JP5373739B2 - Automatic transmission - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress friction loss of an automatic transmission which shifts the rotation of an input shaft to a plurality of stages through a plurality of planetary gear mechanisms arranged in a transmission case to be output from an output member. <P>SOLUTION: This automatic transmission includes four planetary gear mechanisms PGS1-PGS4, three clutches C1-C3, and three brakes B1-B3. The respective elements of the third and fourth planetary gear mechanisms PGS3, 4 constitute four rotational elements Y1-Y4. A second element Ca, the second rotational element Y2, a third element Sa, and a fifth element Cb are connected to an input shaft 2, an output member 3, a fourth element Sb and the fourth rotational element Y4, respectively. The first clutch C1, the second clutch C2 and the third clutch C3 are structured to freely connect a first element Ra, the first element Ra, and the first element Ra to the third element Sa, the first rotational element Y1 and the third rotational element Y3, respectively. The first brake B1, the second brake B2 and the third brake B3 are structured to freely fix a sixth element Rb, the third rotational element Y3 and the fourth rotational element Y4 to a transmission case 1, respectively. <P>COPYRIGHT: (C)2012,JPO&amp;INPIT

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.

又、従来の自動変速機は、８つの列を構成する。具体的には、トルクコンバータ側から順に、第１列が第４クラッチ及び第１ブレーキ、第２列が第１遊星歯車機構、第３列が第１クラッチ、第４列が第３クラッチ（第３クラッチは、スケルトン図上では、第１遊星歯車機構と同列に見えるが、実際には、第１クラッチと出力ギヤとの間に第３クラッチ用のピストンと油路とが構成されるため。）、第５列が出力ギヤ、第６列が第２遊星歯車機構、第７列が第３遊星歯車機構、第８列が第２クラッチ及び第２ブレーキとなる。   The conventional automatic transmission constitutes eight rows. Specifically, in order from the torque converter side, the first row is the fourth clutch and the first brake, the second row is the first planetary gear mechanism, the third row is the first clutch, and the fourth row is the third clutch (the second clutch). The three clutches appear to be in the same row as the first planetary gear mechanism on the skeleton diagram, but in reality, the third clutch piston and the oil passage are formed between the first clutch and the output gear. ), The fifth row is the output gear, the sixth row is the second planetary gear mechanism, the seventh row is the third planetary gear mechanism, and the eighth row is the second clutch and second brake.

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］本発明の第１態様は、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２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３遊星歯車機構と第４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、第４回転要素として、第３要素と第４要素とを連結して第１連結体が構成され、第５要素と第４回転要素とを連結して第２連結体が構成され、第２要素が入力軸に連結され、第２回転要素が出力部材に連結され、係合機構として、第１遊星歯車機構の第１要素〜第３要素のうちの何れか２つを互いに連結自在な第１クラッチと、第１要素と第１回転要素とを連結自在な第２クラッチと、第１要素と第３回転要素とを連結自在な第３クラッチと、第６要素を変速機ケースに固定自在な第１ブレーキと、第３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２連結体を変速機ケースに固定自在な第３ブレーキとを備え、第１から第３の３つのクラッチと、第１から第３の３つのブレーキとの合計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] A first aspect of 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, and the rotation of the input shaft is shifted to a plurality of stages. First to fourth planetary gear mechanisms each including three elements including a sun gear, a carrier, and a ring gear are provided, and the three elements of the first planetary gear mechanism are provided. Are the first element, the second element, and the third element in the arrangement order 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, respectively, and the three elements of the second planetary gear mechanism Are the fourth element, the fifth element, and the sixth element in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the nomograph, and each of the third planetary gear mechanism and the fourth planetary gear mechanism has four rotational elements. The four rotation elements are configured as a collinear diagram As the first rotating element, the second rotating element, the third rotating element, and the fourth rotating element in the order of arrangement, the third element and the fourth element are connected to form a first connected body, and the fifth element and the The second rotating body is configured by connecting the four rotating elements, the second element is connected to the input shaft, the second rotating element is connected to the output member, and the first planetary gear mechanism of the first planetary gear mechanism is used as the engaging mechanism. A first clutch capable of connecting any two of the elements to the third element, a second clutch capable of connecting the first element and the first rotating element, and a first element and a third rotating element. A third clutch that can be connected, a first brake that can fix the sixth element to the transmission case, a second brake that can fix the third rotating element to the transmission case, and a second connection body to the transmission case A third brake that can be fixed; first to third clutches; and first to third clutches. Of the total of six engagement mechanism with three brakes, by the at least three engagement mechanism connected state or a fixed state, and establishes the respective gear stages.

本発明の第１態様によれば、後述する実施形態の説明から明らかなように、３つのクラッチと３つのブレーキの合計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 first aspect of 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 clutches and the three brakes, three engagement mechanisms are engaged at each shift stage. Combined 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］本発明の第１態様においては、第４遊星歯車機構を第３遊星歯車機構の径方向外方に配置し、第３遊星歯車機構のリングギヤと第４遊星歯車機構のサンギヤとを一体に構成することにより、第１〜第４の回転要素のうちの何れか１つの回転要素を構成することが好ましい。これによれば、第４遊星歯車機構が第３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。   [2] In the first aspect of the present invention, the fourth planetary gear mechanism is disposed radially outward of the third planetary gear mechanism, and the ring gear of the third planetary gear mechanism and the sun gear of the fourth planetary gear mechanism are integrated. It is preferable to configure any one of the first to fourth rotating elements. According to this, since the fourth planetary gear mechanism is arranged radially outward of the third 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］本発明の第１態様において、第３回転要素の正転を許容し逆転を阻止する１ウェイクラッチを設けていることが好ましい。これによれば、後述する実施形態の説明から明らかなように、第２ブレーキを比較的容量の小さい湿式多板ブレーキで構成することができ、フリクションロスをより低減させることができる。又、変速段間の変速の制御性を向上させることができる。   [3] In the first aspect of the present invention, it is preferable to provide a one-way clutch that allows forward rotation of the third rotating element and prevents reverse rotation. According to this, as will be apparent from the description of the embodiment described later, the second brake can be constituted by a wet multi-plate brake having a relatively small capacity, and the friction loss can be further reduced. In addition, the controllability of the shift between the shift speeds can be improved.

［４］本発明の第１態様において、上述した１ウェイクラッチを設けることなく、第２ブレーキを、第３回転要素を変速機ケースに固定する固定状態と、第３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。   [4] In the first aspect of the present invention, without providing the above-described 1-way clutch, the second brake is allowed to be fixed to the transmission case, and the third rotation element is allowed to rotate forward. It is also possible to use a two-way clutch that can be switched to a reverse rotation preventing state that prevents reverse rotation. This also can reduce the friction loss and improve the shift controllability.

［５］本発明の第２態様は、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２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３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７要素、第８要素及び第９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１０要素、第１１要素及び第１２要素として、第１要素と第７要素とを連結して第１連結体が構成され、第３要素と第４要素とを連結して第２連結体が構成され、第５要素と第９要素と第１２要素とを連結して第３連結体が構成され、第２要素が入力軸に連結され、第１０要素が出力部材に連結され、係合機構として、第１遊星歯車機構の第１要素〜第３要素のうちの何れか２つを互いに連結自在な第１クラッチと、第８要素と第１１要素とを連結自在な第２クラッチと、第１連結体と第１１要素とを連結自在な第３クラッチと、第６要素を変速機ケースに固定自在な第１ブレーキと、第１１要素を変速機ケースに固定自在な第２ブレーキと、第３連結体を変速機ケースに固定自在な第３ブレーキとを備え、第１から第３の３つのクラッチと、第１から第３の３つのブレーキとの合計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。   [5] A second aspect of 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, and the rotation of the input shaft is shifted to a plurality of stages. First to fourth planetary gear mechanisms each including three elements including a sun gear, a carrier, and a ring gear are provided, and the three elements of the first planetary gear mechanism are provided. Are the first element, the second element, and the third element in the arrangement order 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, respectively, and the three elements of the second planetary gear mechanism Are the fourth element, the fifth element, and the sixth element, respectively, in the arrangement order at intervals corresponding to the gear ratio in the nomograph, and the three elements of the third planetary gear mechanism correspond to the gear ratio in the nomograph. 7th element and 8th element, respectively, in order of interval And the ninth element, and the three elements of the fourth planetary gear mechanism are arranged as the tenth element, the eleventh element, and the twelfth element in the order corresponding to the gear ratio in the nomograph, respectively. 7 elements are connected to form a first connected body, 3rd element and 4th element are connected to form a second connected body, and 5th element, 9th element and 12th element are connected. The third coupling body is configured, the second element is coupled to the input shaft, the tenth element is coupled to the output member, and among the first to third elements of the first planetary gear mechanism as the engagement mechanism A first clutch capable of connecting any two to each other; a second clutch capable of connecting the eighth element and the eleventh element; a third clutch capable of connecting the first connector and the eleventh element; A first brake that can fix 6 elements to the transmission case, and an 11th element that can be fixed to the transmission case. 2 brakes and a third brake that can fix the third coupling body to the transmission case, a total of six engagements of the first to third clutches and the first to third brakes Each shift stage is established by bringing at least three engagement mechanisms among the mechanisms into a connected state or a fixed state.

本発明の第２態様によっても、後述する実施形態の説明から明らかなように、３つのクラッチと３つのブレーキの合計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。   Also according to the second aspect of the present invention, as is apparent from the description of the embodiment described later, among the total of six engagement mechanisms including three clutches and three brakes, three engagement mechanisms are engaged at each shift stage. Thus, the connected state or the fixed state is obtained. Therefore, the number of engagement mechanisms opened at each shift stage is 3, and the friction loss due to the opened engagement mechanisms can be reduced as compared with the conventional one where four engagement mechanisms are opened.

［６］本発明の第２態様において、第９要素を第３遊星歯車機構のリングギヤとし、第１２要素を第４遊星歯車機構のサンギヤとし、第４遊星歯車機構を第３遊星歯車機構の径方向外方に配置し、第３遊星歯車機構のリングギヤと第４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。   [6] In the second aspect of the present invention, the ninth element is the ring gear of the third planetary gear mechanism, the twelfth element is the sun gear of the fourth planetary gear mechanism, and the fourth planetary gear mechanism is the diameter of the third planetary gear mechanism. It is preferable that the ring gear of the third planetary gear mechanism and the sun gear of the fourth planetary gear mechanism are configured integrally with each other.

これによれば、第４遊星歯車機構が第３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 fourth planetary gear mechanism is arranged radially outward of the third planetary gear mechanism, the axial length of the automatic transmission can be shortened and mounted on a vehicle, particularly an FF type vehicle. Can be improved.

［７］本発明の第２態様において、第１１要素の正転を許容し逆転を阻止する１ウェイクラッチを設けていることが好ましい。これによれば、後述する実施形態の説明から明らかなように、第２ブレーキを比較的容量の小さい湿式多板ブレーキで構成することができ、フリクションロスをより低減させることができる。又、変速段間の変速の制御性を向上させることができる。   [7] In the second aspect of the present invention, it is preferable to provide a one-way clutch that allows forward rotation of the eleventh element and prevents reverse rotation. According to this, as will be apparent from the description of the embodiment described later, the second brake can be constituted by a wet multi-plate brake having a relatively small capacity, and the friction loss can be further reduced. In addition, the controllability of the shift between the shift speeds can be improved.

［８］本発明の第２態様において、上述した１ウェイクラッチを設けることなく、第２ブレーキを、第１１要素を変速機ケースに固定する固定状態と、第１１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。   [8] In the second aspect of the present invention, without providing the above-described 1-way clutch, the second brake is in a fixed state in which the eleventh element is fixed to the transmission case, and the eleventh element is allowed to rotate forward and reverse. It is also possible to configure a two-way clutch that can be switched to a reverse rotation preventing state that prevents the reverse rotation. This also can reduce the friction loss and improve the shift controllability.

［９］本発明の第１態様及び第２態様においては、第２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２クラッチが開放状態となる変速段において、第２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。   [9] In the first and second aspects of the present invention, it is preferable that the second clutch is constituted by a meshing mechanism. Accordingly, it is possible to suppress the friction loss at the meshing mechanism serving as the second clutch at the shift speed at which the second clutch is released. For this reason, the friction loss can be further reduced as the entire automatic transmission.

又、後述する実施形態の説明から明らかなように、第２クラッチは、大きなトルクが作用する低速段域で連結状態となる。このため、第２クラッチを湿式多板クラッチで構成する場合には、大きな締結力を得られるように、比較的大容量のものを用いる必要がある。この場合、第２クラッチを噛合機構で構成すれば、第２クラッチの大型化を防ぎ、第２クラッチのレイアウト自由度を向上させることができる。   Further, as is apparent from the description of the embodiment described later, the second clutch is in a connected state in a low speed range where a large torque acts. For this reason, when a 2nd clutch is comprised with a wet multi-plate clutch, it is necessary to use a comparatively large capacity | capacitance thing so that a big fastening force may be obtained. In this case, if the second clutch is configured by a meshing mechanism, the second clutch can be prevented from being enlarged, and the layout flexibility of the second clutch can be improved.

［１０］本発明の第１態様及び第２態様においては、第２ブレーキは、噛合機構で構成されていてもよい。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。   [10] In the first and second aspects of the present invention, the second brake may be 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.

［１１］本発明の第１態様及び第２態様においては、４つの遊星歯車機構は、サンギヤと、リングギヤと、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。   [11] In the first and second aspects of the present invention, the four planetary gear mechanisms include a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably and revolves the sun gear and a pinion that meshes with the ring gear. A so-called single pinion type planetary gear mechanism is preferable.

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.

［１２］本発明の第１態様及び第２態様においては、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。   [12] In the first and second aspects of the present invention, a starting clutch that can transmit the power of the drive source to the input shaft may be provided.

［１３］本発明の第１態様及び第２態様においては、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。   [13] In the first aspect and the second aspect of the present invention, the power of the drive source may be transmitted to the input shaft via the torque converter.

本発明の自動変速機の第１実施形態のスケルトン図。The skeleton figure of 1st Embodiment of the automatic transmission of this invention. 第１実施形態の遊星歯車機構の共線図。The alignment chart of the planetary gear mechanism of 1st Embodiment. （ａ）は第１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）は第１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）は第１実施形態の各変速段の公比の一例を示す説明図。（ｄ）は第１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 1st Embodiment. (B) is explanatory drawing which shows an example of the gear ratio of each gear stage of 1st Embodiment. (C) is explanatory drawing which shows an example of the common ratio of each gear stage of 1st Embodiment. (D) is explanatory drawing which shows an example of the gear ratio of each planetary gear mechanism of 1st Embodiment, and the reciprocal orange of an automatic transmission. 本発明の自動変速機の第２実施形態のスケルトン図。The skeleton figure of 2nd Embodiment of the automatic transmission of this invention. 第２実施形態の遊星歯車機構の共線図。The alignment chart of the planetary gear mechanism of 2nd Embodiment. （ａ）は第２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図。（ｂ）は第２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）は第２実施形態の各変速段の公比の一例を示す説明図。（ｄ）は第２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 a figure which shows collectively the state of the engagement mechanism in each gear stage of 2nd Embodiment. (B) is explanatory drawing which shows an example of the gear ratio of each gear stage of 2nd Embodiment. (C) is explanatory drawing which shows an example of the common ratio of each gear stage of 2nd Embodiment. (D) is explanatory drawing which shows an example of the gear ratio of each planetary gear mechanism of 2nd 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.

［第１実施形態］
図１は、本発明の第１実施形態の自動変速機の上半分を示している。第１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。 [First Embodiment]
FIG. 1 shows the upper half of the automatic transmission according to the first embodiment of the present invention. The automatic transmission according to the first embodiment includes an input shaft 2 that is rotatably supported in a transmission case 1, and an output member 3 that is 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.

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要素はリングギヤＲａ、第２要素はキャリアＣａ、第３要素はサンギヤＳａ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 ring gear Ra, and the second element is the carrier Ca. The third element is the sun gear Sa.

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２遊星歯車機構ＰＧＳ２は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１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 planetary gear mechanism PGS1, the second planetary gear mechanism PGS2 includes a sun gear Sb, a ring gear Rb, and a carrier Cb that rotatably and revolves a pinion Pb that meshes with the sun gear Sb and the ring gear Rb. This is a so-called single pinion type planetary gear mechanism.

図２の中段に示す第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の共線図を参照して、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の３つの要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂ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Ｓｂ、第５要素はキャリアＣｂ、第６要素はリングギヤＲｂになる。サンギヤＳｂとキャリアＣｂ間の間隔とキャリアＣｂとリングギヤＲｂ間の間隔との比は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比をｉとして、ｉ：１に設定される。   Referring to the collinear diagram of the second planetary gear mechanism PGS2 shown in the middle stage of FIG. 2, the three elements Sb, Cb, Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 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 Sb, the fifth element is the carrier Cb, and the sixth element is the ring gear Rb. The ratio between the distance between the sun gear Sb and the carrier Cb and the distance between the carrier Cb and the ring gear Rb is set to i: 1, where i is the gear ratio of the second planetary gear mechanism PGS2.

第３遊星歯車機構ＰＧＳ３は、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧＳ１，ＰＧＳ２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。   Similarly to the first and second planetary gear mechanisms PGS1 and PGS2, the third planetary gear mechanism PGS3 supports the sun gear Sc, the ring gear Rc, and the pinion Pc meshing with the sun gear Sc and the ring gear Rc so as to freely rotate and revolve. And a so-called single pinion type planetary gear mechanism comprising a carrier Cc.

第４遊星歯車機構ＰＧＳ４は、第１〜第３遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３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。   The fourth planetary gear mechanism PGS4, like the first to third planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3, supports the sun gear Sd, the ring gear Rd, and the pinion Pd that meshes with the sun gear Sd and the ring gear Rd so as to freely rotate and revolve. And a so-called single pinion type planetary gear mechanism comprising a carrier Cd.

又、第３遊星歯車機構のＰＧＳ３のキャリアＣｃと第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄとが連結され、第３遊星歯車機構のＰＧＳ３のリングギヤＲｃと第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄとが連結されている。これにより、第３及び第４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 Cc of the third planetary gear mechanism PGS3 and the carrier Cd of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are connected, and the ring gear Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 and the sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are connected. Has been. Thus, the four rotating elements are configured by the third and fourth planetary gear mechanisms.

図２の下段に示す第３及び第４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３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃ、第２回転要素Ｙ２は第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ、第３回転要素Ｙ３は第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ及び第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ、第４回転要素Ｙ４は第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ及び第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄとなる。   Referring to the collinear diagram of the four rotating elements by the third and fourth 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 nomograph. Assuming that the first rotating element Y1, the second rotating element Y2, the third rotating element Y3, and the fourth rotating element Y4, the first rotating element Y1 is the sun gear Sc of the third planetary gear mechanism PGS3, and the second rotating element Y2 is the fourth. The ring gear Rd of the planetary gear mechanism PGS4, the third rotating element Y3 is the carrier Cc of the third planetary gear mechanism PGS3 and the carrier Cd of the fourth planetary gear mechanism PGS4, and the fourth rotating element Y4 is the ring gear Rc of the third planetary gear mechanism PGS3. It becomes the sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGS4.

第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比をｊ、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のギヤ比をｋとすると、第１〜第４の各回転要素間の間隔は、ｊｋ−１：１：ｋの割り合いとなっている。   Assuming that the gear ratio of the third planetary gear mechanism PGS3 is j and the gear ratio of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is k, the interval between the first to fourth rotating elements is a ratio of jk-1: 1: k. It has become.

第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂ（第４要素）とが連結されて、第１連結体Ｓａ−Ｓｂが構成されている。又、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）と第４回転要素Ｙ４とが連結されて、第２連結体Ｃｂ−Ｙ４が構成されている。   The first gear Sa-Sb is configured by connecting the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sb (fourth element) of the second planetary gear mechanism PGS2. Further, the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 and the fourth rotating element Y4 are connected to form a second connecting body Cb-Y4.

第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）は入力軸２に連結されている。第２回転要素Ｙ２は出力部材３に連結されている。   The carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS <b> 1 is connected to the input shaft 2. The second rotation element Y2 is connected to the output member 3.

又、第１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 first 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及び第３クラッチＣ３は湿式多板クラッチで構成され、第２クラッチＣ２は噛合機構としてのドグ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. Further, the first clutch C1 and the third clutch C3 are constituted by wet multi-plate clutches, and the second clutch C2 is constituted by a dog clutch as a meshing mechanism.

第１ブレーキＢ１は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６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。第２ブレーキＢ２は、第３回転要素Ｙ３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回転要素Ｙ４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 ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 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 third rotating element Y3 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 fourth rotating element Y4 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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１連結体Ｓａ−Ｓｂ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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１回転要素Ｙ１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のリングギヤＲａ（第１要素）と第３回転要素Ｙ３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 is configured to be switchable between a connected state in which the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the first connecting body Sa-Sb are connected, and an open state in which the connection is broken. Yes. The second clutch C2 is configured to be switchable between a connected state in which the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the first rotating element Y1 are connected and an open state in which the connection is broken. The third clutch C3 is configured to be switchable between a connected state in which the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the third rotating element Y3 are connected and an open state in which the connection is broken.

各係合機構Ｂ１〜Ｃ３，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 C3 and C1 to C3 are switched by a transmission control unit (not shown).

尚、第１実施形態の自動変速機では、第２ブレーキに隣接させて、第３回転要素Ｙ３の正転（車両が前進する方向への回転）を許容し、逆転（車両が後進する方向への回転）を阻止する１ウェイクラッチＦ１が設けられている。   In the automatic transmission according to the first embodiment, the third rotation element Y3 is allowed to rotate forward (rotation in the direction in which the vehicle moves forward) adjacent to the second brake and reverse (in the direction in which the vehicle moves backward). 1-way clutch F1 is provided.

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１遊星歯車機構ＰＧＳ１、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３、出力部材３、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２、第３ブレーキＢ３の順番で配置されている。そして、第３クラッチＣ３は、第２クラッチＣ２の径方向外方に配置されている。更に、１ウェイクラッチＦ１及び第２ブレーキＢ２は、第１クラッチＣ１及び第３クラッチＣ３の径方向外方に配置されている。そして、第１ブレーキＢ１は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の径方向外方に配置されている。   In the transmission case 1, the first planetary gear mechanism PGS 1, the first clutch C 1, the second clutch C 2, the third planetary gear mechanism PGS 3, and the output are arranged on the axis of the input shaft 2 from the engine ENG and torque converter TC side. The member 3, the second planetary gear mechanism PGS2, and the third brake B3 are arranged in this order. The third clutch C3 is disposed radially outward of the second clutch C2. Further, the 1-way clutch F1 and the second brake B2 are disposed radially outward of the first clutch C1 and the third clutch C3. The first brake B1 is disposed radially outward of the second planetary gear mechanism PGS2.

又、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４は、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の径方向外方に配置されており、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃと第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄとが一体に構成されている。これにより、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４とが径方向に重なり合うため、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４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 fourth planetary gear mechanism PGS4 is disposed radially outward of the third planetary gear mechanism PGS3, and the ring gear Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 and the sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are integrated. It is configured. As a result, the third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 overlap in the radial direction. Therefore, the third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 are automatically compared with the case where they 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３遊星歯車機構ＰＧＳ３と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４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 third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 only have to overlap at least partially in the radial direction, which 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２遊星歯車機構ＰＧＳ２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 second planetary gear mechanism PGS2. 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.

尚、上記の如く出力部材３を筒状部１ｂで軸支するように構成した場合、筒状部１ｂの径方向内方に第３ブレーキＢ３を位置させてもよい。このようにすることで、第３ブレーキＢ３を図１に示すように第１ブレーキＢ１に対して軸方向に並ぶように配置した場合に比べ、筒状部１ｂの径方向内方のスペースを有効活用して、自動変速機の軸長の更なる短縮化を図ることができる。   When the output member 3 is pivotally supported by the cylindrical portion 1b as described above, the third brake B3 may be positioned radially inward of the cylindrical portion 1b. By doing so, the space inside the cylindrical portion 1b in the radial direction is more effective as compared with the case where the third brake B3 is arranged in the axial direction with respect to the first brake B1 as shown in FIG. By utilizing this, the axial length of the automatic transmission can be further shortened.

第１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１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２を連結状態にする。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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度の「１」で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。   In the automatic transmission according to the first embodiment, when the first gear is established, the first clutch C1 and the second clutch C2 are brought into a connected state. By bringing the first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 are “1” at the same speed. Since it rotates, the first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so that they cannot rotate relative to each other, and the first to third elements Ra, Ca, Sa are “1”. Rotate.

又、第２クラッチＣ２を連結状態にすることで、第１回転要素Ｙ１が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度で回転する。又、１ウェイクラッチの働きで、第３回転要素Ｙ３の逆転が阻止され、第３回転要素Ｙ３の回転速度が「０」になる。そして、出力部材３に連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が「１／（ｊｋ）」となって、１速段が確立される。   Further, by bringing the second clutch C2 into the connected state, the first rotating element Y1 rotates at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1. Further, by the action of the one-way clutch, the reverse rotation of the third rotation element Y3 is prevented, and the rotation speed of the third rotation element Y3 becomes “0”. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 connected to the output member 3 becomes “1 / (jk)”, and the first gear is established.

尚、１速段では、係合機構の開放数は「４」となるが、１ウェイクラッチＦ１の働きで第３回転要素Ｙ３の回転速度が「０」となるため、第２ブレーキＢ２ではフリクションロスが発生しない。従って、１速段における実質的な開放数は「３」となる。   At the first speed, the number of disengagement mechanisms is “4”, but the rotational speed of the third rotating element Y3 is “0” due to the action of the one-way clutch F1, and therefore the friction is generated in the second brake B2. There is no loss. Therefore, the substantial number of releases in the first gear is “3”.

又、１速段において、第２ブレーキＢ２を固定状態にすれば、エンジンブレーキを効かせることができる。   Further, if the second brake B2 is fixed at the first speed, the engine brake can be applied.

２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２クラッチＣ２を連結状態にする。第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）の回転速度が「０」になる。又、第２クラッチＣ２を連結状態にすることで、第１回転要素Ｙ１と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）が同一速度で回転する。   When establishing the second gear, the first brake B1 is set in a fixed state and the second clutch C2 is set in a connected state. By setting the first brake B1 to the fixed state, the rotational speed of the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”. Further, by bringing the second clutch C2 into the connected state, the first rotating element Y1 and the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed.

そして、１ウェイクラッチの働きで、第３回転要素Ｙ３の逆転が阻止されるため、第３回転要素Ｙ３の回転速度が「０」になる。そして、出力部材３に連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が図２に示す「２ｎｄ」になり、２速段が確立される。   Since the reverse rotation of the third rotation element Y3 is prevented by the action of the 1-way clutch, the rotation speed of the third rotation element Y3 becomes “0”. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 connected to the output member 3 becomes “2nd” shown in FIG. 2, and the second speed stage is established.

尚、２速段では、係合機構の開放数は「４」となるが、１ウェイクラッチＦ１の働きで第３回転要素Ｙ３の回転速度が「０」となるため、第２ブレーキＢ２ではフリクションロスが発生しない。又、２速段において、第２ブレーキＢ２を固定状態にすれば、エンジンブレーキを効かせることができる。   At the second speed, the number of disengagement mechanisms is “4”, but the rotational speed of the third rotating element Y3 is “0” due to the action of the one-way clutch F1, and therefore the friction is generated in the second brake B2. There is no loss. Further, if the second brake B2 is fixed at the second speed, the engine brake can be applied.

３速段を確立する場合には、第１ブレーキＢ１及び第３ブレーキＢ３を固定状態にすると共に、第２クラッチＣ２を連結状態にする。第１ブレーキＢ１及び第３ブレーキＢ３を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）及び第２連結体Ｃｂ−Ｙ４の回転速度が「０」となるため、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の第４〜第６の３つの要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂが相対回転不能なロック状態となって、第４〜第６要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂの回転速度が「０」となる。そして、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度も「０」となる。   When establishing the third gear, the first brake B1 and the third brake B3 are set in a fixed state, and the second clutch C2 is set in a connected state. Since the rotation speed of the ring gear Rb (sixth element) and the second coupling body Cb-Y4 of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0” by setting the first brake B1 and the third brake B3 to the fixed state, The fourth to sixth elements Sb, Cb, Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 are locked so that they cannot rotate relative to each other, and the rotation speed of the fourth to sixth elements Sb, Cb, Rb is “0”. It becomes. And the rotational speed of 1st coupling body Sa-Sb also becomes "0".

そして、入力軸２に連結された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）の回転速度は「１」であるため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）の回転速度が「（ｈ＋１）／ｈ」となる。第２クラッチＣ２を連結状態にすることで、第１回転要素Ｙ１が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度で回転する。   Since the rotation speed of the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 connected to the input shaft 2 is “1”, the rotation of the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1. The speed is “(h + 1) / h”. By bringing the second clutch C2 into the connected state, the first rotating element Y1 rotates at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1.

そして、第４回転要素Ｙ４の回転速度が「０」となるため、出力部材３に連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が「｛（ｈ＋１）・（ｋ＋１）｝／｛ｈｋ・（ｊ＋１）｝」となって、３速段が確立される。   Since the rotation speed of the fourth rotation element Y4 is “0”, the rotation speed of the second rotation element Y2 connected to the output member 3 is “{(h + 1) · (k + 1)} / {hk · (j + 1). )} ”And the third gear 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２クラッチＣ２を連結状態にする。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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。そして、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度も「１」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 second clutch C2 are set in a connected state. By bringing the first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”. And the rotational speed of 1st coupling body Sa-Sb also becomes "1".

又、第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）の回転速度が「０」となり、第２連結体Ｃｂ−Ｙ４の回転速度が「１／（ｉ＋１）」となる。   Further, by fixing the first brake B1, the rotational speed of the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”, and the rotational speed of the second coupling body Cb-Y4 becomes “1”. / (I + 1) ".

又、第２クラッチＣ２を連結状態にすることで、第１回転要素Ｙ１が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度の「１」で回転する。そして、出力部材３に連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が「｛ｉ・（ｋ＋１）＋（ｊ＋１）・ｋ｝／｛（ｉ＋１）・（ｊ＋１）・ｋ｝」となって、４速段が確立される。   Further, by bringing the second clutch C2 into the connected state, the first rotating element Y1 rotates at “1” at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 connected to the output member 3 is “{i · (k + 1) + (j + 1) · k} / {(i + 1) · (j + 1) · k}”. A speed is established.

５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２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態にする。第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）の回転速度が「０」となる。   When establishing the fifth gear, the first brake B1 is set in a fixed state, and the second clutch C2 and the third clutch C3 are set in a connected state. By setting the first brake B1 in the fixed state, the rotational speed of the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”.

又、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１回転要素Ｙ１と第３回転要素Ｙ３とが同一速度で回転するため、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る。   Moreover, since the 1st rotation element Y1 and the 3rd rotation element Y3 rotate at the same speed by making the 2nd clutch C2 and the 3rd clutch C3 into a connection state, the 1st-4th four rotation element Y1 ~ Y4 is in a locked state where relative rotation is impossible.

そして、４つの回転要素Ｙ１〜Ｙ４が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度で回転し、出力部材３に連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が「（ｈ＋１）／（ｈ＋ｉ＋１）」となって、５速段が確立される。   The four rotation elements Y1 to Y4 rotate at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1, and the rotation speed of the second rotation element Y2 connected to the output member 3 is “(h + 1). ) / (H + i + 1) "and the fifth gear 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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。   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 first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”.

又、第２クラッチＣ２を連結状態にすることで、第１回転要素Ｙ１が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度の「１」で回転する。又、第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第３回転要素Ｙ３が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度の「１」で回転する。   Further, by bringing the second clutch C2 into the connected state, the first rotating element Y1 rotates at “1” at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1. Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the third rotating element Y3 rotates at “1” at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1.

第１回転要素Ｙ１と第３回転要素Ｙ３とが同一速度の「１」で回転するため、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〜第４の回転要素Ｙ１〜Ｙ４が「１」で回転する。そして、出力部材３に連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が「１」となって、６速段が確立される。   Since the first rotation element Y1 and the third rotation element Y3 rotate at the same speed “1”, the first to fourth four rotation elements Y1 to Y4 are in a locked state in which relative rotation is impossible, and the first to first rotation elements The four rotation elements Y1 to Y4 rotate at “1”. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 connected to the output member 3 becomes “1”, and the sixth speed stage is established.

７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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。そして、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度も「１」となる。   When establishing the seventh gear, 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 first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”. And the rotational speed of 1st coupling body Sa-Sb also becomes "1".

又、第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）の回転速度が「０」となり、第２連結体Ｃｂ−Ｙ４の回転速度が「１／（ｉ＋１）」となる。又、第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第３回転要素Ｙ３が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度の「１」で回転する。そして、出力部材３に連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が「｛ｉ・（ｋ＋１）＋ｋ）／｛（ｉ＋１）・ｋ｝」となって、７速段が確立される。   Further, by fixing the first brake B1, the rotational speed of the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”, and the rotational speed of the second coupling body Cb-Y4 becomes “1”. / (I + 1) ". Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the third rotating element Y3 rotates at “1” at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 connected to the output member 3 becomes “{i · (k + 1) + k) / {(i + 1) · k}”, and the seventh speed 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１クラッチＣ１及び第３クラッチＣ３を連結状態にする。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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。   When establishing the eighth speed, 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 first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”.

又、第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第３回転要素Ｙ３が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度の「１」で回転する。又、第３ブレーキＢ３を固定状態にすることで、第４回転要素Ｙ４の回転速度が「０」となる。そして、出力部材３に連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が「（ｋ＋１）／ｋ」となって、８速段が確立される。   Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the third rotating element Y3 rotates at “1” at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1. Further, by setting the third brake B3 in a fixed state, the rotation speed of the fourth rotation element Y4 becomes “0”. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 connected to the output member 3 becomes “(k + 1) / k”, and the eighth speed stage is established.

９速段を確立する場合には、第１ブレーキＢ１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１ブレーキＢ１及び第３ブレーキＢ３を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）及び第２連結体Ｃｂ−Ｙ４の回転速度が「０」となるため、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の第４〜第６の３つの要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂが相対回転不能なロック状態となって、第４〜第６要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂの回転速度が「０」となる。そして、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度も「０」となる。   When establishing the ninth gear, the first brake B1 and the third brake B3 are fixed, and the third clutch C3 is connected. Since the rotation speed of the ring gear Rb (sixth element) and the second coupling body Cb-Y4 of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0” by setting the first brake B1 and the third brake B3 to the fixed state, The fourth to sixth elements Sb, Cb, Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 are locked so that they cannot rotate relative to each other, and the rotation speed of the fourth to sixth elements Sb, Cb, Rb is “0”. It becomes. And the rotational speed of 1st coupling body Sa-Sb also becomes "0".

そして、入力軸２に連結された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）の回転速度は「１」であるため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）の回転速度が「（ｈ＋１）／ｈ」となる。第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第３回転要素Ｙ３が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度で回転する。   Since the rotation speed of the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 connected to the input shaft 2 is “1”, the rotation of the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1. The speed is “(h + 1) / h”. By bringing the third clutch C3 into the connected state, the third rotating element Y3 rotates at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1.

そして、第４回転要素Ｙ４の回転速度が「０」となるため、出力部材３に連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が「｛（ｈ＋１）・（ｋ＋１）｝／（ｈｋ）」となって、９速段が確立される。   Since the rotation speed of the fourth rotation element Y4 is “0”, the rotation speed of the second rotation element Y2 connected to the output member 3 is “{(h + 1) · (k + 1)} / (hk)”. Thus, the ninth gear is established.

後進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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。そして、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度も「１」となる。   When establishing the reverse 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 bringing the first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”. And the rotational speed of 1st coupling body Sa-Sb also becomes "1".

又、第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）の回転速度が「０」となり、第２連結体Ｃｂ−Ｙ４の回転速度が「１／（ｉ＋１）」となる。第２ブレーキＢ２を固定状態にすることで、第３回転要素Ｙ３の回転速度が「０」となり、出力部材３に連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が「−１／｛（ｉ＋１）・ｋ｝」となって、後進段が確立される（尚、マイナスは逆転方向の回転であることを示している）。   Further, by fixing the first brake B1, the rotational speed of the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”, and the rotational speed of the second coupling body Cb-Y4 becomes “1”. / (I + 1) ". By setting the second brake B2 in the fixed state, the rotation speed of the third rotation element Y3 becomes “0”, and the rotation speed of the second rotation element Y2 connected to the output member 3 becomes “−1 / {(i + 1). K} "and the reverse gear is established (note that minus indicates rotation in the reverse direction).

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のブレーキＢ１〜Ｂ３、第１〜第３のクラッチＣ１〜Ｃ３、１ウェイクラッチＦ１の状態を纏めて表示した図であり、第１〜第３のブレーキＢ１〜Ｂ３及び第１〜第３のクラッチＣ１〜Ｃ３の欄の「○」は連結状態又は固定状態であることを表している。又、第１ブレーキＢ１の欄の「(○)」はエンジンブレーキを効かせる場合には固定状態にす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, the first to third clutches C1 to C3, and the one-way clutch F1 in each of the above-described shift stages. “◯” in the column of the first to third brakes B1 to B3 and the first to third clutches C1 to C3 represents a connected state or a fixed state. In addition, “(◯)” in the column of the first brake B1 indicates that the engine brake is fixed when the engine brake is applied.

又、１ウェイクラッチＦ１の「○」は、１ウェイクラッチＦ１の働きで第３回転要素Ｙ３の回転速度が「０」となる状態を表している。   Further, “◯” of the one-way clutch F1 represents a state in which the rotation speed of the third rotating element Y3 becomes “0” by the action of the one-way clutch F1.

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３．７９９、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比ｉを１．６０１、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比ｊを３．５３１、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のギヤ比ｋを１．４６６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／９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 3.799, the gear ratio i of the second planetary gear mechanism PGS2 is 1.601, as shown in FIG. 3 (d). Gear ratios of the respective speeds when the gear ratio j of the third planetary gear mechanism PGS3 is 3.531 and the gear ratio k of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is 1.466 (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 respective gears) shown in FIG. 3C becomes appropriate, and the ratio orange (first gear ratio / 9th gear stage) shown in FIG. The gear ratio) is also appropriate.

第１実施形態の自動変速機によれば、前進９段及び後進１段の変速を行うことができる。３速段から９速段及び後進段においては、３つのブレーキＢ１〜Ｂ３及び３つのクラッチＣ１〜Ｃ３のうち３つの係合機構が係合することになる。又、１速段及び２速段においては、第２ブレーキＢ２が開放状態であっても、１ウェイクラッチＦ１の働きで第３回転要素Ｙ３の回転速度が「０」となるため、第２ブレーキＢ２でフリクションロスが発生しない。   According to the automatic transmission of the first embodiment, it is possible to perform shifts of nine forward speeds and one reverse speed. In the third to ninth gears and the reverse gear, three engagement mechanisms among the three brakes B1 to B3 and the three clutches C1 to C3 are engaged. In the first and second speed stages, even if the second brake B2 is in the released state, the rotation speed of the third rotating element Y3 becomes “0” by the action of the one-way clutch F1, so that the second brake No friction loss occurs at B2.

そのため、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。   For this reason, the number of engagement mechanisms in which friction loss occurs at each gear stage is three, and the engagement mechanisms in which four engagement mechanisms generate friction loss in each gear stage are open compared to the conventional mechanism. The friction loss due to the combined mechanism can be reduced, and the transmission efficiency of the automatic transmission is improved.

又、第１実施形態の自動変速機では、トルクコンバータＴＣ側から順に、第１から第７の７つの列を構成する。   Further, in the automatic transmission according to the first embodiment, first to seventh columns are formed in order from the torque converter TC side.

具体的には、第１列は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１、第２列は、第１クラッチＣ１及び１ウェイクラッチＦ１、第３列は、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３及び第２ブレーキＢ２、第４列は、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３及び第４遊星歯車機構ＰＧＳ４、第５列は、出力部材３、第６列は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２及び第１ブレーキＢ１、第７列は、第３ブレーキＢ３となる。   Specifically, the first row is the first planetary gear mechanism PGS1, the second row is the first clutch C1 and the one-way clutch F1, the third row is the second clutch C2, the third clutch C3, and the second brake. B2, the fourth row is the third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4, the fifth row is the output member 3, the sixth row is the second planetary gear mechanism PGS2 and the first brake B1, the seventh row. Is the third brake B3.

このため、従来の８つの列を構成するものに比べ、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。   For this reason, the axial length of the automatic transmission can be shortened as compared with the conventional eight rows.

ここで、湿式多板ブレーキは容量の増加に比例してフリクションロスが増加するものである。第１実施形態の自動変速機では、第２ブレーキＢ２に１ウェイクラッチＦ１を並設しているため、第２ブレーキＢ２は、後進段を除いて、１速段及び２速段でエンジンブレーキを効かせる場合のみ固定状態に切り換えられるものである。このため、第２ブレーキＢ２は、比較的容量の小さいブレーキで構成することができる。   Here, in the wet multi-plate brake, the friction loss increases in proportion to the increase in capacity. In the automatic transmission according to the first embodiment, since the one-way clutch F1 is arranged in parallel with the second brake B2, the second brake B2 applies the engine brake at the first gear and the second gear except for the reverse gear. Only when it is effective, it can be switched to a fixed state. For this reason, the second brake B2 can be constituted by a brake having a relatively small capacity.

従って、第２ブレーキＢ２が開放状態となると共に第３回転要素Ｙ３が正転する３速段から９速段において、第２ブレーキＢ２で発生するフリクションロスを低減させることができ、更なる伝達効率の向上を図ることができる。   Accordingly, the friction loss generated in the second brake B2 can be reduced from the third speed to the ninth speed in which the second brake B2 is released and the third rotation element Y3 rotates in the forward direction. Can be improved.

ここで、１速段から６速段までを低速段域、７速段から９速段までを高速段域と定義する。   Here, the first to sixth gears are defined as the low speed range, and the seventh to ninth gears are defined as the high speed range.

第１実施形態では、本発明の第２クラッチＣ２を噛合機構たるドグクラッチで構成しているため、第２クラッチＣ２を湿式多板クラッチで構成する場合に比べ、第２クラッチＣ２が開放状態となる高速段域及び後進段において、第２クラッチＣ２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 the first embodiment, since the second clutch C2 of the present invention is configured by a dog clutch that is a meshing mechanism, the second clutch C2 is in an open state as compared with a case where the second clutch C2 is configured by a wet multi-plate clutch. In the high speed range and the reverse speed range, no friction loss occurs in the dog clutch as the second clutch C2. For this reason, the friction loss can be further reduced as the entire automatic transmission.

又、第２クラッチＣ２は、大きなトルクが作用する低速段域で連結状態となる。このため、第２クラッチＣ２を湿式多板クラッチで構成する場合には、大きな締結力を得られるように、比較的大型にする必要がある。第１実施形態においては、第２クラッチＣ２をドグクラッチで構成しているため、第２クラッチＣ２の大型化を防止でき、第２クラッチＣ２のレイアウト自由度を向上させることができる。   Further, the second clutch C2 is connected in a low speed range where a large torque acts. For this reason, when the second clutch C2 is formed of a wet multi-plate clutch, it is necessary to make it relatively large so that a large fastening force can be obtained. In the first embodiment, since the second clutch C2 is a dog clutch, it is possible to prevent the second clutch C2 from becoming large and to improve the layout flexibility of the second clutch C2.

又、第１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がフリクションロスが発生する開放状態となる３速段から９速段において、第２ブレーキＢ２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。   Further, in the first embodiment, since the second brake B2 of the present invention is configured by a dog clutch that is a meshing mechanism, the second brake B2 has a friction loss compared to the case where the second brake B2 is configured by a wet multi-plate brake. No friction loss occurs in the dog clutch as the second brake B2 in the third to ninth speeds where the engine is released. For this reason, the friction loss can be further reduced as the entire automatic transmission.

ところで、第１実施形態の自動変速機では、１ウェイクラッチＦ１を省略しても、上述した実施形態の効果を得ることができる。この場合、１速段及び２速段において第２ブレーキＢ２を固定状態にすればよい。   By the way, in the automatic transmission of the first embodiment, the effects of the above-described embodiment can be obtained even if the one-way clutch F1 is omitted. In this case, the second brake B2 may be fixed at the first speed and the second speed.

しかしながら、この場合には、２速段から３速段へアップシフトする際に、第２ブレーキＢ２を開放状態に切り換えると共に第３ブレーキＢ３を固定状態に切り換える必要がある。又、３速段から２速段へダウンシフトする際に、第２ブレーキＢ２を固定状態に切り換えると共に第３ブレーキＢ３を開放状態に切り換える必要がある。   However, in this case, when upshifting from the second gear to the third gear, it is necessary to switch the second brake B2 to the released state and switch the third brake B3 to the fixed state. Further, when downshifting from the third gear to the second gear, it is necessary to switch the second brake B2 to the fixed state and switch the third brake B3 to the released state.

第１実施形態の自動変速機では、１ウェイクラッチＦ１の働きにより、２速段から３速段へアップシフトする際には、第３ブレーキＢ３を固定状態に切り換えるだけでよく、又、３速段から２速段へダウンシフトする際には、第３ブレーキＢ３を開放状態に切り換えるだけでよい。   In the automatic transmission according to the first embodiment, when the upshift from the second gear to the third gear is performed by the action of the one-way clutch F1, it is only necessary to switch the third brake B3 to the fixed state. When downshifting from the second gear to the second gear, it is only necessary to switch the third brake B3 to the released state.

従って、２速段と３速段との間の変速の際に、１ウェイクラッチＦ１を省略した自動変速機において第２及び第３の２つのブレーキＢ２，Ｂ３の状態を切り換える必要があるものに比べ、第１実施形態の自動変速機において第３ブレーキＢ３のみの状態を切り換えるだけでよく、２速段と３速段との間の変速の制御性を向上させることができる。   Therefore, when shifting between the second speed stage and the third speed stage, it is necessary to switch the states of the second and third brakes B2 and B3 in the automatic transmission in which the one-way clutch F1 is omitted. In comparison, in the automatic transmission according to the first embodiment, it is only necessary to switch the state of the third brake B3, and the controllability of the shift between the second speed and the third speed can be improved.

又、第１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したものに比べ、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 first 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、第１実施形態の自動変速機においては、第１クラッチＣ１として、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３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ものを説明した。しかしながら、本発明の第１クラッチＣ１は、これに限られるものではなく、連結状態にすることにより、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａを相対回転不能なロック状態にすることができるものであればよい。   In the automatic transmission according to the first embodiment, as the first clutch C1, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 are used. A description has been given of what is configured to be switchable between a connected state to be connected and an open state in which this connection is broken. However, the first clutch C1 of the present invention is not limited to this, and the first to third three elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are relatively rotated by being connected. Any device that can be brought into an impossible locked state may be used.

例えば、第１クラッチＣ１を、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２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しても本発明の効果を得ることができる。   For example, the first clutch C1 is connected to connect the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1, and to release the connection. The effect of the present invention can be obtained even if it is configured to be switchable between states.

又、第１実施形態においては、第２クラッチＣ２として、ドグクラッチを用いたが、これに限らず、第２クラッチＣ２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 first embodiment, a dog clutch is used as the second clutch C2. However, the present invention is not limited to this, and the second clutch C2 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クラッチＣ２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 clutch C2 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、第１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、湿式多板ブレーキ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。又、第２ブレーキＢ２を湿式多板ブレーキで構成してもよい。   In the first 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 a wet multi-plate brake is used. Further, the second brake B2 may be a wet multi-plate brake.

又、第１実施形態では、１ウェイクラッチＦ１を廃止すると共に、第２ブレーキＢ２を、第３回転要素Ｙ３を変速機ケース１に固定する固定状態と、第３回転要素Ｙ３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７に示して具体的に説明する。   In the first embodiment, the one-way clutch F1 is eliminated, the second brake B2 is fixed, and the third rotating element Y3 is fixed to the transmission case 1, and the third rotating element Y3 is allowed to rotate forward. However, it may be configured by a two-way clutch that can be switched to a reverse rotation preventing state that prevents reverse rotation. An example of the two-way clutch will be specifically described with reference to FIG.

図７の第２ブレーキＢ２としての２ウェイクラッチＴＷは、第３回転要素Ｙ３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. 7 is arranged with an inner ring TW1 connected to the third rotating element Y3 and a radially outward direction of the inner ring TW1 with a space 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７（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７（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. 7B, 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. 7C, the second state in which the retaining ring TW3 is connected to the inner ring TW1 in the state where the notch 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７（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７（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. 7A, the diameter of the roller TW4 is such that when the roller TW4 is at the center of the cam surface TW1a, the gap A is opened, and as shown in FIGS. 7B and 7C, 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７（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 rotates forward or backward, as shown in FIGS. 7B and 7C, the holding ring TW3 is fixed, so that the roller TW4 moves 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７（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７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. 7 is the reverse direction, this two-way clutch 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ウェイクラッチを構成することができる。   As described above, a two-way clutch 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ウェイクラッチを、３速段から９速段までの前進段では逆転阻止状態とし、１速段、２速段、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、２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３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, the 2-way clutch is set in the reverse rotation prevention state at the forward speed from the third speed to the ninth speed, and the first speed, the second speed, and the reverse speed. Each shift stage can be established by fixing the stage. In this case, if the upshift to the third speed is predicted based on the vehicle information such as the traveling speed while traveling at the second speed, the transmission control unit (not shown) is used as the second brake B2. It is preferable to switch the 2-way clutch to the reverse rotation prevention state in advance.

これによれば、１ウェイクラッチＦ１の効果と同様に、２速段から３速段にアップシフトする際には、第２ブレーキＢ２たる２ウェイクラッチの状態の切り換えは完了しており、第３ブレーキＢ３を連結状態とするだけで３速段に変速できるため、２速段から３速段へのアップシフトをスムーズに行うことができ、自動変速機の変速制御性が向上される。   According to this, similarly to the effect of the one-way clutch F1, when upshifting from the second gear to the third gear, the switching of the state of the two-way clutch as the second brake B2 has been completed. Since the gear can be shifted to the third speed only by putting the brake B3 in the connected state, the upshift from the second speed to the third speed can be performed smoothly, and the shift controllability of the automatic transmission is improved.

上述した２ウェイクラッチで第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 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ウェイクラッチは、上述した固定状態と逆転阻止状態とに加えて、第３回転要素Ｙ３の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態と、第３回転要素Ｙ３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。   Furthermore, in addition to the above-described fixed state and reverse rotation preventive state, the two-way clutch as the second brake B2 allows the third rotation element Y3 to perform normal rotation and prevents reverse rotation, and the third rotation. It may be configured to be switchable to a forward rotation prevention state in which the forward rotation of the element Y3 is prevented and the reverse rotation is allowed. In the above-described two-way clutch, 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 the forward rotation. It becomes.

又、本実施形態の自動変速機では、前進９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、４速段及び８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。   In the automatic transmission according to the present embodiment, 9 forward speeds and 1 reverse speed can be established. For example, the 2nd speed, the 4th speed, and the 8th speed are omitted, and the forward 6 speeds are omitted. And it is good also as an automatic transmission which can establish the reverse gear stage of 1 reverse. 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、第１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、第２実施形態で説明する発進クラッチを用いてもよい。   In the first embodiment, the power of the engine ENG is transmitted to the input shaft 2 via the torque converter TC. However, a starting clutch described in the second embodiment may be used instead of the torque converter TC. .

［第２実施形態］
次に、本発明の自動変速機の第２実施形態について説明する。図４は、本発明の第２実施形態の自動変速機の上半分を示している。第２実施形態の自動変速機は、第１実施形態の自動変速機と同様に、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。 [Second Embodiment]
Next, a second embodiment of the automatic transmission according to the present invention will be described. FIG. 4 shows the upper half of the automatic transmission according to the second embodiment of the present invention. Similar to the automatic transmission of the first embodiment, the automatic transmission of the second embodiment includes an input shaft 2 rotatably supported in the transmission case 1 and an output gear arranged concentrically with the input shaft 2. The output member 3 which consists of these is provided. 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の動力がねじりダンパ装置ＤＡ及び発進クラッチＣ０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 torsional damper device DA and the starting clutch C0.

発進クラッチＣ０は、摩擦係合によって動力を伝達させることができるものであり、エンジンＥＮＧの動力を入力軸２へ伝達する伝達状態と、この伝達を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。尚、発進クラッチＣ０は、単板型でも多板型でもよい。   The starting clutch C0 can transmit power by frictional engagement, and is configured to be switchable between a transmission state in which the power of the engine ENG is transmitted to the input shaft 2 and an open state in which this transmission is cut off. . The starting clutch C0 may be a single plate type or a multi-plate type.

又、第１実施形態と同様に、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。   Similarly to the first embodiment, the transmission case 1 includes a first planetary gear mechanism PGS1, a second planetary gear mechanism PGS2, a third planetary gear mechanism PGS3, and a fourth planetary gear mechanism PGS4. Are arranged concentrically.

第１遊星歯車機構ＰＧＳ１は、第１実施形態と同様に、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。   Similar to the first embodiment, the first planetary gear mechanism PGS1 is a so-called sun gear Sa, a ring gear Ra, and a carrier Ca that rotatably and revolves a pinion Pa meshing with the sun gear Sa and the ring gear Ra. It consists of a single pinion type planetary gear mechanism.

図５の最上段に示す第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の共線図を参照して、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要素はリングギヤＲａ、第２要素はキャリアＣａ、第３要素はサンギヤＳａになる。   Referring to the collinear diagram of the first planetary gear mechanism PGS1 shown at the top of FIG. 5, the three elements Sa, Ca, Ra of the first planetary gear mechanism PGS1 are arranged at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram. The first element is the ring gear Ra, the second element is the carrier Ca, and the third element is the sun gear Sa.

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のギヤ比をｈとして、ｈ：１に設定される。尚、第１実施形態と同様に、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」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 set to h: 1, where h is the gear ratio of the first planetary gear mechanism PGS1. As in the first embodiment, in the collinear chart, the lower horizontal line and the upper horizontal line indicate that the rotation speeds are “0” and “1”, respectively.

第２遊星歯車機構ＰＧＳ２は、第１実施形態と同様に、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 embodiment, the second planetary gear mechanism PGS2 includes a sun gear Sb, a ring gear Rb, and a carrier Cb that rotatably and revolves a pinion Pb that meshes with the sun gear Sb and the ring gear Rb. It consists of a single pinion type planetary gear mechanism.

図５の上から２段目に示す第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の共線図を参照して、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の３つの要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂ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Ｓｂ、第５要素はキャリアＣｂ、第６要素はリングギヤＲｂになる。サンギヤＳｂとキャリアＣｂ間の間隔とキャリアＣｂとリングギヤＲｂ間の間隔との比は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比をｉとして、ｉ：１に設定される。   Referring to the collinear diagram of the second planetary gear mechanism PGS2 shown in the second stage from the top in FIG. 5, the three elements Sb, Cb, Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 correspond to the gear ratio in the collinear diagram. Assuming that the fourth element, the fifth element, and the sixth element are arranged from the left side in the order in which they are arranged, the fourth element is the sun gear Sb, the fifth element is the carrier Cb, and the sixth element is the ring gear Rb. The ratio between the distance between the sun gear Sb and the carrier Cb and the distance between the carrier Cb and the ring gear Rb is set to i: 1, where i is the gear ratio of the second planetary gear mechanism PGS2.

第３遊星歯車機構ＰＧＳ３は、第１実施形態と同様に、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。   Similar to the first embodiment, the third planetary gear mechanism PGS3 includes a sun gear Sc, a ring gear Rc, and a carrier Cc that rotatably and revolves a pinion Pc that meshes with the sun gear Sc and the ring gear Rc. It consists of a single pinion type planetary gear mechanism.

図５の上から３段目に示す第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の共線図を参照して、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の３つの要素Ｓｃ，Ｃｃ，Ｒｃ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７要素、第８要素及び第９要素とすると、第７要素はサンギヤＳｃ、第８要素はキャリアＣｃ、第９要素はリングギヤＲｃになる。サンギヤＳｃとキャリアＣｃ間の間隔とキャリアＣｃとリングギヤＲｃ間の間隔との比は、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比をｊとして、ｊ：１に設定される。   Referring to the collinear diagram of the third planetary gear mechanism PGS3 shown in the third stage from the top of FIG. 5, the three elements Sc, Cc, Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 correspond to the gear ratios in the collinear diagram. Assuming that the seventh element, the eighth element, and the ninth element are arranged from the left side in the order in which they are arranged, the seventh element is the sun gear Sc, the eighth element is the carrier Cc, and the ninth element is the ring gear Rc. The ratio between the distance between the sun gear Sc and the carrier Cc and the distance between the carrier Cc and the ring gear Rc is set to j: 1, where j is the gear ratio of the third planetary gear mechanism PGS3.

第４遊星歯車機構ＰＧＳ４は、第１実施形態と同様に、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 embodiment, 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. It consists of a single pinion type planetary gear mechanism.

図５の最下段（上から４段目）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１０要素、第１１要素及び第１２要素とすると、第１０要素はリングギヤＲｄ、第１１要素はキャリアＣｄ、第１２要素はサンギヤＳｄ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 lowermost stage (fourth stage from the top) in FIG. 5, the three elements Sd, Cd, Rd of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are If the tenth element, the eleventh element, and the twelfth element are arranged from the left in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio, the tenth element is the ring gear Rd, the eleventh element is the carrier Cd, and the twelfth element is the sun gear Sd. 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１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃ（第７要素）とが連結されて、第１連結体Ｒａ−Ｓｃが構成されている。又、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂ（第４要素）とが連結されて、第２連結体Ｓａ−Ｓｂが構成されている。又、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）と第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第１２要素）とが連結されて、第３連結体Ｃｂ−Ｒｃ−Ｓｄが構成されている。   The ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sc (seventh element) of the third planetary gear mechanism PGS3 are coupled to form a first coupling body Ra-Sc. In addition, the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sb (fourth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 are connected to form a second connected body Sa-Sb. Further, the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2, the ring gear Rc (ninth element) of the third planetary gear mechanism PGS3, and the sun gear Sd (twelfth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are connected. Thus, the third linked body Cb-Rc-Sd is configured.

第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２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１０要素）は出力部材３に連結されている。   The carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS <b> 1 is connected to the input shaft 2. The ring gear Rd (tenth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is connected to the output member 3.

又、第２実施形態の自動変速機は、第１実施形態の自動変速機と同様に、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 second embodiment is similar to the automatic transmission according to the first embodiment in that the first to third three brakes B1 to B3 and the first to third three are used as an engagement mechanism. Clutches C1 to C3.

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及び第３クラッチＣ３は湿式多板クラッチで構成され、第２クラッチＣ２は噛合機構としてのドグ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. Further, the first clutch C1 and the third clutch C3 are constituted by wet multi-plate clutches, and the second clutch C2 is constituted by a dog clutch as a meshing mechanism.

第１ブレーキＢ１は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６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。第２ブレーキＢ２は、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１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。第３ブレーキＢ３は、第３連結体Ｃｂ−Ｒｃ−Ｓｄ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 ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 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 carrier Cd (11th 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. The third brake B3 is configured to be switchable between a fixed state in which the third coupling body Cb-Rc-Sd 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連結体Ｒａ−Ｓｃと第２連結体Ｓａ−Ｓｂ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３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１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３クラッチＣ３は、第１連結体Ｒａ−Ｓｃと第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１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。   The first clutch C1 is configured to be switchable between a connected state in which the first connected body Ra-Sc and the second connected body Sa-Sb are connected and an open state in which the connection is broken. The second clutch C2 includes a connection state for connecting the carrier Cc (eighth element) of the third planetary gear mechanism PGS3 and a carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4, and an open state for disconnecting the connection. It is configured to be switchable. The third clutch C3 is configured to be switchable between a connected state in which the first connecting body Ra-Sc and the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are connected and an open state in which the connection is broken. Yes.

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).

尚、第２実施形態の自動変速機では、第２ブレーキに隣接させて、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）の正転を許容し、逆転を阻止する１ウェイクラッチＦ１が設けられている。   In the automatic transmission according to the second embodiment, a 1-way clutch F1 that adjoins the second brake and allows forward rotation of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 and prevents reverse rotation is provided. Is provided.

変速機ケース１内には、入力軸２の軸線上に、エンジンＥＮＧ及び発進クラッチＣ０側から、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３、出力部材３、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２、第３ブレーキＢ３の順番で配置されている。そして、第３クラッチＣ３は、第２クラッチＣ２の径方向外方に配置されている。更に、１ウェイクラッチＦ１及び第２ブレーキＢ２は、第１クラッチＣ１及び第３クラッチＣ３の径方向外方に配置されている。そして、第１ブレーキＢ１は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の径方向外方に配置されている。   In the transmission case 1, the first planetary gear mechanism PGS 1, the first clutch C 1, the second clutch C 2, the third planetary gear mechanism PGS 3 and the output are arranged on the axis of the input shaft 2 from the engine ENG and the starting clutch C 0 side. The member 3, the second planetary gear mechanism PGS2, and the third brake B3 are arranged in this order. The third clutch C3 is disposed radially outward of the second clutch C2. Further, the 1-way clutch F1 and the second brake B2 are disposed radially outward of the first clutch C1 and the third clutch C3. The first brake B1 is disposed radially outward of the second planetary gear mechanism PGS2.

又、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４は、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の径方向外方に配置されており、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第１２要素）とが一体に構成されている。これにより、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４とが径方向に重なり合うため、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４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 fourth planetary gear mechanism PGS4 is arranged radially outward of the third planetary gear mechanism PGS3, and the ring gear Rc (ninth element) of the third planetary gear mechanism PGS3 and the sun gear of the fourth planetary gear mechanism PGS4. Sd (the twelfth element) is integrally formed. As a result, the third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 overlap in the radial direction. Therefore, the third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 are automatically compared with the case where they 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３遊星歯車機構ＰＧＳ３と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４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 third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 only have to overlap at least partially in the radial direction, which can reduce the axial length. If they overlap in the direction, the axial length can be shortened the most.

又、出力部材３は、第１実施形態と同様に、側壁１ａに設けられた筒状部１ｂでしっかりと軸支されている。   Moreover, the output member 3 is firmly supported by the cylindrical part 1b provided in the side wall 1a similarly to 1st Embodiment.

尚、第１実施形態と同様に、筒状部１ｂの径方向内方に第３ブレーキＢ３を位置させることで、第３ブレーキＢ３を図４に示すように第１ブレーキＢ１に対して軸方向に並ぶように配置した場合に比べ、筒状部１ｂの径方向内方のスペースを有効活用して、自動変速機の軸長の更なる短縮化を図ることができる。   As in the first embodiment, the third brake B3 is positioned radially inward of the cylindrical portion 1b, so that the third brake B3 is axially disposed with respect to the first brake B1 as shown in FIG. The axial length of the automatic transmission can be further shortened by effectively utilizing the space in the radial direction of the cylindrical portion 1b as compared with the case where the automatic transmission is arranged so as to line up.

第２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１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２を連結状態にする。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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。そして、第１連結体Ｒａ−Ｓｃの回転速度も「１」となる。   In the automatic transmission according to the second embodiment, when the first gear is established, the first clutch C1 and the second clutch C2 are connected. By bringing the first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”. And the rotational speed of 1st coupling body Ra-Sc also becomes "1".

又、１ウェイクラッチの働きで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）の回転速度が「０」となる。又、第２クラッチＣ２を連結状態にすることで、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）が、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）と同一の回転速度「０」となる。このため、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１０要素）の回転速度が「１／（ｊｋ）」となって、１速段が確立される。   Further, the rotation speed of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0” by the action of the one-way clutch. In addition, by bringing the second clutch C2 into the connected state, the carrier Cc (eighth element) of the third planetary gear mechanism PGS3 has the same rotational speed as the carrier Cd (eleventh element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4. 0 ". For this reason, the rotational speed of the ring gear Rd (tenth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 becomes “1 / (jk)”, and the first gear is established.

尚、１速段では、係合機構の開放数は「４」となるが、１ウェイクラッチＦ１の働きで第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）の回転速度が「０」となるため、第２ブレーキＢ２ではフリクションロスが発生しない。従って、１速段における実質的な開放数は「３」となる。又、１速段において、第２ブレーキＢ２を固定状態にすれば、エンジンブレーキを効かせることができる。   At the first speed, the number of engagement mechanisms released is “4”, but the rotation speed of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is “0” by the action of the one-way clutch F1. Therefore, no friction loss occurs in the second brake B2. Therefore, the substantial number of releases in the first gear is “3”. Further, if the second brake B2 is fixed at the first speed, the engine brake can be applied.

２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２クラッチＣ２を連結状態にする。第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）の回転速度が「０」になる。又、第２クラッチＣ２を連結状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）と同一速度で回転する。   When establishing the second gear, the first brake B1 is set in a fixed state and the second clutch C2 is set in a connected state. By setting the first brake B1 to the fixed state, the rotational speed of the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”. Further, by bringing the second clutch C2 into the connected state, the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotates at the same speed as the carrier Cc (8th element) of the third planetary gear mechanism PGS3.

そして、１ウェイクラッチの働きで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）の逆転が阻止されるため、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）の回転速度が「０」になる。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１０要素）の回転速度が図５に示す「２ｎｄ」になり、２速段が確立される。   Then, since the reverse of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is prevented by the action of the one-way clutch, the rotational speed of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is “ 0 ”. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (tenth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 becomes “2nd” shown in FIG. 5, and the second gear is established.

尚、２速段では、係合機構の開放数は「４」となるが、１ウェイクラッチＦ１の働きで第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）の回転速度が「０」となるため、第２ブレーキＢ２ではフリクションロスが発生しない。又、２速段において、第２ブレーキＢ２を固定状態にすれば、エンジンブレーキを効かせることができる。   At the second speed, the number of disengagement mechanisms is “4”, but the rotational speed of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is “0” by the action of the one-way clutch F1. Therefore, no friction loss occurs in the second brake B2. Further, if the second brake B2 is fixed at the second speed, the engine brake can be applied.

３速段を確立する場合には、第１ブレーキＢ１及び第３ブレーキＢ３を固定状態にすると共に、第２クラッチＣ２を連結状態にする。第１ブレーキＢ１及び第３ブレーキＢ３を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）及び第３連結体Ｃｂ−Ｒｃ−Ｓｄの回転速度が「０」となり、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の第４〜第６の３つの要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂが相対回転不能なロック状態となって、第４〜第６要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂの回転速度が「０」となる。そして、第２連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度も「０」となる。   When establishing the third gear, the first brake B1 and the third brake B3 are set in a fixed state, and the second clutch C2 is set in a connected state. By fixing the first brake B1 and the third brake B3, the rotation speed of the ring gear Rb (sixth element) and the third coupling body Cb-Rc-Sd of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”. The fourth to sixth elements Sb, Cb, Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 are locked so that they cannot rotate relative to each other, and the rotation speed of the fourth to sixth elements Sb, Cb, Rb is “0”. It becomes. And the rotational speed of 2nd coupling body Sa-Sb also becomes "0".

そして、入力軸２に連結された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）の回転速度は「１」であるため、第１連結体Ｒａ−Ｓｃの回転速度が「（ｈ＋１）／ｈ」となる。そして、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）の回転速度が「０」となるため、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）の回転速度が「（ｈ＋１）／｛ｈ・（ｊ＋１）｝」となる。   Since the rotation speed of the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 connected to the input shaft 2 is “1”, the rotation speed of the first coupling body Ra-Sc is “(h + 1) / h ". Since the rotation speed of the ring gear Rc (9th element) of the third planetary gear mechanism PGS3 becomes “0”, the rotation speed of the carrier Cc (8th element) of the third planetary gear mechanism PGS3 becomes “(h + 1) / {H · (j + 1)} ”.

第２クラッチＣ２を連結状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）と同一速度で回転する。従って、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第１２要素）の回転速度が「０」となるため、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１０要素）の回転速度が「｛（ｈ＋１）・（ｋ＋１）｝／｛ｈｋ・（ｊ＋１）｝」となって、３速段が確立される。   By bringing the second clutch C2 into the connected state, the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotates at the same speed as the carrier Cc (8th element) of the third planetary gear mechanism PGS3. Accordingly, the rotation speed of the sun gear Sd (12th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”, and therefore the rotation of the ring gear Rd (10th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3. The speed becomes “{(h + 1) · (k + 1)} / {hk · (j + 1)}”, and the third gear 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２クラッチＣ２を連結状態にする。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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。そして、第１連結体Ｒａ−Ｓｃ及び第２連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度も「１」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 second clutch C2 are set in a connected state. By bringing the first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”. And the rotational speed of 1st coupling body Ra-Sc and 2nd coupling body Sa-Sb also becomes "1".

又、第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）の回転速度が「０」となり、第３連結体Ｃｂ−Ｒｃ−Ｓｄの回転速度が「１／（ｉ＋１）」となる。そして、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃ（第７要素）の回転速度が「１」となり、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）の回転速度が「１／（ｉ＋１）」となる。このため、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）の回転速度が「（ｉ＋ｊ＋１）／｛（ｉ＋１）・（ｊ＋１）｝」となる。   Further, by fixing the first brake B1, the rotational speed of the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”, and the rotational speed of the third coupled body Cb-Rc-Sd is increased. “1 / (i + 1)”. Then, the rotational speed of the sun gear Sc (seventh element) of the third planetary gear mechanism PGS3 is “1”, and the rotational speed of the ring gear Rc (ninth element) of the third planetary gear mechanism PGS3 is “1 / (i + 1)”. It becomes. Therefore, the rotation speed of the carrier Cc (eighth element) of the third planetary gear mechanism PGS3 is “(i + j + 1) / {(i + 1) · (j + 1)}”.

又、第２クラッチＣ２を連結状態にすることで、第４遊星歯車機構のキャリアＣｄ（第１１要素）が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）と同一速度で回転する。   Further, by bringing the second clutch C2 into the connected state, the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism rotates at the same speed as the carrier Cc (8th element) of the third planetary gear mechanism PGS3.

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１０要素）の回転速度が「｛ｉ・（ｋ＋１）＋（ｊ＋１）・ｋ｝／｛（ｉ＋１）・（ｊ＋１）・ｋ｝」となって、４速段が確立される。   Therefore, the rotational speed of the ring gear Rd (tenth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 is “{i · (k + 1) + (j + 1) · k} / {(i + 1) · (j + 1)”. K} ”and the fourth gear is established.

５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２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態にする。第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）の回転速度が「０」となる。又、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３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃ（第７要素）と第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）とが同一速度で回転するため、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の第７〜第９の３つの要素Ｓｃ，Ｃｃ，Ｒｃが相対回転不能なロック状態となる。   When establishing the fifth gear, the first brake B1 is set in a fixed state, and the second clutch C2 and the third clutch C3 are set in a connected state. By setting the first brake B1 in the fixed state, the rotational speed of the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”. Further, by bringing the second clutch C2 and the third clutch C3 into the connected state, the sun gear Sc (seventh element) of the third planetary gear mechanism PGS3 and the carrier Cc (eighth element) of the third planetary gear mechanism PGS3 are brought together. Since it rotates at the same speed, the seventh to ninth three elements Sc, Cc, Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 are in a locked state in which they cannot be rotated relative to each other.

更に、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）と同一速度で回転し、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第１２要素）が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）と同一速度で回転する。   Further, the carrier Cd (eleventh element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotates at the same speed as the carrier Cc (eighth element) of the third planetary gear mechanism PGS3, and the sun gear Sd (12th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4. Element) rotates at the same speed as the ring gear Rc (9th element) of the third planetary gear mechanism PGS3.

従って、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第１２要素）とが同一速度で回転するため、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４の第１０〜第１２の３つの要素Ｒｄ，Ｃｄ，Ｓｄが相対回転不能なロック状態となる。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１０要素）の回転速度が「（ｈ＋１）／（ｈ＋ｉ＋１）」となって、５速段が確立される。   Accordingly, since the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 and the sun gear Sd (12th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotate at the same speed, the 10th to 10th of the fourth planetary gear mechanism PGS4. The twelfth three elements Rd, Cd, and Sd are in a locked state in which relative rotation is impossible. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (tenth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 becomes “(h + 1) / (h + i + 1)”, and the fifth gear 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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。そして、第１連結体Ｒａ−Ｓｃの回転速度も「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 first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”. And the rotational speed of 1st coupling body Ra-Sc also becomes "1".

又、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１連結体Ｒａ−Ｓｃと第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）とが同一速度で回転するため、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の第７〜第９の３つの要素Ｓｃ，Ｃｃ，Ｒｃが相対回転不能なロック状態となり、第７〜第９要素Ｓｃ，Ｃｃ，Ｒｃが「１」で回転する。そして、第３連結体Ｃｂ−Ｒｃ−Ｓｄの回転速度も「１」となる。更に、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）と同一速度の「１」で回転する。   Further, by bringing the second clutch C2 and the third clutch C3 into the connected state, the first connected body Ra-Sc and the carrier Cc (eighth element) of the third planetary gear mechanism PGS3 rotate at the same speed. The seventh to ninth three elements Sc, Cc, Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 are locked so as not to rotate relative to each other, and the seventh to ninth elements Sc, Cc, Rc rotate at “1”. The rotational speed of the third coupled body Cb-Rc-Sd is also “1”. Further, the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotates at “1” at the same speed as the carrier Cc (8th element) of the third planetary gear mechanism PGS3.

第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第１２要素）とが同一速度で回転するため、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４の第１０〜第１２の３つの要素Ｒｄ，Ｃｄ，Ｓｄが相対回転不能なロック状態となり、第１０〜第１２の３つの要素Ｒｄ，Ｃｄ，Ｓｄが「１」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１０要素）の回転速度が「１」となって、６速段が確立される。   Since the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 and the sun gear Sd (12th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotate at the same speed, the 10th to 12th of the fourth planetary gear mechanism PGS4. The three elements Rd, Cd, and Sd are locked so as not to rotate relative to each other, and the tenth to twelfth elements Rd, Cd, and Sd rotate at “1”. Therefore, the rotational speed of the ring gear Rd (tenth 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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。そして、第１連結体Ｒａ−Ｓｃ及び第２連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度も「１」となる。   When establishing the seventh gear, 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 first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”. And the rotational speed of 1st coupling body Ra-Sc and 2nd coupling body Sa-Sb also becomes "1".

又、第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）の回転速度が「０」となり、第３連結体Ｃｂ−Ｒｃ−Ｓｄの回転速度が「１／（ｉ＋１）」となる。又、第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）が第１連結体Ｒａ−Ｓｃと同一速度の「１」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１０要素）の回転速度が「｛ｉ・（ｋ＋１）＋ｋ）／｛（ｉ＋１）・ｋ｝」となって、７速段が確立される。   Further, by fixing the first brake B1, the rotational speed of the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”, and the rotational speed of the third coupled body Cb-Rc-Sd is increased. “1 / (i + 1)”. Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the carrier Cd (the eleventh element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotates at “1” at the same speed as that of the first connected body Ra-Sc. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (tenth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3 becomes “{i · (k + 1) + k) / {(i + 1) · k}”. A speed 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１クラッチＣ１及び第３クラッチＣ３を連結状態にする。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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。そして、第１連結体Ｒａ−Ｓｃの回転速度も「１」となる。   When establishing the eighth speed, 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 first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”. And the rotational speed of 1st coupling body Ra-Sc also becomes "1".

又、第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）が第１連結体Ｒａ−Ｓｃと同一速度の「１」で回転する。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１２要素）の回転速度が「０」となり、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１０要素）の回転速度が「（ｋ＋１）／ｋ」となって、８速段が確立される。   Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the carrier Cd (the eleventh element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotates at “1” at the same speed as that of the first connected body Ra-Sc. Then, by setting the third brake B3 in a fixed state, the rotational speed of the sun gear Sd (12th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”, and the fourth planetary gear mechanism PGS4 coupled to the output member 3 is obtained. The rotation speed of the ring gear Rd (tenth element) is “(k + 1) / k”, and the eighth gear is established.

９速段を確立する場合には、第１ブレーキＢ１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１ブレーキＢ１及び第３ブレーキＢ３を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）及び第３連結体Ｃｂ−Ｒｃ−Ｓｄの回転速度が「０」となり、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の第４〜第６の３つの要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂが相対回転不能なロック状態となって、第４〜第６要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂの回転速度が「０」となる。そして、第２連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度も「０」となる。   When establishing the ninth gear, the first brake B1 and the third brake B3 are fixed, and the third clutch C3 is connected. By fixing the first brake B1 and the third brake B3, the rotation speed of the ring gear Rb (sixth element) and the third coupling body Cb-Rc-Sd of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”. The fourth to sixth elements Sb, Cb, Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 are locked so that they cannot rotate relative to each other, and the rotation speed of the fourth to sixth elements Sb, Cb, Rb is “0”. It becomes. And the rotational speed of 2nd coupling body Sa-Sb also becomes "0".

そして、入力軸２に連結された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）の回転速度は「１」であるため、第１連結体Ｒａ−Ｓｃの回転速度が「（ｈ＋１）／ｈ」となる。又、第３クラッチＣ３を連結状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）が第１連結体Ｒａ−Ｓｃと同一速度で回転する。   Since the rotation speed of the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 connected to the input shaft 2 is “1”, the rotation speed of the first coupling body Ra-Sc is “(h + 1) / h ". Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotates at the same speed as that of the first connected body Ra-Sc.

そして、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄ（第１２要素）の回転速度が「０」となるため、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１０要素）の回転速度が「｛（ｈ＋１）・（ｋ＋１）｝／（ｈｋ）」となって、９速段が確立される。   Then, since the rotational speed of the sun gear Sd (12th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”, the rotation of the ring gear Rd (10th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 connected to the output member 3. The speed becomes “{(h + 1) · (k + 1)} / (hk)”, and the ninth gear is established.

後進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のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）とが同一速度で回転するため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが相対回転不能なロック状態となり、第１〜第３要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａが「１」で回転する。そして、第２連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度も「１」となる。   When establishing the reverse 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 bringing the first clutch C1 into the connected state, the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 rotate at the same speed. The first to third elements Ra, Ca, Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 are locked so as not to be relatively rotatable, and the first to third elements Ra, Ca, Sa rotate by “1”. And the rotational speed of 2nd coupling body Sa-Sb also becomes "1".

又、第１ブレーキＢ１を固定状態にすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）の回転速度が「０」となり、第３連結体Ｃｂ−Ｒｃ−Ｓｄの回転速度が「１／（ｉ＋１）」となる。又、第２ブレーキＢ２を固定状態にすることで、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）の回転速度が「０」となり、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１０要素）の回転速度が「−１／｛（ｉ＋１）・ｋ｝」となって、後進段が確立される（尚、マイナスは逆転方向の回転であることを示している）。   Further, by fixing the first brake B1, the rotational speed of the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”, and the rotational speed of the third coupled body Cb-Rc-Sd is increased. “1 / (i + 1)”. Further, by setting the second brake B2 in a fixed state, the rotational speed of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”, and the fourth planetary gear mechanism PGS4 coupled to the output member 3 is obtained. The rotation speed of the ring gear Rd (10th element) becomes “−1 / {(i + 1) · k}”, and the reverse gear is established (note that minus indicates rotation in the reverse direction). ).

尚、図５中の点線で示す速度線は、第１実施形態の図２と同様に、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。   Note that the speed line indicated by the dotted line in FIG. 5 follows the planetary gear mechanism that transmits power among the four planetary gear mechanisms PGS1 to PGS4, as in FIG. 2 of the first embodiment. Each element rotates.

図６（ａ）は、第１実施形態の図３（ａ）と同様に、上述した各変速段における第１〜第３のブレーキＢ１〜Ｂ３、第１〜第３のクラッチＣ１〜Ｃ３、１ウェイクラッチＦ１の状態を纏めて表示した図であり、第１〜第３のブレーキＢ１〜Ｂ３及び第１〜第３のクラッチＣ１〜Ｃ３の欄の「○」は連結状態又は固定状態であることを表している。又、第１ブレーキＢ１の欄の「(○)」はエンジンブレーキを効かせる場合には固定状態にすることを表している。   FIG. 6A shows the first to third brakes B1 to B3 and the first to third clutches C1 to C3, 1 at each of the above-described shift speeds, similarly to FIG. 3A of the first embodiment. It is the figure which displayed the state of the way clutch F1 collectively, and "(circle)" of the column of the 1st-3rd brakes B1-B3 and the 1st-3rd clutches C1-C3 is a connection state or a fixed state. Represents. In addition, “(◯)” in the column of the first brake B1 indicates that the engine brake is fixed when the engine brake is applied.

又、１ウェイクラッチＦ１の「○」は、１ウェイクラッチＦ１の働きで第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）の回転速度が「０」となる状態を表している。   Further, “◯” of the 1-way clutch F1 represents a state in which the rotation speed of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0” by the action of the 1-way clutch F1.

又、図６（ｂ）は、図６（ｄ）に示すように、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のギヤ比ｈを３．７９９、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比ｉを１．６０１、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比ｊを３．５０２、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のギヤ比ｋを１．４８５とした場合の各変速段のギヤレシオを示す。これによれば、図６（ｃ）に示される公比が適切になると共に、図６（ｄ）に示すレシオレンジも適切になる。   FIG. 6B shows the gear ratio h of the first planetary gear mechanism PGS1 as 3.799, the gear ratio i of the second planetary gear mechanism PGS2, as shown in FIG. The gear ratios of the respective speeds when the gear ratio j of the three planetary gear mechanism PGS3 is 3.502 and the gear ratio k of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is 1.485 are shown. According to this, the common ratio shown in FIG. 6C is appropriate, and the reciprocal orange shown in FIG. 6D is also appropriate.

第２実施形態の自動変速機によれば、前進９段及び後進１段の変速を行うことができる。３速段から９速段及び後進段においては、３つのブレーキＢ１〜Ｂ３及び３つのクラッチＣ１〜Ｃ３のうち３つの係合機構が係合することになる。又、１速段及び２速段においては、第２ブレーキＢ２が開放状態であっても、１ウェイクラッチＦ１の働きで第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）の回転速度が「０」となるため、第２ブレーキＢ２でフリクションロスが発生しない。   According to the automatic transmission of the second embodiment, it is possible to perform shifts of nine forward speeds and one reverse speed. In the third to ninth gears and the reverse gear, three engagement mechanisms among the three brakes B1 to B3 and the three clutches C1 to C3 are engaged. In the first gear and the second gear, even when the second brake B2 is in the released state, the rotation speed of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is “ Therefore, no friction loss occurs in the second brake B2.

そのため、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。   For this reason, the number of engagement mechanisms in which friction loss occurs at each gear stage is three, and the engagement mechanisms in which four engagement mechanisms generate friction loss in each gear stage are open compared to the conventional mechanism. The friction loss due to the combined mechanism can be reduced, and the transmission efficiency of the automatic transmission is improved.

又、第２実施形態の自動変速機では、発進クラッチＣ０側から順に、第１から第７の７つの列を構成する。   Further, in the automatic transmission according to the second embodiment, first to seventh rows are formed in order from the start clutch C0 side.

具体的には、第１列は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１、第２列は、第１クラッチＣ１及び１ウェイクラッチＦ１、第３列は、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３及び第２ブレーキＢ２、第４列は、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３及び第４遊星歯車機構ＰＧＳ４、第５列は、出力部材３、第６列は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２及び第１ブレーキＢ１、第７列は、第３ブレーキＢ３となる。   Specifically, the first row is the first planetary gear mechanism PGS1, the second row is the first clutch C1 and the one-way clutch F1, the third row is the second clutch C2, the third clutch C3, and the second brake. B2, the fourth row is the third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4, the fifth row is the output member 3, the sixth row is the second planetary gear mechanism PGS2 and the first brake B1, the seventh row. Is the third brake B3.

このため、従来の８つの列を構成するものに比べ、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。   For this reason, the axial length of the automatic transmission can be shortened as compared with the conventional eight rows.

ここで、湿式多板ブレーキは容量の増加に比例してフリクションロスが増加するものである。第２実施形態の自動変速機では、第２ブレーキＢ２に１ウェイクラッチＦ１を並設しているため、第２ブレーキＢ２は、後進段を除いて、１速段及び２速段でエンジンブレーキを効かせる場合のみ固定状態に切り換えられるものである。このため、第２ブレーキＢ２は、比較的容量の小さいブレーキで構成することができる。   Here, in the wet multi-plate brake, the friction loss increases in proportion to the increase in capacity. In the automatic transmission according to the second embodiment, since the one-way clutch F1 is arranged in parallel with the second brake B2, the second brake B2 applies the engine brake at the first gear and the second gear except for the reverse gear. Only when it is effective, it can be switched to a fixed state. For this reason, the second brake B2 can be constituted by a brake having a relatively small capacity.

従って、第２ブレーキＢ２が開放状態となると共に第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）が正転する３速段から９速段において、第２ブレーキＢ２で発生するフリクションロスを低減させることができ、更なる伝達効率の向上を図ることができる。   Accordingly, the friction loss generated in the second brake B2 is reduced from the third gear to the ninth gear where the second brake B2 is released and the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotates in the forward direction. It is possible to improve the transmission efficiency.

ここで、１速段から６速段までを低速段域、７速段から９速段までを高速段域と定義する。   Here, the first to sixth gears are defined as the low speed range, and the seventh to ninth gears are defined as the high speed range.

第２実施形態では、本発明の第２クラッチＣ２を噛合機構たるドグクラッチで構成しているため、第２クラッチＣ２を湿式多板クラッチで構成する場合に比べ、第２クラッチＣ２が開放状態となる高速段域及び後進段において、第２クラッチＣ２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 2nd Embodiment, since the 2nd clutch C2 of this invention is comprised with the dog clutch which is a meshing mechanism, compared with the case where 2nd clutch C2 is comprised with a wet multi-plate clutch, the 2nd clutch C2 will be in an open state. In the high speed range and the reverse speed range, no friction loss occurs in the dog clutch as the second clutch C2. For this reason, the friction loss can be further reduced as the entire automatic transmission.

又、第２クラッチＣ２は、大きなトルクが作用する低速段域で連結状態となる。このため、第２クラッチＣ２を湿式多板クラッチで構成する場合には、大きな締結力を得られるように、比較的大型にする必要がある。第２実施形態においては、第２クラッチＣ２をドグクラッチで構成しているため、第２クラッチＣ２の大型化を防止でき、第２クラッチＣ２のレイアウト自由度を向上させることができる。   Further, the second clutch C2 is connected in a low speed range where a large torque acts. For this reason, when the second clutch C2 is formed of a wet multi-plate clutch, it is necessary to make it relatively large so that a large fastening force can be obtained. In the second embodiment, since the second clutch C2 is constituted by a dog clutch, the second clutch C2 can be prevented from being enlarged, and the degree of freedom in layout of the second clutch C2 can be improved.

又、第２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がフリクションロスが発生する開放状態となる３速段から９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。   Further, in the second embodiment, since the second brake B2 of the present invention is configured by a dog clutch that is a meshing mechanism, the second brake B2 has a friction loss compared to the case where the second brake B2 is configured by a wet multi-plate brake. No friction loss occurs in the dog clutch, which is the second brake B2, in the third to ninth speeds where the engine is released. For this reason, the friction loss can be further reduced as the entire automatic transmission.

又、第２実施形態の自動変速機では、第１実施形態と同様に、１ウェイクラッチＦ１の働きにより、２速段と３速段との間の変速の際に、第２ブレーキＢ２の状態を切り換える必要がなくなり、２速段と３速段との間の変速の制御性を向上させることができる。   In the automatic transmission according to the second embodiment, as in the first embodiment, the state of the second brake B2 is changed during the shift between the second speed and the third speed by the action of the one-way clutch F1. Therefore, the controllability of shifting between the second gear and the third gear can be improved.

又、第２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ため、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 second embodiment, the first to fourth planetary gear mechanisms PGS1 to PGS4 are constituted by so-called single pinion type planetary gear mechanisms, and thus are constituted by so-called double pinion type planetary gear mechanisms. The number of gear meshing can be reduced and the transmission efficiency can be improved.

尚、第２実施形態の自動変速機においては、第１クラッチＣ１として、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３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ものを説明した。しかしながら、本発明の第１クラッチＣ１は、これに限られるものではなく、第１実施形態と同様に、連結状態にすることにより、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１〜第３の３つの要素Ｒａ，Ｃａ，Ｓａを相対回転不能なロック状態にすることができるものであればよい。   In the automatic transmission of the second embodiment, the first clutch C1 includes the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1. A description has been given of what is configured to be switchable between a connected state to be connected and an open state in which this connection is broken. However, the first clutch C1 of the present invention is not limited to this, and, as in the first embodiment, the first to third elements of the first planetary gear mechanism PGS1 are brought into a connected state by being connected. Any material can be used as long as Ra, Ca, and Sa can be locked in a relatively non-rotatable state.

又、第２実施形態においては、第２クラッチＣ２として、ドグクラッチを用いたが、これに限らず、第２クラッチＣ２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 second embodiment, a dog clutch is used as the second clutch C2. However, the present invention is not limited to this, and the second clutch C2 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クラッチＣ２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 clutch C2 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、第２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、湿式多板ブレーキ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。又、第２ブレーキＢ２を湿式多板ブレーキで構成してもよい。   In the second 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 a wet multi-plate brake is used. Further, the second brake B2 may be a wet multi-plate brake.

又、第２実施形態では、第１実施形態と同様に、１ウェイクラッチＦ１を廃止すると共に、第２ブレーキＢ２を、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）を変速機ケース１に固定する固定状態と、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１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してもよい。   In the second embodiment, similarly to the first embodiment, the one-way clutch F1 is eliminated, the second brake B2 is used, and the carrier Cd (the eleventh element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is used as the transmission case 1. And a two-way clutch that can be switched between a fixed state in which the carrier Cd (the eleventh element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is forwardly rotated and a reverse rotation prevented state in which reverse rotation is prevented.

このような２ウェイクラッチで第２ブレーキＢ２を構成した場合には、２ウェイクラッチを、３速段から９速段までの前進段では逆転阻止状態とし、１速段、２速段、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、２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３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, the 2-way clutch is set in the reverse rotation prevention state at the forward speed from the third speed to the ninth speed, and the first speed, the second speed, and the reverse speed. Each shift stage can be established by fixing the stage. In this case, if the upshift to the third speed is predicted based on the vehicle information such as the traveling speed while traveling at the second speed, the transmission control unit (not shown) is used as the second brake B2. It is preferable to switch the 2-way clutch to the reverse rotation prevention state in advance.

これによれば、１ウェイクラッチＦ１の効果と同様に、２速段から３速段にアップシフトする際には、第２ブレーキＢ２たる２ウェイクラッチの状態の切り換えは完了しており、第３ブレーキＢ３を連結状態とするだけで３速段に変速できるため、２速段から３速段へのアップシフトをスムーズに行うことができ、自動変速機の変速制御性が向上される。   According to this, similarly to the effect of the one-way clutch F1, when upshifting from the second gear to the third gear, the switching of the state of the two-way clutch as the second brake B2 has been completed. Since the gear can be shifted to the third speed only by putting the brake B3 in the connected state, the upshift from the second speed to the third speed can be performed smoothly, and the shift controllability of the automatic transmission is improved.

上述した２ウェイクラッチで第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 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１実施形態と同様に、第２ブレーキＢ２としての２ウェイクラッチは、固定状態と逆転阻止状態とに加えて、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態と、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄ（第１１要素）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。   Further, as in the first embodiment, the two-way clutch as the second brake B2 is in the forward rotation of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 in addition to the fixed state and the reverse rotation prevention state. Can be switched between a reverse rotation preventing state in which rotation is allowed and reverse rotation is blocked, and a forward rotation blocking state in which forward rotation of the carrier Cd (11th element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is prevented and reverse rotation is allowed. Good.

又、本実施形態の自動変速機では、前進９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、４速段及び８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。   In the automatic transmission according to the present embodiment, 9 forward speeds and 1 reverse speed can be established. For example, the 2nd speed, the 4th speed, and the 8th speed are omitted, and the forward 6 speeds are omitted. And it is good also as an automatic transmission which can establish the reverse gear stage of 1 reverse. 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、第２実施形態では、エンジンＥＮＧの動力を発進クラッチＣ０を介して入力軸２に伝達しているが、発進クラッチＣ０ではなく、第１実施形態のようにトルクコンバータを用いてもよい。   In the second embodiment, the power of the engine ENG is transmitted to the input shaft 2 via the start clutch C0. However, instead of the start clutch C0, a torque converter may be used as in the first embodiment.

又、第２実施形態の自動変速機では、第１実施形態と同様に、１ウェイクラッチＦ１を省略しても、１速段及び２速段において第２ブレーキＢ２を固定状態にすれば、上述した実施形態の効果を得ることができる。   Further, in the automatic transmission according to the second embodiment, as in the first embodiment, even if the one-way clutch F1 is omitted, if the second brake B2 is fixed at the first speed and the second speed, the above-described operation is performed. The effects of the embodiment described above can be obtained.

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、Ｃ０…発進クラッチ、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３要素）、Ｃａ…キャリア（第２要素）、Ｒａ…リングギヤ（第１要素）、Ｐａ…ピニオン、ＰＧＳ２…第２遊星歯車機構、Ｓｂ…サンギヤ（第４要素）、Ｃｂ…キャリア（第５要素）、Ｒｂ…リングギヤ（第６要素）、Ｐｂ…ピニオン、ＰＧＳ３…第３遊星歯車機構、Ｓｃ…サンギヤ（第７要素）、Ｃｃ…キャリア（第８要素）、Ｒｃ…リングギヤ（第９要素）、Ｐｃ…ピニオン、ＰＧＳ４…第４遊星歯車機構、Ｓｄ…サンギヤ（第１２要素）、Ｃｄ…キャリア（第１１要素）、Ｒｄ…リングギヤ（第１０要素）、Ｐｄ…ピニオン、Ｙ１〜Ｙ４…第１〜第４回転要素、Ｃ１〜Ｃ３…第１〜第３クラッチ、Ｂ１〜Ｂ３…第１〜第３ブレーキ、Ｆ１…１ウェイクラッチ、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, C0 ... Starting clutch, DA ... Torsional damper device, LC ... Lock-up clutch, PGS1 ... 1st Planetary gear mechanism, Sa ... sun gear (third element), Ca ... carrier (second element), Ra ... ring gear (first element), Pa ... pinion, PGS2 ... second planetary gear mechanism, Sb ... sun gear (fourth element) ), Cb ... carrier (fifth element), Rb ... ring gear (sixth element), Pb ... pinion, PGS3 ... third planetary gear mechanism, Sc ... sun gear (seventh element), Cc ... carrier (eighth element), Rc: Ring gear (9th element), Pc: Pinion, PGS4: 4th planetary gear mechanism, Sd ... Sun gear (12th element), Cd ... Carrier (11th element), Rd ... Ring gear (1st element) 0 element), Pd ... pinion, Y1-Y4 ... first to fourth rotating elements, C1-C3 ... first to third clutches, B1-B3 ... first to third brakes, F1 ... one-way clutch, TW ... 2-way clutch.

Claims (13)

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２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３遊星歯車機構と前記第４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、第４回転要素として、
前記第３要素と前記第４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４回転要素とを連結して第２連結体が構成され、
前記第２要素が前記入力軸に連結され、前記第２回転要素が前記出力部材に連結され、
係合機構として、
前記第１遊星歯車機構の第１要素〜第３要素のうちの何れか２つを互いに連結自在な第１クラッチと、
前記第１要素と前記第１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３回転要素とを連結自在な第３クラッチと、
前記第６要素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３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２連結体を前記変速機ケースに固定自在な第３ブレーキと
を備え、
第１から第３の３つのクラッチと、第１から第３の３つのブレーキとの合計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 second planetary gear mechanism are a fourth element, a fifth element, and a sixth element, respectively, in order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram,
Each of the elements of the third planetary gear mechanism and the fourth planetary gear mechanism constitutes four rotating elements, and the four rotating elements are arranged in the order of alignment in the alignment chart, respectively, a first rotating element, a second rotating element, As the third rotation element and the fourth rotation element,
The third element and the fourth element are connected to form a first connecting body, the fifth element and the fourth rotating element are connected to form a second connecting body,
The second element is coupled to the input shaft, the second rotating element is coupled to the output member;
As an engagement mechanism,
A first clutch that can freely connect any two of the first to third elements of the first planetary gear mechanism;
A second clutch capable of connecting the first element and the first rotating element;
A third clutch capable of connecting the first element and the third rotating element;
A first brake capable of fixing the sixth element to the transmission case;
A second brake capable of fixing the third rotating element to the transmission case;
A third brake that can fix the second connector to the transmission case;
By changing at least three engagement mechanisms among a total of six engagement mechanisms including the first to third clutches and the first to third brakes to a connected state or a fixed state, An automatic transmission characterized by establishing a gear. 請求項１に記載の自動変速機において、前記第４遊星歯車機構は、前記第３遊星歯車機構の径方向外方に配置され、前記第３遊星歯車機構のリングギヤと前記第４遊星歯車機構のサンギヤとが一体に構成されることにより、前記第１〜第４の回転要素のうちの何れか１つの回転要素が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 fourth planetary gear mechanism is disposed radially outward of the third planetary gear mechanism, and the ring gear of the third planetary gear mechanism and the fourth planetary gear mechanism An automatic transmission characterized in that any one of the first to fourth rotating elements is configured by integrally forming 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３回転要素の正転を許容し逆転を阻止する１ウェイクラッチが設けら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, further comprising a one-way clutch that allows forward rotation of the third rotating element and prevents reverse rotation. 4. 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３回転要素を変速機ケースに固定する固定状態と、前記第３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。   The automatic transmission according to claim 1 or 2, wherein the second brake allows a fixed state in which the third rotating element is fixed to a transmission case, and allows the third 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. 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２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３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７要素、第８要素及び第９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１０要素、第１１要素及び第１２要素として、
前記第１要素と前記第７要素とを連結して第１連結体が構成され、前記第３要素と前記第４要素とを連結して第２連結体が構成され、前記第５要素と前記第９要素と前記第１２要素とを連結して第３連結体が構成され、
前記第２要素が前記入力軸に連結され、前記第１０要素が前記出力部材に連結され、
係合機構として、
前記第１遊星歯車機構の第１要素〜第３要素のうちの何れか２つを互いに連結自在な第１クラッチと、
前記第８要素と前記第１１要素とを連結自在な第２クラッチと、
前記第１連結体と前記第１１要素とを連結自在な第３クラッチと、
前記第６要素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１１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３連結体を前記変速機ケースに固定自在な第３ブレーキと
を備え、
第１から第３の３つのクラッチと、第１から第３の３つのブレーキとの合計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 second planetary gear mechanism are a fourth element, a fifth element, and a sixth element, respectively, in order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram,
The three elements of the third planetary gear mechanism are the seventh element, the eighth element, and the ninth element, respectively, in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram,
As the tenth element, the eleventh element, and the twelfth element, the three elements of the fourth planetary gear mechanism are arranged in the order corresponding to the gear ratio in the alignment chart, respectively.
The first element and the seventh element are connected to form a first connection body, the third element and the fourth element are connected to form a second connection body, the fifth element and the A third connected body is configured by connecting the ninth element and the twelfth element,
The second element is coupled to the input shaft, the tenth element is coupled to the output member,
As an engagement mechanism,
A first clutch that can freely connect any two of the first to third elements of the first planetary gear mechanism;
A second clutch capable of connecting the eighth element and the eleventh element;
A third clutch capable of connecting the first connector and the eleventh element;
A first brake capable of fixing the sixth element to the transmission case;
A second brake capable of fixing the eleventh element to the transmission case;
A third brake capable of fixing the third connector to the transmission case;
By changing at least three engagement mechanisms among a total of six engagement mechanisms including the first to third clutches and the first to third brakes to a connected state or a fixed state, An automatic transmission characterized by establishing a gear. 請求項５に記載の自動変速機において、前記第９要素は前記第３遊星歯車機構のリングギヤであり、前記第１２要素は前記第４遊星歯車機構のサンギヤであり、
前記第４遊星歯車機構は、前記第３遊星歯車機構の径方向外方に配置され、前記第３遊星歯車機構のリングギヤと前記第４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。 The automatic transmission according to claim 5, wherein the ninth element is a ring gear of the third planetary gear mechanism, and the twelfth element is a sun gear of the fourth planetary gear mechanism,
The fourth planetary gear mechanism is disposed radially outward of the third planetary gear mechanism, and a ring gear of the third planetary gear mechanism and a sun gear of the fourth planetary gear mechanism are integrally configured. And automatic transmission. 請求項５又は請求項６に記載の自動変速機において、前記第１１要素の正転を許容し逆転を阻止する１ウェイクラッチが設けられていることを特徴とする自動変速機。   7. The automatic transmission according to claim 5, further comprising a one-way clutch that allows forward rotation of the eleventh element and prevents reverse rotation. 請求項５又は請求項６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１１要素を変速機ケースに固定する固定状態と、前記第１１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。   7. The automatic transmission according to claim 5, wherein the second brake allows a fixed state in which the eleventh element is fixed to a transmission case, and allows normal rotation of the eleventh element and prevents reverse rotation. An automatic transmission comprising a two-way clutch switchable between a reverse rotation prevention state. 請求項１から請求項８の何れか１項に記載の自動変速機において、前記第２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。   The automatic transmission according to any one of claims 1 to 8, wherein the second clutch is configured by a meshing mechanism. 請求項１から請求項３及び請求項５から請求項７の何れか１項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 any one of claims 1 to 3 and claim 5 to 7, wherein the second brake is constituted by a meshing mechanism. 請求項１から請求項１０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。   11. 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. 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１１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 11, further comprising a starting clutch capable of transmitting the power of the drive source to the input shaft. 請求項１から請求項１１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 11, wherein power of the drive source is transmitted to the input shaft via a torque converter.
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