WO2015108028A1 - 多段変速機 - Google Patents

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WO2015108028A1
WO2015108028A1 PCT/JP2015/050632 JP2015050632W WO2015108028A1 WO 2015108028 A1 WO2015108028 A1 WO 2015108028A1 JP 2015050632 W JP2015050632 W JP 2015050632W WO 2015108028 A1 WO2015108028 A1 WO 2015108028A1
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gear
engagement
planetary gear
engagement element
rotating
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PCT/JP2015/050632
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English (en)
French (fr)
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貴義 加藤
森本　隆
青木　敏彦
加藤　博
糟谷　悟
宮崎　光史
森瀬　勝
慎司 大板
Original Assignee
アイシン・エィ・ダブリュ株式会社
トヨタ自動車株式会社
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Priority to US15/104,450 priority patent/US20160341289A1/en
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    • F16H2200/2097—Transmissions using gears with orbital motion comprising an orbital gear set member permanently connected to the housing, e.g. a sun wheel permanently connected to the housing

Definitions

  • the present invention relates to a multi-stage transmission that shifts power transmitted from a motor of a vehicle to an input member and transmits it to an output member.
  • this type of multi-stage transmission includes four single-pinion planetary gears, four clutches, and two brakes, and includes forward and reverse gears from the first gear to the ninth gear.
  • What is provided is known (see, for example, Patent Document 1).
  • drivability that is, acceleration performance of the vehicle can be further improved.
  • the main object of the present invention is to improve the fuel efficiency, drivability and shift performance of a vehicle equipped with a multi-stage transmission, and to make the multi-stage transmission lightweight and compact.
  • the multi-stage transmission according to the present invention is a multi-stage transmission that shifts the power transmitted to the input member and transmits the power to the output member.
  • the first rotation element, the second rotation element, and the third rotation are arranged in order according to the gear ratio.
  • First, second, third, fourth, and any of the rotating elements of the first, second, third and fourth planetary gears are connected to other rotating elements or stationary members and the connection between them is released.
  • the first The second rotating element of the star gear is always connected to the output member, and the first rotating element of the first planetary gear and the tenth rotating element of the fourth planetary gear are always connected,
  • the third rotating element of the planetary gear and the ninth rotating element of the third planetary gear are always connected, and the fourth rotating element of the second planetary gear is always connected to the stationary member, and the second The fifth rotating element of the planetary gear and the twelfth rotating element of the fourth planetary gear are always connected, and the sixth rotating element of the second planetary gear and the seventh rotating element of the third planetary gear are Are always connected, and the first engaging element connects the first rotating element of the first planetary gear and the tenth rotating element of the fourth planetary gear, which are always connected, and the input member to each other.
  • connection between the two is released and the second engagement is required.
  • the third engaging element connects the eighth rotating element of the third planetary gear and the eleventh rotating element of the fourth planetary gear to each other and releases the connection between them.
  • the fourth engagement element connects the eleventh rotation element of the fourth planetary gear and the input member to each other and releases the connection between them, and the fifth engagement element includes the second planetary gear.
  • the fifth rotating element or the sixth rotating element of the gear is connected to the stationary member and fixed to be non-rotatable, and the connection between both is released, and the sixth engaging element is the third planetary gear of the third planetary gear.
  • the eighth rotating element is connected to the stationary member so that it cannot rotate. It is characterized by fixing and releasing the connection between the two.
  • the first, second, third, fourth, fifth and sixth engaging elements are selectively engaged with each other by first engaging them. It is possible to form a forward gear and a reverse gear from the first gear to the ninth gear or from the first gear to the tenth gear. As a result, the spread is further increased to improve the fuel efficiency of the vehicle on which the multi-stage transmission is mounted, and further, the speed ratio of the low speed stage is further increased and the speed ratio of the high speed stage is further decreased to improve drivability, that is, the vehicle. Acceleration performance and the like can be further improved.
  • the torque sharing of the first to fourth engagement elements is reduced to make the first to fourth engagement elements lighter and more compact, and drag loss in the first to fourth engagement elements is reduced. Deterioration can be suppressed. Furthermore, the controllability of the first to sixth engagement elements can be improved by reducing the torque sharing ratio of the first to sixth engagement elements. Therefore, in the multi-stage transmission according to the present invention, it is possible to further improve the fuel consumption, drivability, and shift performance of a vehicle in which the multi-stage transmission is mounted, and to reduce the overall weight of the apparatus.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a power transmission device including a multi-stage transmission according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a velocity diagram showing a ratio of a rotational speed of each rotary element to an input rotational speed in the multi-stage transmission of FIG. 1.
  • FIG. 2 is an operation table showing the relationship between each shift stage and the operation states of clutches and brakes in the multi-stage transmission of FIG.
  • It is a schematic block diagram of the power transmission device containing the multistage transmission which concerns on other embodiment of this invention.
  • It is a schematic block diagram of the power transmission device containing the multi-stage transmission which concerns on other embodiment of this invention.
  • It is a schematic block diagram of the power transmission device containing the multistage transmission which concerns on other embodiment of this invention.
  • FIG. 8 is an operation table showing a relationship between each shift stage and the operation states of clutches and brakes in the multi-stage transmission of FIG. 7.
  • FIG. 8 is a velocity diagram showing a ratio of a rotational speed of each rotary element to an input rotational speed in the multi-stage transmission of FIG. 7.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a power transmission device 10 including an automatic transmission 20 as a multi-stage transmission according to an embodiment of the present invention.
  • a power transmission device 10 shown in these drawings is connected to a crankshaft of an engine (internal combustion engine) (not shown) as a drive source mounted vertically in a front portion of a rear-wheel drive vehicle and power (torque) from the engine. ) Can be transmitted to left and right rear wheels (drive wheels) (not shown).
  • the power transmission device 10 includes a transmission case (stationary member) 11 and a starting device in addition to the automatic transmission 20 that shifts the power transmitted from the engine to the input shaft 20i and transmits the power to the output shaft 20o. (Fluid transmission device) 12, oil pump 17 and the like are included.
  • the starting device 12 includes an input-side pump impeller 14p connected to the drive source as described above, an output-side turbine runner 14t connected to the input shaft (input member) 20i of the automatic transmission 20, a pump impeller 14p, A stator 14s that is disposed inside the turbine runner 14t and rectifies the flow of hydraulic oil from the turbine runner 14t to the pump impeller 14p. A one-way clutch that is supported by a stator shaft (not shown) and restricts the rotational direction of the stator 14s in one direction. Including a torque converter having 14o and the like.
  • the starting device 12 connects the front cover connected to the crankshaft of the engine and the like and the input shaft 20i of the automatic transmission 20 to each other, and releases the connection between the front cover and the automatic transmission. And a damper mechanism 16 that damps vibration between the input shaft 20 i of the machine 20.
  • the starting device 12 may include a fluid coupling that does not have the stator 14s.
  • the oil pump 17 includes a pump assembly including a pump body and a pump cover, an external gear (inner rotor) connected to the pump impeller 14p of the starting device 12, an internal gear (outer rotor) meshed with the external gear, and the like. It is comprised as a gear pump having.
  • the oil pump 17 is driven by power from the engine, sucks hydraulic oil (ATF) stored in an oil pan (not shown), and pumps it to a hydraulic control device (not shown).
  • ATF hydraulic oil
  • the automatic transmission 20 is configured as a 9-speed transmission, and is connected to the left and right rear wheels via a differential gear and a drive shaft (not shown) in addition to the input shaft 20i as shown in FIG. Output shaft (output member) 20o, a single pinion type first planetary gear 21 arranged in the axial direction of the automatic transmission 20 (input shaft 20i and output shaft 20o), and a double pinion type second planetary gear. 22, a single pinion type third planetary gear 23, and a single pinion type fourth planetary gear 24. Further, the automatic transmission 20 includes a clutch C1 (first clutch) as a first engagement element and a clutch C2 (second clutch) as a second engagement element for changing the power transmission path from the input shaft 20i to the output shaft 20o.
  • a clutch C1 first clutch
  • C2 second clutch
  • a second clutch A second clutch
  • a clutch C3 third clutch
  • a clutch C4 fourth clutch
  • a brake B1 first brake
  • a brake B2 second brake
  • the first to fourth planetary gears 21 to 24 are connected to the second planetary gear 22, the fourth planetary gear 24, the third planetary gear 23, the second planetary gear 23 from the starting device 12, that is, the engine side (left side in FIG. 1). It arrange
  • the first planetary gear 21 includes a first sun gear 21s that is an external gear, a first ring gear 21r that is an internal gear disposed concentrically with the first sun gear 21s, and a first sun gear 21s and a first ring gear 21r, respectively. And a first carrier 21c that holds the plurality of first pinion gears 21p so as to freely rotate (rotate) and revolve.
  • the second planetary gear 22 includes a second sun gear 22s that is an external gear, a second ring gear 22r that is an internal gear disposed concentrically with the second sun gear 22s, and a plurality of meshes with the second sun gear 22s. It has a pinion gear 221p, a plurality of pinion gears 222p meshing with the corresponding pinion gear 221p and the second ring gear 22r, respectively, and a second carrier 22c holding a plurality of sets of pinion gears 221p and 222p so as to rotate and revolve.
  • the third planetary gear 23 includes a third sun gear 23s that is an external gear, a third ring gear 23r that is an internal gear disposed concentrically with the third sun gear 23s, and a third sun gear 23s and a third ring gear 23r, respectively. And a third carrier 23c that holds the plurality of third pinion gears 23p so that they can rotate (rotate) and revolve freely.
  • the fourth planetary gear 24 includes a fourth sun gear 24s that is an external gear, a fourth ring gear 24r that is an internal gear disposed concentrically with the fourth sun gear 24s, and a fourth sun gear 24s and a fourth ring gear 24r, respectively. And a fourth carrier 24c that holds the plurality of fourth pinion gears 24p so as to freely rotate (rotate) and revolve.
  • the first carrier 21c of the first planetary gear 21 is always connected (fixed) to the output shaft 20o of the automatic transmission 20.
  • the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 are always connected via a connecting member (first connecting element) 214, and always rotate integrally (and coaxially). Or stop.
  • the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third ring gear 23r of the third planetary gear 23 are always connected via a connecting member (second connecting element) 213, and always rotate integrally (and coaxially). Or stop.
  • the second carrier 22c of the second planetary gear 22 and the third sun gear 23s of the third planetary gear 23 are always connected via a connecting member (third connecting element) 223 and are always rotated integrally (and coaxially). Or stop.
  • the second ring gear 22r of the second planetary gear 22 and the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 are always connected via a connecting member (fourth connecting element) 224, and always rotate integrally (and coaxially).
  • the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 is always connected (fixed) to the transmission case 11 as a stationary member and always stationary.
  • the clutch C1 connects the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24, which are always connected, and the input shaft 20i to each other and releases the connection between them. .
  • the clutch C2 connects the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third ring gear 23r (connecting member 213) of the third planetary gear 23 that are always connected to the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24. At the same time, the connection between the two is canceled.
  • the clutch C3 connects and disconnects the third carrier 23c of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 from each other.
  • the clutch C4 connects the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 and the input shaft 20i to each other and releases the connection between them.
  • the clutches C1 and C4 are disposed, for example, between the starting device 12 and the fourth planetary gear 24, and the clutches C2 and C3 are disposed, for example, between the first planetary gear 21 and the fourth planetary gear 24.
  • the brake B1 non-rotatably fixes the second carrier 22c, which can fix the second planetary gear 22, and the third sun gear 23s, which can fix the third planetary gear 23, to the transmission case 11 as a stationary member. (Connection) and the second carrier 22 c and the third sun gear 23 s are freely released from the transmission case 11.
  • the brake B2 fixes (connects) the third carrier 23c, which is a fixable element of the third planetary gear 23, to the transmission case 11 so as not to rotate, and also fixes the third carrier 23c to the transmission case 11 as a stationary member. And free to rotate.
  • the brake B1 is disposed, for example, between the starting device 12 and the fourth planetary gear 24, and the brake B2 is disposed, for example, between the first planetary gear 21 and the fourth planetary gear 24.
  • a piston a plurality of friction engagement plates (for example, a friction plate formed by sticking a friction material on both surfaces of an annular member, and an annular member formed smoothly on both surfaces)
  • a multi-plate friction type hydraulic clutch having a hydraulic servo composed of a separator plate), an engagement oil chamber to which hydraulic oil is supplied, a centrifugal oil pressure cancellation chamber, and the like are employed.
  • a multi-plate friction hydraulic brake having a hydraulic servo including a piston, a plurality of friction engagement plates (friction plates and separator plates), an engagement oil chamber to which hydraulic oil is supplied, and the like. Is adopted.
  • the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 operate by receiving and supplying hydraulic oil from a hydraulic control device (not shown).
  • FIG. 2 is a velocity diagram showing the ratio of the rotational speed of each rotary element to the rotational speed of the input shaft 20i (input rotational speed) in the automatic transmission 20 (where the rotational speed of the input shaft 20i is 1).
  • FIG. 3 is an operation table showing the relationship between each gear position of the automatic transmission 20 and the operation states of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2.
  • the three rotating elements constituting the single pinion type first planetary gear 21, that is, the first sun gear 21 s, the first ring gear 21 r, and the first carrier 21 c, are speed lines of the first planetary gear 21.
  • the first sun gear 21s, the first carrier 21c, and the first ring gear 21r are arranged in this order from the left side in the figure at intervals corresponding to the gear ratio ⁇ 1.
  • the first sun gear 21s is the first rotating element of the automatic transmission 20
  • the first carrier 21c is the second rotating element of the automatic transmission 20
  • One ring gear 21r is used as a third rotating element of the automatic transmission 20.
  • the first planetary gear 21 has the first rotation element, the second rotation element, and the third rotation element of the automatic transmission 20 that are arranged in order according to the gear ratio ⁇ 1.
  • the three rotating elements constituting the double pinion type second planetary gear 22, that is, the second sun gear 22 s, the second ring gear 22 r and the second carrier 22 c, are velocity diagrams of the second planetary gear 22 (in FIG. 2).
  • the second sun gear 22s, the second ring gear 22r, and the second carrier 22c are arranged in this order from the left side in the drawing with an interval corresponding to the gear ratio ⁇ 2 on the second speed diagram from the left).
  • the second sun gear 22s is the fourth rotating element of the automatic transmission 20
  • the second ring gear 22r is the fifth rotating element of the automatic transmission 20
  • the second sun gear 22s is the fifth rotating element of the automatic transmission 20.
  • the second carrier 22c is a sixth rotating element of the automatic transmission 20. Therefore, the second planetary gear 22 has the fourth rotation element, the fifth rotation element, and the sixth rotation element of the automatic transmission 20 that are arranged in order according to the gear ratio ⁇ 2.
  • the three rotating elements constituting the single pinion type third planetary gear 23, that is, the third sun gear 23s, the third ring gear 23r, and the third carrier 23c are speed diagrams of the third planetary gear 23 (in FIG. 2).
  • the second sun gear 23s, the third carrier 23c, and the third ring gear 23r are arranged in this order from the left side in the drawing at intervals corresponding to the gear ratio ⁇ 3 on the second speed diagram from the right).
  • the third sun gear 23s is the seventh rotating element of the automatic transmission 20
  • the third carrier 23c is the eighth rotating element of the automatic transmission 20
  • the 3-ring gear 23r is the ninth rotating element of the automatic transmission 20. Therefore, the third planetary gear 23 has the seventh rotation element, the eighth rotation element, and the ninth rotation element of the automatic transmission 20 that are arranged in order at intervals according to the gear ratio ⁇ 3.
  • the three rotating elements constituting the single pinion type fourth planetary gear 24, that is, the fourth sun gear 24s, the fourth ring gear 24r, and the fourth carrier 24c are speed diagrams of the fourth planetary gear 24 (in FIG. 2).
  • the fourth sun gear 24s, the fourth carrier 24c, and the fourth ring gear 24r are arranged in this order from the left side in the figure at intervals corresponding to the gear ratio ⁇ 4.
  • the fourth sun gear 24s is the tenth rotating element of the automatic transmission
  • the fourth carrier 24c is the eleventh rotating element of the automatic transmission
  • the four ring gear 24r is a twelfth rotating element of the automatic transmission 20.
  • the fourth planetary gear 24 has the tenth rotation element, the eleventh rotation element, and the twelfth rotation element of the automatic transmission 20 that are arranged in order according to the gear ratio ⁇ 4.
  • the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 are engaged or released as shown in FIG. 3 to change the connection relationship of the first to twelfth rotating elements, thereby changing the input shaft.
  • nine power transmission paths in the forward rotation direction and one in the reverse rotation direction that is, the forward speed and the reverse speed from the first speed to the ninth speed can be formed. .
  • the first forward speed is formed by engaging the clutch C1, the brakes B1 and B2, and releasing the remaining clutches C2, C3 and C4. That is, when the first forward speed is established, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 are connected to the input shaft 20i by the clutch C1, and further the first sun gear 21s by the brake B1.
  • the second carrier 22c of the second planetary gear 22 and the third sun gear 23s of the third planetary gear 23 are fixed to the transmission case 11 in a non-rotatable manner, and the third carrier 23c of the third planetary gear 23 is transmitted by the brake B2.
  • the case 11 is fixed so as not to rotate.
  • the forward second speed is formed by engaging the clutches C1 and C2 and the brake B2 and releasing the remaining clutches C3 and C4 and the brake B1. That is, when the second forward speed is established, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 are connected to the input shaft 20i by the clutch C1, and the first sun gear 21s of the fourth planetary gear 24 is connected by the clutch C2.
  • the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third ring gear 23r of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other, and the third planetary gear 23 of the third planetary gear 23 is further connected by the brake B2.
  • the three carriers 23c are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate.
  • the torque sharing of the clutches C1 and C2 and the brake B2 when the second forward speed is established is as shown in FIG.
  • the third forward speed is established by engaging the clutches C1, C2 and the brake B1 and releasing the remaining clutches C3, C4 and the brake B2. That is, when the second forward speed is established, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 are connected to the input shaft 20i by the clutch C1, and the first sun gear 21s of the fourth planetary gear 24 is connected by the clutch C2.
  • the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third ring gear 23r of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other, and the second planetary gear 22 of the second planetary gear 22 is further connected by the brake B1.
  • the second carrier 22c and the third sun gear 23s of the third planetary gear 23 are fixed to the transmission case 11 so as not to rotate.
  • the torque sharing of the clutches C1 and C2 and the brake B1 when the third forward speed is established is as shown in FIG.
  • the forward fourth speed is formed by engaging the clutches C1 and C3 and the brake B1 and releasing the remaining clutches C2 and C4 and the brake B2. That is, when the fourth forward speed is established, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 are connected to the input shaft 20i by the clutch C1, and the first sun gear 21s of the fourth planetary gear 24 is connected by the clutch C3.
  • the third carrier 23c of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other, and further, the second carrier 22c of the second planetary gear 22 and the third carrier of the third planetary gear 23 by the brake B1.
  • the sun gear 23s is fixed to the transmission case 11 so as not to rotate.
  • the torque sharing of the clutches C1, C3 and the brake B1 when the fourth forward speed is established is as shown in FIG.
  • the forward fifth speed is formed by engaging the clutches C1, C3, and C4 and releasing the remaining clutch C2, the brake B1, and the brake B2. That is, when the fifth forward speed is established, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 are connected to the input shaft 20i by the clutch C1, and the first sun gear 21s of the fourth planetary gear 24 is connected by the clutch C3.
  • the third carrier 23c of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other, and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 is connected to the input shaft 20i by the clutch C4.
  • the torque sharing of the clutches C1, C3 and C4 when the fifth forward speed is established is as shown in FIG.
  • the forward sixth speed is formed by engaging the clutches C1, C2, and C4 and releasing the remaining clutch C3 and the brakes B1 and B2. That is, when the sixth forward speed is established, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 are connected to the input shaft 20i by the clutch C1, and the first sun gear 21s of the fourth planetary gear 24 is connected by the clutch C2.
  • the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third ring gear 23r of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other, and the fourth planetary gear 24 of the fourth planetary gear 24 is further connected by the clutch C4.
  • Four carriers 24c are connected to the input shaft 20i.
  • the torque sharing of the clutches C1, C2 and C4 when the sixth forward speed is established is as shown in FIG.
  • the forward seventh speed is formed by engaging the clutches C2, C3, and C4 and releasing the remaining clutch C1, the brake B1, and the brake B2. That is, when the seventh forward speed is established, the clutch C2 causes the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third ring gear 23r of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 to move.
  • the third carrier 23c of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other by the clutch C3, and the fourth carrier of the fourth planetary gear 24 is further connected to the clutch C4. 24c is connected to the input shaft 20i.
  • the torque sharing of the clutches C2, C3 and C4 when the seventh forward speed is established is as shown in FIG.
  • the forward eighth speed is formed by engaging the clutches C2 and C4 and the brake B1 and releasing the remaining clutches C1 and C3 and the brake B2. That is, when forming the eighth forward speed, the clutch C2 causes the first ring gear 21r of the first planetary gear 21 and the third ring gear 23r of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 to move.
  • the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 is connected to the input shaft 20i by the clutch C4, and the second carrier 22c of the second planetary gear 22 and the third planetary gear 23 of the second planetary gear 23 are connected by the brake B1.
  • the 3 sun gear 23s is fixed to the transmission case 11 so as not to rotate.
  • the torque sharing of the clutches C2 and C4 and the brake B1 when the forward eighth speed is established is as shown in FIG.
  • the ninth forward speed is established by engaging the clutches C3 and C4 and the brake B1 and releasing the remaining clutches C1 and C2 and the brake B2. That is, when the ninth forward speed is established, the third carrier 23c of the third planetary gear 23 and the fourth carrier 24c of the fourth planetary gear 24 are connected to each other by the clutch C3, and the fourth planetary gear by the clutch C4.
  • the fourth carrier 24c of the gear 24 is connected to the input shaft 20i, and further, the second carrier 22c of the second planetary gear 22 and the third sun gear 23s of the third planetary gear 23 cannot rotate with respect to the transmission case 11 by the brake B1. Fixed to.
  • the reverse gear is formed by engaging the clutches C1, C4 and the brake B2 and releasing the remaining clutches C2, C3 and the brake B1. That is, when forming the reverse gear, the first sun gear 21s of the first planetary gear 21 and the fourth sun gear 24s of the fourth planetary gear 24 are connected to the input shaft 20i by the clutch C1, and the fourth planetary gear by the clutch C4. The fourth carrier 24c of 24 is connected to the input shaft 20i, and the third carrier 23c of the third planetary gear 23 is fixed to the transmission case 11 so as not to rotate by the brake B2.
  • 0.628. Furthermore, the torque sharing of the clutches C1 and C4 and the brake B1 when the reverse gear is formed is as shown in FIG.
  • the automatic transmission 20 it is possible to provide the forward speed and the reverse speed from the first speed to the ninth speed by engaging / disengaging the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2. Become.
  • the spread is increased (8.210 in the present embodiment) to improve the fuel efficiency of the vehicle, particularly at a high vehicle speed, and further increase the low speed gear ratio and increase the speed.
  • the gear ratio of the gears can be made smaller to improve the acceleration performance at each gear, and the gear ratio can be optimized (suppressed from becoming larger) to improve the gear feeling. Therefore, according to the automatic transmission 20, it is possible to satisfactorily improve both the fuel consumption of the vehicle on which the automatic transmission 20 is mounted and the drivability, that is, the acceleration performance of the vehicle, the shift feeling, and the like. .
  • the forward first speed is achieved by engaging any three of the six engaging elements, that is, the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 and releasing the remaining three.
  • the ninth forward speed and the reverse speed are achieved.
  • the number of engaging elements can be reduced.
  • drag loss due to slight contact between members of the engagement element released with the formation of the shift stage is reduced, and the power transmission efficiency in the automatic transmission 20, that is, the fuel consumption of the vehicle is further improved. It becomes possible to make it.
  • the torque sharing of the clutches C1 to C4 can be reduced to about 1.9 times or less, so that the shaft length or outer diameter of the clutches C1 to C4 can be reduced. This makes it possible to reduce the size of the entire apparatus and reduce the drag loss in the clutches C1 to C4. Further, in the automatic transmission 20, the torque sharing ratio (maximum value / minimum value of torque sharing) of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 can be reduced to about 8 times or less, which is required for each.
  • the first, third and fourth planetary gears 21, 23, 24 into single pinion type planetary gears
  • the first, third and third planetary gears can be compared with the case where they are made into, for example, double pinion type planetary gears.
  • the transmission loss between the rotating elements in the fourth planetary gears 21, 23, 24 is reduced to improve the power transmission efficiency in the automatic transmission 20, that is, the fuel efficiency of the vehicle, and the number of parts is reduced to reduce the automatic transmission 20. As a result, it is possible to improve the assembling property while suppressing an increase in weight.
  • the brake B1 is engaged when the first forward speed, the third speed, the fourth speed, the eighth speed, and the ninth speed are formed, and the three rotating elements of the second planetary gear 22 are engaged. That is, all the rotations of the second sun gear 22s, the second ring gear 22r, and the second carrier 22c are stopped (stopped). Accordingly, the brake B1 is used as a fixed element of the second planetary gear 22 in place of the second carrier 22c (sixth engaging element), like the one included in the automatic transmission 20B of the power transmission device 10B shown in FIG.
  • the second ring gear 22r (fifth rotating element) is fixed (connected) in a non-rotatable manner to the transmission case 11 as a stationary member, and the second ring gear 22r is freely released from the transmission case 11. May be.
  • FIG. 5 is a schematic configuration diagram of a power transmission device 10C including an automatic transmission 20C as a multi-stage transmission according to still another embodiment of the present invention.
  • the power transmission device 10C shown in the figure is connected to a crankshaft of an engine (internal combustion engine) (not shown) that is mounted horizontally on the front portion of the front-wheel drive vehicle, and power (torque) from the engine is not shown on the left and right sides. It can be transmitted to the front wheels (drive wheels).
  • the automatic transmission 20C of the power transmission device 10C corresponds to a modification of the automatic transmission 20 described above for a front-wheel drive vehicle.
  • FIG. 6 shows a power transmission device 10D including an automatic transmission 20D as a multi-stage transmission according to another embodiment of the present invention.
  • the power transmission device 10D shown in the figure is also connected to a crankshaft of an engine (internal combustion engine) (not shown) mounted horizontally on the front portion of the front-wheel drive vehicle, and power (torque) from the engine is not shown on the left and right sides. It can be transmitted to the front wheels (drive wheels).
  • the automatic transmission 20D of the power transmission device 10D corresponds to a modification of the above-described automatic transmission 20B for a front-wheel drive vehicle.
  • the first carrier 21c of the first planetary gear 21 is always connected to a counter drive gear 41 as an output member.
  • the power (torque) transmitted from the automatic transmissions 20C and 20D to the counter drive gear 41 as an output member is transmitted through the counter driven gear 42 and the counter shaft 43 that mesh with the counter drive gear 41 in addition to the counter drive gear 41.
  • the multi-stage transmission according to the present invention may be configured as a transmission mounted on a front wheel drive vehicle.
  • FIG. 7 is a schematic configuration diagram of a power transmission device 10E including an automatic transmission 20E as a multi-stage transmission according to still another embodiment of the present invention.
  • the second planetary gear 22E includes a second sun gear 22s, which is an external gear, a second ring gear 22r, which is an internal gear disposed concentrically with the second sun gear 22s, and a second sun gear 22s and a second sun gear 22s, respectively.
  • the first, third and fourth planetary gears 21, 23 and 24 of the automatic transmission 20E are all single-pinion planetary gears similar to the automatic transmission 20 and the like.
  • the second sun gear 22s of the second planetary gear 22 is always connected (fixed) to the transmission case 11 as a stationary member, and always stationary.
  • the second ring gear 22r of the second planetary gear 22 is always connected to the third sun gear 23s of the third planetary gear 23 via a connecting member (third connecting element) 223, and is always integrated with the third sun gear 23s ( And coaxial).
  • the second carrier 22c of the second planetary gear 22 is always connected to the fourth ring gear 24r of the fourth planetary gear 24 via the connecting member (fourth connecting element) 224, and is always integrated with the fourth ring gear 24r ( And coaxial).
  • the brake B2 fixes (connects) the ring gear (second ring gear) of the second planetary gear 22 and the third sun gear 23s of the third planetary gear 23 that are always connected to the transmission case 11 so as not to rotate. Is released with respect to the transmission case 11 as a stationary member.
  • FIG. 8 shows an operation table showing the relationship between the respective shift stages of the automatic transmission 20E and the operating states of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2, and FIG. 9 shows the rotational speed of the input shaft 20i in the automatic transmission 20E ( The speed diagram which shows the ratio of the rotational speed of each rotation element with respect to (input rotational speed) is shown.
  • the automatic transmission 20E selectively engages any one of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 as shown in FIG. 8, thereby starting from the first gear as shown in FIG.
  • the forward speed and the reverse speed up to the 10th speed stage are provided.
  • the automatic transmission 20E it is possible to further improve the fuel consumption, drivability, and speed change performance of the vehicle in which the automatic transmission 20E is mounted, and to reduce the overall weight of the apparatus.
  • all of the first to fourth planetary gears 21, 22E, 23 and 24 are single pinion type planetary gears, so that the meshing between the rotating elements in the first to fourth planetary gears 21, 22E, 23 and 24 is achieved. It is possible to improve the power transmission efficiency in the automatic transmission 20E, that is, the fuel efficiency of the vehicle by reducing the loss, and to improve the assembly while reducing the number of parts and suppressing the weight increase of the automatic transmission 20E. It becomes.
  • At least one of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 may be a meshing engagement element such as a dog clutch or a dog brake.
  • a meshing engagement element such as a dog clutch or a dog brake.
  • the clutch C1 that is continuously engaged when forming the first forward speed to the sixth forward speed or the fifth speed to the ninth forward speed is continuously applied.
  • the dog clutch or dog brake is employed as the brake B2 that is continuously engaged when the clutch C4, the first forward speed and the second forward speed are formed, and is engaged when the reverse stage is formed. May be.
  • the gear ratios ⁇ 1 to ⁇ 4 in the first to fourth planetary gears 21 to 24 are not limited to those exemplified in the above description. Furthermore, in the automatic transmissions 20 to 20E, at least one of the first, third and fourth planetary gears 21, 23, 24 may be a double pinion planetary gear. Also in the automatic transmissions 20B, 20C, and 20D, the same gear ratio as that of the automatic transmission 20E may be adopted by replacing the double pinion type second planetary gear 22 with a single pinion type second planetary gear. .
  • the multi-stage transmission according to the present invention is a multi-stage transmission that shifts the power transmitted to the input member and transmits it to the output member.
  • a first planetary gear and a first planetary gear each of which rotates one of the first, second, third and fourth planetary gears, respectively, to another rotary element or stationary member and releases the connection between them. 3rd, 4th, 5th and 6th engagement required
  • the second rotating element of the first planetary gear is always connected to the output member, and the first rotating element of the first planetary gear and the tenth rotating element of the fourth planetary gear are Always connected, the third rotating element of the first planetary gear and the ninth rotating element of the third planetary gear are always connected, and the fourth rotating element of the second planetary gear is connected to the stationary member
  • the fifth rotating element of the second planetary gear and the twelfth rotating element of the fourth planetary gear are always connected, and the sixth rotating element and the third planetary gear of the second planetary gear are always connected.
  • the seventh rotating element of the fourth planetary gear and the tenth rotating element of the fourth planetary gear, and the first engaging element is always connected to the seventh rotating element of the fourth planetary gear. Connect the input members to each other and disconnect them.
  • the second engaging element includes the third rotating element of the first planetary gear and the ninth rotating element of the third planetary gear, and the eleventh rotating element of the fourth planetary gear, which are always connected. Are connected to each other and the connection between them is released, and the third engaging element connects the eighth rotating element of the third planetary gear and the eleventh rotating element of the fourth planetary gear to each other.
  • the fourth engagement element connects the eleventh rotating element of the fourth planetary gear and the input member to each other and also releases the connection between the fifth planetary gear and the fifth engagement element.
  • the coupling element connects the fifth rotating element or the sixth rotating element of the second planetary gear to the stationary member and fixes the second planetary gear so as not to rotate.
  • the eighth rotating element of the third planetary gear is moved to the stationary member. And is fixed so that it cannot rotate, and the connection between the two is released.
  • the first, second, third, fourth, fifth and sixth engaging elements are selectively engaged with each other by first engaging them. It is possible to form a forward gear and a reverse gear from the first gear to the ninth gear or from the first gear to the tenth gear. As a result, the spread is further increased to improve the fuel efficiency of the vehicle on which the multi-stage transmission is mounted, and further, the speed ratio of the low speed stage is further increased and the speed ratio of the high speed stage is further decreased to improve drivability, that is, the vehicle. Acceleration performance and the like can be further improved.
  • the torque sharing of the first to fourth engagement elements is reduced to make the first to fourth engagement elements lighter and more compact, and drag loss in the first to fourth engagement elements is reduced. Deterioration can be suppressed. Furthermore, the controllability of the first to sixth engagement elements can be improved by reducing the torque sharing ratio of the first to sixth engagement elements. Therefore, in the multi-stage transmission according to the present invention, it is possible to further improve the fuel consumption, drivability, and shift performance of a vehicle in which the multi-stage transmission is mounted, and to reduce the overall weight of the apparatus.
  • the forward speed and the reverse speed from the first speed to the ninth speed are formed by engaging the first to sixth engaging elements as follows. Can do. That is, the first forward speed is formed by engaging the first engagement element, the fifth engagement element, and the sixth engagement element. Further, the second forward speed is formed by engaging the first engagement element, the second engagement element, and the sixth engagement element. Further, the third forward speed is formed by engaging the first engagement element, the second engagement element, and the fifth engagement element. The fourth forward speed is established by engaging the first engagement element, the third engagement element, and the fifth engagement element. Further, the fifth forward speed is formed by engaging the first engagement element, the third engagement element, and the fourth engagement element.
  • the sixth forward speed is formed by engaging the first engagement element, the second engagement element, and the fourth engagement element. Further, the seventh forward speed is formed by engaging the second engagement element, the third engagement element, and the fourth engagement element. Further, the eighth forward speed is formed by engaging the second engagement element, the fourth engagement element, and the fifth engagement element. Further, the ninth forward speed is formed by engaging the third engagement element, the fourth engagement element, and the fifth engagement element. Further, the reverse gear is formed by engaging the first engagement element, the fourth engagement element, and the sixth engagement element.
  • the release is performed with the formation of the shift stage.
  • the number of engaging elements can be reduced.
  • drag loss in the engagement element released with the formation of the shift stage can be reduced, and the power transmission efficiency in the multi-stage transmission, that is, the fuel consumption of the vehicle can be further improved.
  • the first planetary gear includes a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier that rotatably and reciprocally holds a plurality of first pinion gears that mesh with the first sun gear and the first ring gear, respectively.
  • the second planetary gear may mesh with the second sun gear and the second ring gear, one meshing with the second sun gear and the other meshing with the second ring gear.
  • a second pinion type planetary gear having a second carrier that holds a plurality of sets of two pinion gears that can rotate and revolve.
  • the third planetary gear includes a third sun gear, a third ring gear, A third carrier that holds a plurality of third pinion gears that mesh with the third sun gear and the third ring gear, respectively, so as to be rotatable and revolved.
  • the fourth planetary gear includes a fourth sun gear, a fourth ring gear, and a plurality of fourth pinion gears that mesh with the fourth sun gear and the fourth ring gear, respectively.
  • a single pinion type planetary gear having a fourth carrier that rotatably and revolves, the first rotating element may be the first sun gear, and the second rotating element may be
  • the third carrier may be the first rotating gear, the fourth rotating element may be the second sun gear, and the fifth rotating element.
  • the sixth rotating element may be the second carrier
  • the seventh rotating element may be the third sun gear
  • the element may be the third carrier
  • the ninth rotating element may be the third ring gear
  • the tenth rotating element may be the fourth sun gear
  • the eleventh The rotating element may be the fourth carrier
  • the twelfth rotating element may be the fourth ring gear.
  • the meshing loss between the rotating elements in the first, third and fourth planetary gears can be reduced, and the multi-stage transmission.
  • the forward speed and the reverse speed from the first speed to the tenth speed are formed by engaging the first to sixth engaging elements as follows. Can do. That is, the first forward speed is formed by engaging the first engagement element, the fifth engagement element, and the sixth engagement element. Further, the second forward speed is formed by engaging the first engagement element, the second engagement element, and the sixth engagement element. Further, the third forward speed is formed by engaging the first engagement element, the second engagement element, and the fifth engagement element. The fourth forward speed is established by engaging the first engagement element, the third engagement element, and the fifth engagement element. Further, the fifth forward speed is formed by engaging the first engagement element, the second engagement element, and the third engagement element.
  • the sixth forward speed is formed by engaging the first engagement element, the third engagement element, and the fourth engagement element.
  • the seventh forward speed is formed by engaging the first engagement element, the second engagement element, and the fourth engagement element.
  • the eighth forward speed is established by engaging the second engagement element, the third engagement element, and the fourth engagement element.
  • the ninth forward speed is formed by engaging the second engagement element, the fourth engagement element, and the fifth engagement element.
  • the tenth forward speed is formed by engaging the third engagement element, the fourth engagement element, and the fifth engagement element.
  • the reverse gear is formed by engaging the first engagement element, the fourth engagement element, and the sixth engagement element.
  • the release is performed with the formation of the shift stage.
  • the number of engaging elements can be reduced.
  • drag loss in the engagement element released with the formation of the shift stage can be reduced, and the power transmission efficiency in the multi-stage transmission, that is, the fuel consumption of the vehicle can be further improved.
  • the first planetary gear includes a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier that rotatably and reciprocally holds a plurality of first pinion gears that mesh with the first sun gear and the first ring gear, respectively.
  • the second planetary gear may include a second sun gear, a second ring gear, and a plurality of second pinion gears meshed with the second sun gear and the second ring gear, respectively. It may be a single pinion type planetary gear having a second carrier that is rotatably and revolved, and the third planetary gear includes a third sun gear, a third ring gear, the third sun gear, and the third gear, respectively.
  • the fourth planetary gear may be a fourth sun gear, a fourth ring gear, and a plurality of fourth pinion gears that mesh with the fourth sun gear and the fourth ring gear, respectively. It may be a single pinion type planetary gear having a fourth carrier that is held so as to be able to revolve, the first rotating element may be the first sun gear, and the second rotating element may be the first rotating gear.
  • the third rotation element may be the first ring gear, the fourth rotation element may be the second sun gear, and the fifth rotation element may be the first rotation gear.
  • the sixth rotating element may be the second ring gear
  • the seventh rotating element may be the third sun gear
  • the eighth rotating element may be the second carrier.
  • Third The ninth rotation element may be the third ring gear
  • the tenth rotation element may be the fourth sun gear
  • the eleventh rotation element may be the first rotation element.
  • There may be four carriers, and the twelfth rotating element may be the fourth ring gear.
  • the meshing loss between the rotating elements in the first to fourth planetary gears is reduced, and the transmission of power in the multi-stage transmission is achieved.
  • the efficiency that is, the fuel consumption of the vehicle, can be further improved, and the number of parts can be further reduced to suppress the increase in the weight of the multi-stage transmission and improve the assemblability.
  • the output member may be an output shaft connected to the rear wheel of the vehicle via a differential gear. That is, the multi-stage transmission according to the present invention may be configured as a transmission mounted on a rear wheel drive vehicle.
  • the output member may be a counter drive gear included in a gear train that transmits power to a differential gear connected to a front wheel of the vehicle. That is, the multi-stage transmission according to the present invention may be configured as a transmission mounted on a front wheel drive vehicle.
  • the present invention can be used in the manufacturing industry of multi-stage transmissions.

Landscapes

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

Abstract

　自動変速機２０は、シングルピニオン式の第１遊星歯車２１と、ダブルピニオン式の第２遊星歯車２２と、シングルピニオン式の第３遊星歯車２３と、シングルピニオン式の第４遊星歯車２４と、クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３およびＣ４と、ブレーキＢ１およびＢ２とを含み、クラッチＣ１からＣ４並びにブレーキＢ１およびＢ２のうち、何れか３つを係合させると共に残余の３つを解放させることにより前進第１速段から前進第９速段および後進段を形成する。

Description

多段変速機
　本発明は、車両の原動機から入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機に関する。
　従来、この種の多段変速機として、４つのシングルピニオン式の遊星歯車と、４つのクラッチと、２つのブレーキとを含み、第１速段から第９速段までの前進段と後進段とを提供するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。このような多段変速機では、スプレッド（ギヤ比幅＝最低変速段のギヤ比／最高変速段のギヤ比）を大きくするほど、動力の伝達効率すなわち多段変速機が搭載される車両の燃費等や、ドライバビリティすなわち車両の加速性能等をより向上させることができる。
米国特許出願公開第２０１２／０１６５１５３号明細書
　しかしながら、特許文献１に記載された多段変速機では、最低変速段のギヤ比が４．４７７であると共に最高変速段のギヤ比が０．６４０であり、スプレッドが６．９９５となることから、同文献に記載された多段変速機は、車両の燃費やドライバビリティの向上を図るという面で、なお改善の余地を有している。また、特許文献１に記載された多段変速機では、第２遊星歯車（符号１６）のキャリヤに対応したクラッチ（符号２８）のトルク分担が大きく（およそ３．５倍）、第２遊星歯車（符号１６）のキャリヤに対応したクラッチ（符号２８）およびブレーキ（符号３２）のトルク分担比（トルク分担の最大値／最小値）も大きい（クラッチ２８：およそ１２倍、ブレーキ３２：およそ１３倍）。このため、特許文献１に記載された多段変速機では、当該クラッチ（符号２８）の軸長または外径を大きくしてトルク容量を確保する必要があり、装置全体の大型化や重量増、当該クラッチにおける引き摺り損失の悪化を招くおそれがある。更に、トルク分担比が大きい上記クラッチおよびブレーキの制御性（油圧制御性）が悪化してしまい、変速性能が低下してしまうおそれもある。
　そこで、本発明は、多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能を向上させると共に、多段変速機を軽量コンパクト化することを主目的とする。
　本発明による多段変速機は、入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、ギヤ比に応じて順番に並ぶ第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有する第１遊星歯車と、ギヤ比に応じて順番に並ぶ第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有する第２遊星歯車と、ギヤ比に応じて順番に並ぶ第７回転要素、第８回転要素および第９回転要素を有する第３遊星歯車と、ギヤ比に応じて順番に並ぶ第１０回転要素、第１１回転要素および第１２回転要素を有する第４遊星歯車と、それぞれ前記第１、第２、第３および第４遊星歯車の回転要素の何れかを他の回転要素または静止部材に接続すると共に両者の接続を解除する第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素とを備え、前記第１遊星歯車の前記第２回転要素は、前記出力部材に常時連結され、前記第１遊星歯車の前記第１回転要素と前記第４遊星歯車の前記第１０回転要素とは常時連結され、前記第１遊星歯車の前記第３回転要素と前記第３遊星歯車の前記第９回転要素とは常時連結され、前記第２遊星歯車の前記第４回転要素は、前記静止部材に常時接続され、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と前記第４遊星歯車の前記第１２回転要素とは常時連結され、前記第２遊星歯車の前記第６回転要素と前記第３遊星歯車の前記第７回転要素とは常時連結され、前記第１係合要素は、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第１回転要素および前記第４遊星歯車の前記第１０回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第２係合要素は、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第３回転要素および前記第３遊星歯車の前記第９回転要素と、前記第４遊星歯車の前記第１１回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第３係合要素は、前記第３遊星歯車の前記第８回転要素と前記第４遊星歯車の前記第１１回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第４係合要素は、前記第４遊星歯車の前記第１１回転要素と前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第５係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素または前記第６回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、前記第６係合要素は、前記第３遊星歯車の前記第８回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除することを特徴とする。
　このように構成される多段変速機では、第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素のうちの何れか３つを選択的に係合させることにより、第１速段から第９速段あるいは第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを形成することが可能となる。これにより、スプレッドをより大きくして多段変速機が搭載される車両の燃費を向上させると共に、更に低速段の変速比をより大きくすると共に高速段の変速比をより小さくしてドライバビリティすなわち車両の加速性能等をより向上させることができる。また、この多段変速機では、第１～第４係合要素のトルク分担を低下させて、第１～第４係合要素を軽量コンパクト化すると共に第１～第４係合要素における引き摺り損失の悪化を抑制することが可能となる。更に、第１～第６係合要素のトルク分担比をより小さくして第１～第６係合要素の制御性を向上させることができる。従って、本発明による多段変速機では、当該多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能をより向上させると共に、装置全体を軽量コンパクト化することが可能となる。
本発明の一実施形態に係る多段変速機を含む動力伝達装置の概略構成図である。 図１の多段変速機における入力回転速度に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。 図１の多段変速機における各変速段とクラッチおよびブレーキの作動状態との関係を示す作動表である。 本発明の他の実施形態に係る多段変速機を含む動力伝達装置の概略構成図である。 本発明の更に他の実施形態に係る多段変速機を含む動力伝達装置の概略構成図である。 本発明の他の実施形態に係る多段変速機を含む動力伝達装置の概略構成図である。 本発明の更に他の実施形態に係る多段変速機を含む動力伝達装置の概略構成図である。 図７の多段変速機における各変速段とクラッチおよびブレーキの作動状態との関係を示す作動表である。 図７の多段変速機における入力回転速度に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。
　次に、図面を参照しながら、本発明を実施するための形態について説明する。
　図１は、本発明の一実施形態に係る多段変速機としての自動変速機２０を含む動力伝達装置１０の概略構成図である。これらの図面に示す動力伝達装置１０は、後輪駆動車両の前部に縦置きに搭載される駆動源としての図示しないエンジン（内燃機関）のクランクシャフトに接続されると共にエンジンからの動力（トルク）を図示しない左右の後輪（駆動輪）に伝達可能なものである。図示するように、動力伝達装置１０は、エンジンから入力軸２０ｉに伝達された動力を変速して出力軸２０ｏに伝達する自動変速機２０に加えて、トランスミッションケース（静止部材）１１や、発進装置（流体伝動装置）１２、オイルポンプ１７等を含む。
　発進装置１２は、上述のような駆動源に連結される入力側のポンプインペラ１４ｐや、自動変速機２０の入力軸（入力部材）２０ｉに連結される出力側のタービンランナ１４ｔ、ポンプインペラ１４ｐおよびタービンランナ１４ｔの内側に配置されてタービンランナ１４ｔからポンプインペラ１４ｐへの作動油の流れを整流するステータ１４ｓ、図示しないステータシャフトより支持されると共にステータ１４ｓの回転方向を一方向に制限するワンウェイクラッチ１４ｏ等を有するトルクコンバータを含む。更に、発進装置１２は、エンジンのクランクシャフト等に連結されたフロントカバーと自動変速機２０の入力軸２０ｉとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するロックアップクラッチ１５と、フロントカバーと自動変速機２０の入力軸２０ｉとの間で振動を減衰するダンパ機構１６とを有する。なお、発進装置１２は、ステータ１４ｓを有さない流体継手を含むものであってもよい。
　オイルポンプ１７は、ポンプボディとポンプカバーとを含むポンプアッセンブリ、発進装置１２のポンプインペラ１４ｐに連結される外歯ギヤ（インナーロータ）、当該外歯ギヤに噛合する内歯ギヤ（アウターロータ）等を有するギヤポンプとして構成される。オイルポンプ１７は、エンジンからの動力により駆動され、図示しないオイルパンに貯留されている作動油（ＡＴＦ）を吸引して図示しない油圧制御装置へと圧送する。
　自動変速機２０は、９段変速式の変速機として構成されており、図１に示すように、入力軸２０ｉに加えて、図示しないデファレンシャルギヤおよびドライブシャフトを介して左右の後輪に連結される出力軸（出力部材）２０ｏや、自動変速機２０（入力軸２０ｉや出力軸２０ｏ）の軸方向に並べて配設されるシングルピニオン式の第１遊星歯車２１、ダブルピニオン式の第２遊星歯車２２、シングルピニオン式の第３遊星歯車２３、およびシングルピニオン式の第４遊星歯車２４を含む。更に、自動変速機２０は、入力軸２０ｉから出力軸２０ｏまでの動力伝達経路を変更するための第１係合要素としてのクラッチＣ１（第１クラッチ）、第２係合要素としてのクラッチＣ２（第２クラッチ）、第３係合要素としてのクラッチＣ３（第３クラッチ）、第４係合要素としてのクラッチＣ４（第４クラッチ）、第５係合要素としてのブレーキＢ１（第１ブレーキ）、および第６係合要素としてのブレーキＢ２（第２ブレーキ）を含む。
　本実施形態において、第１～第４遊星歯車２１～２４は、発進装置１２すなわちエンジン側（図１における左側）から、第２遊星歯車２２、第４遊星歯車２４、第３遊星歯車２３、第１遊星歯車２１という順番で並ぶようにトランスミッションケース１１内に配置される。
　第１遊星歯車２１は、外歯歯車である第１サンギヤ２１ｓと、第１サンギヤ２１ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第１リングギヤ２１ｒと、それぞれ第１サンギヤ２１ｓおよび第１リングギヤ２１ｒに噛合する複数の第１ピニオンギヤ２１ｐと、複数の第１ピニオンギヤ２１ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第１キャリヤ２１ｃとを有する。本実施形態において、第１遊星歯車２１のギヤ比λ１（第１サンギヤ２１ｓの歯数／第１リングギヤ２１ｒの歯数）は、例えば、λ１＝０．２８０と定められている。
　第２遊星歯車２２は、外歯歯車である第２サンギヤ２２ｓと、第２サンギヤ２２ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第２リングギヤ２２ｒと、それぞれ第２サンギヤ２２ｓに噛合する複数のピニオンギヤ２２１ｐと、それぞれ対応するピニオンギヤ２２１ｐと第２リングギヤ２２ｒとに噛合する複数のピニオンギヤ２２２ｐと、ピニオンギヤ２２１ｐおよび２２２ｐの組を自転かつ公転自在に複数保持する第２キャリヤ２２ｃとを有する。本実施形態において、第２遊星歯車２２のギヤ比λ２（第２サンギヤ２２ｓの歯数／第２リングギヤ２２ｒの歯数）は、例えば、λ２＝０．４３５と定められている。
　第３遊星歯車２３は、外歯歯車である第３サンギヤ２３ｓと、第３サンギヤ２３ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第３リングギヤ２３ｒと、それぞれ第３サンギヤ２３ｓおよび第３リングギヤ２３ｒに噛合する複数の第３ピニオンギヤ２３ｐと、複数の第３ピニオンギヤ２３ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤ２３ｃとを有する。本実施形態において、第３遊星歯車２３のギヤ比λ３（第３サンギヤ２３ｓの歯数／第３リングギヤ２３ｒの歯数）は、例えば、λ３＝０．４１０と定められている。
　第４遊星歯車２４は、外歯歯車である第４サンギヤ２４ｓと、第４サンギヤ２４ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第４リングギヤ２４ｒと、それぞれ第４サンギヤ２４ｓおよび第４リングギヤ２４ｒに噛合する複数の第４ピニオンギヤ２４ｐと、複数の第４ピニオンギヤ２４ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤ２４ｃとを有する。本実施形態において、第４遊星歯車２４のギヤ比λ４（第４サンギヤ２４ｓの歯数／第４リングギヤ２４ｒの歯数）は、例えば、λ４＝０．４６０と定められている。
　図１に示すように、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃは、自動変速機２０の出力軸２０ｏに常時連結（固定）される。また、第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓと第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓとは、連結部材（第１連結要素）２１４を介して常時連結され、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。更に、第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒと第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒとは、連結部材（第２連結要素）２１３を介して常時連結され、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。また、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃと第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓとは、連結部材（第３連結要素）２２３を介して常時連結され、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。更に、第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒと第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒとは、連結部材（第４連結要素）２２４を介して常時連結され、常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。また、更に、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓは、静止部材としてのトランスミッションケース１１に常時接続（固定）され、常時静止する。
　クラッチＣ１は、常時連結された第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓと、入力軸２０ｉとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチＣ２は、常時連結された第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒおよび第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒ（連結部材２１３）と、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチＣ３は、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチＣ４は、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃと入力軸２０ｉとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチＣ１およびＣ４は、例えば発進装置１２と第４遊星歯車２４との間に配置され、クラッチＣ２およびＣ３は、例えば第１遊星歯車２１と第４遊星歯車２４との間に配置される。
　ブレーキＢ１は、第２遊星歯車２２の固定可能要素である第２キャリヤ２２ｃおよび第３遊星歯車２３の固定可能要素である第３サンギヤ２３ｓを静止部材としてのトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定（接続）すると共に当該第２キャリヤ２２ｃおよび第３サンギヤ２３ｓをトランスミッションケース１１に対して回転自在に解放するものである。ブレーキＢ２は、第３遊星歯車２３の固定可能要素である第３キャリヤ２３ｃをトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定（接続）すると共に当該第３キャリヤ２３ｃを静止部材としてのトランスミッションケース１１に対して回転自在に解放するものである。ブレーキＢ１は、例えば発進装置１２と第４遊星歯車２４との間に配置され、ブレーキＢ２は、例えば第１遊星歯車２１と第４遊星歯車２４との間に配置される。
　本実施形態では、クラッチＣ１～Ｃ４として、ピストン、複数の摩擦係合プレート（例えば環状部材の両面に摩擦材を貼着することにより構成された摩擦プレートおよび両面が平滑に形成された環状部材であるセパレータプレート）、それぞれ作動油が供給される係合油室および遠心油圧キャンセル室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧クラッチ（摩擦係合要素）が採用される。また、ブレーキＢ１およびＢ２としては、ピストン、複数の摩擦係合プレート（摩擦プレートおよびセパレータプレート）、作動油が供給される係合油室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧ブレーキが採用される。そして、クラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２は、図示しない油圧制御装置による作動油の給排を受けて動作する。
　図２は、自動変速機２０における入力軸２０ｉの回転速度（入力回転速度）に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である（ただし、入力軸２０ｉの回転速度を値１とする。以下同様。）。また、図３は、自動変速機２０の各変速段とクラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の作動状態との関係を示す作動表である。
　図２に示すように、シングルピニオン式の第１遊星歯車２１を構成する３つの回転要素、すなわち第１サンギヤ２１ｓ、第１リングギヤ２１ｒおよび第１キャリヤ２１ｃは、当該第１遊星歯車２１の速度線図（図２における最も左側の速度線図）上でギヤ比λ１に応じた間隔をおいて図中左側から第１サンギヤ２１ｓ、第１キャリヤ２１ｃ、第１リングギヤ２１ｒという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第１サンギヤ２１ｓを自動変速機２０の第１回転要素とし、第１キャリヤ２１ｃを自動変速機２０の第２回転要素とし、第１リングギヤ２１ｒを自動変速機２０の第３回転要素とする。従って、第１遊星歯車２１は、ギヤ比λ１に応じて順番に並ぶ自動変速機２０の第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有する。
　また、ダブルピニオン式の第２遊星歯車２２を構成する３つの回転要素、すなわち第２サンギヤ２２ｓ、第２リングギヤ２２ｒおよび第２キャリヤ２２ｃは、当該第２遊星歯車２２の速度線図（図２における左から２番目の速度線図）上でギヤ比λ２に応じた間隔をおいて図中左側から第２サンギヤ２２ｓ、第２リングギヤ２２ｒおよび第２キャリヤ２２ｃという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第２サンギヤ２２ｓを自動変速機２０の第４回転要素とし、第２リングギヤ２２ｒを自動変速機２０の第５回転要素とし、第２キャリヤ２２ｃを自動変速機２０の第６回転要素とする。従って、第２遊星歯車２２は、ギヤ比λ２に応じて順番に並ぶ自動変速機２０の第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有する。
　更に、シングルピニオン式の第３遊星歯車２３を構成する３つの回転要素、すなわち第３サンギヤ２３ｓ、第３リングギヤ２３ｒおよび第３キャリヤ２３ｃは、当該第３遊星歯車２３の速度線図（図２における右から２番目の速度線図）上でギヤ比λ３に応じた間隔をおいて図中左側から第３サンギヤ２３ｓ、第３キャリヤ２３ｃ、第３リングギヤ２３ｒという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第３サンギヤ２３ｓを自動変速機２０の第７回転要素とし、第３キャリヤ２３ｃを自動変速機２０の第８回転要素とし、第３リングギヤ２３ｒを自動変速機２０の第９回転要素とする。従って、第３遊星歯車２３は、ギヤ比λ３に応じて間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機２０の第７回転要素、第８回転要素および第９回転要素を有する。
　また、シングルピニオン式の第４遊星歯車２４を構成する３つの回転要素、すなわち第４サンギヤ２４ｓ、第４リングギヤ２４ｒおよび第４キャリヤ２４ｃは、当該第４遊星歯車２４の速度線図（図２における最も右側の速度線図）上でギヤ比λ４に応じた間隔をおいて図中左側から第４サンギヤ２４ｓ、第４キャリヤ２４ｃ、第４リングギヤ２４ｒという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第４サンギヤ２４ｓを自動変速機２０の第１０回転要素とし、第４キャリヤ２４ｃを自動変速機２０の第１１回転要素とし、第４リングギヤ２４ｒを自動変速機２０の第１２回転要素とする。従って、第４遊星歯車２４は、ギヤ比λ４に応じて順番に並ぶ自動変速機２０の第１０回転要素、第１１回転要素および第１２回転要素を有する。
　そして、自動変速機２０では、クラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２を図３に示すように係合または解放させて上述の第１～第１２回転要素の接続関係を変更することで、入力軸２０ｉから出力軸２０ｏまでの間に前進回転方向に９通りおよび後進回転方向に１通りの動力伝達経路、すなわち第１速段から第９速段の前進段と後進段とを形成することができる。
　具体的には、前進第１速段は、クラッチＣ１，ブレーキＢ１およびＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，Ｃ３およびＣ４を解放させることにより形成される。すなわち、前進第１速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓが入力軸２０ｉに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキＢ２により第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態（第１～第４遊星歯車２１～２４のギヤ比がλ１＝０．２８０，λ２＝０．４３５，λ３＝０．４１０，λ４＝０．４６０である場合、以下同様）において、前進第１速段におけるギヤ比（入力軸２０ｉの回転速度／出力軸２０ｏの回転速度）γ１は、γ１＝４．５７１となる。更に、前進第１速段の形成時におけるクラッチＣ１，ブレーキＢ１およびＢ２のトルク分担は、図３に示すとおりである。
　前進第２速段は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、前進第２速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓが入力軸２０ｉに接続されると共に、クラッチＣ２により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒおよび第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒと、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ２により第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第２速段におけるギヤ比γ２は、γ２＝２．８９５となる。また、前進第１速段と前進第２速段との間のステップ比は、γ１／γ２＝１．５７９となる。更に、前進第２速段の形成時におけるクラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ２のトルク分担は、図３に示すとおりである。
　前進第３速段は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１を係合させると共に、残余のクラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第２速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓが入力軸２０ｉに接続されると共に、クラッチＣ２により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒおよび第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒと、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第３速段におけるギヤ比γ３は、γ３＝２．１５１となる。また、前進第２速段と前進第３速段との間のステップ比は、γ２／γ３＝１．３４６となる。更に、前進第３速段の形成時におけるクラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１のトルク分担は、図３に示すとおりである。
　前進第４速段は、クラッチＣ１，Ｃ３およびブレーキＢ１を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，Ｃ４およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第４速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓが入力軸２０ｉに接続されると共に、クラッチＣ３により第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第４速段におけるギヤ比γ４は、γ４＝１，７６７となる。また、前進第３速段と前進第４速段との間のステップ比は、γ３／γ４＝１．２１７となる。更に、前進第４速段の形成時におけるクラッチＣ１，Ｃ３およびブレーキＢ１のトルク分担は、図３に示すとおりである。
　前進第５速段は、クラッチＣ１，Ｃ３およびＣ４を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，ブレーキＢ１およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第５速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓが入力軸２０ｉに接続されると共に、クラッチＣ３により第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続され、更に、クラッチＣ４により第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃが入力軸２０ｉに接続される。本実施形態において、前進第５速段におけるギヤ比γ５は、γ５＝１．３２７となる。また、前進第４速段と前進第５速段との間のステップ比は、γ４／γ５＝１．３３２となる。更に、前進第５速段の形成時におけるクラッチＣ１，Ｃ３およびＣ４のトルク分担は、図３に示すとおりである。
　前進第６速段は、クラッチＣ１，Ｃ２およびＣ４を係合させると共に、残余のクラッチＣ３、ブレーキＢ１およびＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第６速段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓが入力軸２０ｉに接続されると共に、クラッチＣ２により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒおよび第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒと、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続され、更に、クラッチＣ４により第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃが入力軸２０ｉに接続される。本実施形態において、前進第６速段におけるギヤ比γ６は、γ６＝１．０００となる。また、前進第５速段と前進第６速段との間のステップ比は、γ５／γ６＝１．３２７となる。更に、前進第６速段の形成時におけるクラッチＣ１，Ｃ２およびＣ４のトルク分担は、図３に示すとおりである。
　前進第７速段は、クラッチＣ２，Ｃ３およびＣ４を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，ブレーキＢ１およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第７速段の形成に際しては、クラッチＣ２により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒおよび第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒと、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続されると共に、クラッチＣ３により第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続され、更に、クラッチＣ４により第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃが入力軸２０ｉに接続される。本実施形態において、前進第７速段におけるギヤ比γ７は、γ７＝０．８２９となる。また、前進第６速段と前進第７速段との間のステップ比は、γ６／γ７＝１．２０７となる。更に、前進第７速段の形成時におけるクラッチＣ２，Ｃ３およびＣ４のトルク分担は、図３に示すとおりである。
　前進第８速段は、クラッチＣ２，Ｃ４およびブレーキＢ１を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ３およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第８速段の形成に際しては、クラッチＣ２により第１遊星歯車２１の第１リングギヤ２１ｒおよび第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒと、第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃが入力軸２０ｉに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第８速段におけるギヤ比γ８は、γ８＝０．６７８となる。また、前進第７速段と前進第８速段との間のステップ比は、γ７／γ８＝１．２２３となる。更に、前進第８速段の形成時におけるクラッチＣ２，Ｃ４およびブレーキＢ１のトルク分担は、図３に示すとおりである。
　前進第９速段は、クラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ１を係合させると共に、残余のクラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ２を解放させることにより形成される。すなわち、前進第９速段の形成に際しては、クラッチＣ３により第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃと第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃとが互いに接続されると共に、クラッチＣ４により第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃが入力軸２０ｉに接続され、更に、ブレーキＢ１により第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃおよび第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第９速段におけるギヤ比γ９は、γ９＝０．５５７となる。また、前進第８速段と前進第９速段との間のステップ比は、γ８／γ９＝１．２１７となる。更に、前進第９速段の形成時におけるクラッチＣ３，Ｃ４およびブレーキＢ１のトルク分担は、図３に示すとおりである。そして、自動変速機２０におけるスプレッド（ギヤ比幅＝最低変速段である前進第１速段のギヤ比γ１／最高変速段である前進第９速段のギヤ比γ９）は、γ１／γ９＝８．２１０となる。
　後進段は、クラッチＣ１，Ｃ４およびブレーキＢ２を係合させると共に、残余のクラッチＣ２，Ｃ３およびブレーキＢ１を解放させることにより形成される。すなわち、後進段の形成に際しては、クラッチＣ１により第１遊星歯車２１の第１サンギヤ２１ｓおよび第４遊星歯車２４の第４サンギヤ２４ｓが入力軸２０ｉに接続されると共に、クラッチＣ４により第４遊星歯車２４の第４キャリヤ２４ｃが入力軸２０ｉに接続され、ブレーキＢ２により第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃがトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定される。本実施形態において、後進段におけるギヤ比γｒｅｖは、γｒｅｖ＝－２．８７２となる。また、前進第１速段と後進段との間のステップ比は、｜γｒｅｖ／γ１｜＝０．６２８となる。更に、後進段の形成時におけるクラッチＣ１，Ｃ４およびブレーキＢ１のトルク分担は、図３に示すとおりである。
　上述のように、自動変速機２０によれば、クラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の係脱により第１速段から第９速段までの前進段と後進段とを提供することが可能となる。この結果、自動変速機２０では、スプレッドをより大きくして（本実施形態では、８．２１０）特に高車速時の車両の燃費を向上させると共に、更に低速段の変速比をより大きくすると共に高速段の変速比をより小さくして各変速段での加速性能を向上させると共に、ステップ比を適正化（より大きくなるのを抑制）して変速フィーリングを向上させることができる。従って、自動変速機２０によれば、当該自動変速機２０が搭載される車両の燃費等と、ドライバビリティすなわち車両の加速性能、変速フィーリング等との双方を良好に向上させることが可能となる。
　また、自動変速機２０では、６つの係合要素、すなわちクラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２のうち、何れか３つを係合させると共に残余の３つを解放させることにより前進第１速段から前進第９速段および後進段が形成される。これにより、例えば６つのクラッチやブレーキのうちの２つを係合させると共に残余の４つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速機に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことができる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における部材間の僅かな接触に起因した引き摺り損失を低減させて、自動変速機２０における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより一層向上させることが可能となる。
　更に、自動変速機２０では、図３に示すように、クラッチＣ１～Ｃ４のトルク分担をおよそ１．９倍以下にまで低下させることができるので、当該クラッチＣ１～Ｃ４の軸長または外径を小さくして装置全体を軽量コンパクト化すると共に、クラッチＣ１～Ｃ４における引き摺り損失の悪化を抑制することが可能となる。また、自動変速機２０では、クラッチＣ１～Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２のトルク分担比（トルク分担の最大値／最小値）をおよそ８倍以下にまで低下させることができるので、それぞれに要求されるトルク容量が大きく変化した際の作動油の供給量や供給速度の切替を容易かつ速やかに実行することが可能となり、クラッチＣ１～Ｃ４およびブレーキＢ１，Ｂ２の油圧制御性をより向上させることができる。この結果、自動変速機２０では、変速性能をより向上させると共に、装置全体を軽量コンパクト化することが可能となる。
　また、第１、第３および第４遊星歯車２１，２３，２４をシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、これらを例えばダブルピニオン式の遊星歯車とした場合に比べて、第１、第３および第４遊星歯車２１，２３，２４における回転要素間の噛み合い損失を低減させて自動変速機２０における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより向上させると共に、部品点数を削減して自動変速機２０の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。
　なお、自動変速機２０において、ブレーキＢ１は、前進第１速、第３速、第４速、第８速および第９速の形成時に係合されて、第２遊星歯車２２の３つの回転要素、すなわち第２サンギヤ２２ｓ、第２リングギヤ２２ｒおよび第２キャリヤ２２ｃのすべての回転を停止させる（静止させる）ものである。従って、ブレーキＢ１は、図４に示す動力伝達装置１０Ｂの自動変速機２０Ｂに含まれるもののように、第２キャリヤ２２ｃ（第６係合要素）に代わる第２遊星歯車２２の固定可能要素としての第２リングギヤ２２ｒ（第５回転要素）を静止部材としてのトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定（接続）すると共に当該第２リングギヤ２２ｒをトランスミッションケース１１に対して回転自在に解放するものであってもよい。
　図５は、本発明の更に他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機２０Ｃを含む動力伝達装置１０Ｃの概略構成図である。同図に示す動力伝達装置１０Ｃは、前輪駆動車両の前部に横置きに搭載される図示しないエンジン（内燃機関）のクランクシャフトに接続されると共にエンジンからの動力（トルク）を図示しない左右の前輪（駆動輪）に伝達可能なものである。動力伝達装置１０Ｃの自動変速機２０Ｃは、上述の自動変速機２０を前輪駆動車両用に改変したものに相当する。また、図６に、本発明の他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機２０Ｄを含む動力伝達装置１０Ｄを示す。同図に示す動力伝達装置１０Ｄも、前輪駆動車両の前部に横置きに搭載される図示しないエンジン（内燃機関）のクランクシャフトに接続されると共にエンジンからの動力（トルク）を図示しない左右の前輪（駆動輪）に伝達可能なものである。動力伝達装置１０Ｄの自動変速機２０Ｄは、上述の自動変速機２０Ｂを前輪駆動車両用に改変したものに相当する。
　これらの自動変速機２０Ｃ，２０Ｄでは、第１遊星歯車２１の第１キャリヤ２１ｃが出力部材としてのカウンタドライブギヤ４１に常時連結される。自動変速機２０Ｃ，２０Ｄから出力部材としてのカウンタドライブギヤ４１に伝達された動力（トルク）は、カウンタドライブギヤ４１に加えて、当該カウンタドライブギヤ４１に噛合するカウンタドリブンギヤ４２、カウンタシャフト４３を介してカウンタドリブンギヤ４２に連結されたドライブピニオンギヤ（ファイナルドライブギヤ）４４、ドライブピニオンギヤ４４に噛合するデフリングギヤ（ファイナルドリブンギヤ）４５を含むギヤ列４０と、デフリングギヤ４５に連結されたデファレンシャルギヤ５０と、ドライブシャフト５１とを介して左右の前輪に伝達される。このように、本発明による多段変速機は、前輪駆動車両に搭載される変速機として構成されてもよい。
　図７は、本発明の更に他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機２０Ｅを含む動力伝達装置１０Ｅの概略構成図である。
　図７に示す自動変速機２０Ｅは、上述の自動変速機２０においてダブルピニオン式の第２遊星歯車２２をシングルピニオン式の第２遊星歯車２２Ｅで置き換えたものに相当する。すなわち、第２遊星歯車２２Ｅは、外歯歯車である第２サンギヤ２２ｓと、第２サンギヤ２２ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第２リングギヤ２２ｒと、それぞれ第２サンギヤ２２ｓおよび第２リングギヤ２２ｒに噛合する複数の第２ピニオンギヤ２２ｐと、複数の第２ピニオンギヤ２２ｐを自転（回転）自在かつ公転自在に保持する第２キャリヤ２２ｃとを有する。第２遊星歯車２２Ｅのギヤ比λ２（第２サンギヤ２２ｓの歯数／第２リングギヤ２２ｒの歯数）は、例えば、λ２＝０．５２０と定められている。
　また、自動変速機２０Ｅの第１、第３および第４遊星歯車２１，２３および２４は、何れも自動変速機２０等と同様のシングルピニオン式の遊星歯車である。第１遊星歯車２１のギヤ比λ１（第１サンギヤ２１ｓの歯数／第１リングギヤ２１ｒの歯数）は、例えば、λ１＝０．２８０である。また、第３遊星歯車２３のギヤ比λ３（第３サンギヤ２３ｓの歯数／第３リングギヤ２３ｒの歯数）は、例えば、λ３＝０．４２０である。更に、第４遊星歯車２４のギヤ比λ４（第４サンギヤ２４ｓの歯数／第４リングギヤ２４ｒの歯数）は、例えば、λ４＝０．５１０である。
　図７に示すように、第２遊星歯車２２の第２サンギヤ２２ｓは、静止部材としてのトランスミッションケース１１に常時接続（固定）され、常時静止する。また、第２遊星歯車２２の第２リングギヤ２２ｒは、連結部材（第３連結要素）２２３を介して第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓに常時連結され、当該第３サンギヤ２３ｓと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。更に、第２遊星歯車２２の第２キャリヤ２２ｃは、連結部材（第４連結要素）２２４を介して第４遊星歯車２４の第４リングギヤ２４ｒに常時連結され、当該第４リングギヤ２４ｒと常時一体（かつ同軸）に回転または停止する。また、ブレーキＢ２は、常時連結された第２遊星歯車２２のリングギヤ（第２リングギヤ）および第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓをトランスミッションケース１１に対して回転不能に固定（接続）すると共に両者を静止部材としてのトランスミッションケース１１に対して回転自在に解放する。
　図８に自動変速機２０Ｅの各変速段とクラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の作動状態との関係を表した作動表を示し、図９に自動変速機２０Ｅにおける入力軸２０ｉの回転速度（入力回転速度）に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図を示す。自動変速機２０Ｅは、クラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２のうちの何れか３つを図８に示すように選択的に係合させることにより、図９に示すように、第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを提供する。これにより、自動変速機２０Ｅにおいても、当該自動変速機２０Ｅが搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能をより向上させると共に、装置全体を軽量コンパクト化することが可能となる。更に、第１から第４遊星歯車２１，２２Ｅ，２３および２４のすべてをシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、第１から第４遊星歯車２１，２２Ｅ，２３および２４における回転要素間の噛み合い損失を低減させて自動変速機２０Ｅにおける動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより向上させると共に、部品点数をより削減して自動変速機２０Ｅの重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。
　なお、上述の自動変速機２０～２０Ｅにおいて、クラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の少なくとも何れかは、ドグクラッチあるいはドグブレーキといった噛み合い係合要素とされてもよい。例えば、自動変速機２０～２０Ｅでは、前進第１速段から前進第６速段の形成に際して連続して係合されるクラッチＣ１や、前進第５速段から前進第９速段の形成に際して連続して係合されるクラッチＣ４、前進第１速段および前進第２速段の形成に際して連続して係合されると共に、後進段の形成に際して係合されるブレーキＢ２として、ドグクラッチあるいはドグブレーキを採用してもよい。また、自動変速機２０，２０Ｂおよび２０Ｅにおいて、第１～第４遊星歯車２１～２４等におけるギヤ比λ１～λ４は、上記説明において例示されたものに限られるものではない。更に、自動変速機２０～２０Ｅにおいて、第１、第３および第４遊星歯車２１，２３，２４の少なくとも何れかをダブルピニオン式の遊星歯車としてもよい。また、自動変速機２０Ｂ，２０Ｃおよび２０Ｄにおいても、ダブルピニオン式の第２遊星歯車２２をシングルピニオン式の第２遊星歯車で置き換えて、自動変速機２０Ｅと同様のギヤ比を採用してもよい。
　以上説明したように、本発明による多段変速機は、入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、ギヤ比に応じて順番に並ぶ第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有する第１遊星歯車と、ギヤ比に応じて順番に並ぶ第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有する第２遊星歯車と、ギヤ比に応じて順番に並ぶ第７回転要素、第８回転要素および第９回転要素を有する第３遊星歯車と、ギヤ比に応じて順番に並ぶ第１０回転要素、第１１回転要素および第１２回転要素を有する第４遊星歯車と、それぞれ前記第１、第２、第３および第４遊星歯車の回転要素の何れかを他の回転要素または静止部材に接続すると共に両者の接続を解除する第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素とを備え、前記第１遊星歯車の前記第２回転要素は、前記出力部材に常時連結され、前記第１遊星歯車の前記第１回転要素と前記第４遊星歯車の前記第１０回転要素とは常時連結され、前記第１遊星歯車の前記第３回転要素と前記第３遊星歯車の前記第９回転要素とは常時連結され、前記第２遊星歯車の前記第４回転要素は、前記静止部材に常時接続され、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と前記第４遊星歯車の前記第１２回転要素とは常時連結され、前記第２遊星歯車の前記第６回転要素と前記第３遊星歯車の前記第７回転要素とは常時連結され、前記第１係合要素は、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第１回転要素および前記第４遊星歯車の前記第１０回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第２係合要素は、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第３回転要素および前記第３遊星歯車の前記第９回転要素と、前記第４遊星歯車の前記第１１回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第３係合要素は、前記第３遊星歯車の前記第８回転要素と前記第４遊星歯車の前記第１１回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第４係合要素は、前記第４遊星歯車の前記第１１回転要素と前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第５係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素または前記第６回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、前記第６係合要素は、前記第３遊星歯車の前記第８回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除することを特徴とする。
　このように構成される多段変速機では、第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素のうちの何れか３つを選択的に係合させることにより、第１速段から第９速段あるいは第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを形成することが可能となる。これにより、スプレッドをより大きくして多段変速機が搭載される車両の燃費を向上させると共に、更に低速段の変速比をより大きくすると共に高速段の変速比をより小さくしてドライバビリティすなわち車両の加速性能等をより向上させることができる。また、この多段変速機では、第１～第４係合要素のトルク分担を低下させて、第１～第４係合要素を軽量コンパクト化すると共に第１～第４係合要素における引き摺り損失の悪化を抑制することが可能となる。更に、第１～第６係合要素のトルク分担比をより小さくして第１～第６係合要素の制御性を向上させることができる。従って、本発明による多段変速機では、当該多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能をより向上させると共に、装置全体を軽量コンパクト化することが可能となる。
　また、本発明による多段変速機では、次のように第１から第６係合要素を係合させることにより、第１速段から第９速段までの前進段と後進段とを形成することができる。すなわち、前進第１速段は、第１係合要素、第５係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第２速段は、第１係合要素、第２係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第３速段は、第１係合要素、第２係合要素および第５係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第４速段は、第１係合要素、第３係合要素および第５係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第５速段は、第１係合要素、第３係合要素および第４係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第６速段は、第１係合要素、第２係合要素および第４係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第７速段は、第２係合要素、第３係合要素および第４係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第８速段は、第２係合要素、第４係合要素および第５係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第９速段は、第３係合要素、第４係合要素および第５係合要素を係合させることにより形成される。また、後進段は、第１係合要素、第４係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。
　これにより、例えば６つの係合要素のうちの２つを係合させると共に残余の４つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速機に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことができる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における引き摺り損失を低減させて、多段変速機における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより一層向上させることが可能となる。
　また、前記第１遊星歯車は、第１サンギヤと、第１リングギヤと、それぞれ前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤに噛合する複数の第１ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第１キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第２遊星歯車は、第２サンギヤと、第２リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が前記第２サンギヤに他方が前記第２リングギヤに噛合する２つのピニオンギヤの組を自転かつ公転自在に複数保持する第２キャリヤとを有するダブルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第３遊星歯車は、第３サンギヤと、第３リングギヤと、それぞれ前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤに噛合する複数の第３ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第４遊星歯車は、第４サンギヤと、第４リングギヤと、それぞれ前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤに噛合する複数の第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第１回転要素は、前記第１サンギヤであってもよく、前記第２回転要素は、前記第１キャリヤであってもよく、前記第３回転要素は、前記第１リングギヤであってもよく、前記第４回転要素は、前記第２サンギヤであってもよく、前記第５回転要素は、前記第２リングギヤであってもよく、前記第６回転要素は、前記第２キャリヤであってもよく、前記第７回転要素は、前記第３サンギヤであってもよく、前記第８回転要素は、前記第３キャリヤであってもよく、前記第９回転要素は、前記第３リングギヤであってもよく、前記第１０回転要素は、前記第４サンギヤであってもよく、前記第１１回転要素は、前記第４キャリヤであってもよく、前記第１２回転要素は、前記第４リングギヤであってもよい。
　このように、第１、第３および第４遊星歯車をシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、第１、第３および第４遊星歯車における回転要素間の噛み合い損失を低減させて多段変速機における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより向上させると共に、部品点数を削減して多段変速機の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。
　更に、本発明による多段変速機では、次のように第１から第６係合要素を係合させることにより、第１速段から第１０速段までの前進段と後進段とを形成することができる。すなわち、前進第１速段は、第１係合要素、第５係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第２速段は、第１係合要素、第２係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第３速段は、第１係合要素、第２係合要素および第５係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第４速段は、第１係合要素、第３係合要素および第５係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第５速段は、第１係合要素、第２係合要素および第３係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第６速段は、第１係合要素、第３係合要素および第４係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第７速段は、第１係合要素、第２係合要素および第４係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第８速段は、第２係合要素、第３係合要素および第４係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第９速段は、第２係合要素、第４係合要素および第５係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第１０速段は、第３係合要素、第４係合要素および第５係合要素を係合させることにより形成される。更に、後進段は、第１係合要素、第４係合要素および第６係合要素を係合させることにより形成される。
　これにより、例えば６つの係合要素のうちの２つを係合させると共に残余の４つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速機に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことができる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における引き摺り損失を低減させて、多段変速機における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより一層向上させることが可能となる。
　また、前記第１遊星歯車は、第１サンギヤと、第１リングギヤと、それぞれ前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤに噛合する複数の第１ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第１キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第２遊星歯車は、第２サンギヤと、第２リングギヤと、それぞれ前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤに噛合する複数の第２ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第２キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第３遊星歯車は、第３サンギヤと、第３リングギヤと、それぞれ前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤに噛合する複数の第３ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第４遊星歯車は、第４サンギヤと、第４リングギヤと、それぞれ前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤに噛合する複数の第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第１回転要素は、前記第１サンギヤであってもよく、前記第２回転要素は、前記第１キャリヤであってもよく、前記第３回転要素は、前記第１リングギヤであってもよく、前記第４回転要素は、前記第２サンギヤであってもよく、前記第５回転要素は、前記第２キャリヤであってもよく、前記第６回転要素は、前記第２リングギヤであってもよく、前記第７回転要素は、前記第３サンギヤであってもよく、前記第８回転要素は、前記第３キャリヤであってもよく、前記第９回転要素は、前記第３リングギヤであってもよく、前記第１０回転要素は、前記第４サンギヤであってもよく、前記第１１回転要素は、前記第４キャリヤであってもよく、前記第１２回転要素は、前記第４リングギヤであってもよい。
　このように、第１から第４遊星歯車のすべてをシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、第１から第４遊星歯車における回転要素間の噛み合い損失を低減させて多段変速機における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより向上させると共に、部品点数をより削減して多段変速機の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。
　更に、前記出力部材は、デファレンシャルギヤを介して車両の後輪に連結される出力軸であってもよい。すなわち、本発明による多段変速機は、後輪駆動車両に搭載される変速機として構成されてもよい。
　また、前記出力部材は、車両の前輪に連結されたデファレンシャルギヤに動力を伝達するギヤ列に含まれるカウンタドライブギヤであってもよい。すなわち、本発明による多段変速機は、前輪駆動車両に搭載される変速機として構成されてもよい。
　そして、本発明は上記実施形態に何ら限定されるものではなく、本発明の外延の範囲内において様々な変更をなし得ることはいうまでもない。更に、上記発明を実施するための形態は、あくまで発明の概要の欄に記載された発明の具体的な一形態に過ぎず、発明の概要の欄に記載された発明の要素を限定するものではない。
　本発明は、多段変速機の製造産業等において利用可能である。

Claims (7)

  1. 　入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、
    　ギヤ比に応じて順番に並ぶ第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有する第１遊星歯車と、
    　ギヤ比に応じて順番に並ぶ第４回転要素、第５回転要素および第６回転要素を有する第２遊星歯車と、
    　ギヤ比に応じて順番に並ぶ第７回転要素、第８回転要素および第９回転要素を有する第３遊星歯車と、
    　ギヤ比に応じて順番に並ぶ第１０回転要素、第１１回転要素および第１２回転要素を有する第４遊星歯車と、
    　それぞれ前記第１、第２、第３および第４遊星歯車の回転要素の何れかを他の回転要素または静止部材に接続すると共に両者の接続を解除する第１、第２、第３、第４、第５および第６係合要素とを備え、
    　前記第１遊星歯車の前記第２回転要素は、前記出力部材に常時連結され、
    　前記第１遊星歯車の前記第１回転要素と前記第４遊星歯車の前記第１０回転要素とは常時連結され、
    　前記第１遊星歯車の前記第３回転要素と前記第３遊星歯車の前記第９回転要素とは常時連結され、
    　前記第２遊星歯車の前記第４回転要素は、前記静止部材に常時接続され、
    　前記第２遊星歯車の前記第５回転要素と前記第４遊星歯車の前記第１２回転要素とは常時連結され、
    　前記第２遊星歯車の前記第６回転要素と前記第３遊星歯車の前記第７回転要素とは常時連結され、
    　前記第１係合要素は、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第１回転要素および前記第４遊星歯車の前記第１０回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
    　前記第２係合要素は、常時連結された前記第１遊星歯車の前記第３回転要素および前記第３遊星歯車の前記第９回転要素と、前記第４遊星歯車の前記第１１回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
    　前記第３係合要素は、前記第３遊星歯車の前記第８回転要素と前記第４遊星歯車の前記第１１回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
    　前記第４係合要素は、前記第４遊星歯車の前記第１１回転要素と前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
    　前記第５係合要素は、前記第２遊星歯車の前記第５回転要素または前記第６回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
    　前記第６係合要素は、前記第３遊星歯車の前記第８回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除することを特徴とする多段変速機。
  2. 　請求項１に記載の多段変速機において、
    　前記第１係合要素、前記第５係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第１速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第２係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第２速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第２係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第３速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第３係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第４速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第３係合要素および前記第４係合要素の係合により前進第５速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第２係合要素および前記第４係合要素の係合により前進第６速段が形成され、
    　前記第２係合要素、前記第３係合要素および前記第４係合要素の係合により前進第７速段が形成され、
    　前記第２係合要素、前記第４係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第８速段が形成され、
    　前記第３係合要素、前記第４係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第９速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第４係合要素および前記第６係合要素の係合により後進段が形成されることを特徴とする多段変速機。
  3. 　請求項１または２に記載の多段変速機において、
    　前記第１遊星歯車は、第１サンギヤと、第１リングギヤと、それぞれ前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤに噛合する複数の第１ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第１キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
    　前記第２遊星歯車は、第２サンギヤと、第２リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が前記第２サンギヤに他方が前記第２リングギヤに噛合する２つのピニオンギヤの組を自転かつ公転自在に複数保持する第２キャリヤとを有するダブルピニオン式の遊星歯車であり、
    　前記第３遊星歯車は、第３サンギヤと、第３リングギヤと、それぞれ前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤに噛合する複数の第３ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
    　前記第４遊星歯車は、第４サンギヤと、第４リングギヤと、それぞれ前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤに噛合する複数の第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
    　前記第１回転要素は、前記第１サンギヤであり、前記第２回転要素は、前記第１キャリヤであり、前記第３回転要素は、前記第１リングギヤであり、
    　前記第４回転要素は、前記第２サンギヤであり、前記第５回転要素は、前記第２リングギヤであり、前記第６回転要素は、前記第２キャリヤであり、
    　前記第７回転要素は、前記第３サンギヤであり、前記第８回転要素は、前記第３キャリヤであり、前記第９回転要素は、前記第３リングギヤであり、
    　前記第１０回転要素は、前記第４サンギヤであり、前記第１１回転要素は、前記第４キャリヤであり、前記第１２回転要素は、前記第４リングギヤであることを特徴とする多段変速機。
  4. 　請求項１に記載の多段変速機において、
    　前記第１係合要素、前記第５係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第１速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第２係合要素および前記第６係合要素の係合により前進第２速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第２係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第３速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第３係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第４速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第２係合要素および前記第３係合要素の係合により前進第５速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第３係合要素および前記第４係合要素の係合により前進第６速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第２係合要素および前記第４係合要素の係合により前進第７速段が形成され、
    　前記第２係合要素、前記第３係合要素および前記第４係合要素の係合により前進第８速段が形成され、
    　前記第２係合要素、前記第４係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第９速段が形成され、
    　前記第３係合要素、前記第４係合要素および前記第５係合要素の係合により前進第１０速段が形成され、
    　前記第１係合要素、前記第４係合要素および前記第６係合要素の係合により後進段が形成されることを特徴とする多段変速機。
  5. 　請求項１または４に記載の多段変速機において、
    　前記第１遊星歯車は、第１サンギヤと、第１リングギヤと、それぞれ前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤに噛合する複数の第１ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第１キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
    　前記第２遊星歯車は、第２サンギヤと、第２リングギヤと、それぞれ前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤに噛合する複数の第２ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第２キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
    　前記第３遊星歯車は、第３サンギヤと、第３リングギヤと、それぞれ前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤに噛合する複数の第３ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第３キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
    　前記第４遊星歯車は、第４サンギヤと、第４リングギヤと、それぞれ前記第４サンギヤおよび前記第４リングギヤに噛合する複数の第４ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第４キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
    　前記第１回転要素は、前記第１サンギヤであり、前記第２回転要素は、前記第１キャリヤであり、前記第３回転要素は、前記第１リングギヤであり、
    　前記第４回転要素は、前記第２サンギヤであり、前記第５回転要素は、前記第２キャリヤであり、前記第６回転要素は、前記第２リングギヤであり、
    　前記第７回転要素は、前記第３サンギヤであり、前記第８回転要素は、前記第３キャリヤであり、前記第９回転要素は、前記第３リングギヤであり、
    　前記第１０回転要素は、前記第４サンギヤであり、前記第１１回転要素は、前記第４キャリヤであり、前記第１２回転要素は、前記第４リングギヤであることを特徴とする多段変速機。
  6. 　請求項１から５の何れか一項に記載の多段変速機において、
    　前記出力部材は、デファレンシャルギヤを介して車両の後輪に連結される出力軸であることを特徴とする多段変速機。
  7. 　請求項１から５の何れか一項に記載の多段変速機において、
    　前記出力部材は、車両の前輪に連結されたデファレンシャルギヤに動力を伝達するギヤ列に含まれるカウンタドライブギヤであることを特徴とする多段変速機。
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