JP5362684B2 - Automatic transmission - Google Patents

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Description

変速機ケース内に回転自在に軸支されると共に駆動源からの動力が伝達されて回転する入力軸を備え、入力軸の回転を複数段に変速して出力部材から出力する自動変速機に関する。   The present invention relates to an automatic transmission that includes an input shaft that is rotatably supported in a transmission case and that is rotated by transmission of power from a drive source, and that rotates the input shaft in multiple stages and outputs it from an output member.

従来、入力用の第１遊星歯車機構と変速用の第２と第３の２つの遊星歯車機構と６つの係合機構とを用いて、前進８段の変速を行うことができるようにした自動変速機が知られている（例えば、特許文献１参照）。   Conventionally, an automatic operation capable of performing eight forward gears using the first planetary gear mechanism for input, the second and third planetary gear mechanisms for shifting, and the six engaging mechanisms. A transmission is known (see, for example, Patent Document 1).

特許文献１のものでは、入力用の第１遊星歯車機構を、第１サンギヤと、第１リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が第１サンギヤに噛合し他方が第１リングギヤに噛合する一対の第１ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第１キャリアとからなる所謂ダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成している。   In Patent Document 1, the first planetary gear mechanism for input includes a first sun gear and a first ring gear that mesh with each other, one meshing with the first sun gear and the other meshing with the first ring gear. It is constituted by a so-called double pinion type planetary gear mechanism comprising a first carrier that pivotally supports one pinion so as to rotate and revolve.

第１遊星歯車機構は、第１サンギヤが変速機ケースに固定される固定要素、第１キャリアが入力軸に連結される入力要素、第１リングギヤが入力要素たる第１キャリアの回転速度を減速して出力する出力要素とされている。   The first planetary gear mechanism decelerates the rotational speed of a fixed element in which a first sun gear is fixed to a transmission case, an input element in which a first carrier is connected to an input shaft, and a first carrier in which a first ring gear is an input element. Output element.

又、変速用の２つの遊星歯車機構は、第２サンギヤと、第３サンギヤと、第３リングギヤと一体化された第２リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が第２サンギヤ及び第２リングギヤに噛合し他方が第３サンギヤに噛合する一対の第２ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第２キャリアとからなるラビニヨ型の遊星歯車機構で構成されている。   In addition, the two planetary gear mechanisms for shifting are engaged with the second sun gear, the third sun gear, and the second ring gear integrated with the third ring gear, and one of them meshes with the second sun gear and the second ring gear. The other is a Ravigneaux type planetary gear mechanism comprising a second carrier that pivotally supports and revolves a pair of second pinions meshing with the third sun gear.

このラビニヨ型の遊星歯車機構は、共線図（各回転要素の相対回転速度の比を直線で表すことができる図）においてギヤ比に対応する間隔を存して順に、第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素及び第４回転要素とすると、第１回転要素は第２サンギヤ、第２回転要素は第３キャリアと一体化された第２キャリア、第３回転要素は第３リングギヤと一体化された第２リングギヤ、第４回転要素は第３サンギヤとなる。   This Ravigneaux type planetary gear mechanism has a first rotation element, a first rotation element, and a second rotation element in order with an interval corresponding to the gear ratio in a collinear diagram (a ratio of relative rotation speeds of the rotation elements can be represented by a straight line). Assuming that the second rotating element, the third rotating element, and the fourth rotating element, the first rotating element is the second sun gear, the second rotating element is the second carrier integrated with the third carrier, and the third rotating element is the third ring gear. The second ring gear and the fourth rotating element integrated with each other become the third sun gear.

又、係合機構として、第１遊星歯車機構の出力要素たる第１リングギヤと第３サンギヤから成る第４回転要素とを解除自在に連結する第１湿式多板クラッチと、入力軸と第２キャリアから成る第２回転要素とを解除自在に連結する第２湿式多板クラッチと、出力要素たる第１リングギヤと第２サンギヤから成る第１回転要素とを解除自在に連結する第３湿式多板クラッチと、入力要素たる第１キャリアと第２サンギヤから成る第１回転要素とを解除自在に連結する第４湿式多板クラッチと、第２サンギヤから成る第１回転要素を変速機ケースに解除自在に固定する第１ブレーキと、第２キャリアから成る第２回転要素を変速機ケースに解除自在に固定する第２ブレーキとを備える。   In addition, as an engagement mechanism, a first wet multi-plate clutch that releasably connects a first ring gear that is an output element of the first planetary gear mechanism and a fourth rotation element that is a third sun gear, an input shaft, and a second carrier And a second wet multi-plate clutch for releasably connecting a first rotary element comprising a first ring gear and a second sun gear as output elements. A fourth wet multi-plate clutch for releasably connecting the first carrier as the input element and the first rotating element comprising the second sun gear, and the first rotating element comprising the second sun gear to be disengageable to the transmission case. A first brake for fixing, and a second brake for releasably fixing the second rotating element including the second carrier to the transmission case.

以上の構成によれば、第１湿式多板クラッチと第２ブレーキとを係合することで１速段が確立され、第１湿式多板クラッチと第１ブレーキとを係合することで２速段が確立され、第１湿式多板クラッチと第３湿式多板クラッチとを係合することで３速段が確立され、第１湿式多板クラッチと第４湿式多板クラッチとを係合することで４速段が確立される。   According to the above configuration, the first speed is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the second brake, and the second speed is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the first brake. A stage is established, and a third speed stage is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the third wet multi-plate clutch, and the first wet multi-plate clutch and the fourth wet multi-plate clutch are engaged. This establishes the fourth gear.

又、第１湿式多板クラッチと第２湿式多板クラッチとを係合することで５速段が確立され、第２湿式多板クラッチと第４湿式多板クラッチとを係合することで６速段が確立され、第２湿式多板クラッチと第３湿式多板クラッチとを係合することで７速段が確立され、第２湿式多板クラッチと第１ブレーキとを係合することで８速段が確立される。   Further, the fifth speed stage is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the second wet multi-plate clutch, and 6 by engaging the second wet multi-plate clutch and the fourth wet multi-plate clutch. By establishing the first gear, engaging the second wet multi-plate clutch and the third wet multi-plate clutch, the seventh gear is established, and by engaging the second wet multi-plate clutch and the first brake. The eighth gear is established.

特開２００５−２７３７６８号公報JP 2005-273768 A

上記従来例のものでは、各変速段において係合する係合機構の数が２つになる。そのため、開放している残りの４つの係合機構の引き摺りによるフリクションロスが大きくなり、自動変速機の効率が悪化する不具合がある。   In the above-described conventional example, the number of engagement mechanisms engaged at each shift stage is two. Therefore, the friction loss due to dragging of the remaining four engagement mechanisms that are open increases, resulting in a problem that the efficiency of the automatic transmission deteriorates.

本発明は、以上の点に鑑み、フリクションロスを低減できる自動変速機を提供することを目的とする。   An object of the present invention is to provide an automatic transmission which can reduce friction loss in view of the above points.

［１］本発明は、変速機ケース内に回転自在に軸支されると共に駆動源からの動力が伝達されて回転する入力軸を備え、入力軸の回転を複数段に変速して出力部材から出力する自動変速機であって、サンギヤ、キャリア及びリングギヤからなる３つの要素を夫々備える第１から第４の４つの遊星歯車機構が設けられ、第１遊星歯車機構の３つの要素を、相対回転速度比を直線で表すことができる共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第１要素、第２要素及び第３要素とし、第４遊星歯車機構の３つの要素を、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第４要素、第５要素及び第６要素とし、第２遊星歯車機構と第３遊星歯車機構との各要素で４つの回転要素を構成し、この４つの回転要素を、共線図における並び順に夫々第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素及び第４回転要素として、第３要素と第３回転要素とを連結して第１連結体が構成され、第５要素と第１回転要素とを連結して第２連結体が構成され、第１要素が入力軸に連結され、第６要素が出力部材に連結され、係合機構として、第２連結体を変速機ケースに固定自在な第１ブレーキと、第２回転要素を変速機ケースに固定自在な第２ブレーキと、第４要素を変速機ケースに固定自在な第３ブレーキと、第２要素と第６要素とを連結自在な第１クラッチと、第１要素と第２回転要素とを連結自在な第２クラッチと、第１要素と第４回転要素とを連結自在な第３クラッチとを備え、第１から第３の３つのブレーキと、第１から第３の３つのクラッチとの合計６つの係合機構のうち、少なくとも３つの係合機構を連結状態又は固定状態とすることにより、各変速段を確立することを特徴とする。   [1] The present invention includes an input shaft that is rotatably supported in a transmission case and that is rotated by transmission of power from a drive source. It is an automatic transmission that outputs four first to fourth planetary gear mechanisms each having three elements, which are a sun gear, a carrier, and a ring gear, and the three elements of the first planetary gear mechanism are rotated relative to each other. The first element, the second element, and the third element are arranged in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram in which the speed ratio can be represented by a straight line, and the three elements of the fourth planetary gear mechanism are collinear. The fourth element, the fifth element, and the sixth element are arranged in order in the interval corresponding to the gear ratio in the figure, respectively, and each of the second planetary gear mechanism and the third planetary gear mechanism constitutes four rotating elements, These four rotating elements are aligned in the collinear diagram. The first rotating element, the second rotating element, the third rotating element, and the fourth rotating element are connected in order to connect the third element and the third rotating element to form a first coupling body, and the fifth element and the first rotating element are respectively configured. The rotating element is connected to form a second connecting body, the first element is connected to the input shaft, the sixth element is connected to the output member, and the second connecting body is fixed to the transmission case as an engagement mechanism. A first brake that can be freely fixed, a second brake that can fix the second rotating element to the transmission case, a third brake that can fix the fourth element to the transmission case, and the second and sixth elements are connected to each other. A first clutch that can freely connect the first element and the second rotating element, and a third clutch that can freely connect the first element and the fourth rotating element. Of the total of six engagement mechanisms, including the three brakes and the first to third clutches, By the Kutomo three engaging mechanism in a coupling state or a fixed state, and establishes the respective gear stages.

本発明によれば、後述する実施形態の説明から明らかなように、３つのブレーキと３つのクラッチの合計６つの係合機構のうち、各変速段において３つの係合機構が係合して連結状態又は固定状態となる。そのため、各変速段で開放している係合機構の数は３となり、従来のように各変速段で４つの係合機構が開放されるものに比べ、開放している係合機構によるフリクションロスを低減できる。   According to the present invention, as will be apparent from the description of the embodiment described later, among the total of six engagement mechanisms of the three brakes and the three clutches, the three engagement mechanisms are engaged and connected at each shift stage. State or fixed state. Therefore, the number of engagement mechanisms opened at each gear stage is 3, and the friction loss due to the open engagement mechanisms is smaller than that in the conventional case where four engagement mechanisms are opened at each gear stage. Can be reduced.

［２］本発明においては、第２遊星歯車機構を第１遊星歯車機構の径方向外方に配置し、第１遊星歯車機構のリングギヤと第２遊星歯車機構のサンギヤとを一体に構成することが好ましい。   [2] In the present invention, the second planetary gear mechanism is disposed radially outward of the first planetary gear mechanism, and the ring gear of the first planetary gear mechanism and the sun gear of the second planetary gear mechanism are integrally configured. Is preferred.

これによれば、第２遊星歯車機構が第１遊星歯車機構の径方向外方に配置されるため、自動変速機の軸長を短縮することができ、車両、特にＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）式の車両への搭載性を向上させることができる。   According to this, since the second planetary gear mechanism is arranged radially outward of the first planetary gear mechanism, the axial length of the automatic transmission can be shortened, and the vehicle, particularly FF (front engine / front drive) It is possible to improve the mountability of the) type vehicle.

［３］本発明においては、第２ブレーキを噛合機構で構成することが好ましい。これによれば、第２ブレーキが開放状態となる変速段において、第２ブレーキたる噛合機構でのフリクションロスを抑制させることができる。このため、自動変速機全体として、フリクションロスをより低減させることができる。   [3] In the present invention, it is preferable that the second brake is constituted by a meshing mechanism. According to this, the friction loss at the meshing mechanism as the second brake can be suppressed at the shift speed at which the second brake is released. For this reason, the friction loss can be further reduced as the entire automatic transmission.

［４］本発明においては、第１クラッチを噛合機構で構成することが好ましい。これによれば、第１クラッチが開放状態となる変速段において、第１クラッチたる噛合機構でのフリクションロスを抑制させることができる。このため、自動変速機全体として、フリクションロスをより低減させることができる。   [4] In the present invention, it is preferable that the first clutch is constituted by a meshing mechanism. Accordingly, it is possible to suppress friction loss at the meshing mechanism serving as the first clutch at the gear position where the first clutch is in the released state. For this reason, the friction loss can be further reduced as the entire automatic transmission.

［５］本発明において、第２ブレーキは、第２回転要素を変速機ケースに固定する固定状態と、第２回転要素の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態とに切換自在な２ウェイクラッチで構成することもできる。これによっても、フリクションロスをより低減できると共に、変速制御性を向上させることができる。   [5] In the present invention, the second brake can be switched between a fixed state in which the second rotating element is fixed to the transmission case and a reverse rotation preventing state in which the second rotating element is allowed to rotate forward and prevents reverse rotation. A way clutch can also be used. This also can reduce the friction loss and improve the shift controllability.

［６］本発明においては、４つの遊星歯車機構は、サンギヤと、リングギヤと、サンギヤ及びリングギヤに噛合するピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなる所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構であることが好ましい。   [6] In the present invention, the four planetary gear mechanisms are so-called single pinion type planetary gear mechanisms comprising a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably and revolves a pinion that meshes with the sun gear and the ring gear. Preferably there is.

これによれば、遊星歯車機構を、サンギヤと、リングギヤと、互いに噛合すると共に一方がサンギヤに噛合し他方がリングギヤに噛合する一対のピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなる所謂ダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成した場合に比べ、入力軸から出力部材までの動力伝達経路におけるギヤの噛合回数を減少させることができ、伝達効率を向上させることができる。   According to this, the planetary gear mechanism is a so-called double gear comprising a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably supports and rotates a pair of pinions that mesh with each other and one meshes with the sun gear and the other meshes with the ring gear. Compared with the case of using a pinion type planetary gear mechanism, the number of gear meshes in the power transmission path from the input shaft to the output member can be reduced, and the transmission efficiency can be improved.

［７］本発明においては、駆動源の動力を入力軸に伝達自在な発進クラッチを設けてもよい。   [7] In the present invention, a start clutch that can transmit the power of the drive source to the input shaft may be provided.

［８］本発明においては、駆動源の動力を、トルクコンバータを介して入力軸に伝達させるように構成してもよい。   [8] In the present invention, the power of the drive source may be transmitted to the input shaft via a torque converter.

本発明の自動変速機の実施形態のスケルトン図。The skeleton figure of the embodiment of the automatic transmission of the present invention. 実施形態の遊星歯車機構の共線図。The alignment chart of the planetary gear mechanism of embodiment. （ａ）は実施形態の各変速段における係合機構の状態を纏めて示す説明図。（ｂ）は実施形態の各変速段のギヤレシオの一例を示す説明図。（ｃ）は実施形態の各変速段の公比の一例を示す説明図。（ｄ）は実施形態の各遊星歯車機構のギヤ比及び自動変速機のレシオレンジの一例を示す説明図。(A) is explanatory drawing which shows collectively the state of the engagement mechanism in each gear stage of embodiment. (B) is explanatory drawing which shows an example of the gear ratio of each gear stage of embodiment. (C) is explanatory drawing which shows an example of the common ratio of each gear stage of embodiment. (D) is explanatory drawing which shows an example of the gear ratio of each planetary gear mechanism of embodiment, and the reciprocal orange of an automatic transmission. ２ウェイクラッチの一例を示す断面図。Sectional drawing which shows an example of a 2 way clutch.

図１は、本発明の実施形態の自動変速機の上半分を示している。本実施形態の自動変速機は、変速機ケース１内に回転自在に軸支した入力軸２と、入力軸２と同心に配置された出力ギヤからなる出力部材３とを備えている。出力部材３の回転は、図外のデファレンシャルギヤやプロペラシャフトを介して車両の左右の駆動輪に伝達される。   FIG. 1 shows an upper half of an automatic transmission according to an embodiment of the present invention. The automatic transmission according to the present embodiment includes an input shaft 2 that is rotatably supported in a transmission case 1 and an output member 3 that includes an output gear that is disposed concentrically with the input shaft 2. The rotation of the output member 3 is transmitted to the left and right drive wheels of the vehicle via a differential gear and a propeller shaft (not shown).

入力軸２は、駆動源としてのエンジンＥＮＧの動力がトルクコンバータＴＣを介して伝達されて回転する。   The input shaft 2 rotates by transmitting the power of the engine ENG as a drive source via the torque converter TC.

トルクコンバータＴＣは、動力の伝達媒体として流体を用いる流体式トルクコンバータであり、エンジンＥＮＧから入力軸２へ直接動力を伝達自在なロックアップクラッチＬＣを備える。ロックアップクラッチＬＣを締結しているときには、エンジンＥＮＧのトルク変動が入力軸２に伝達されてしまう。このため、ねじりダンパ装置ＤＡを設け、このねじりダンパ装置ＤＡの弾性力によってエンジンＥＮＧのトルク変動を吸収できるようにしている。   The torque converter TC is a fluid torque converter that uses a fluid as a power transmission medium, and includes a lock-up clutch LC that can directly transmit power from the engine ENG to the input shaft 2. When the lockup clutch LC is engaged, the torque fluctuation of the engine ENG is transmitted to the input shaft 2. For this reason, the torsional damper device DA is provided so that the torque fluctuation of the engine ENG can be absorbed by the elastic force of the torsional damper device DA.

又、変速機ケース１内には、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２と第３遊星歯車機構ＰＧＳ３と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４とが入力軸２と同心に配置されている。   In the transmission case 1, a first planetary gear mechanism PGS 1, a second planetary gear mechanism PGS 2, a third planetary gear mechanism PGS 3, and a fourth planetary gear mechanism PGS 4 are disposed concentrically with the input shaft 2.

第１遊星歯車機構ＰＧＳ１は、サンギヤＳａと、リングギヤＲａと、サンギヤＳａとリングギヤＲａとに噛合するピニオンＰａを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣａとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されている。   The first planetary gear mechanism PGS1 is a so-called single-pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear Sa, a ring gear Ra, and a carrier Ca that rotatably supports and rotates a pinion Pa that meshes with the sun gear Sa and the ring gear Ra. It is configured.

図２の上段に示す第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の共線図（各要素の相対回転速度の比を直線で表すことができる図）を参照して、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の３つの要素Ｓａ，Ｃａ，Ｒａを、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に左側から夫々第１要素、第２要素及び第３要素とすると、第１要素はサンギヤＳａ、第２要素はキャリアＣａ、第３要素はリングギヤＲａになる。   Referring to the collinear diagram of the first planetary gear mechanism PGS1 shown in the upper part of FIG. 2 (the ratio of the relative rotational speeds of the respective elements can be represented by a straight line), the three elements Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are shown. , Ca, Ra are the first element, the second element, and the third element from the left side in the arrangement order at intervals corresponding to the gear ratio in the nomograph, respectively, the first element is the sun gear Sa, and the second element is the carrier Ca. The third element is the ring gear Ra.

ここで、サンギヤＳａとキャリアＣａ間の間隔とキャリアＣａとリングギヤＲａ間の間隔との比は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のギヤ比（リングギヤの歯数／サンギヤの歯数）をｈとして、ｈ：１に設定される。尚、共線図において、下の横線と上の横線は夫々回転速度が「０」と「１」（入力軸２と同じ回転速度）であることを示している。   Here, the ratio between the distance between the sun gear Sa and the carrier Ca and the distance between the carrier Ca and the ring gear Ra is defined as h where the gear ratio of the first planetary gear mechanism PGS1 (number of teeth of the ring gear / number of teeth of the sun gear) is h. : 1 is set. In the alignment chart, the lower horizontal line and the upper horizontal line indicate that the rotational speeds are “0” and “1” (the same rotational speed as the input shaft 2), respectively.

第４遊星歯車機構ＰＧＳ４は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１と同様に、サンギヤＳｄと、リングギヤＲｄと、サンギヤＳｄとリングギヤＲｄとに噛合するピニオンＰｄを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣｄとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されている。   Similar to the first planetary gear mechanism PGS1, the fourth planetary gear mechanism PGS4 includes a sun gear Sd, a ring gear Rd, and a carrier Cd that rotatably and revolves a pinion Pd that meshes with the sun gear Sd and the ring gear Rd. This is a so-called single pinion type planetary gear mechanism.

図２の中段に示す第４遊星歯車機構ＰＧＳ４の共線図を参照して、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４の３つの要素Ｓｄ，Ｃｄ，Ｒｄを、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に左側から夫々第４要素、第５要素及び第６要素とすると、第４要素はサンギヤＳｄ、第５要素はキャリアＣｄ、第６要素はリングギヤＲｄになる。サンギヤＳｄとキャリアＣｄ間の間隔とキャリアＣｄとリングギヤＲｄ間の間隔との比は、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のギヤ比をｋとして、ｋ：１に設定される。   Referring to the collinear diagram of the fourth planetary gear mechanism PGS4 shown in the middle stage of FIG. 2, the three elements Sd, Cd, Rd of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are arranged at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram. If the fourth element, the fifth element, and the sixth element are respectively arranged from the left in the order of arrangement, the fourth element is the sun gear Sd, the fifth element is the carrier Cd, and the sixth element is the ring gear Rd. The ratio between the distance between the sun gear Sd and the carrier Cd and the distance between the carrier Cd and the ring gear Rd is set to k: 1, where k is the gear ratio of the fourth planetary gear mechanism PGS4.

第２遊星歯車機構ＰＧＳ２は、第１と第４の２つの遊星歯車機構ＰＧＳ１，ＰＧＳ４と同様に、サンギヤＳｂと、リングギヤＲｂと、サンギヤＳｂとリングギヤＲｂとに噛合するピニオンＰｂを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣｂとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されている。   Similar to the first and fourth planetary gear mechanisms PGS1 and PGS4, the second planetary gear mechanism PGS2 can freely rotate and revolve the sun gear Sb, the ring gear Rb, and the pinion Pb meshed with the sun gear Sb and the ring gear Rb. And a so-called single pinion type planetary gear mechanism comprising a carrier Cb pivotally supported on the shaft.

第３遊星歯車機構ＰＧＳ３は、第１と第２と第４の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１，ＰＧＳ２，ＰＧＳ４と同様に、サンギヤＳｃと、リングギヤＲｃと、サンギヤＳｃとリングギヤＲｃとに噛合するピニオンＰｃを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣｃとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されている。   The third planetary gear mechanism PGS3 is similar to the first, second, and fourth planetary gear mechanisms PGS1, PGS2, and PGS4, and the pinion Pc meshes with the sun gear Sc, the ring gear Rc, the sun gear Sc, and the ring gear Rc. Is constituted by a so-called single pinion type planetary gear mechanism comprising a carrier Cc that pivotally supports and rotates freely.

又、第２遊星歯車機構のＰＧＳ２のキャリアＣｂと第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃとが連結され、第２遊星歯車機構のＰＧＳ２のサンギヤＳｂと第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃとが連結されている。これにより、第２及び第３の遊星歯車機構で、４つの回転要素が構成されている。   Further, the carrier Cb of the PGS2 of the second planetary gear mechanism and the ring gear Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 are connected, and the sun gear Sb of the PGS2 of the second planetary gear mechanism and the carrier Cc of the third planetary gear mechanism PGS3 are connected. Has been. Thereby, four rotation elements are comprised by the 2nd and 3rd planetary gear mechanism.

図２の下段に示す第２及び第３の遊星歯車機構による４つの回転要素の共線図を参照して、各回転要素を共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に左側から夫々第１回転要素Ｙ１、第２回転要素Ｙ２、第３回転要素Ｙ３、第４回転要素Ｙ４とすると、第１回転要素Ｙ１は第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ、第２回転要素Ｙ２は第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ及び第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ、第３回転要素Ｙ３は第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂ及び第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ、第４回転要素Ｙ４は第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃとなる。   Referring to the collinear diagram of the four rotating elements by the second and third planetary gear mechanisms shown in the lower part of FIG. 2, each rotating element is arranged from the left side in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram. Assuming that the first rotation element Y1, the second rotation element Y2, the third rotation element Y3, and the fourth rotation element Y4, the first rotation element Y1 is the ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGS2, and the second rotation element Y2 is the second rotation element Y2. The carrier Cb of the planetary gear mechanism PGS2, the ring gear Rc of the third planetary gear mechanism PGS3, the third rotating element Y3 is the sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGS2, the carrier Cc of the third planetary gear mechanism PGS3, and the fourth rotating element Y4 is It becomes the sun gear Sc of the third planetary gear mechanism PGS3.

第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比をｉ、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比をｊとすると、第１〜第４の各回転要素間の間隔は、１：ｉ：ｉｊの割り合いとなっている。   When the gear ratio of the second planetary gear mechanism PGS2 is i and the gear ratio of the third planetary gear mechanism PGS3 is j, the interval between the first to fourth rotating elements is a ratio of 1: i: ij. ing.

第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第３要素）と第３回転要素Ｙ３とが連結されて、第１連結体Ｒａ−Ｙ３が構成されている。又、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第５要素）と第１回転要素Ｙ１とが連結されて、第２連結体Ｃｄ−Ｙ１が構成されている。第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第１要素）は入力軸２に連結されている。第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）は出力部材３に連結されている。   The ring gear Ra (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the third rotation element Y3 are connected to form a first connection body Ra-Y3. Further, the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 and the first rotating element Y1 are coupled to each other to form a second coupled body Cd-Y1. The sun gear Sa (first element) of the first planetary gear mechanism PGS <b> 1 is connected to the input shaft 2. The ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is connected to the output member 3.

又、本実施形態の自動変速機は、係合機構として、第１から第３の３つのブレーキＢ１〜Ｂ３と、第１から第３の３つのクラッチＣ１〜Ｃ３とを備える。   The automatic transmission according to the present embodiment includes first to third brakes B1 to B3 and first to third clutches C1 to C3 as engagement mechanisms.

第１ブレーキＢ１及び第３ブレーキＢ３は湿式多板ブレーキで構成され、第２ブレーキＢ２は噛合機構としてのドグクラッチで構成されている。又、第１クラッチＣ１は噛合機構としてのドグクラッチで構成され、第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３は湿式多板クラッチで構成されている。   The first brake B1 and the third brake B3 are constituted by wet multi-plate brakes, and the second brake B2 is constituted by a dog clutch as a meshing mechanism. The first clutch C1 is a dog clutch as a meshing mechanism, and the second clutch C2 and the third clutch C3 are wet multi-plate clutches.

第１ブレーキＢ１は、第２連結体Ｃｄ−Ｙ１を変速機ケース１に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。第２ブレーキＢ２は、第２回転要素Ｙ２を変速機ケース１に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。第３ブレーキＢ３は、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第４要素）を変速機ケース１に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。   The first brake B1 is configured to be switchable between a fixed state in which the second coupling body Cd-Y1 is fixed to the transmission case 1 and an open state in which this fixing is released. The second brake B2 is configured to be switchable between a fixed state in which the second rotating element Y2 is fixed to the transmission case 1 and an open state in which this fixing is released. The third brake B3 is configured to be switchable between a fixed state in which the sun gear Sd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is fixed to the transmission case 1 and an open state in which this fixing is released.

第１クラッチＣ１は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）とを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。第２クラッチＣ２は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第１要素）と第２回転要素Ｙ２とを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。第３クラッチＣ３は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第１要素）と第４回転要素Ｙ４とを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。   The first clutch C1 includes a connection state that connects the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4, and an open state that disconnects this connection. It is configured to be switchable. The second clutch C2 is configured to be switchable between a connected state in which the sun gear Sa (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second rotating element Y2 are connected and an open state in which this connection is broken. The third clutch C3 is configured to be switchable between a connected state in which the sun gear Sa (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the fourth rotating element Y4 are connected and an open state in which this connection is broken.

各係合機構Ｂ１〜Ｂ３，Ｃ１〜Ｃ３は、図外のトランスミッション・コントロール・ユニットにより状態が切り換えられる。   The states of the engagement mechanisms B1 to B3 and C1 to C3 are switched by a transmission control unit (not shown).

変速機ケース１内には、入力軸２の軸線上に、エンジンＥＮＧ及びトルクコンバータＴＣ側から、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１、第３ブレーキＢ３、出力部材３、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４、第１クラッチＣ１の順番で配置されている。   In the transmission case 1, the second clutch C 2, the third clutch C 3, the third planetary gear mechanism PGS 3, the first planetary gear mechanism PGS 1, The three brakes B3, the output member 3, the fourth planetary gear mechanism PGS4, and the first clutch C1 are arranged in this order.

又、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の径方向外方に配置されており、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第３要素）と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂとが一体に構成されている。これにより、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２とが径方向に重なり合うため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２とを軸方向に並べて配置した場合に比べ、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができ、車両、特に所謂ＦＦ式の車両への搭載性を向上させることができる。   The second planetary gear mechanism PGS2 is disposed radially outward of the first planetary gear mechanism PGS1, and the ring gear Ra (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear of the second planetary gear mechanism PGS2. Sb is integrally formed. Thereby, since the first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear mechanism PGS2 overlap in the radial direction, the automatic operation is automatically performed compared to the case where the first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear mechanism PGS2 are arranged in the axial direction. The shaft length of the transmission can be shortened, and the mountability to a vehicle, particularly a so-called FF type vehicle can be improved.

尚、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２とは、径方向で少なくとも一部が重なり合っていればよく、これによって軸長の短縮化を図ることができるが、両者が完全に径方向で重なり合っていれば、最も軸長を短くすることができる。   The first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear mechanism PGS2 only need to overlap at least partly in the radial direction, and this can reduce the axial length. If they overlap in the direction, the axial length can be shortened the most.

変速機ケース１内には、出力部材３と第３ブレーキＢ３との間に位置させて、径方向内方に延びる側壁１ａが設けられている。この側壁１ａには、出力部材３の径方向内方に向かって延びる筒状部１ｂが設けられている。出力部材３は、この筒状部１ｂにベアリングを介して軸支されている。このように構成することにより、変速機ケース１に連なる機械的強度の高い筒状部１ｂで出力部材３をしっかりと軸支させることができる。   A side wall 1a extending inward in the radial direction is provided in the transmission case 1 between the output member 3 and the third brake B3. The side wall 1 a is provided with a cylindrical portion 1 b that extends inward in the radial direction of the output member 3. The output member 3 is pivotally supported by the cylindrical portion 1b via a bearing. By configuring in this way, the output member 3 can be firmly supported by the cylindrical portion 1b having high mechanical strength connected to the transmission case 1.

本実施形態の自動変速機では、１速段を確立する場合には、第２ブレーキＢ２及び第３ブレーキＢ３を固定状態にすると共に、第１クラッチＣ１を連結状態にする。第２ブレーキＢ２を固定状態にすることで、第２回転要素Ｙ２の回転速度が「０」となる。又、第３ブレーキＢ３を固定状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第４要素）の回転速度が「０」となる。   In the automatic transmission according to the present embodiment, when the first gear is established, the second brake B2 and the third brake B3 are set in a fixed state and the first clutch C1 is set in a connected state. By setting the second brake B2 in a fixed state, the rotation speed of the second rotation element Y2 becomes “0”. Further, by setting the third brake B3 in a fixed state, the rotational speed of the sun gear Sd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”.

そして、第１クラッチＣ１を連結状態にすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）とが同一速度で回転する。そして、出力部材３に連結された第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）の回転速度は、図２に示す「１ｓｔ」となって、１速段が確立される。   Then, by bringing the first clutch C1 into the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotate at the same speed. . Then, the rotational speed of the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 is “1st” shown in FIG. 2, and the first gear is established.

２速段を確立する場合には、第１ブレーキＢ１及び第２ブレーキＢ２を固定状態にすると共に、第１クラッチＣ１を連結状態にする。第１ブレーキＢ１及び第２ブレーキＢ２を固定状態にすることで、第１回転要素Ｙ１と第２回転要素Ｙ２の回転速度が共に「０」となる。このため、第１〜第４の４つの回転要素Ｙ１〜Ｙ４が相対回転不能なロック状態となり、第１連結体Ｒａ−Ｙ３の回転速度が「０」となる。   When establishing the second gear, the first brake B1 and the second brake B2 are set in a fixed state, and the first clutch C1 is set in a connected state. By setting the first brake B1 and the second brake B2 to the fixed state, the rotation speeds of the first rotation element Y1 and the second rotation element Y2 are both “0”. For this reason, the first to fourth rotating elements Y1 to Y4 are in a locked state in which relative rotation is impossible, and the rotation speed of the first coupling body Ra-Y3 becomes “0”.

そして、入力軸２に連結された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第１要素）の回転速度は「１」であるため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）の回転速度が「１／（ｈ＋１）」となる。又、第１クラッチＣ１を連結状態にすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）とが同一速度で回転する。従って、出力部材３に連結された第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）の回転速度は、「１／（ｈ＋１）」となって、２速段が確立される。   Since the rotation speed of the sun gear Sa (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 connected to the input shaft 2 is “1”, the rotation of the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1. The speed is “1 / (h + 1)”. Further, by bringing the first clutch C1 into the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotate at the same speed. . Therefore, the rotational speed of the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 is “1 / (h + 1)”, and the second gear is established.

３速段を確立する場合には、第２ブレーキＢ２を固定状態にすると共に、第１クラッチＣ１及び第３クラッチＣ３を連結状態にする。第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第４回転要素Ｙ４の回転速度が「１」となる。又、第２ブレーキＢ２を固定状態にすることで、第２回転要素Ｙ２の回転速度が「０」となる。   When establishing the third gear, the second brake B2 is set in a fixed state, and the first clutch C1 and the third clutch C3 are set in a connected state. By bringing the third clutch C3 into the connected state, the rotational speed of the fourth rotating element Y4 becomes “1”. Further, by setting the second brake B2 in a fixed state, the rotation speed of the second rotation element Y2 becomes “0”.

そして、第１クラッチＣ１を連結状態にすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）とが同一速度になる。従って、出力部材３に連結された第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）の回転速度は、「（ｈ＋ｊ＋１）／｛（ｈ＋１）・（ｊ＋１）｝」となって、３速段が確立される。   Then, by bringing the first clutch C1 into the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 have the same speed. Therefore, the rotational speed of the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 is “(h + j + 1) / {(h + 1) · (j + 1)}”. Is established.

４速段を確立する場合には、第１ブレーキＢ１を固定状態にすると共に、第１クラッチＣ１及び第３クラッチＣ３を連結状態にする。第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第４回転要素Ｙ４の回転速度が「１」となる。又、第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２連結体Ｃｄ−Ｙ１の回転速度が「０」となる。   When establishing the fourth speed, the first brake B1 is set in a fixed state, and the first clutch C1 and the third clutch C3 are set in a connected state. By bringing the third clutch C3 into the connected state, the rotational speed of the fourth rotating element Y4 becomes “1”. Moreover, the rotational speed of 2nd coupling body Cd-Y1 will be set to "0" by making 1st brake B1 into a fixed state.

そして、第１クラッチＣ１を連結状態にすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）とが同一速度になる。従って、出力部材３に連結された第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）の回転速度は、「（ｈｉ＋ｉｊ＋ｈ＋ｉ＋１）／（ｈｉｊ＋ｈｉ＋ｉｊ＋ｈ＋ｉ＋１）」となって、４速段が確立される。   Then, by bringing the first clutch C1 into the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 have the same speed. Therefore, the rotational speed of the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 is “(hi + ij + h + i + 1) / (hij + hi + ij + h + i + 1)”, and the fourth speed stage is established.

５速段を確立する場合には、第３ブレーキＢ３を固定状態にすると共に、第１クラッチＣ１及び第３クラッチＣ３を連結状態にする。第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第４回転要素Ｙ４の回転速度が「１」となる。又、第３ブレーキＢ３を固定状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第４要素）の回転速度が「０」となる。   When establishing the fifth gear, the third brake B3 is set in a fixed state, and the first clutch C1 and the third clutch C3 are set in a connected state. By bringing the third clutch C3 into the connected state, the rotational speed of the fourth rotating element Y4 becomes “1”. Further, by setting the third brake B3 in a fixed state, the rotational speed of the sun gear Sd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”.

そして、第１クラッチＣ１を連結状態にすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）とが同一速度になる。従って、出力部材３に連結された第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）の回転速度は、「［｛（ｈ＋１）・（ｉ＋１）＋ｉｊ｝・（ｋ＋１）］／［｛（ｈ＋１）・（ｉ＋１）＋ｉｊ｝・（ｋ＋１）＋ｈｉｊ］」となって、５速段が確立される。   Then, by bringing the first clutch C1 into the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 have the same speed. Therefore, the rotational speed of the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 coupled to the output member 3 is “[{(h + 1) · (i + 1) + ij} · (k + 1)] / [{(h + 1 ) · (I + 1) + ij} · (k + 1) + hij] ”is established.

６速段を確立する場合には、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態にする。第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第２回転要素Ｙ２及び第４回転要素Ｙ４の回転速度が「１」となる。このため、第１〜第４の４つの回転要素Ｙ１〜Ｙ４が相対回転不能なロック状態となり、第１連結体Ｒａ−Ｙ３の回転速度が「１」となる。   When the sixth speed is established, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3 are brought into a connected state. By bringing the second clutch C2 and the third clutch C3 into the connected state, the rotation speeds of the second rotation element Y2 and the fourth rotation element Y4 become “1”. For this reason, the first to fourth rotating elements Y1 to Y4 are in a locked state in which relative rotation is impossible, and the rotation speed of the first coupling body Ra-Y3 is “1”.

そして、入力軸２に連結された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第１要素）の回転速度は「１」であるため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｓａ，Ｃａ，Ｒａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｓａ，Ｃａ，Ｒａが「１」で回転する。又、第１クラッチＣ１を連結状態にすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）とが同一速度で回転する。従って、出力部材３に連結された第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）の回転速度は、「１」となって、６速段が確立される。   Since the rotation speed of the sun gear Sa (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 connected to the input shaft 2 is “1”, the first to third elements of the first planetary gear mechanism PGS1 Sa, Ca, Ra is in a locked state where relative rotation is impossible, and the first to third elements Sa, Ca, Ra rotate by “1”. Further, by bringing the first clutch C1 into the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotate at the same speed. . Therefore, the rotational speed of the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 is “1”, and the sixth speed is established.

７速段を確立する場合には、第３ブレーキＢ３を固定状態にすると共に、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２を連結状態にする。第２クラッチＣ２を連結状態にすることで、第２回転要素Ｙ２の回転速度が「１」となる。又、第３ブレーキＢ３を固定状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第４要素）の回転速度が「０」となる。   When establishing the seventh gear, the third brake B3 is set in a fixed state, and the first clutch C1 and the second clutch C2 are set in a connected state. By setting the second clutch C2 to the connected state, the rotation speed of the second rotation element Y2 becomes “1”. Further, by setting the third brake B3 in a fixed state, the rotational speed of the sun gear Sd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”.

そして、第１クラッチＣ１を連結状態にすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）とが同一速度になる。従って、出力部材３に連結された第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）の回転速度は、「｛（ｋ＋１）・（ｈｉ＋ｈ＋１）｝／｛ｋ・（ｈｉ＋ｈ＋１）＋ｈ＋１｝」となって、７速段が確立される。   Then, by bringing the first clutch C1 into the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 have the same speed. Accordingly, the rotational speed of the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 is “{(k + 1) · (hi + h + 1)} / {k · (hi + h + 1) + h + 1}”. Thus, the seventh gear is established.

８速段を確立する場合には、第３ブレーキＢ３を固定状態にすると共に、第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態にする。第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第２回転要素Ｙ２及び第４回転要素Ｙ４の回転速度が「１」となる。このため、第１〜第４の４つの回転要素Ｙ１〜Ｙ４が相対回転不能なロック状態となり、第２連結体Ｃｄ−Ｙ１の回転速度が「１」となる。   When establishing the eighth speed, the third brake B3 is set in a fixed state, and the second clutch C2 and the third clutch C3 are set in a connected state. By bringing the second clutch C2 and the third clutch C3 into the connected state, the rotation speeds of the second rotation element Y2 and the fourth rotation element Y4 become “1”. For this reason, the first to fourth rotating elements Y1 to Y4 are in a locked state in which relative rotation is impossible, and the rotation speed of the second coupling body Cd-Y1 is “1”.

そして、第３ブレーキＢ３を固定状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第４要素）の回転速度が「０」となる。従って、出力部材３に連結された第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）の回転速度は、「（ｋ＋１）／ｋ」となって、８速段が確立される。   Then, by setting the third brake B3 in a fixed state, the rotational speed of the sun gear Sd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”. Therefore, the rotational speed of the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 is “(k + 1) / k”, and the eighth gear is established.

後進段を確立する場合には、第２ブレーキＢ２及び第３ブレーキＢ３を固定状態にすると共に、第３クラッチＣ３を連結状態にする。第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第４回転要素Ｙ４の回転速度が「１」となる。又、第２ブレーキＢ２を固定状態にすることで、第２回転要素Ｙ２の回転速度が「０」となる。このため、第２連結体Ｃｄ−Ｙ１の回転速度が「−１／｛ｉ・（ｊ＋１）｝」となる（尚、マイナスは逆転方向の回転であることを示している）。   When establishing the reverse gear, the second brake B2 and the third brake B3 are set in a fixed state, and the third clutch C3 is set in a connected state. By bringing the third clutch C3 into the connected state, the rotational speed of the fourth rotating element Y4 becomes “1”. Further, by setting the second brake B2 in a fixed state, the rotation speed of the second rotation element Y2 becomes “0”. For this reason, the rotational speed of the second coupled body Cd-Y1 is “−1 / {i · (j + 1)}” (note that minus indicates rotation in the reverse direction).

そして、第３ブレーキＢ３を固定状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第４要素）の回転速度が「０」となる。従って、出力部材３に連結された第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第６要素）の回転速度は、「−（ｋ＋１）／｛ｉｋ・（ｊ＋１）｝」となって、後進段が確立される。   Then, by setting the third brake B3 in a fixed state, the rotational speed of the sun gear Sd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”. Therefore, the rotational speed of the ring gear Rd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 is “− (k + 1) / {ik · (j + 1)}”, and the reverse gear is established. Is done.

尚、図２中の点線で示す速度線は、４つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ４のうち動力伝達する遊星歯車機構に追従して他の遊星歯車機構の各要素が回転することを表している。   A speed line indicated by a dotted line in FIG. 2 represents that each element of the other planetary gear mechanisms rotates following the planetary gear mechanism that transmits power among the four planetary gear mechanisms PGS1 to PGS4.

図３（ａ）は、上述した各変速段における第１〜第３の３つのブレーキＢ１〜Ｂ３、第１〜第３の３つのクラッチＣ１〜Ｃ３の状態を纏めて表示した図であり、第１〜第３の３つのブレーキＢ１〜Ｂ３及び第１〜第３の３つのクラッチＣ１〜Ｃ３の欄の「○」は固定状態又は連結状態であることを表している。   FIG. 3A is a diagram summarizing and displaying the states of the first to third brakes B1 to B3 and the first to third clutches C1 to C3 in each of the above-described shift stages. “◯” in the columns of the first to third brakes B1 to B3 and the first to third clutches C1 to C3 represents a fixed state or a connected state.

又、図３（ｂ）は、図３（ｄ）に示すように、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のギヤ比ｈを２．０４３、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比ｉを１．３７１、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比ｊを３．１８１、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のギヤ比ｋを１．７２５とした場合の各変速段のギヤレシオ（入力軸２の回転速度／出力部材３の回転速度）を示す。これによれば、図３（ｃ）に示される公比（各変速段間のギヤレシオの比）が適切になると共に、図３（ｄ）に示すレシオレンジ（１速段のギヤレシオ／８速段のギヤレシオ）も適切になる。   3 (b), the gear ratio h of the first planetary gear mechanism PGS1 is 2.043, the gear ratio i of the second planetary gear mechanism PGS2 is 1.371, as shown in FIG. 3 (d). Gear ratios of the respective speeds when the gear ratio j of the three planetary gear mechanism PGS3 is 3.181 and the gear ratio k of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is 1.725 (the rotational speed of the input shaft 2 / the rotation of the output member 3). Speed). According to this, the common ratio (ratio of gear ratios between the gears) shown in FIG. 3 (c) becomes appropriate, and the ratio orange (gear ratio of 1st speed / 8th gear stage) shown in FIG. 3 (d) is obtained. The gear ratio) is also appropriate.

本実施形態の自動変速機によれば、前進８段及び後進１段の変速を行うことができる。又、各変速段でフリクションロスが発生する係合機構の数は３つになり、従来のように各変速段で４つの係合機構がフリクションロスを発生させるものに比べ、開放している係合機構によるフリクションロスを低減でき、自動変速機の伝達効率が向上する。   According to the automatic transmission of the present embodiment, it is possible to perform eight forward speeds and one reverse speed. In addition, the number of engagement mechanisms that generate friction loss at each shift stage is three, and the engagement mechanisms that are open at four shift mechanisms at each shift stage are open compared to the conventional mechanism that generates friction loss. The friction loss due to the combined mechanism can be reduced, and the transmission efficiency of the automatic transmission is improved.

又、本実施形態では、本発明の第２ブレーキＢ２を噛合機構たるドグクラッチで構成しているため、第２ブレーキＢ２を湿式多板ブレーキで構成する場合に比べ、第２ブレーキＢ２が開放状態となる４速段から８速段において、第２ブレーキＢ２たるドグクラッチでのフリクションロスが発生しない。このため、自動変速機全体として、フリクションロスをより低減させることができる。   In this embodiment, since the second brake B2 of the present invention is constituted by a dog clutch that is a meshing mechanism, the second brake B2 is in an open state as compared with the case where the second brake B2 is constituted by a wet multi-plate brake. No friction loss occurs in the dog clutch, which is the second brake B2, at the fourth to eighth gears. For this reason, the friction loss can be further reduced as the entire automatic transmission.

又、本実施形態では、本発明の第１クラッチＣ１を噛合機構たるドグクラッチで構成しているため、第１クラッチＣ１を湿式多板クラッチで構成する場合に比べ、第１クラッチＣ１がフリクションロスが発生する開放状態となる８速段及び後進段において、第１クラッチＣ１としてのドグクラッチでのフリクションロスが発生しない。このため、自動変速機全体として、フリクションロスをより低減させることができる。   In the present embodiment, since the first clutch C1 of the present invention is constituted by a dog clutch that is a meshing mechanism, the first clutch C1 has a friction loss compared to the case where the first clutch C1 is constituted by a wet multi-plate clutch. In the 8th speed and the reverse speed that are in the released state, there is no friction loss in the dog clutch as the first clutch C1. For this reason, the friction loss can be further reduced as the entire automatic transmission.

又、本実施形態においては、第１〜第４の４つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ４を所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成している。このため、第１〜第４の４つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ４をサンギヤと、リングギヤと、互いに噛合すると共に一方がサンギヤに噛合し他方がリングギヤに噛合する一対のピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなる所謂ダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成されるものに比べ、ギヤの噛合回数を減少させることができ、伝達効率を向上させることができる。   In the present embodiment, the first to fourth planetary gear mechanisms PGS1 to PGS4 are constituted by so-called single pinion type planetary gear mechanisms. Therefore, the first to fourth planetary gear mechanisms PGS1 to PGS4 are engaged with the sun gear and the ring gear, and a pair of pinions, one of which engages with the sun gear and the other of which engages with the ring gear, can rotate and revolve. Compared to a so-called double pinion type planetary gear mechanism composed of a supporting carrier, the number of meshing gears can be reduced, and transmission efficiency can be improved.

尚、本実施形態においては、第２ブレーキＢ２として、ドグクラッチを用いたが、これに限らず、第２ブレーキＢ２を同期機能を有する噛合機構たるシンクロメッシュ機構で構成してもよい。これによっても、湿式多板クラッチで構成した場合に比べ、フリクションロスを抑えることができる。   In the present embodiment, a dog clutch is used as the second brake B2. However, the present invention is not limited to this, and the second brake B2 may be configured by a synchromesh mechanism that is a meshing mechanism having a synchronization function. Also by this, a friction loss can be suppressed compared with the case where it comprises a wet multi-plate clutch.

又、第２ブレーキＢ２を湿式多板クラッチで構成しても、各変速段における開放数を３つ以下にできるという本発明の効果を得ることができる。   Further, even if the second brake B2 is constituted by a wet multi-plate clutch, it is possible to obtain the effect of the present invention that the number of releases at each shift stage can be three or less.

又、本実施形態においては、第１クラッチＣ１として、ドグクラッチを用いたが、これに限らず、第１クラッチＣ１を同期機能を有する噛合機構たるシンクロメッシュ機構で構成してもよい。これによっても、湿式多板クラッチで構成した場合に比べ、フリクションロスを抑えることができる。   In the present embodiment, a dog clutch is used as the first clutch C1. However, the present invention is not limited to this, and the first clutch C1 may be a synchromesh mechanism that is a meshing mechanism having a synchronization function. Also by this, a friction loss can be suppressed compared with the case where it comprises a wet multi-plate clutch.

又、第１クラッチＣ１を湿式多板クラッチで構成しても、各変速段における開放数を３つ以下にできるという本発明の効果を得ることができる。   Even if the first clutch C1 is a wet multi-plate clutch, it is possible to obtain the effect of the present invention that the number of releases at each gear stage can be three or less.

又、第１実施形態では、第２ブレーキＢ２を、第２回転要素Ｙ２を変速機ケース１に固定する固定状態と、第２回転要素Ｙ２の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態とに切換自在な２ウェイクラッチで構成してもよい。この２ウェイクラッチの一例を図４に示して具体的に説明する。   In the first embodiment, the second brake B2 is in a fixed state in which the second rotating element Y2 is fixed to the transmission case 1 and in a reverse rotation preventing state in which the second rotating element Y2 is allowed to rotate forward and reverse rotation is prevented. Alternatively, a two-way clutch that can be switched between is possible. An example of the two-way clutch will be specifically described with reference to FIG.

図４の第２ブレーキＢ２としての２ウェイクラッチＴＷは、第２回転要素Ｙ２に連結されるインナーリングＴＷ１と、インナーリングＴＷ１の径方向外方に間隔を存して配置されると共に変速機ケース１に連結されるアウターリングＴＷ２と、インナーリングＴＷ１とアウターリングＴＷ２との間に配置される保持リングＴＷ３とを備える。   The two-way clutch TW as the second brake B2 in FIG. 4 is disposed with an inner ring TW1 coupled to the second rotating element Y2 and a radial outer side of the inner ring TW1 with a gap therebetween, and a transmission case 1 is provided with an outer ring TW2 connected to 1, and a holding ring TW3 disposed between the inner ring TW1 and the outer ring TW2.

インナーリングＴＷ１には、外周面に複数のカム面ＴＷ１ａが形成されている。保持リングＴＷ３には、カム面ＴＷ１ａに対応させて複数の切欠孔ＴＷ３ａが設けられている。この切欠孔ＴＷ３ａには、ローラＴＷ４が収容されている。又、２ウェイクラッチＴＷは、図示省略した第１の電磁クラッチ及び第２の電磁クラッチを備える。   A plurality of cam surfaces TW1a are formed on the outer peripheral surface of the inner ring TW1. The retaining ring TW3 is provided with a plurality of cutout holes TW3a corresponding to the cam surface TW1a. A roller TW4 is accommodated in the cutout hole TW3a. The two-way clutch TW includes a first electromagnetic clutch and a second electromagnetic clutch that are not shown.

第１の電磁クラッチは、通電されることによりアウターリングＴＷ２と保持リングＴＷ３とを連結するように構成されている。第１の電磁クラッチが通電されていない場合には、保持リングＴＷ３は、インナーリングＴＷ１及びアウターリングＴＷ２に対して相対回転自在となるように構成されている。   The first electromagnetic clutch is configured to connect the outer ring TW2 and the holding ring TW3 when energized. When the first electromagnetic clutch is not energized, the holding ring TW3 is configured to be rotatable relative to the inner ring TW1 and the outer ring TW2.

又、第２の電磁クラッチは、図４（ｂ）に示すように切欠孔ＴＷ３ａがカム面ＴＷ１ａの一方の端部に位置する状態で保持リングＴＷ３をインナーリングＴＷ１に連結させる第１の状態と、図４（ｃ）に示すように切欠孔ＴＷ３ａがカム面ＴＷ１ａの他方の端部に位置する状態で保持リングＴＷ３をインナーリングＴＷ１に連結させる第２の状態と、保持リングＴＷ３とインナーリングＴＷ１との連結を断つ第３の状態とに切換自在となるように構成される。   Further, as shown in FIG. 4B, the second electromagnetic clutch has a first state in which the retaining ring TW3 is connected to the inner ring TW1 in a state where the notch hole TW3a is located at one end of the cam surface TW1a. 4C, a second state in which the retaining ring TW3 is coupled to the inner ring TW1 in a state where the cutout hole TW3a is located at the other end of the cam surface TW1a, and the retaining ring TW3 and the inner ring TW1. It is configured to be switchable to a third state in which the connection with is disconnected.

又、ローラＴＷ４の径は、図４（ａ）に示すように、ローラＴＷ４がカム面ＴＷ１ａの中央部に存するときは隙間Ａが開き、図４（ｂ）及び（ｃ）に示すように、ローラＴＷ４がカム面ＴＷ１ａの端部に存するときにはインナーリングＴＷ１及びアウターリングＴＷ２に接触するように、設定されている。   Further, as shown in FIG. 4A, the diameter of the roller TW4 is such that when the roller TW4 is present at the center of the cam surface TW1a, a gap A is opened, and as shown in FIGS. 4B and 4C, When the roller TW4 is at the end of the cam surface TW1a, the roller TW4 is set to contact the inner ring TW1 and the outer ring TW2.

第１の電磁クラッチが通電されている場合には、保持リングＴＷ３は、アウターリングＴＷ２を介して変速機ケース１に固定されることとなる。この場合、インナーリングＴＷ１が正転及び逆転のどちらに回転しようとしても、図４（ｂ）及び（ｃ）に示すように、保持リングＴＷ３が固定されているため、ローラＴＷ４がカム面ＴＷ１ａの端部に位置することとなる。このとき、ローラＴＷ４がカム面ＴＷ１ａとアウターリングＴＷ２の内周面とに挟まれて、インナーリングＴＷ１の回転が阻止される。即ち、２ウェイクラッチＴＷは固定状態となる。   When the first electromagnetic clutch is energized, the holding ring TW3 is fixed to the transmission case 1 via the outer ring TW2. In this case, regardless of whether the inner ring TW1 is rotated forward or backward, the holding ring TW3 is fixed as shown in FIGS. 4B and 4C, so that the roller TW4 is positioned on the cam surface TW1a. It will be located at the end. At this time, the roller TW4 is sandwiched between the cam surface TW1a and the inner peripheral surface of the outer ring TW2, and the rotation of the inner ring TW1 is prevented. That is, the two-way clutch TW is in a fixed state.

第１の電磁クラッチが通電されていない場合には、保持リングＴＷ３が自由に回転することができるため、図４（ａ）に示すように、ローラＴＷ４はカム面ＴＷ１ａの中央部に位置し続けることができる。従って、第１の電磁クラッチが通電されていない場合には、インナーリングＴＷ１が自由に回転することができる状態となる。図４における時計回り方向を逆転方向とすると、この２ウェイクラッチＴＷは、第１の電磁クラッチを通電させず、アウターリングＴＷ２と保持リングＴＷ３との連結を断ち、インナーリングＴＷ１が自由に回転することができる状態とし、第２の電磁クラッチを第１の状態とすることにより、逆転阻止状態とすることができる。   When the first electromagnetic clutch is not energized, the holding ring TW3 can freely rotate, so that the roller TW4 continues to be positioned at the center of the cam surface TW1a as shown in FIG. be able to. Therefore, when the first electromagnetic clutch is not energized, the inner ring TW1 can freely rotate. If the clockwise direction in FIG. 4 is the reverse direction, the two-way clutch TW does not energize the first electromagnetic clutch, disconnects the outer ring TW2 and the holding ring TW3, and the inner ring TW1 rotates freely. By setting the second electromagnetic clutch in the first state, the reverse rotation preventing state can be obtained.

以上の如く、固定状態と逆転阻止状態とに切換自在な２ウェイクラッチＴＷを構成することができる。   As described above, the two-way clutch TW that can be switched between the fixed state and the reverse rotation prevention state can be configured.

このような２ウェイクラッチＴＷで第２ブレーキＢ２を構成した場合には、２ウェイクラッチＴＷを、４速段から８速段までの前進段では逆転阻止状態とし、１速段から３速段までの前進段及び後進段では固定状態とすることで、各変速段を確立できる。この場合、３速段で走行中において、走行速度等の車両情報に基づいて４速段へのアップシフトが予測される場合には、図外のトランスミッション・コントロール・ユニットは、第２ブレーキＢ２としての２ウェイクラッチＴＷを予め逆転阻止状態に切り換えておくようにすることが好ましい。   When the second brake B2 is configured with such a 2-way clutch TW, the 2-way clutch TW is set in the reverse rotation prevention state at the forward speed from the fourth speed to the eighth speed, and from the first speed to the third speed. Each shift stage can be established by fixing the forward and reverse speeds. In this case, if the upshift to the fourth speed is predicted based on the vehicle information such as the traveling speed while traveling at the third speed, the transmission control unit (not shown) is used as the second brake B2. Preferably, the two-way clutch TW is switched to the reverse rotation prevention state in advance.

これによれば、３速段から４速段にアップシフトする際には、第２ブレーキＢ２たる２ウェイクラッチＴＷの状態の切り換えは完了しており、第１ブレーキＢ１を連結状態とするだけで４速段に変速できるため、３速段から４速段へのアップシフトをスムーズに行うことができる。従って、第２ブレーキＢ２を、ドグクラッチで構成したものに比べ、２ウェイクラッチＴＷで構成したものの方が、自動変速機の変速制御性が向上される。   According to this, when upshifting from the third gear to the fourth gear, the switching of the state of the two-way clutch TW as the second brake B2 is completed, and only the first brake B1 is brought into the connected state. Since the speed can be changed to the fourth speed, the upshift from the third speed to the fourth speed can be performed smoothly. Therefore, the shift controllability of the automatic transmission is improved when the second brake B2 is configured with the two-way clutch TW, compared with the second brake B2 configured with a dog clutch.

上述した２ウェイクラッチＴＷで第２ブレーキＢ２を構成すれば、摩擦係合型のブレーキで第２ブレーキＢ２を構成する場合とは異なり、第２ブレーキＢ２でのフリクションロスは発生しない。従って、第２ブレーキＢ２を噛合機構で構成した場合と同様に、自動変速機全体として、フリクションロスを抑制させることができる。   If the second brake B2 is configured by the two-way clutch TW described above, unlike the case where the second brake B2 is configured by a friction engagement type brake, no friction loss occurs in the second brake B2. Accordingly, as in the case where the second brake B2 is configured by a meshing mechanism, the friction loss can be suppressed as the whole automatic transmission.

更には、第２ブレーキＢ２としての２ウェイクラッチＴＷは、上述した固定状態と逆転阻止状態とに加えて、第２回転要素Ｙ２の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態と、第２回転要素Ｙ２の正転を阻止し逆転を許容する正転阻止状態とにも切換自在に構成してもよい。上述した２ウェイクラッチＴＷにおいて、第１の電磁クラッチを通電させず、インナーリングＴＷ１が自由に回転することができる状態とし、第２の電磁クラッチを第２の状態とすることにより、正転阻止状態となる。   Further, the two-way clutch TW as the second brake B2 includes a reverse rotation preventing state in which the second rotation element Y2 is allowed to rotate forward and reverse rotation is prevented in addition to the above-described fixed state and reverse rotation preventing state, The rotation element Y2 may be configured to be switchable to a forward rotation prevention state in which forward rotation of the rotation element Y2 is prevented and reverse rotation is allowed. In the above-described 2-way clutch TW, the first electromagnetic clutch is not energized, the inner ring TW1 is allowed to rotate freely, and the second electromagnetic clutch is set to the second state, thereby preventing forward rotation. It becomes a state.

又、本実施形態の自動変速機では、前進８段及び後進１段の変速段を確立可能にしているが、例えば、２速段及び３速段を省略して、前進６段及び後進１段の変速段を確立可能な自動変速機としてもよい。この場合にも、各変速段における開放数を３つ以下にできるという本発明の効果を得ることができる。   Further, in the automatic transmission according to the present embodiment, eight forward speeds and one reverse speed can be established. For example, the second speed and the third speed are omitted, and the sixth forward speed and the first reverse speed are set. It is good also as an automatic transmission which can establish this gear stage. Also in this case, it is possible to obtain the effect of the present invention that the number of releases at each shift stage can be three or less.

又、本実施形態では、エンジンＥＮＧの動力をトルクコンバータＴＣを介して入力軸２に伝達しているが、トルクコンバータＴＣに代えて、摩擦板による係合によって動力を伝達自在な単板型又は多板型の発進クラッチを用いてもよい。   In this embodiment, the power of the engine ENG is transmitted to the input shaft 2 via the torque converter TC. However, instead of the torque converter TC, a single-plate type or a power-transmittable power by engagement with a friction plate A multi-plate start clutch may be used.

１…変速機ケース、２…入力軸、３…出力部材、ＥＮＧ…エンジン（駆動源）、ＴＣ…トルクコンバータ、ＤＡ…ねじりダンパ装置、ＬＣ…ロックアップクラッチ、ＰＧＳ１…第１遊星歯車機構、Ｓａ…サンギヤ（第１要素）、Ｃａ…キャリア（第２要素）、Ｒａ…リングギヤ（第３要素）、Ｐａ…ピニオン、ＰＧＳ２…第２遊星歯車機構、Ｓｂ…サンギヤ、Ｃｂ…キャリア、Ｒｂ…リングギヤ、Ｐｂ…ピニオン、ＰＧＳ３…第３遊星歯車機構、Ｓｃ…サンギヤ、Ｃｃ…キャリア、Ｒｃ…リングギヤ、Ｐｃ…ピニオン、ＰＧＳ４…第４遊星歯車機構、Ｓｄ…サンギヤ（第４要素）、Ｃｄ…キャリア（第５要素）、Ｒｄ…リングギヤ（第６要素）、Ｐｄ…ピニオン、Ｙ１〜Ｙ４…第１〜第４回転要素、Ｂ１〜Ｂ３…第１〜第３ブレーキ、Ｃ１〜Ｃ３…第１〜第３クラッチ、ＴＷ…２ウェイクラッチ。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Transmission case, 2 ... Input shaft, 3 ... Output member, ENG ... Engine (drive source), TC ... Torque converter, DA ... Torsional damper device, LC ... Lock-up clutch, PGS1 ... First planetary gear mechanism, Sa ... Sun gear (first element), Ca ... carrier (second element), Ra ... ring gear (third element), Pa ... pinion, PGS2 ... second planetary gear mechanism, Sb ... sun gear, Cb ... carrier, Rb ... ring gear, Pb ... pinion, PGS3 ... third planetary gear mechanism, Sc ... sun gear, Cc ... carrier, Rc ... ring gear, Pc ... pinion, PGS4 ... fourth planetary gear mechanism, Sd ... sun gear (fourth element), Cd ... carrier (first) 5 elements), Rd ... ring gear (sixth element), Pd ... pinion, Y1-Y4 ... first to fourth rotating elements, B1-B3 ... first to third brakes, C1- 3 ... first to third clutches, TW ... 2-way clutches.

Claims (8)

変速機ケース内に回転自在に軸支されると共に駆動源からの動力が伝達されて回転する入力軸を備え、該入力軸の回転を複数段に変速して出力部材から出力する自動変速機であって、
サンギヤ、キャリア及びリングギヤからなる３つの要素を夫々備える第１から第４の４つの遊星歯車機構が設けられ、
前記第１遊星歯車機構の３つの要素を、相対回転速度比を直線で表すことができる共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第１要素、第２要素及び第３要素とし、
前記第４遊星歯車機構の３つの要素を、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第４要素、第５要素及び第６要素とし、
前記第２遊星歯車機構と前記第３遊星歯車機構との各要素で４つの回転要素を構成し、当該４つの回転要素を、共線図における並び順に夫々第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素及び第４回転要素として、
前記第３要素と前記第３回転要素とを連結して第１連結体が構成され、前記第５要素と前記第１回転要素とを連結して第２連結体が構成され、
前記第１要素が前記入力軸に連結され、前記第６要素が前記出力部材に連結され、
係合機構として、
前記第２連結体を前記変速機ケースに固定自在な第１ブレーキと、
前記第２回転要素を前記変速機ケースに固定自在な第２ブレーキと、
前記第４要素を前記変速機ケースに固定自在な第３ブレーキと、
前記第２要素と前記第６要素とを連結自在な第１クラッチと、
前記第１要素と前記第２回転要素とを連結自在な第２クラッチと、
前記第１要素と前記第４回転要素とを連結自在な第３クラッチとを備え、
前記第１から第３の３つのブレーキと、前記第１から第３の３つのクラッチとの合計６つの係合機構のうち、少なくとも３つの係合機構を連結状態又は固定状態とすることにより、各変速段を確立することを特徴とする自動変速機。 An automatic transmission that is rotatably supported in a transmission case and includes an input shaft that is rotated by transmission of power from a drive source, and that rotates the input shaft in multiple stages and outputs it from an output member. There,
There are provided first to fourth planetary gear mechanisms each having three elements including a sun gear, a carrier, and a ring gear,
The three elements of the first planetary gear mechanism are a first element, a second element, and a third element, respectively, in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear chart in which the relative rotational speed ratio can be represented by a straight line. ,
The three elements of the fourth planetary gear mechanism are a fourth element, a fifth element, and a sixth element, respectively, in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram,
Each of the elements of the second planetary gear mechanism and the third planetary gear mechanism constitutes four rotating elements, and the four rotating elements are arranged in the alignment order in the collinear diagram, respectively, the first rotating element, the second rotating element, As the third rotating element and the fourth rotating element,
The first element is configured by connecting the third element and the third rotating element, and the second element is configured by connecting the fifth element and the first rotating element,
The first element is connected to the input shaft, the sixth element is connected to the output member;
As an engagement mechanism,
A first brake capable of fixing the second connector to the transmission case;
A second brake capable of fixing the second rotating element to the transmission case;
A third brake capable of fixing the fourth element to the transmission case;
A first clutch capable of connecting the second element and the sixth element;
A second clutch capable of connecting the first element and the second rotating element;
A third clutch capable of connecting the first element and the fourth rotating element;
By bringing at least three engagement mechanisms out of a total of six engagement mechanisms including the first to third brakes and the first to third clutches into a connected state or a fixed state, An automatic transmission characterized by establishing each gear position. 請求項１に記載の自動変速機において、前記第２遊星歯車機構は、前記第１遊星歯車機構の径方向外方に配置され、前記第１遊星歯車機構のリングギヤと前記第２遊星歯車機構のサンギヤとが一体に構成されることを特徴とする自動変速機。   2. The automatic transmission according to claim 1, wherein the second planetary gear mechanism is disposed radially outward of the first planetary gear mechanism, and the ring gear of the first planetary gear mechanism and the second planetary gear mechanism An automatic transmission characterized by being integrally formed with a sun gear. 請求項１又は請求項２に記載の自動変速機において、前記第２ブレーキは、噛合機構で構成されていることを特徴とする自動変速機。   The automatic transmission according to claim 1 or 2, wherein the second brake is constituted by a meshing mechanism. 請求項１から請求項３の何れか１項に記載の自動変速機において、前記第１クラッチは、噛合機構で構成されていることを特徴とする自動変速機。   4. The automatic transmission according to claim 1, wherein the first clutch includes a meshing mechanism. 5. 請求項１又は請求項２に記載の自動変速機において、前記第２ブレーキは、前記第２回転要素を変速機ケースに固定する固定状態と、前記第２回転要素の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態とに切換自在な２ウェイクラッチで構成されていることを特徴とする自動変速機。   3. The automatic transmission according to claim 1, wherein the second brake permits a fixed state in which the second rotating element is fixed to a transmission case, and allows the second rotating element to rotate forward and reversely rotate. 2. An automatic transmission comprising a two-way clutch that can be switched between a reverse rotation preventing state and a blocking state. 請求項１から請求項５の何れか１項に記載の自動変速機において、前記４つの遊星歯車機構は、サンギヤと、リングギヤと、該サンギヤ及び該リングギヤに噛合するピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなるシングルピニオン型の遊星歯車機構であることを特徴とする自動変速機。   6. The automatic transmission according to claim 1, wherein the four planetary gear mechanisms include a sun gear, a ring gear, and a pinion that meshes with the sun gear and the ring gear so as to rotate and revolve freely. 1. An automatic transmission characterized by being a single pinion type planetary gear mechanism comprising a supporting carrier. 請求項１から請求項６の何れか１項に記載の自動変速機において、前記駆動源の動力を前記入力軸に伝達自在な発進クラッチを備えることを特徴とする自動変速機。   The automatic transmission according to any one of claims 1 to 6, further comprising a starting clutch capable of transmitting the power of the driving source to the input shaft. 請求項１から請求項６の何れか１項に記載の自動変速機において、前記駆動源の動力は、トルクコンバータを介して前記入力軸に伝達されることを特徴とする自動変速機。   The automatic transmission according to any one of claims 1 to 6, wherein the power of the drive source is transmitted to the input shaft through a torque converter.
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