in order to improve fuel efficiency and power transmission performance, or to obtain a gear ratio that matches a driver's preference. It has been.
[0005]
The present invention was made in order to meet such a demand, and input a speed increasing rotation and a speed reducing speed reduced from the rotation of the input shaft to the shift double gear device to make the gear ratio densely multistage, It is an object of the present invention to provide an automatic transmission that can bring out the engine performance optimally, obtain a high-efficiency, low-speed vehicle speed change at the time of gear change, and obtain a forward 12-speed gear ratio with good feeling.
[0006]
[Means for Solving the Problem, Action and Effect of the Invention]
  In order to solve the above-mentioned problem, the structural feature of the invention described in claim 1 is that an input shaft and a decelerated rotation and increase connected to the input shaft and decelerated and increased from the rotational speed of the input shaft. A speed increasing and reducing gear device that outputs high speed rotation, and a speed change double planetary gear device that changes the input rotation from the input shaft and the speed increasing and reducing gear device and outputs it to the output shaft,The shift type planetary gear device has first to fourth elements arranged in order in the horizontal axis direction at intervals corresponding to the gear ratios of the sun gear, the carrier, and the ring gear in the velocity diagram. The speed increasing rotation of the speed increasing / decelerating gear device can be transmitted via the third and fourth clutches, or the speed reducing rotation of the speed increasing / decelerating gear device can be transmitted via the third and fifth clutches, or The second element can be fixed to the input shaft via the second clutch, or can be fixed via the second brake, and the third element can be fixed to the output shaft. The fourth element is capable of transmitting the increased speed rotation of the speed increasing / decelerating gear device via the first and fourth clutches, or the reduced speed rotation of the speed increasing / decelerating gear device is the first and fifth clutches. Can be transmitted through,It is to achieve a plurality of shift stages by appropriately engaging and disengaging elements of the speed increasing / decreasing gear device and the speed changing double planetary gear device with a clutch and a brake.
[0007]
  According to this, the speed reduction rotation and speed reduction double planetary gears that have been conventionally output by appropriately connecting the elements of the speed increase rotation and speed reduction rotation output from the speed increase and reduction gear device and the speed change double planetary gear device. Compared with the case where the respective elements of the device are appropriately connected, more gears are output, and a multi-speed ratio can be obtained than before. Therefore, it is possible to provide an automatic transmission capable of shifting the rotation of the input shaft to the output shaft after changing the gear ratio to the nectar that is appropriately separated by the gear ratio. In addition, since the high-speed side can be divided into multiple stages, the engine performance can be optimally extracted in the high-speed range, and the change in the gear ratio during the gear change and thus the change in the vehicle speed are reduced. Feeling can be obtained. Further, in the direct-coupled gear stage in which the input shaft and the output shaft are directly coupled, no load is applied to the shift double gear device, so that fuel efficiency is improved and the service life is extended.
  Further, the speed increasing / decelerating gear device is configured to output the decelerated rotation and the speed increasing rotation decelerated and increased by the rotational speed of the input shaft, and the speed change double planetary gear device is configured by the first to fourth elements. The first element can transmit the speed increasing rotation of the speed increasing / decreasing gear device via the third and fourth clutches, or can transmit the speed reducing rotation of the speed increasing / decelerating gear device via the third and fifth clutches. Or can be fixed via the first brake, the second element can be connected to the input shaft via the second clutch, or can be fixed via the second brake, and the third element can be output. The fourth element is always connected to the shaft, and the fourth element can transmit the increased speed rotation of the speed increasing / decelerating gear device via the first and fourth clutches, or the reduced speed rotation of the speed increasing / decreasing gear device can be transmitted to the first and fifth clutches. To be able to communicate through By doing so, it is possible to provide an automatic transmission that can change the speed of the input shaft to a gear ratio that is multi-staged to 12 steps forward and 2 steps reversely separated at appropriate speeds and transmit it to the output shaft. . In addition, since the high-speed side can be divided into multiple stages, the engine performance can be optimally extracted in the high-speed range, and the change in the gear ratio during the gear change and thus the change in the vehicle speed are reduced. Feeling can be obtained. Further, in the direct-coupled gear stage in which the input shaft and the output shaft are directly coupled, no load is applied to the shift double gear device, so that fuel efficiency is improved and the service life is extended.
[0010]
  Claim 2The structural features of the invention described in claim1In this case, the speed increasing / decelerating gear device is composed of a speed increasing / decreasing double planetary gear, and the speed increasing / decreasing speed planetary gear is arranged in order in the horizontal axis direction at intervals corresponding to the gear ratios of the sun gear, the carrier, and the ring gear. The first element to the fourth element, the first element is always fixed, and any one of the second element to the fourth element can output a decelerated rotation that is decelerated from the rotational speed of the input shaft. This is an output element, and any one of the second element to the fourth element is a speed increasing output element capable of outputting a speed-up rotation speeded up by the rotational speed of the input shaft.
[0011]
According to this, the double planetary gear for speed increasing / decreasing is composed of a speed reducing output element and a speed increasing output element for outputting a speed reducing speed and a speed increasing speed reduced and increased from the rotational speed of the input shaft, respectively. Comprising first to fourth elements, the first element being connectable to the speed increasing output element via the third and fourth clutches, or being connectable to the deceleration output element via the third and fifth clutches; Alternatively, it can be fixed via the first brake, the second element can be connected to the input shaft via the second clutch, or can be fixed via the second brake, and the third element is always connected to the output shaft, By configuring the fourth element to be connectable to the speed increasing output element via the first and fourth clutches, or to be connected to the deceleration output element via the first and fifth clutches Appropriately spaced forward 12 stages of rotation of the input shaft, it is possible to provide a compact and lightweight automatic transmission which can be transmitted to the transmission to the output shaft in a staged gear ratio honey reverse two stages. In addition, since the high-speed side can be divided into multiple stages, the engine performance can be optimally extracted in the high-speed range, and the change in the gear ratio during the gear change and thus the change in the vehicle speed are reduced. Feeling can be obtained. Further, in the direct-coupled gear stage in which the input shaft and the output shaft are directly coupled, no load is applied to the shift type planetary gear, so that the fuel consumption is improved and the service life is prolonged.
[0012]
  Claim 3The structural features of the invention described inClaim 2, The first element is always fixed, the third element is always connected to the input shaft, the second element can output a decelerated rotation decelerated from the rotation speed of the input shaft, and the fourth element is the rotation speed of the input shaft. It is possible to output the increased speed rotation.
[0013]
According to this, the double planetary gear for acceleration / deceleration is composed of the first to fourth elements, the first element is always fixed, the third element is always connected to the input shaft, and the second element is determined from the rotational speed of the input shaft. The decelerated reduced speed rotation can be output, the fourth element is configured to be able to output the increased speed increased by the number of rotations of the input shaft, and the variable speed planetary gear is composed of the first to fourth elements And the first element of the double planetary gear for shifting can be connected to the fourth element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing via the third and fourth clutches, or the double planetary gear for increasing / decreasing speed can be connected via the third and fifth clutches. Can be connected to the second element, or can be fixed via the first brake, and can be connected to the input shaft via the second clutch, or fixed via the second brake. And the third element of the transmission planetary gear is always connected to the output shaft, and the fourth element of the transmission planetary gear can be connected to the fourth element of the acceleration / deceleration compound planetary gear via the first and fourth clutches, Alternatively, by making it connectable to the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease via the first and fifth clutches, the rotation of the input shaft can be appropriately separated from the 12th forward and the rear 2nd stage. It is possible to provide a small and lightweight automatic transmission that can change the speed with a multi-stage gear ratio and transmit it to the output shaft. In addition, since the high-speed side can be divided into multiple stages, the engine performance can be optimally extracted in the high-speed range, and the change in the gear ratio during the gear change and thus the change in the vehicle speed are reduced. Feeling can be obtained. Further, in the direct-coupled gear stage in which the input shaft and the output shaft are directly coupled, no load is applied to the shift type planetary gear, so that the fuel consumption is improved and the service life is prolonged.
[0014]
  Claim 4The structural features of the invention described inClaim 3, A common carrier that supports a stepped pinion comprising a large-diameter and a small-diameter sun gear, a small-diameter and a large-diameter pinion that respectively mesh with the large-diameter and small-diameter sun gears, and a common ring gear that meshes with the large-diameter pinion. The small-diameter sun gear is the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, the large diameter sun gear is the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the common carrier is the double planetary gear for speed increase / decrease. The third element is the fourth element of the double planetary gear for increasing / decreasing the common ring gear. This alsoClaim 3The same actions and effects can be obtained.
[0015]
  Claim 5The structural features of the invention described inClaim 3A planetary gear for speed increasing / decreasing, a common carrier for supporting a stepped pinion comprising a large diameter and a small diameter sun gear, a small diameter and a large diameter pinion meshing with the large diameter and the small diameter sun gear, respectively, and a common ring gear meshing with the small diameter pinion With a stepped pinion type planetary gear with a small diameter sun gear as the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, the large diameter sun gear as the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the common carrier as the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease Three elements are used, and the common ring gear is the fourth element of the double planetary gear for acceleration / deceleration. This alsoClaim 3The same actions and effects can be obtained.
[0016]
  Claim 6The structural features of the invention described inClaim 3, A common carrier that supports a stepped pinion comprising a large-diameter and a small-diameter sun gear, a small-diameter and a large-diameter pinion that respectively mesh with the large-diameter and small-diameter sun gears, and a common ring gear that meshes with the large-diameter pinion. And a common ring gear as the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, the common carrier as the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the large-diameter sun gear of the double planetary gear for speed increase / decrease The third element is a small-diameter sun gear that is the fourth element of the double planetary gear for speed reduction. This alsoClaim 3The same actions and effects can be obtained.
[0017]
  Claim 7The structural features of the invention described inClaim 3A planetary gear for speed increasing / decreasing, a common carrier for supporting a stepped pinion comprising a large diameter and a small diameter sun gear, a small diameter and a large diameter pinion meshing with the large diameter and the small diameter sun gear, respectively, and a common ring gear meshing with the small diameter pinion With a stepped pinion type planetary gear having a common ring gear as the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, the common carrier as the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the large-diameter sun gear as the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease. Three elements are used, and the small-diameter sun gear is the fourth element of the double planetary gear for increasing and decreasing speed. This alsoClaim 3The same actions and effects can be obtained.
[0018]
  Claim 8The structural features of the invention described inClaim 3, A common carrier for supporting a stepped pinion made up of a large and small diameter ring gear, a large diameter and a small diameter ring gear meshing with the large diameter and small diameter ring gear, respectively, and a common sun gear meshing with the large diameter pinion The common sun gear is the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, the common carrier is the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the small-diameter ring gear is the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease. Three elements are used, and the large-diameter ring gear is the fourth element of the double planetary gear for increasing and decreasing speed. This alsoClaim 3The same actions and effects can be obtained.
[0019]
  Claim 9The structural features of the invention described inClaim 3And a common carrier for supporting a stepped pinion comprising a large diameter and a small diameter pinion meshing with the large and small diameter ring gears, and a common sun gear meshing with the small diameter pinion, respectively. And a common sun gear as the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, the common carrier as the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the small-diameter ring gear as the third element of the double planetary gear for speed increase / decrease. The large-diameter ring gear is the fourth element of the double planetary gear for speed increase / decrease. This alsoClaim 3The same actions and effects can be obtained.
[0020]
  Claim 10The structural features of the invention described inClaim 3, A common carrier for supporting a stepped pinion made up of a large and small diameter ring gear, a large diameter and a small diameter ring gear meshing with the large diameter and small diameter ring gear, respectively, and a common sun gear meshing with the large diameter pinion The large-diameter ring gear is the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, the small diameter ring gear is the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the common carrier is the double planetary gear for speed increase / decrease. This is the third element, and the common sun gear is the fourth element of the double planetary gear for acceleration / deceleration. This alsoClaim 3The same actions and effects can be obtained.
[0021]
  Claim 11The structural features of the invention described inClaim 3And a common carrier for supporting a stepped pinion comprising a large diameter and a small diameter pinion meshing with the large and small diameter ring gears, and a common sun gear meshing with the small diameter pinion, respectively. With a stepped pinion type planetary gear with a large diameter ring gear as the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, the small diameter ring gear as the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the common carrier as the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease Three elements are used, and the common sun gear is the fourth element of the double planetary gear for speed increase / decrease. This alsoClaim 3The same actions and effects can be obtained.
[0022]
  Claim 12The structural features of the invention described in claim1In this case, the speed increasing / decelerating gear device is composed of a speed increasing / decreasing double planetary gear, and the speed increasing / decreasing speed planetary gear is arranged in order in the horizontal axis direction at intervals corresponding to the gear ratios of the sun gear, the carrier, and the ring gear. The first element to the fourth element, the first element is always fixed, the second element can be connected to the input shaft via the fourth clutch, and the fourth element is connected to the input shaft via the fifth clutch. When the second element is connected to the input shaft via the fourth clutch, it is possible to output a speed-increasing rotation that is higher than the rotational speed of the input shaft. Is connected to the input shaft via the fifth clutch, it is possible to output a decelerated rotation that is decelerated by the rotational speed of the input shaft, and the shift type planetary gear is constituted by a Ravigneaux type planetary gear and is The first and fourth elements are arranged in order in the same direction as the double planetary gear for speed increasing / decreasing in the horizontal axis direction at intervals corresponding to the gear ratio of the carrier and ring gear. One element can be connected to the third element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing via the third clutch, or can be fixed via the first brake, and the second element of the double planetary gear for shifting is input via the second clutch. It can be connected to the shaft, or can be fixed via the second brake, the third element of the shifting planetary gear is always connected to the output shaft, and the fourth element of the shifting planetary gear is increased or reduced via the first clutch. It is possible to connect to the third element of the multiple planetary gear for use.
[0023]
According to this, the double planetary gear for acceleration / deceleration is composed of the first to fourth elements, the first element is always fixed, the second element can be connected to the input shaft via the fourth clutch, and the fourth element is When the third element can be connected to the input shaft via the fifth clutch and the second element is connected to the input shaft via the fourth clutch, the rotational speed increased by the rotational speed of the input shaft. When the fourth element is connected to the input shaft via the fifth clutch, the decelerating rotation decelerated by the rotational speed of the input shaft can be output. The first to fourth elements are constituted by Ravigneaux type planetary gears, and the first element of the shift type planetary gear can be connected to the third element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing via the third clutch, or via the first brake. Can be fixed, The second element of the double planetary gear for speed can be connected to the input shaft via the second clutch, or can be fixed via the second brake, and the third element of the double planetary gear for shifting is always connected to the output shaft for shifting. The fourth element of the multiple planetary gear for use is connected to the third element of the double planetary gear for increasing and decreasing speed via the first clutch, so that the rotation of the input shaft can be made 12 steps forward and 2 reverse. It is possible to provide a small and lightweight automatic transmission that can change the gear ratio to the nectar stage and transmit it to the output shaft. In addition, since the high-speed side can be divided into multiple stages, the engine performance can be optimally extracted in the high-speed range, and the change in the gear ratio during the gear change and thus the change in the vehicle speed are reduced. Feeling can be obtained. Further, in the direct-coupled gear stage in which the input shaft and the output shaft are directly coupled, no load is applied to the shift type planetary gear, so that the fuel consumption is improved and the service life is prolonged.
[0024]
  Claim 13The structural features of the invention described in claim1In this case, the speed increasing / decreasing gear device is composed of a double planetary gear for speed increasing / decreasing, the double planetary gear for speed increasing / decreasing is composed of a Ravigneaux type planetary gear, and in the speed diagram, it is laterally spaced at intervals corresponding to the gear ratios of the sun gear, carrier and ring gear. It is composed of first to fourth elements arranged in order in the axial direction, the first element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing is always fixed, and the third element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing is always connected to the input shaft, The second element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing can output the reduced speed reduced by the rotational speed of the input shaft, and the fourth element of the double planetary gear for increasing / decreasing speed can be increased by increasing the speed of the input shaft. It is possible to output and the double planetary gear for shifting is composed of Ravigneaux type planetary gears and the gears of sun gear, carrier and ring gear are shown in the speed diagram. The first and fourth elements are arranged in order in the same direction as in the case of the double planetary gear for acceleration / deceleration in the horizontal axis direction at intervals corresponding to the ratio, and the first and fourth elements of the double planetary gear for shifting are the third and fourth elements. It can be connected to the fourth element of the double planetary gear for acceleration / deceleration via the fourth clutch, or can be connected to the second element of the double planetary gear for acceleration / deceleration via the third and fifth clutches, or via the first brake And the second element of the shift-type planetary gear can be connected to the input shaft via the second clutch, or can be fixed via the second brake, and the third element of the shift-type planetary gear can be connected to the output shaft. Always connected, and the fourth element of the speed-changing dual planetary gear can be connected to the fourth element of the speed-increasing / decelerating double planetary gear via the first and fourth clutches; or And is that which enables connection to the second element of the compound planetary gear set for acceleration and deceleration through the fifth clutch.
[0025]
According to this, the double planetary gear for acceleration / deceleration is composed of the first to fourth elements by the Ravigneaux type planetary gear, the first element is always fixed, the third element is always connected to the input shaft, and the second element is input to the input shaft. The decelerated rotation decelerated from the rotation speed of the input shaft can be output, and the fourth element is configured to be able to output the increased rotation speed increased from the rotation speed of the input shaft. The double planetary gear for shifting is configured by a Ravigneaux planetary gear. 1st to 4th elements, the first element of the double planetary gear for shifting can be connected to the fourth element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing via the third and fourth clutches, or the third and fifth clutches can be connected The second element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing can be connected to the second planetary gear via the first brake, or the second element of the double planetary gear for shifting can be connected to the second clutch. The third element of the shift-type planetary gear can be always connected to the output shaft, and the fourth element of the shift-type planetary gear can be connected to the first and fourth elements. By being configured to be connectable to the fourth element of the double planetary gear for speed increase / decrease via the clutch, or to be connected to the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease via the first and fifth clutches, Thus, it is possible to provide a small and lightweight automatic transmission capable of shifting the transmission of the shaft at a gear ratio that is multi-staged to 12 stages of forward movement and 2 stages of backward movement with appropriately separated shaft rotations and transmitting it to the output shaft. In addition, since the high-speed side can be divided into multiple stages, the engine performance can be optimally extracted in the high-speed range, and the change in the gear ratio during the gear change and thus the change in the vehicle speed are reduced. Feeling can be obtained. Further, in the direct-coupled gear stage in which the input shaft and the output shaft are directly coupled, no load is applied to the shift type planetary gear, so that the fuel consumption is improved and the service life is prolonged.
[0026]
  Claim 14The structural features of the invention described in claim1In this case, the speed increasing / decelerating gear device includes a large-diameter gear, a medium-diameter gear, and a small-diameter gear that are coaxially and integrally fixed to the first input shaft that constitutes the input shaft, and the second input shaft that constitutes the input shaft. An input gear having the same diameter as the medium-diameter gear that is coaxially supported and meshed with the medium-diameter gear, and a reduction gear having a larger diameter than the input gear that is coaxially supported by the second input shaft and meshed with the small-diameter gear And an acceleration / deceleration gear train having a speed increasing gear having a smaller diameter than the input gear that is supported coaxially with the second input shaft and meshes with the large diameter gear.
[0027]
According to this, the speed increasing / decreasing gear device is composed of a speed reducing gear and a speed increasing gear that respectively output the reduced speed and the increased speed reduced and increased by the rotational speed of the input shaft, and It is composed of first to fourth elements, the first element can be connected to the speed increasing gear via the third and fourth clutches, or can be connected to the speed reducing gear via the third and fifth clutches, Alternatively, it can be fixed via the first brake, the second element can be connected to the input shaft via the second clutch, or can be fixed via the second brake, and the third element is always connected to the output shaft. By being connected, the fourth element can be connected to the speed increasing gear via the first and fourth clutches, or can be connected to the speed reducing gear via the first and fifth clutches, Appropriate rotation of input shaft Spaced forward 12 stages, it is possible to provide an automatic transmission which can be transmitted to the output shaft by shifting in a staged gear ratio honey reverse two stages. In addition, since the high-speed side can be divided into multiple stages, the engine performance can be optimally extracted in the high-speed range, and the change in the gear ratio during the gear change and thus the change in the vehicle speed are reduced. Feeling can be obtained. Further, in the direct-coupled gear stage in which the input shaft and the output shaft are directly coupled, no load is applied to the shift double gear device, so that fuel efficiency is improved and the service life is extended.
[0028]
  Claim 15The structural features of the invention described inClaim 1ThruClaim 14The carrier for supporting the intermediate pinion and the long pinion that meshes directly with the first sun gear and the first sun gear and meshes with the second sun gear via the intermediate pinion; It is composed of a Ravigneaux type planetary gear having a ring gear meshing with a long pinion, the second sun gear is the first element of the double planetary gear for shifting, the carrier is the second element of the double planetary gear for shifting, and the ring gear is the first element of the double planetary gear for shifting. The third sun gear is the fourth element of the double planetary gear for shifting. According to this, the automatic transmission can be reduced in size and weight.
[0029]
  Claim 16The structural features of the invention described inClaim 1ThruClaim 14When the output shaft is rotated at the same rotational speed as the input shaft, the second element of the shift type planetary gear is connected to the input shaft via the second clutch, and the shift type planetary gear is changed. The first and fourth elements are connected via the first and third clutches. According to this, the planetary gear for speed change is integrally rotated, there is no relative rotation between the elements, and the service life is extended.
[0030]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
a) First embodiment
Hereinafter, a first embodiment of an automatic transmission according to the present invention will be described with reference to FIGS. In FIG. 1, reference numeral 10 denotes an automatic transmission according to the present invention, which is used, for example, for shifting the output rotation of a fluid torque converter 20 driven to rotate by an automobile engine and transmitting it to drive wheels. The automatic transmission 10 is an input shaft 13 sequentially supported on a common axis 12 in a transmission case 11 attached to a vehicle body, a double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing as a gear unit for speed increasing / decreasing, and a planetary gear unit for speed changing. A shift type planetary gear G2 and an output shaft 14 are included.
[0031]
The double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing is a device that is connected to the input shaft 13 and outputs a decelerated rotation and a speed increased rotation that are decelerated and increased by the rotational speed of the input shaft 13, respectively. The speed change double planetary gear G2 is a device connected to the input shaft 13 and the speed increasing / decreasing speed double planetary gear G1 and shifting the input rotation from the input shaft 13 and speed increasing / decreasing speed planetary gear G1 to output to the output shaft 14.
[0032]
The double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is a so-called stepped pinion type planetary gear, and includes first and second carriers PC11 and PC12, which are carriers of the two first and second single pinion planetary gears G11 and G12, and ring gears. The first and second ring gears R11 and R12 are connected and used in common. That is, the acceleration / deceleration compound planetary gear G1 includes a first sun gear S11 that is a large-diameter sun gear and a second sun gear S12 that is a small-diameter sun gear that are rotatably supported on a common axis 13, and the first and second sun gears S11, Stepped pinion P composed of small and large diameter pinions P1 and P2 respectively meshed with S12, and first and second carriers PC11 which are supported on the common axis 13 so as to be rotatable and support the stepped pinion P, It is composed of a PC 12 and a second ring gear R12 that is rotatably supported on the common axis 13 and meshes with the large-diameter pinion P2.
[0033]
The shift type planetary gear G2 is a so-called Ravigneaux type planetary gear, and the first and second carriers PC21 and PC22, which are the carriers of the third single pinion planetary gear G21 and the first double pinion planetary gear G22, and the ring gears. The first and second ring gears R21 and R22 are connected and used in common. That is, the speed-changing dual planetary gear G2 is rotatably supported on the large-diameter first sun gear S21, the small-diameter second sun gear S22, and the common-axis 13 that are rotatably supported on the common axis 13, respectively. First and second carriers PC21 and PC22, which are common carriers that rotatably mesh with the long pinion P4 and the intermediate pinion P3, which mesh directly with S21 and mesh with the second sun gear S22 via the intermediate pinion P3, and a common axis 13 is comprised of a second ring gear R22 that is rotatably supported on 13 and meshes directly with the long pinion P4.
[0034]
The second sun gear S12 of the double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing is always fixed to the case 11, the common carriers PC11 and PC12 are always connected to the input shaft 13, and the first sun gear S11 is decelerated and rotated by the rotational speed of the input shaft 13. Is output, and the second ring gear R12, which is a common ring gear, is set to be capable of outputting a speed-up rotation that is higher than the rotation speed of the input shaft 13. Further, the first sun gear S21 of the speed-changing double planetary gear G2 can be connected to the second ring gear R12 of the speed increasing / decreasing double planetary gear G1 via the third and fourth clutches C-3 and C-4. It can be connected to the first sun gear S11 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration via the fifth clutch C-3, C-5, or can be fixed to the case 11 via the first brake B-1. The first and second carriers PC21 and PC22, which are common carriers for the shift type planetary gear G2, can be connected to the input shaft 13 via the second clutch C-2, or the case 11 via the second brake B-2. It is possible to fix to. The second ring gear R22 of the shift type planetary gear G2 is always connected to the output shaft 14. The second sun gear S22 of the speed-changing double planetary gear G2 can be connected to the second ring gear R12 of the speed increasing / decreasing double planetary gear G1 via the first and fourth clutches C-1 and C-4. It can be connected to the first sun gear S11 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration via the clutches C-1 and C-5.
[0035]
The pump impeller 21 of the fluid torque converter 20 is rotationally driven by an engine (not shown) to send out oil, and the stator 22 receives the reaction force of the oil and generates torque in the turbine 23. The input shaft 13 is connected to the turbine 23. A lockup clutch 24 directly connects the pump impeller 21 and the turbine 23.
[0036]
The automatic transmission 10 having such a configuration selectively engages / disengages the first to fifth clutches C-1 to C-5 and selectively operates the first and second brakes B-1 and B-2 to change the speed. By restricting the rotation of each element of the multiple planetary gear G2 for use, it is possible to set and control the 12th forward speed and the second reverse speed. Specifically, as shown in FIG. 2, if the engagement / disengagement control is performed, 12 forward speeds and 2 reverse speeds can be set. In FIG. 2, when each clutch and brake column corresponding to each speed is circled, it indicates that the clutch is in the connected state, and if it is the brake, it is in the rotation restricted state. At the 12th forward speed (12th), the second clutch C-2 is engaged and the first brake B-1 is operated, so that the first clutch C-1, the third clutch C-3, Any one of C-5 may be engaged.
[0037]
In the single pinion planetary gear, the relationship between the sun gear rotation speed Ns, the carrier rotation speed Nc, the ring gear rotation speed Nr, and the gear ratio λ of the single pinion planetary gear is expressed by the following equation 1. In the double pinion planetary gear, The relationship among the rotation speed Ns, the rotation speed Nc of the carrier, the rotation speed Nr of the ring gear, and the gear ratio λ of the double pinion planetary gear is expressed by the following expression 2.
[0038]
(Equation 1)
Nr = (1 + λ) Nc−λNs
(Equation 2)
Nr = (1-λ) Nc + λNs
[0039]
Here, in the first to third single pinion planetary gears G11, G12, G21 and the first double pinion planetary gear G22, the number of teeth of each sun gear S11, S12, S21, S22 is ZS11, ZS12, ZS21, ZS22, When the number of teeth of the ring gears R11, R12, R21, R22 is set as ZR11, ZR12, ZR21, ZR22, the gear ratios λ1, λ2, λ3, λ4 are λ1 = ZS11 / ZR11, λ2 = ZS12 / ZR12, λ3. = ZS21 / ZR21 and .lambda.4 = ZS22 / ZR22.
[0040]
Therefore, the speed ratio of each element of the above-described speed increasing / combining planetary gear G1 and the speed changing compound planetary gear G2 is as shown in the speed diagram of FIG. The velocity diagram shows the planetary gear sun gear, carrier, and ring gear elements arranged at intervals corresponding to the gear ratios (λ1, λ2, λ3, λ4) in the horizontal axis direction and corresponding to each element in the vertical axis direction. The speed ratio is taken. FIG. 3 shows the velocity diagrams of the double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing and the double planetary gear G2 for shifting side by side.
[0041]
In the speed diagram of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, the elements corresponding to the four vertical lines are first, second, third, and fourth elements in order from the left. The first element is the second sun gear S12 that is always fixed and has a rotational speed of 0, and the third element is the common carriers PC11 and PC12 that are always connected to the input shaft 13 and have the same speed as the input shaft 13. The second element is a first sun gear S11 that outputs a decelerated rotation that is decelerated from the input shaft 13, and the fourth element is a common ring gear R11 and R12 that outputs an accelerated rotation that is accelerated from the input shaft 13. . Here, for the first single pinion planetary gear G11, the distance between the vertical line of the first carrier PC11 (second carrier PC12) and the vertical line of the first sun gear S11, the vertical line of the first carrier PC11, and the first ring gear. It arrange | positions so that ratio with the space | interval with the vertical line of R11 (2nd ring gear R12) may be set to 1: (lambda) 1. For the second single pinion planetary gear G12, the distance between the vertical line of the second carrier PC12 (first carrier PC11) and the vertical line of the second sun gear S12, the vertical line of the second carrier PC12, and the second ring gear R12 (second gear). The one ring gear R11) is arranged so that the ratio of the distance to the vertical line is 1: λ2.
[0042]
Also in the speed diagram of the speed-change compound planetary gear G2, the elements corresponding to the four vertical lines are first, second, third, and fourth elements from the left in the same manner as in the speed-increasing / decelerating compound planetary gear G1. The first element is fixed to the case 11 via the first brake B-1, or is connected to the fourth element of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration via the third and fourth clutches C-3 and C-4. Or the first sun gear S21 of the transmission-use planetary gear G2 connected to the second element of the speed-up / down-rotation-type planetary gear G1 via the third and fifth clutches C-3, C-5. The second element is a common carrier PC21, PC22 that is fixed to the case 11 via the second brake or connected to the input shaft 13 via the second clutch C-2. The third element is common ring gears R21 and R22 that are always fixed to the output shaft 14. The fourth element is connected to the fourth element of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration via the first and fourth clutches C-1 and C-4, or the first and fifth clutches C-1 and C-5 are connected. This is a second sun gear S22 of the speed-changing double planetary gear G2 connected to the second element of the speed-increasing / decelerating double planetary gear G1. Here, for the third single pinion planetary gear G21, the distance between the vertical line of the first carrier PC21 (second carrier PC22) and the vertical line of the first sun gear S21, the vertical line of the first carrier PC21, and the first ring gear. It arrange | positions so that ratio with the space | interval with the vertical line of R21 (2nd ring gear R22) may be set to 1: (lambda) 3. Regarding the first double pinion planetary gear G22, the distance between the vertical line of the second carrier PC22 (first carrier PC21) and the vertical line of the second sun gear S22, the vertical line of the second carrier PC22, and the second ring gear R22 (second gear). The one ring gear R21) is arranged so that the ratio of the distance to the vertical line is 1: λ4.
[0043]
In the speed diagram, C-1 to C- are the points where the first to fifth clutches C-1 to C-5 and the first and second brakes B-1 and B-2 are selectively operated. 5, B-1, B-2 are entered. In particular, both clutches are marked at the point where two clutches were selected and actuated simultaneously.
[0044]
The automatic transmission 10 configured as described above includes a control device 40 as shown in FIG. The control device 40 has a built-in CPU, an engine speed sensor 41 that detects the engine speed Ne of the torque converter 20 to which the engine speed is transmitted, and an input speed that detects the speed Ni of the input shaft 13. When the sensor 42, the output rotation speed sensor 43 for detecting the rotation speed Nv of the output shaft 14, and the shift lever are shifted to the forward travel range D, the neutral range N, and the reverse travel range R, the detection signals D, N, R Each detection signal is input from a range position sensor 44 to be sent out, a throttle opening sensor 45 to detect an accelerator depression amount Ss, etc., and an optimum speed is selected based on these detection signals, and a control current is supplied to each clutch and brake. The first to fifth clutches C-1 to C-5 and the first and second brakes B-1 and B-2 are output to the hydraulic servo units 46 that actuate the Selectively engaging emerged with forward 12 speed, as shown, to achieve the second reverse speed.
[0045]
Hereinafter, the operation of each gear stage will be described. In the case of the first forward speed, when the first and fifth clutches C-1 and C-5 are engaged by the control device 40 and the second brake B-2 is operated, the decelerated rotation decelerated from the input shaft 13 The output rotation of the first sun gear S11 of the double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing is transmitted to the second sun gear S22 of the double planetary gear G2 for shifting through the fifth and first clutches C-5 and C-1. The rotation of the common carriers PC21 and PC22 of the multiple planetary gear G2 is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at the gear ratio of the first speed and is rotated forward.
[0046]
In the case of the second forward speed, when the first and fifth clutches C-1 and C-5 are engaged by the control device 40 and the first brake B-1 is operated, the decelerated rotation decelerated from the input shaft 13 The output rotation of the first sun gear S11 of the double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing is transmitted to the second sun gear S22 of the double planetary gear G2 for shifting through the fifth and first clutches C-5 and C-1. The rotation of the first sun gear S21 of the composite planetary gear G2 is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 2nd speed and rotated forward.
[0047]
In the case of the third forward speed, when the first and fourth clutches C-1 and C-4 are engaged by the control device 40 and the second brake B-2 is operated, the speed increased from the input shaft 13 is increased. The output rotation of the common ring gears R11 and R12 of the double planetary gear G1 for increasing / decreasing speed is transmitted to the second sun gear S22 of the double planetary gear G2 for shifting through the fourth and first clutches C-4 and C-1. At the same time, the rotation of the common carriers PC21 and PC22 of the shift type planetary gear G2 is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 3rd speed and rotated forward.
[0048]
In the case of the fourth forward speed, when the first, third and fifth clutches C-1, C-3, C-5 are engaged by the control device 40, the increase / decrease is a decelerated rotation decelerated from the input shaft 13. The output rotation of the first sun gear S11 of the speed double planetary gear G1 is transmitted to the second sun gear S22 of the shift double planetary gear G2 via the fifth and first clutches C-5 and C-1, and the output rotation is also transmitted. The transmission is transmitted to the first sun gear S21 of the shift type planetary gear G2 via the fifth and third clutches C-5 and C-3. As a result, each element of the speed-changing dual planetary gear G2 is rotated in the same manner as the output rotation, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 4th speed and rotated forward.
[0049]
In the case of the fifth forward speed, when the third and fourth clutches C-3 and C-4 are engaged by the control device 40 and the second clutch C-2 is engaged, the speed is increased from the input shaft 13. The output rotation of the common ring gears R11, R12 of the double planetary gear for acceleration / deceleration G1, which is a speed increasing rotation, is transmitted to the first sun gear S21 of the double planetary gear for shifting G2 via the fourth and third clutches C-4, C-3. At the same time, the rotation of the input shaft 13 is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the shift type planetary gear G2 via the second clutch C-2. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 5th speed and rotated forward.
[0050]
In the case of the sixth forward speed, when the first and fifth clutches C-1 and C-5 are engaged by the control device 40 and the second clutch C-2 is engaged, the deceleration decelerated from the input shaft 13 The output rotation of the first sun gear S11 of the double planetary gear for acceleration / deceleration G1, which is rotation, is transmitted to the second sun gear S22 of the double planetary gear for shifting G2 via the fifth and first clutches C-5 and C-1. The rotation of the input shaft 13 is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the shift type planetary gear G2 via the second clutch C-2. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 6th speed and rotated forward.
[0051]
In the case of the seventh forward speed, when the first and fourth clutches C-1 and C-4 are engaged by the control device 40 and the first brake B-1 is operated, the speed increased from the input shaft 13 is increased. The output rotation of the common ring gears R11 and R12 of the double planetary gear G1 for increasing / decreasing speed is transmitted to the second sun gear S22 of the double planetary gear G2 for shifting through the fourth and first clutches C-4 and C-1. At the same time, the rotation of the first sun gear S21 of the shift type planetary gear G2 is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 7th speed and rotated forward.
[0052]
In the case of the eighth forward speed, when the first and third clutches C-1 and C-3 are engaged by the control device 40 and the second clutch C-2 is engaged, the first planetary gear G2 for shifting is The second sun gears S21 and S22 are coupled, and the rotation of the input shaft 13 is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the shift type planetary gear G2 via the second clutch C-2. As a result, each element of the speed-changing dual planetary gear G2 is rotated in the same manner as the above rotation, and the output shaft 14 is rotated forward at the same speed as the input shaft 13 with an 8-speed gear ratio of 1.
[0053]
In the case of the ninth forward speed, when the first and fourth clutches C-1 and C-4 are engaged by the control device 40 and the second clutch C-2 is engaged, the speed is increased from the input shaft 13. The output rotation of the common ring gears R11, R12 of the double planetary gear for acceleration / deceleration G1, which is a speed increasing rotation, is transmitted to the second sun gear S22 of the double planetary gear for shifting G2 via the fourth and first clutches C-4, C-1. At the same time, the rotation of the input shaft 13 is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the shift type planetary gear G2 via the second clutch C-2. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is rotated at a gear ratio of 9th speed and rotated forward.
[0054]
In the case of the tenth forward speed, when the third and fifth clutches C-3 and C-5 are engaged by the control device 40 and the second clutch C-2 is engaged, the deceleration decelerated from the input shaft 13 The output rotation of the first sun gear S11 of the acceleration / deceleration compound planetary gear G1, which is rotation, is transmitted to the first sun gear S21 of the transmission compound planetary gear G2 via the fifth and third clutches C-5 and C-3. The rotation of the input shaft 13 is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the shift type planetary gear G2 via the second clutch C-2. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is increased in speed by a gear ratio of 10th speed and rotated forward.
[0055]
In the case of the 11th forward speed, when the first, third and fourth clutches C-1, C-3, C-4 are engaged by the control device 40, the speed is increased at a speed increased from the input shaft 13. The output rotation of the common ring gears R11, R12 of a certain speed increasing / decreasing planetary gear G1 is transmitted to the second sun gear S22 of the speed changing compound planetary gear G2 via the fourth and first clutches C-4, C-1, and the same. The output rotation is transmitted to the first sun gear S21 of the shift type planetary gear G2 via the fourth and third clutches C-4 and C-3. As a result, each element of the speed-changing dual planetary gear G2 is rotated in the same manner as the output rotation, and the output shaft 14 is increased in speed by a gear ratio of 11th speed and rotated forward.
[0056]
In the case of the 12th forward speed, when the second clutch C-2 is engaged by the control device 40 and the first brake B-1 is operated, the rotation of the input shaft 13 is changed via the second clutch C-2. Is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the multiple planetary gear G2 and the rotation of the first sun gear S21 of the double planetary gear G2 for transmission is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is rotated forward at a speed ratio of 12th gear. In this case, as shown in FIG. 2, any one of the first clutch C-1 and the third to fifth clutches C-3 to C-5 may be engaged.
[0057]
In the case of the first reverse speed, when the third and fifth clutches C-3 and C-5 are engaged by the control device 40 and the second brake B-2 is operated, the source speed decelerated from the input shaft 13 The output rotation of the first sun gear S11 of the acceleration / deceleration compound planetary gear G1, which is rotation, is transmitted to the first sun gear S21 of the transmission compound planetary gear G2 via the fifth and third clutches C-5 and C-3. The rotation of the common carriers PC21 and PC22 of the shift type planetary gear G2 is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at the reverse first gear ratio and rotated in reverse.
[0058]
In the case of the second reverse speed, when the third and fourth clutches C-3 and C-4 are engaged by the control device 40 and the second brake B-2 is operated, the speed increased from the input shaft 13 is increased. The output rotation of the common ring gears R11 and R12 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, which is a high-speed rotation, is transmitted to the first sun gear S21 of the double planetary gear G2 for transmission via the fourth and third clutches C-4 and C-3. At the same time, the rotation of the common carriers PC21 and PC22 of the shift type planetary gear G2 is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a reverse gear ratio of 2nd speed and reversely rotated. Note that the order of the gear stages is an example, and may vary depending on the gear ratio of each part.
[0059]
The sun gears S11 to S22, the carriers PC11 to PC22, and the ring gears R11 to R22 at each gear position when the rotation speed of the common carrier PC11, PC12 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration directly connected to the input shaft 13 is 1. As is apparent from the speed diagram of FIG. 3 showing the rotation ratio, the rotation ratios, that is, the gear ratios of the common ring gears R21 and R22, which are the third elements of the shift type planetary gear G2 at each shift stage, are arranged at appropriate intervals. According to the automatic transmission according to the present invention, it is possible to obtain a gear ratio between the 12th forward speed and the second reverse speed that are appropriately separated.
[0060]
b) Each modification of the first embodiment
Next, modifications of the first embodiment will be described. The automatic transmission according to these modified examples includes a double planetary gear G1 for speed increase / decrease and a double planetary gear G2 for speed change as in the first embodiment. The automatic transmission is within the broken line in FIG. As shown, the configuration of the acceleration / deceleration compound planetary gear G1 is different. That is, the input shaft 13 is directly connected to one of the four elements of the compound planetary gear G1 for acceleration / deceleration, one element is fixed, one element is decelerated from the input shaft 13, and the reduced rotation is output. The same element outputs a speed-up rotation increased from the input shaft 13, and the configuration and combination of these elements are different. Note that the same constituent elements as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
[0061]
b-1) First modification
A first modification will be described with reference to FIG. In the first embodiment, the second ring gear R12, which is a common ring gear constituting the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, is meshed with the large-diameter pinion P2. In this modification, the first ring gear is a common ring gear. The ring gear R11 is meshed with the small diameter pinion P1. The first ring gear R11 outputs a speed-up rotation that is speeded up by the rotational speed of the input shaft 13 as a fourth element. Each clutch, brake engagement state, and speed diagram at each gear stage are the same as those in the first embodiment, and the operation is substantially the same as in the first embodiment.
[0062]
b-2) Second modification
A second modification will be described with reference to FIGS. Similar to the first embodiment, the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration of this modification is a stepped pinion P composed of first and second sun gears S11 and S12, small diameter and large diameter pinions P1 and P2, and a common carrier. The first and second carriers PC11 and PC12 and the second ring gear R12 are included. The second ring gear R12 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is always fixed to the case 11 as the first element, and the first sun gear S11 is always connected to the input shaft 13 as the third element, and is the first and second carriers that are common carriers. PC11 and PC12 can output a decelerated rotation decelerated from the rotation speed of the input shaft 13 as the second element, and the second sun gear S12 performs a speed increase rotation increased from the rotation speed of the input shaft 13 as the fourth element. Output is set to be possible. The engagement state of each clutch and brake at each gear stage is the same as in the first embodiment. A velocity diagram is shown in FIG. The operation is almost the same as in the first embodiment.
[0063]
b-3) Third modification
A third modification will be described with reference to FIG. In the second modification, the second ring gear R12, which is a common ring gear constituting the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, is meshed with the large-diameter pinion P2. In this modification, the first ring gear that is a common ring gear is used. R11 is meshed with the small diameter pinion P1. The first ring gear R11 is fixed to the case 11 as a first element. Each clutch, brake engagement state, and speed diagram at each gear stage are the same as those in the second modification, and the operation is substantially the same as in the first embodiment.
[0064]
b-4) Fourth modification
A fourth modification will be described with reference to FIGS. 9 and 11. The double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing of this modification is a first ring gear R11 which is a large-diameter ring gear and a second ring gear R12 which is a small-diameter ring gear, which are rotatably supported on a common axis 13, respectively, and these first and second ring gears. A stepped pinion P composed of large and small diameter pinions P2 and P1 meshing with R11 and R12, respectively, and a first carrier and a second carrier which are rotatably supported on the common axis 13 and support the stepped pinion P PC11, PC12, and a first sun gear S11 that is rotatably supported on the common axis 13 and meshes with the large-diameter pinion P2.
[0065]
The first sun gear S11 that is a common sun gear of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is always fixed to the case 11 as a first element, and the second ring gear R12 is always connected to the input shaft 13 as a third element, and is a first carrier that is a common carrier. The second carriers PC11 and PC12 can output a decelerated rotation decelerated from the rotational speed of the input shaft 13 as the second element, and the first ring gear R11 is accelerated from the rotational speed of the input shaft 13 as the fourth element. It is set to be able to output speed-up rotation. The engagement state of each clutch and brake at each gear stage is the same as in the first embodiment. A velocity diagram is shown in FIG. The operation is almost the same as in the first embodiment.
[0066]
b-5) Fifth modification
A fifth modification will be described with reference to FIG. In the fourth modified example, the first sun gear 11 that is the common sun gear constituting the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is meshed with the large-diameter pinion P2. However, in this modified example, the second sun gear that is the common sun gear is used. S12 is meshed with the small diameter pinion P1. The second sun gear S12 is always fixed to the case 11 as a first element. Each clutch, brake engagement state, and speed diagram at each gear stage are the same as in the fourth modification, and the operation is substantially the same as in the first embodiment.
[0067]
b-6) Sixth modification
A sixth modification will be described with reference to FIGS. The double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing of this modification is a first ring gear R11 which is a large-diameter ring gear and a second ring gear R12 which is a small-diameter ring gear, which are rotatably supported on a common axis 13, respectively, and these first and second ring gears. A stepped pinion P composed of large and small diameter pinions P2 and P1 meshing with R11 and R12, respectively, and a first carrier and a second carrier which are rotatably supported on the common axis 13 and support the stepped pinion P PC11, PC12, and a first sun gear S11 that is rotatably supported on the common axis 13 and meshes with the large-diameter pinion P2.
[0068]
The first ring gear R11 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is always fixed to the case 11 as a first element, and the first and second carriers PC11 and PC12, which are common carriers, are always connected to the input shaft 13 as a third element. The two-ring gear R12 can output a decelerated rotation decelerated from the rotational speed of the input shaft 13 as a second element, and the first sun gear S11, which is a common sun gear, has a speed increased from the rotational speed of the input shaft 13 as a fourth element. It is set to be able to output speed-up rotation. The engagement state of each clutch and brake at each gear stage is the same as in the first embodiment. The velocity diagram is shown in FIG. The operation is almost the same as in the first embodiment.
[0069]
b-7) Seventh modification
A seventh modification will be described with reference to FIG. In the sixth modification, the first sun gear 11 that is the common sun gear constituting the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is meshed with the large-diameter pinion P2. However, in this modification, the second sun gear that is the common sun gear is used. S12 is meshed with the small diameter pinion P1. The second sun gear S12 outputs, as a fourth element, a speed-up rotation that is speeded up by the rotational speed of the input shaft 13. Each clutch, brake engagement state, and speed diagram at each gear stage are the same as in the sixth modification, and the operation is substantially the same as in the first embodiment.
[0070]
c) Second embodiment
Next, an automatic transmission according to a second embodiment will be described with reference to FIGS. 15, 17, and 18. FIG. As in the first embodiment, this automatic transmission is composed of a double planetary gear G1 for speed increase / decrease and a double planetary gear G2 for speed change, as shown in the broken line in FIG. The structure of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is different. Specifically, in the first embodiment, the input shaft 13 is directly connected to one of the four elements of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, one element is fixed, and one element is the input shaft. In the second embodiment, the decelerating rotation decelerated from 13 is output and the remaining one element outputs the decelerating rotation increased in speed from the input shaft 13. The input shaft 13 is selectively connected to one of the four elements of the planetary gear G1, the input shaft 13 is selectively connected to one element, one element is fixed, and input from the remaining one element The speed-up and speed-down rotations that are increased and decelerated from the rotation of the shaft 13 are output. Note that the same constituent elements as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
[0071]
The double planetary gear G1 for acceleration / deceleration includes a first sun gear S11 that is a small-diameter sun gear and a second sun gear S12 that is a large-diameter sun gear that are rotatably supported on a common axis 13, and the first and second sun gears S11 and S12. A stepped pinion P comprising large and small diameter pinions P2 and P1 meshing with each other, and a first carrier and a second carrier PC11, PC12 which are rotatably supported on the common axis 13 and support the stepped pinion P; The first ring gear R11 is rotatably supported on the common axis 13 and meshes with the large-diameter pinion P2.
[0072]
The first sun gear of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is always fixed to the case 11 as a first element, and the second sun gear S12 is selectively connected to the input shaft 13 via a fourth clutch C-4 as a second element, The first ring gear R11, which is a common ring gear, is selectively connected as a fourth element to the input shaft 13 via the fifth clutch C-5, and the common carrier PC11, PC12 has the second sun gear S12 connected to the input shaft 13. If the first ring gear R11, which is a common ring gear, is connected to the input shaft 13, the third element is input as the third element. The decelerated rotation decelerated from the rotation speed of the shaft 13 is output.
[0073]
Further, the first sun gear S21 of the speed-changing planetary gear G2 can be connected to the common carriers PC11 and PC12 of the speed increasing / decreasing compound planetary gear G1 via the third clutch C-3, or via the first brake B-1. It can be fixed to the case 11. The first and second carriers PC21 and PC22, which are common carriers for the shift type planetary gear G2, can be connected to the input shaft 13 via the second clutch C-2, or the case 11 via the second brake B-2. It is possible to fix to. The second ring gear R22 of the shift type planetary gear G2 is always connected to the output shaft 14. The second sun gear S22 of the shift planetary gear G2 can be connected to the common carriers PC11 and PC12 of the acceleration / deceleration compound planetary gear G1 via the first clutch C-1.
[0074]
In the present embodiment, as shown in FIG. 17, it is possible to set 12 forward speeds and 2 reverse speeds by engaging and disengaging each clutch and brake. Specifically, the first forward speed to the eighth forward speed and the second reverse speed are the same as those in the first embodiment, but the forward ninth speed and the tenth speed, and the forward eleventh speed and the twelfth speed are the same. Each is replaced with the case of the first embodiment. Moreover, the velocity diagram of this Embodiment is shown in FIG.
[0075]
Next, the operation of each shift stage according to the present embodiment will be described. In the case of the first forward speed, when the first and fifth clutches C-1 and C-5 are engaged by the control device 40 and the second brake B-2 is operated, the input shaft 13 is increased / decreased. The output rotation of the common carriers PC11 and PC12 of the double planetary gear G1 for speed increasing and decreasing, which is connected to the first ring gear R11 of G1 and decelerated by the rotation of the input shaft 13, is changed via the first clutch C-1. Is transmitted to the second sun gear S22 of the multiple planetary gear G2 and the rotation of the common carriers PC21 and PC22 of the double planetary gear G2 for transmission is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at the gear ratio of the first speed and is rotated forward.
[0076]
In the case of the second forward speed, when the first and fifth clutches C-1 and C-5 are engaged by the control device 40 and the first brake B-1 is operated, the input shaft 13 is a double planetary gear for increasing and decreasing speed. The output rotation of the common carriers PC11 and PC12 of the double planetary gear G1 for speed increasing and decreasing, which is connected to the first ring gear R11 of G1 and decelerated by the rotation of the input shaft 13, is changed via the first clutch C-1. Is transmitted to the second sun gear S22 of the multiple planetary gear G2 for use, and the rotation of the first sun gear S21 of the double planetary gear G2 for transmission is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 2nd speed and rotated forward.
[0077]
In the case of the third forward speed, when the first and fourth clutches C-1 and C-4 are engaged by the control device 40 and the second brake B-2 is operated, the input shaft 13 is a double planetary gear for speed increase / decrease. The output rotation of the common carriers PC11 and PC12 of the double planetary gear G1 for speed increasing and decreasing, which is the speed increasing speed increased from the input shaft 13, is connected to the second sun gear S12 of the G1 through the first clutch C-1. Is transmitted to the second sun gear S22 of the multiple planetary gear G2 and the rotation of the common carriers PC21 and PC22 of the double planetary gear G2 for transmission is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 3rd speed and rotated forward.
[0078]
In the case of the fourth forward speed, when the first, third and fifth clutches C-1, C-3, and C-5 are engaged by the control device 40, the input shaft 13 is connected to the second planetary gear G1 for increasing / decreasing speed. The output rotation of the common carrier PC11, PC12 of the double planetary gear G1 for speed-up / reduction, which is connected to the one ring gear R11 and decelerated by the rotation of the input shaft 13, is transmitted through the first clutch C-1 to the double planetary gear for speed change. The output rotation is transmitted to the second sun gear S22 of G2, and the output rotation is transmitted to the first sun gear S21 of the shift type planetary gear G2 via the third clutch C-3. As a result, each element of the speed-changing dual planetary gear G2 is rotated in the same manner as the output rotation, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 4th speed and rotated forward.
[0079]
In the case of the fifth forward speed, when the third and fourth clutches C-3 and C-4 are engaged by the control device 40 and the second clutch C-2 is engaged, the input shaft 13 is increased / decreased. The output rotation of the common carriers PC11 and PC12 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, which is connected to the second sun gear S12 of the planetary gear G1 and accelerated by the input shaft 13 through the third clutch C-3. The transmission is transmitted to the first sun gear S21 of the transmission planetary gear G2, and the rotation of the input shaft 13 is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the transmission planetary gear G2 via the second clutch C-2. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 5th speed and rotated forward.
[0080]
In the case of the sixth forward speed, when the first and fifth clutches C-1 and C-5 are engaged by the control device 40 and the second clutch C-2 is engaged, the input shaft 13 is combined with the speed increasing / decreasing type. The output rotation of the common carriers PC11 and PC12 of the double planetary gear G1 for speed increase and reduction, which is connected to the first ring gear R11 of the planetary gear G1 and decelerated by the rotation of the input shaft 13, is transmitted via the first clutch C-1. The rotation of the input shaft 13 is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the transmission planetary gear G2 via the second clutch C-2, while being transmitted to the second sun gear S22 of the transmission planetary gear G2. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 6th speed and rotated forward.
[0081]
In the case of the seventh forward speed, when the first and fourth clutches C-1 and C-4 are engaged by the control device 40 and the first brake B-1 is operated, the input shaft 13 is a double planetary gear for increasing and decreasing speed. The output rotation of the common carriers PC11 and PC12 of the double planetary gear G1 for speed increasing and decreasing, which is the speed increasing speed increased from the input shaft 13, is connected to the second sun gear S12 of the G1 through the first clutch C-1. Is transmitted to the second sun gear S22 of the multiple planetary gear G2 for use, and the rotation of the first sun gear S21 of the double planetary gear G2 for transmission is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a gear ratio of 7th speed and rotated forward.
[0082]
In the case of the eighth forward speed, when the first and third clutches C-1 and C-3 are engaged by the control device 40 and the second clutch C-2 is engaged, the first planetary gear G2 for shifting is The second sun gears S21 and S22 are coupled, and the rotation of the input shaft 13 is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the shift type planetary gear G2 via the second clutch C-2. As a result, each element of the speed-changing dual planetary gear G2 is rotated in the same manner as the above rotation, and the output shaft 14 is rotated forward at the same speed as the input shaft 13 with an 8-speed gear ratio of 1.
[0083]
In the case of the ninth forward speed, the control device 40 engages the third and fifth clutches C-3 and C-5, and engages the second clutch C-2. The output rotation of the common carriers PC11 and PC12 of the double planetary gear G1 for speed increase / decrease, which is connected to the first ring gear R11 of the planetary gear G1 and decelerated by the rotation of the input shaft 13, is transmitted via the third clutch C-3. The transmission is transmitted to the first sun gear S21 of the transmission planetary gear G2, and the rotation of the input shaft 13 is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the transmission planetary gear G2 via the second clutch C-2. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is rotated at a gear ratio of 9th speed and rotated forward.
[0084]
In the case of the 10th forward speed, when the first and fourth clutches C-1 and C-4 are engaged by the control device 40 and the second clutch C-2 is engaged, the input shaft 13 is increased / decreased. The output rotation of the common carriers PC11 and PC12 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, which is connected to the second sun gear S12 of the planetary gear G1 and accelerated by the input shaft 13, is transmitted via the first clutch C-1. The rotation of the input shaft 13 is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the transmission planetary gear G2 via the second clutch C-2, while being transmitted to the second sun gear S22 of the transmission planetary gear G2. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is increased in speed by a gear ratio of 10th speed and rotated forward.
[0085]
In the case of the 11th forward speed, when the second clutch C-2 is engaged by the control device 40 and the first brake B-1 is operated, the rotation of the input shaft 13 is changed via the second clutch C-2. Is transmitted to the common carriers PC21 and PC22 of the multiple planetary gear G2 and the rotation of the first sun gear S21 of the double planetary gear G2 for transmission is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is rotated forward at a speed ratio of 11th gear. In this case, as shown in FIG. 17, any one of the first clutch C-1 and the third to fifth clutches C-3 to C-5 may be engaged.
[0086]
In the case of the 12th forward speed, when the first, third, and fourth clutches C-1, C-3, C-4 are engaged by the control device 40, the input shaft 13 is connected to the second planetary gear G1 for increasing / decreasing speed. The output rotation of the common carrier PC11, PC12 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, which is connected to the two sun gear S12 and accelerated by the input shaft 13, is shifted through the first clutch C-1 to the double planetary gear for shifting. The output rotation is transmitted to the second sun gear S22 of G2, and the output rotation is transmitted to the first sun gear S21 of the shift type planetary gear G2 via the third clutch C-3. As a result, each element of the speed-changing dual planetary gear G2 is rotated in the same manner as the output rotation, and the output shaft 14 is increased in speed by a gear ratio of 12th speed and rotated forward.
[0087]
In the case of the first reverse speed, when the third and fifth clutches C-3 and C-5 are engaged by the control device 40 and the second brake B-2 is operated, the input shaft 13 is increased / decreased. The output rotation of the common carriers PC11 and PC12 of the double planetary gear G1 for speed increase / decrease, which is connected to the first ring gear R11 of G1 and decelerated by the rotation of the input shaft 13, is changed via the third clutch C-3. Is transmitted to the first sun gear S21 of the multiple planetary gear G2 for use, and the rotation of the common carriers PC21 and PC22 of the double planetary gear G2 for transmission is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at the reverse first gear ratio and rotated in reverse.
[0088]
In the case of the second reverse speed, when the third and fourth clutches C-3 and C-4 are engaged by the control device 40 and the second brake B-2 is operated, the input shaft 13 is increased / decreased. The output rotation of the common carriers PC11 and PC12 of the double planetary gear G1 for speed increasing and decreasing, which is the speed increasing speed increased from the input shaft 13, is connected to the second sun gear S12 of the G1 through the third clutch C-3. Is transmitted to the first sun gear S21 of the multiple planetary gear G2 for use, and the rotation of the common carriers PC21 and PC22 of the double planetary gear G2 for transmission is restricted. As a result, the common ring gears R21 and R22 are rotated, and the output shaft 14 is decelerated at a reverse gear ratio of 2nd speed and reversely rotated. Note that the order of the gears described above is an example, and may vary depending on the gear ratio of each part.
[0089]
The sun gears S11 to S22, the carriers PC11 to PC22, and the ring gears R11 to R22 at each gear position when the rotation speed of the common carrier PC11, PC12 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration directly connected to the input shaft 13 is 1. As is apparent from the speed diagram of FIG. 18 showing the rotation ratio, the rotation ratios, that is, the gear ratios of the common ring gears R21 and R22, which are the third elements of the shift type planetary gear G2 at each shift stage, are arranged at appropriate intervals. According to the automatic transmission according to the present invention, it is possible to obtain a gear ratio between the 12th forward speed and the second reverse speed that are appropriately separated.
[0090]
d) Modifications of the second embodiment
Next, modifications of the second embodiment will be described. Similar to the first embodiment, the automatic transmission according to these modified examples is composed of a double planetary gear G1 for speed increase / decrease and a double planetary gear G2 for transmission. The second embodiment (the first embodiment). Is different from the configuration of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration as indicated by the broken line in FIG. That is, in the second embodiment, the input shaft 13 is directly connected to one of the four elements of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, one element is fixed, and one element is decelerated from the input shaft 13. The reduced speed rotation is output, and the remaining one element outputs the speed increasing speed increased from the input shaft 13, but in each modification of the second embodiment, the speed increasing speed is reduced. The input shaft 13 is selectively connected to one of the four elements of the compound planetary gear G1, the input shaft 13 is selectively connected to one element, one element is fixed, and the remaining one element The point that the acceleration rotation and the deceleration rotation that are accelerated and decelerated from the input shaft 13 are output in common, and the configuration and combination of these elements are different. Note that the same constituent elements as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
[0091]
d-1) First modification
A first modification will be described with reference to FIG. In the second embodiment, the first ring gear R11, which is a common ring gear constituting the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, is meshed with the large-diameter pinion P2. However, in this modification, the first ring gear R11 is a common ring gear. The ring gear R12 is meshed with the small diameter pinion P1. The first ring gear R11 outputs a speed-up rotation that is speeded up by the rotational speed of the input shaft 13 as a fourth element. Each clutch, brake engagement state, and speed diagram at each gear stage are the same as in the second embodiment, and the operation is substantially the same as in the second embodiment.
[0092]
d-2) Second modification
A second modification will be described with reference to FIGS. 19 and 21. FIG. Similar to the second embodiment, the double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing is a stepped pinion P composed of first and second sun gears S11 and S12, small and large diameter pinions P1 and P2, and a common carrier. The first and second carriers PC11 and PC12 and the first ring gear R11 are included.
[0093]
The first ring gear R11, which is a common ring gear of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, is always fixed to the case 11 as the first element, and the common carriers PC11 and PC12 are connected to the input shaft 13 via the fourth clutch C-4 as the second element. The first sun gear S11 is selectively connected to the input shaft 13 via the fifth clutch C-5 as a fourth element, and the second sun gear S12 is connected to the input shaft 13 with the common carriers PC11 and PC12. When the first sun gear S11 is connected to the input shaft 13, the input shaft 13 is output as the third element. The decelerated rotation decelerated from the number of rotations is output. The engagement state of each clutch and brake at each gear stage is the same as in the second embodiment. A velocity diagram is shown in FIG. The operation is almost the same as in the second embodiment.
[0094]
d-3) Third modification
A third modification will be described with reference to FIG. In the second modification, the first ring gear R11, which is a common ring gear constituting the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, is meshed with the large-diameter pinion P2. In this modification, the second ring gear is a common ring gear. R12 is meshed with the small diameter pinion P1. The second ring gear R12 is fixed to the case 11 as a first element. Each clutch, brake engagement state, and speed diagram at each gear stage are the same as in the second modification, and the operation is substantially the same as in the second embodiment.
[0095]
d-4) Fourth modification
A fourth modification will be described with reference to FIGS. The double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing of this modified example includes a first ring gear R11 that is a small-diameter ring gear that is rotatably supported on a common axis 13, and a second ring gear R12 that is a large-diameter ring gear, and the first and second ring gears. A stepped pinion P composed of small and large diameter pinions P1 and P2 meshing with R11 and R12, respectively, and a first carrier and a second carrier that are rotatably supported on a common axis 13 and support the stepped pinion P PC 11 and PC 12 and a second sun gear S 12 that is rotatably supported on the common axis 13 and meshes with the large-diameter pinion P 2.
[0096]
The second sun gear S12, which is the common sun gear of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration, is always fixed to the case 11 as the first element, and the common carriers PC11 and PC12 are connected to the input shaft 13 via the fourth clutch C-4 as the second element. The second ring gear R12 is selectively connected to the input shaft 13 via the fifth clutch C-5 as a fourth element, and the first ring gear R11 has the common carriers PC11 and PC12 connected to the input shaft 13. When the second ring gear R12 is connected to the input shaft 13 as the third element, the input shaft 13 is output as the third element. The decelerated rotation decelerated from the number of rotations is output. The engagement state of each clutch and brake at each gear stage is the same as in the second embodiment. The velocity diagram is shown in FIG. The operation is almost the same as in the second embodiment.
[0097]
d-5) Fifth modification
A fifth modification will be described with reference to FIG. In the fourth modified example, the second sun gear 12 that is a common sun gear constituting the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is meshed with the large-diameter pinion P2. However, in this modified example, the first sun gear that is a common sun gear is used. S11 is meshed with the small diameter pinion P1. The first sun gear S11 is always fixed to the case 11 as a first element. Each clutch, brake engagement state, and speed diagram at each gear stage are the same as in the fourth modification, and the operation is substantially the same as in the second embodiment.
[0098]
d-6) Sixth modification
A sixth modification will be described with reference to FIGS. 25 and 27. FIG. The double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing of this modified example includes a first ring gear R11 that is a small-diameter ring gear that is rotatably supported on a common axis 13, and a second ring gear R12 that is a large-diameter ring gear, and the first and second ring gears. A stepped pinion P composed of small and large diameter pinions P1 and P2 meshing with R11 and R12, respectively, and a first carrier and a second carrier that are rotatably supported on a common axis 13 and support the stepped pinion P PC 11 and PC 12 and a second sun gear S 12 that is rotatably supported on the common axis 13 and meshes with the large-diameter pinion P 2.
[0099]
The second ring gear R12 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is always fixed to the case 11 as a first element, and the first ring gear R11 is selectively connected to the input shaft 13 via a fourth clutch C-4 as a second element. The second sun gear S12, which is a common sun gear, is selectively connected to the input shaft 13 via a fifth clutch C-5 as a fourth element, and the common carrier PC11, PC12 has the first ring gear R11 connected to the input shaft 13. When the second sun gear S12 is connected to the input shaft 13, the third element outputs the speed-up rotation that is increased by the rotational speed of the input shaft 13. Outputs decelerated rotation decelerated from the number of rotations. The engagement state of each clutch and brake at each gear stage is the same as in the second embodiment. The velocity diagram is shown in FIG. The operation is almost the same as in the second embodiment.
[0100]
d-7) Seventh modification
A seventh modification will be described with reference to FIG. In the sixth modification, the second sun gear 12 that is a common sun gear constituting the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is meshed with the large-diameter pinion P2. However, in this modification, the first sun gear that is a common sun gear is used. S11 is meshed with the small diameter pinion P1. The first sun gear S11 is selectively connected to the input shaft 13 via the fifth clutch C-5. Each clutch, brake engagement state, and speed diagram at each gear stage are the same as in the sixth modification, and the operation is substantially the same as in the second embodiment.
[0101]
e) Third embodiment
Next, an automatic transmission according to a third embodiment will be described with reference to FIG. As in the first embodiment, this automatic transmission is composed of a double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing and a double planetary gear G2 for shifting, and the structure of the double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing is the same as that of the first embodiment. Is different. Specifically, the double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing of the first embodiment is a so-called stepped pinion type planetary gear, but the present embodiment is a Ravigneaux type of the same type as the double planetary gear G2 for shifting. It is composed of planetary gears. Note that the same constituent elements as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
[0102]
The double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is supported on the common axis 13 so as to be rotatable on the large-diameter first sun gear S11, the small-diameter second sun gear S12, and the common axis 13 so as to be rotatable on the first sun gear S11. The first and second carriers PC21 and PC22, which are common carriers that rotatably mesh with the long pinion P4 and the intermediate pinion P3 that mesh with the second sun gear S12 via the intermediate pinion P3, respectively, and the common axis 13 The second ring gear R12 is rotatably supported on the upper side and directly meshes with the long pinion P4. Each clutch, brake engagement state, and speed diagram at each gear stage are the same as those in the first embodiment, and the operation is substantially the same as in the first embodiment.
[0103]
According to the third embodiment, similar to the first embodiment, the rotation ratios, that is, the gear ratios of the common ring gears R21 and R22, which are the third elements of the speed-changing dual planetary gear G2 at each gear, are set at appropriate intervals. The gear ratios of the 12th forward speed and the second reverse speed that are appropriately separated can be obtained.
[0104]
f) Fourth embodiment
Next, an automatic transmission according to a fourth embodiment will be described with reference to FIGS. 29 and 30. FIG. Similar to the third embodiment, this automatic transmission is composed of a double planetary gear G1 for speed increase and deceleration and a double planetary gear G2 for transmission. However, the configuration and combination of each element is different. Note that the same constituent elements as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
[0105]
The double planetary gear G1 for acceleration / deceleration is rotatably supported on the large-diameter first ring gear R11, the small-diameter second ring gear R12, and the common axis 13 that are rotatably supported on the common axis 13, respectively, and the second ring gear R12. The first and second carriers PC21 and PC22, which are common carriers that rotatably mesh with the long pinion P4 and the intermediate pinion P3 that mesh with the first ring gear R11 via the intermediate pinion P3, respectively, and the common axis 13 The first sun gear S11 is a common sun gear that is rotatably supported on the top and meshes directly with the long pinion P4.
[0106]
The common sun gears S11, S12 of the double planetary gear G1 for acceleration / deceleration are always fixed to the case 11 as a first element, and the first and second carriers PC11, PC12, which are common carriers, are always connected to the input shaft 13 as a third element, The second ring gear R12 can output a decelerated rotation decelerated from the rotation speed of the input shaft 13 as a second element, and the first ring gear R11 can increase the rotation speed increased from the rotation speed of the input shaft 13 as a fourth element. Is set to be outputable. The engagement state of each clutch and brake at each gear stage is the same as in the first embodiment. A velocity diagram is shown in FIG. The operation is almost the same as in the first embodiment.
[0107]
According to the fourth embodiment, as in the first embodiment, the rotation ratios, that is, the gear ratios of the common ring gears R21 and R22, which are the third elements of the speed-changing dual planetary gear G2 at each gear, are set at appropriate intervals. So that the gear ratios of the 12th forward speed and the second reverse speed can be obtained.
[0108]
g) Fifth embodiment
Next, an automatic transmission according to a fifth embodiment will be described with reference to FIGS. As in the first embodiment, this automatic transmission is composed of a double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing and a double planetary gear G2 for shifting, and the structure of the double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing is the same as that of the first embodiment. Is different. Specifically, the double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing of the first embodiment is constituted by a so-called stepped pinion type planetary gear, but the gear of this embodiment is constituted by a gear train for speed increasing / decreasing. Note that the same constituent elements as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
[0109]
The double planetary gear G1 for speed increasing / decreasing (gear speed increasing / decreasing gear device) includes a large diameter gear 51, a medium diameter gear 52 and a small diameter gear 53 which are coaxially and integrally fixed to the first input shaft 13a constituting the input shaft 13, respectively. The input gear 61 is coaxially supported with the second input shaft 13a constituting the input shaft 13 and meshed with the medium diameter gear 52. The input gear 61 has the same diameter as the intermediate gear 52, and is coaxially supported with the second input shaft 13b. The reduction gear 62 having a larger diameter than the input gear 61 meshed with the small diameter gear 53 and the speed increasing gear having a smaller diameter than the input gear 61 supported coaxially with the second input shaft 13 b and meshed with the large diameter gear 51. 63, the speed increasing / decreasing gear train. The first input shaft 13 a is connected to the turbine 23. The second input shaft 13b is rotated at the same speed (input rotation) as the first input shaft 13a via the medium diameter gear 52 and the input gear 61. As a result, the first and second input shafts 13 a and 13 b function as the input shaft 13.
[0110]
When the fourth clutch C-4 is engaged, the speed increasing rotation of the speed increasing gear 63 is transmitted to the second sun gear S22 of the shift type planetary gear G2 via the first clutch C-1, or the first clutch C. 3 is transmitted to the first sun gear S21 of the double planetary gear G2 for shifting. When the fifth clutch C-5 is engaged, the decelerated rotation of the reduction gear 62 is transmitted to the second sun gear S22 of the shift type planetary gear G2 via the first clutch C-1, or the first clutch C-3. Is transmitted to the first sun gear S21 of the shift type planetary gear G2. The engagement state of each clutch and brake at each gear stage is the same as that of the first embodiment, and the operation is substantially the same as that of the first embodiment. The velocity diagram is shown in FIG.
[0111]
According to the fifth embodiment, similar to the first embodiment, the rotation ratio, that is, the gear ratio of the common ring gears R21, R22, which is the third element of the shift type planetary gear G2 at each gear, is set at an appropriate interval. So that the gear ratios of the 12th forward speed and the second reverse speed can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a first embodiment of an automatic transmission according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram illustrating an engaged state of a brake and a clutch at each shift speed of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 3 is a velocity diagram showing a rotation ratio of each element of the planetary gear at each shift stage of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 4 is a block diagram illustrating a control device.
FIG. 5 is a skeleton diagram showing a first modification of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 6 is a skeleton diagram showing a second modification of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 7 is a skeleton diagram showing a third modification of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 8 is a velocity diagram of a second modification of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 9 is a skeleton diagram showing a fourth modification of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 10 is a skeleton diagram showing a fifth modification of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 11 is a velocity diagram of a fourth modification of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 12 is a skeleton diagram showing a sixth modification of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 13 is a skeleton diagram showing a seventh modification of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 14 is a velocity diagram of a sixth modification of the first embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 15 is a skeleton diagram showing a part of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 16 is a skeleton diagram showing a first modification of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 17 is a diagram showing an engaged state of a brake and a clutch at each shift stage of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 18 is a velocity diagram of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 19 is a skeleton diagram showing a second modification of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 20 is a skeleton diagram showing a third modification of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 21 is a velocity diagram of a second modification of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 22 is a skeleton diagram showing a fourth modification of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 23 is a skeleton diagram showing a fifth modification of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 24 is a velocity diagram of a fourth modification of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 25 is a skeleton diagram showing a sixth modification of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 26 is a skeleton diagram showing a seventh modification of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 27 is a velocity diagram of a sixth modification of the second embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 28 is a skeleton diagram showing a third embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 29 is a skeleton diagram showing a fourth embodiment of an automatic transmission according to the present invention.
FIG. 30 is a velocity diagram of the fourth embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 31 is a skeleton diagram showing a fifth embodiment of an automatic transmission according to the present invention.
FIG. 32 is a velocity diagram of the fifth embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Automatic transmission, 11 ... Transmission case, 12 ... Common axis, 13 ... Input shaft, 14 ... Output shaft, 20 ... Torque converter, 40 ... Control device, 51 ... Large diameter gear, 52 ... Medium diameter gear, 53 ... Small diameter gear, 61 ... input gear, 62 ... speed reduction gear, 63 ... speed increasing gear, G1 ... double planetary gear for speed increasing / decreasing (gear speed increasing / decreasing gear device), G11, G12, G21 ... first to third single pinion planetary gears, G2: Shifting planetary gear (shifting planetary gear unit), C-1 to C-5: First to fifth clutches, B-1 to B-2: First to second brakes, P: Stepped pinion , P1 ... small pinion, P2 ... large pinion, P3 ... intermediate pinion, P4 ... long pinion, PC11, PC21 ... first carrier, PC12, PC22 ... second carrier, R11, R21 ... First ring gear, R12, R22 ... second ring gear, S11, S21 ... first sun gear, S12, S22 ... second sun gear.

Claims (16)

入力軸と、該入力軸に連結されて同入力軸の回転数より減速および増速された減速回転および増速回転をそれぞれ出力する増減速用歯車装置と、前記入力軸および増減速用歯車装置からの入力回転を変速して出力軸に出力する変速用複式遊星歯車装置とを有し、
前記変速用複式遊星歯車装置は、速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔で横軸方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素を有し、
前記第１要素は、前記増減速用歯車装置の増速回転を第３および第４クラッチを介して伝達可能とされ、または前記増減速用歯車装置の減速回転を第３および第５クラッチを介して伝達可能とされ、または第１ブレーキを介して固定可能とされるとともに、
前記第２要素は、第２クラッチを介して前記入力軸に連結可能とされ、または第２ブレーキを介して固定可能とされ、
前記第３要素は、前記出力軸に常時連結され、
前記第４要素は、前記増減速用歯車装置の増速回転を第１および第４クラッチを介して伝達可能とされ、または前記増減速用歯車装置の減速回転を第１および第５クラッチを介して伝達可能とされ、
前記増減速用歯車装置および変速用複式遊星歯車装置の各要素間を、適宜、前記クラッチおよび前記ブレーキで係脱することにより複数の変速段を達成することを特徴とする自動変速機。An input shaft, an acceleration / deceleration gear device that is connected to the input shaft and outputs a deceleration rotation and an acceleration rotation that are decelerated and increased by the rotational speed of the input shaft, and the input shaft and the acceleration / deceleration gear device A shift type planetary gear device for shifting the input rotation from the output and outputting it to the output shaft,
The shift type planetary gear unit has first to fourth elements arranged in order in the horizontal axis direction at intervals corresponding to the gear ratios of the sun gear, the carrier, and the ring gear in the speed diagram,
The first element can transmit the speed increasing rotation of the speed increasing / decreasing gear device via the third and fourth clutches, or the speed reducing rotation of the speed increasing / decreasing gear device can be transmitted via the third and fifth clutches. And can be fixed via the first brake,
The second element can be connected to the input shaft via a second clutch, or can be fixed via a second brake,
The third element is always connected to the output shaft,
The fourth element can transmit the speed increasing rotation of the speed increasing / decelerating gear device via the first and fourth clutches, or the speed reducing rotation of the speed increasing / decreasing gear device via the first and fifth clutches. Can be transmitted,
Automatic transmission, characterized in that between the elements of the increase speed reducing gear unit and the speed-changing dual planetary gear unit, as appropriate, to achieve a plurality of gear stages by engaging and disengaging with the clutch and the brake. 請求項１において、前記増減速用歯車装置を増減速用複式プラネタリギヤで構成し、
該増減速用複式プラネタリギヤを速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔にて横軸方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素で構成し、
前記第１要素を常時固定し、
前記第２要素乃至第４要素の何れかの要素を前記入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能な減速出力要素とし、
前記第２要素乃至第４要素の何れかの要素を前記入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能な増速出力要素としたことを特徴とする自動変速機。Oite to claim 1, constitute the up reduction gear device in the multiple planetary gear set for acceleration and deceleration,
The double planetary gear for acceleration / deceleration is composed of first to fourth elements arranged in order in the horizontal axis direction at intervals corresponding to the gear ratio of the sun gear, the carrier, and the ring gear in the speed diagram,
Always fixing the first element;
Any one of the second element to the fourth element is a deceleration output element capable of outputting a decelerated rotation decelerated from the rotation speed of the input shaft,
An automatic transmission characterized in that any one of the second element to the fourth element is a speed increasing output element capable of outputting a speed increasing rotation speeded up by the number of rotations of the input shaft. 請求項２において、
前記第１要素を常時固定し、
前記第３要素を前記入力軸に常時連結し、
前記第２要素を前記入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能とし、前記第４要素を前記入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能としたことを特徴とする自動変速機。 In claim 2 ,
Always fixing the first element;
Always connecting the third element to the input shaft;
The second element can output a decelerated rotation decelerated from the rotation speed of the input shaft, and the fourth element can output a speed-up rotation increased by the rotation speed of the input shaft. Automatic transmission to do. 請求項３において、前記増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径サンギヤと、これら大径および小径サンギヤとそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、前記大径ピニオンと噛合する共通リングギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、前記小径サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、前記大径サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、前記共通キャリアを前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、前記共通リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことを特徴とする自動変速機。 The common carrier for supporting a stepped pinion comprising a large-diameter and small-diameter sun gear, and a small-diameter and large-diameter pinion meshing with the large-diameter and small-diameter sun gears, respectively, and the large-diameter pinion according to claim 3 A stepped pinion type planetary gear having a common ring gear meshing with the small-diameter sun gear as the first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the large diameter sun gear as the second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, An automatic transmission characterized in that the common carrier is the third element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing and the common ring gear is the fourth element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing. 請求項３において、前記増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径サンギヤと、これら大径および小径サンギヤとそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、前記小径ピニオンと噛合する共通リングギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、前記小径サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、前記大径サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、前記共通キャリアを前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、前記共通リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことを特徴とする自動変速機。 The common carrier for supporting a stepped pinion comprising a large-diameter and small-diameter sun gear, a small-diameter and a large-diameter pinion meshing with the large-diameter and small-diameter sun gear, respectively, and the small-diameter pinion according to claim 3 A stepped pinion type planetary gear having a common ring gear to mesh with, the small-diameter sun gear as a first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the large diameter sun gear as a second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, An automatic transmission characterized in that a common carrier is the third element of the double planetary gear for speed increase / decrease and the common ring gear is a fourth element of the double planetary gear for speed increase / decrease. 請求項３において、前記増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径サンギヤと、これら大径および小径サンギヤとそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、前記大径ピニオンと噛合する共通リングギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、前記共通リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、前記共通キャリアを前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、前記大径サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、前記小径サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことを特徴とする自動変速機。 The common carrier for supporting a stepped pinion comprising a large-diameter and small-diameter sun gear, and a small-diameter and large-diameter pinion meshing with the large-diameter and small-diameter sun gears, respectively, and the large-diameter pinion according to claim 3 A stepped pinion type planetary gear having a common ring gear meshing with the common ring gear, wherein the common ring gear is a first element of the double planetary gear for acceleration / deceleration, and the common carrier is a second element of the double planetary gear for acceleration / deceleration, An automatic transmission characterized in that a large-diameter sun gear is the third element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the small-diameter sun gear is a fourth element of the double planetary gear for speed increase / decrease. 請求項３において、前記増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径サンギヤと、これら大径および小径サンギヤとそれぞれ噛合する小径および大径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、前記小径ピニオンと噛合する共通リングギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、前記共通リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、前記共通キャリアを前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、前記大径サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、前記小径サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことを特徴とする自動変速機。 The common carrier for supporting a stepped pinion comprising a large-diameter and small-diameter sun gear, a small-diameter and a large-diameter pinion meshing with the large-diameter and small-diameter sun gear, respectively, and the small-diameter pinion according to claim 3 A stepped pinion type planetary gear having a meshing common ring gear, wherein the common ring gear is a first element of the double planetary gear for acceleration / deceleration, the common carrier is a second element of the double planetary gear for acceleration / deceleration, and the large An automatic transmission characterized in that a diameter sun gear is the third element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing, and the small diameter sun gear is the fourth element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing. 請求項３において、前記増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径リングギヤと、これら大径および小径リングギヤとそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、前記大径ピニオンと噛合する共通サンギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、前記共通サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、前記共通キャリアを前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、前記小径リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、前記大径リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことを特徴とする自動変速機。In claim 3, the large-diameter and small-diameter ring gear of the increase speed-reducing dual planetary gear, a common carrier for supporting the stepped pinion consisting of large diameter and small-diameter pinions respectively with these large diameter and the small diameter gear meshing, the large-diameter pinion A stepped pinion type planetary gear having a common sun gear meshing with the common sun gear, the common sun gear as a first element of the double planetary gear for acceleration / deceleration, and the common carrier as a second element of the double planetary gear for acceleration / deceleration, An automatic transmission characterized in that a small-diameter ring gear is the third element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the large diameter ring gear is a fourth element of the double planetary gear for speed increase / decrease. 請求項３において、前記増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径リングギヤと、これら大径および小径リングギヤとそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、前記小径ピニオンと噛合する共通サンギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、前記共通サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、前記共通キャリアを前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、前記小径リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、前記大径リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことを特徴とする自動変速機。 In Claim 3 , the common carrier which supports the stepped pinion which consists of a large diameter and a small diameter ring gear, and a large diameter and a small diameter pinion which meshes with the large diameter and the small diameter ring gear, respectively, and the small diameter pinion. A stepped pinion type planetary gear having a meshing common sun gear, wherein the common sun gear is a first element of the double planetary gear for acceleration / deceleration, the common carrier is a second element of the double planetary gear for acceleration / deceleration, and the small diameter An automatic transmission characterized in that a ring gear is the third element of the double planetary gear for speed increase / decrease and the large-diameter ring gear is a fourth element of the double planetary gear for speed increase / decrease. 請求項３において、前記増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径リングギヤと、これら大径および小径リングギヤとそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、前記大径ピニオンと噛合する共通サンギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、前記大径リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、前記小径リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、前記共通キャリアを前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、前記共通サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことを特徴とする自動変速機。In claim 3, the large-diameter and small-diameter ring gear of the increase speed-reducing dual planetary gear, a common carrier for supporting the stepped pinion consisting of large diameter and small-diameter pinions respectively with these large diameter and the small diameter gear meshing, the large-diameter pinion A stepped pinion type planetary gear having a common sun gear meshing with the large-diameter ring gear as a first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the small diameter ring gear as a second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, 2. The automatic transmission according to claim 1, wherein the common carrier is a third element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing, and the common sun gear is a fourth element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing. 請求項３において、前記増減速用複式プラネタリギヤを大径および小径リングギヤと、これら大径および小径リングギヤとそれぞれ噛合する大径および小径ピニオンからなる段付ピニオンを支承する共通キャリアと、前記小径ピニオンと噛合する共通サンギヤとを有する段付ピニオン型プラネタリギヤで構成し、前記大径リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、前記小径リングギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、前記共通キャリアを前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、前記共通サンギヤを前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことを特徴とする自動変速機。 In Claim 3 , the common carrier which supports the stepped pinion which consists of a large diameter and a small diameter ring gear, and a large diameter and a small diameter pinion which meshes with the large diameter and the small diameter ring gear, respectively, and the small diameter pinion. A stepped pinion type planetary gear having a common sun gear to mesh with, the large-diameter ring gear as a first element of the double planetary gear for speed increase / decrease, and the small diameter ring gear as a second element of the double planetary gear for speed increase / decrease, An automatic transmission characterized in that a common carrier is the third element of the double planetary gear for speed increase / decrease and the common sun gear is a fourth element of the double planetary gear for speed increase / decrease. 請求項１において、前記増減速用歯車装置を増減速用複式プラネタリギヤで構成し、
該増減速用複式プラネタリギヤを速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔にて横軸方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素で構成し、
前記第１要素を常時固定し、
前記第２要素を第４クラッチを介して前記入力軸に連結可能とし、
前記第４要素を第５クラッチを介して前記入力軸に連結可能とし、
前記第３要素を、前記第２要素が第４クラッチを介して前記入力軸に連結した場合には、前記入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能とし、前記第４要素が第５クラッチを介して前記入力軸に連結した場合には、前記入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能とし、
前記変速用複式プラネタリギヤをラビニョ型プラネタリギヤで構成するとともに速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔にて横軸方向に前記増減速用複式プラネタリギヤの場合と同方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素で構成し、
前記変速用複式プラネタリギヤの第１要素を第３クラッチを介して前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素に連結可能とし、または第１ブレーキを介して固定可能とし、
前記変速用複式プラネタリギヤの第２要素を第２クラッチを介して前記入力軸に連結可能とし、または第２ブレーキを介して固定可能とし、
前記変速用複式プラネタリギヤの第３要素を前記出力軸に常時連結し、
前記変速用複式プラネタリギヤの第４要素を第１クラッチを介して前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素に連結可能としたことを特徴とする自動変速機。Oite to claim 1, constitute the up reduction gear device in the multiple planetary gear set for acceleration and deceleration,
The double planetary gear for acceleration / deceleration is composed of first to fourth elements arranged in order in the horizontal axis direction at intervals corresponding to the gear ratio of the sun gear, the carrier, and the ring gear in the speed diagram,
Always fixing the first element;
The second element can be connected to the input shaft via a fourth clutch,
Enabling the fourth element to be connected to the input shaft via a fifth clutch;
When the second element is connected to the input shaft via a fourth clutch, the third element can output a speed-up rotation that is increased by the number of rotations of the input shaft, and the fourth element Is connected to the input shaft via a fifth clutch, it is possible to output a decelerated rotation decelerated from the rotational speed of the input shaft,
The speed change double planetary gear is constituted by a Ravigneaux type planetary gear and arranged in the same direction as the double speed planetary gear for speed increase / decrease in the horizontal axis at intervals corresponding to the gear ratio of the sun gear, carrier and ring gear in the speed diagram. Composed of the first to fourth elements,
The first element of the speed-changing planetary gear can be connected to the third element of the speed-up / down-speed compound planetary gear via a third clutch, or can be fixed via the first brake,
The second element of the shift type planetary gear can be connected to the input shaft via a second clutch, or can be fixed via a second brake.
Always connecting the third element of the transmission-type planetary gear to the output shaft;
An automatic transmission characterized in that the fourth element of the speed-changing double planetary gear can be connected to the third element of the speed-increasing / decelerating double-planetary gear via a first clutch. 請求項１において、前記増減速用歯車装置を増減速用複式プラネタリギヤで構成し、
前記増減速用複式プラネタリギヤをラビニョ型プラネタリギヤで構成するとともに速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔にて横軸方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素で構成し、
前記増減速用複式プラネタリギヤの第１要素を常時固定し、
前記増減速用複式プラネタリギヤの第３要素を前記入力軸に常時連結し、
前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素を前記入力軸の回転数より減速された減速回転を出力可能とし、
前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素を前記入力軸の回転数より増速された増速回転を出力可能とし、
前記変速用複式プラネタリギヤをラビニョ型プラネタリギヤで構成するとともに速度線図においてサンギヤ、キャリア、リングギヤのギヤ比に対応した間隔にて横軸方向に前記増減速用複式プラネタリギヤの場合と同方向に順番に並べられた第１要素乃至第４要素で構成し、
前記変速用複式プラネタリギヤの第１要素を第３および第４クラッチを介して前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素に連結可能とし、または第３および第５クラッチを介して前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素に連結可能とし、または第１ブレーキを介して固定可能とし、
前記変速用複式プラネタリギヤの第２要素を第２クラッチを介して前記入力軸に連結可能とし、または第２ブレーキを介して固定可能とし、
前記変速用複式プラネタリギヤの第３要素を前記出力軸に常時連結し、
前記変速用複式プラネタリギヤの第４要素を第１および第４クラッチを介して前記増減速用複式プラネタリギヤの第４要素に連結可能とし、または第１および第５クラッチを介して前記増減速用複式プラネタリギヤの第２要素に連結可能としたことを特徴とする自動変速機。Oite to claim 1, constitute the up reduction gear device in the multiple planetary gear set for acceleration and deceleration,
The acceleration / deceleration compound planetary gear is constituted by a Ravigneaux type planetary gear and is constituted by first to fourth elements arranged in order in the horizontal axis at intervals corresponding to the gear ratios of the sun gear, the carrier and the ring gear in the speed diagram. And
The first element of the double planetary gear for acceleration / deceleration is always fixed,
Always connecting the third element of the double planetary gear for acceleration / deceleration to the input shaft;
The second element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing can output the decelerated rotation decelerated by the rotation speed of the input shaft,
The fourth element of the double planetary gear for speed increasing / decreasing can output a speed increasing rotation speeded up by the rotational speed of the input shaft,
The speed change double planetary gear is constituted by a Ravigneaux type planetary gear and arranged in the same direction as the double speed planetary gear for speed increase / decrease in the horizontal axis at intervals corresponding to the gear ratio of the sun gear, carrier and ring gear in the speed diagram. Composed of the first to fourth elements,
The first element of the speed-changing double planetary gear can be connected to the fourth element of the double-speed planetary gear for acceleration / deceleration via a third and fourth clutch, or the double-planetary gear for speed increasing / decreasing via the third and fifth clutches. Can be connected to the second element of the first or fixed via the first brake,
The second element of the shift type planetary gear can be connected to the input shaft via a second clutch, or can be fixed via a second brake.
Always connecting the third element of the transmission-type planetary gear to the output shaft;
The fourth element of the double planetary gear for speed change can be connected to the fourth element of the double planetary gear for speed increase / decrease via the first and fourth clutches, or the double planetary gear for speed increase / decrease via the first and fifth clutches. An automatic transmission characterized in that it can be connected to the second element. 請求項１において、前記増減速用歯車装置を、前記入力軸を構成する第１入力軸に同軸かつ一体的にそれぞれ固定された大径歯車、中径歯車および小径歯車と、前記入力軸を構成する第２入力軸と同軸上に支承されて前記中径歯車と噛合する同中径歯車と同径の入力歯車と、前記第２入力軸と同軸上に支承されて前記小径歯車と噛合する前記入力歯車より大径である減速歯車と、前記第２入力軸と同軸上に支承されて前記大径歯車と噛合する前記入力歯車より小径である増速歯車とを有する増減速用歯車列で構成したことを特徴とする自動変速機。Oite to claim 1, the increase speed reduction gear device, a first coaxial and large diameter gear which is integrally respectively fixed to the input shaft constituting the input shaft, and the middle-diameter gear and a small-diameter gear, the input shaft An input gear having the same diameter as the medium-diameter gear meshed with the medium-diameter gear and coaxially supported with the second input shaft constituting the same, and meshed with the small-diameter gear coaxially supported with the second input shaft A speed increasing gear train having a speed reducing gear having a larger diameter than the input gear and a speed increasing gear supported coaxially with the second input shaft and meshing with the large diameter gear. An automatic transmission characterized by comprising. 請求項１乃至請求項１４のいずれか一項において、前記変速用複式プラネタリギヤを第１および第２サンギヤと、前記第１サンギヤに直接噛合するとともに前記第２サンギヤに中間ピニオンを介して噛合するロングピニオンと前記中間ピニオンを支承するキャリアと、前記ロングピニオンと噛合するリングギヤとを有するラビニョ型プラネタリギヤで構成し、前記第２サンギヤを前記変速用複式プラネタリギヤの第１要素とし、前記キャリアを前記変速用複式プラネタリギヤの第２要素とし、前記リングギヤを前記変速用複式プラネタリギヤの第３要素とし、前記第２サンギヤを前記変速用複式プラネタリギヤの第４要素としたことを特徴とする自動変速機。In any one of claims 1 to 14, long meshing via the first and the second sun gear of the multiple planetary gear set for shifting, an intermediate pinion to the second sun gear with meshing directly with the first sun gear A Ravigneaux type planetary gear having a pinion and a carrier for supporting the intermediate pinion and a ring gear meshing with the long pinion, the second sun gear as a first element of the double planetary gear for shifting, and the carrier for the shifting 2. An automatic transmission comprising: a second element of a compound planetary gear; the ring gear serving as a third element of the compound planetary gear for shifting; and the second sun gear serving as a fourth element of the compound planetary gear for shifting. 請求項１乃至請求項１４のいずれか一項において、前記出力軸を前記入力軸と同一回転速度にて回転させる際には、前記変速用複式プラネタリギヤの第２要素を第２クラッチを介して前記入力軸に連結し、かつ前記変速用複式プラネタリギヤの第１および第４要素を第１および第３クラッチを介して連結することを特徴とする自動変速機。In any one of claims 1 to 14, when rotating the output shaft by the input shaft in the same rotational speed, the second element of the multiple planetary gear set for shifting through the second clutch the An automatic transmission which is connected to an input shaft and which connects the first and fourth elements of the shift type planetary gear via first and third clutches.

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