CN101182872B - 自动变速器 - Google Patents

Abstract

本发明的自动变速器(M)，在输入轴(1)上，从发动机(E)侧依次并排设置有带锁止离合器的变矩器(4)、发挥恒常增速机构功能的第1行星齿轮组(G1)、向中间轴(2)输出旋转驱动力的中间轴驱动齿轮(5)、构成变速要素的第2行星齿轮组(G2)和同样构成变速要素的第3行星齿轮组(G3)。由此，在通过多个行星齿轮组、离合器和制动器获得6个前进档的自动变速器中，既可紧凑且轻量地构成6个前进档，又可减小离合器容量，另外还可紧凑地构成下游的齿轮系，且可抑制齿轮噪音的发生。

Description

自动变速器

技术领域

本发明涉及自动变速器，特别是涉及通过多个行星齿轮组(planetary gear set)、离合器、制动器来获得前进6速的变速档的自动变速器。 

背景技术

自以往，在自动变速器领域中，已知有通过组合多个行星齿轮组和离合器、制动器的摩擦结合要素来获得多个变速档的自动变速器。 

近年，为改善燃耗，提高驾驶性能，要求变速器多档化。对于自动变速器，也要求其从以往的3个或4个前进档，提高到6个前进档。 

但是，对于多档化要求，由于变速器的配置空间有限，因此要求以尽可能紧凑的齿轮系(gear train)来构成前进6速的变速档。 

为此，有例如在美国专利文献US6176802号中所提出的方案。该专利文献中，公开了如下一种自动变速器，即，将减速行星齿轮组，和以减速旋转和非减速旋转作为输入，输出多个变速旋转的维列奥克斯(Ravigneaux)行星齿轮组(共享单一行星架的复合型行星齿轮组)设置在同一轴上，通过三个离合器和两个制动器使上述的行星齿轮的变速要素接合分离，来实现6个前进档。 

采用该自动变速器，除可实现轻量且紧凑化之外，还可在维列奥克斯行星齿轮组的两侧分别设置两个离合器，因此可防止旋转部件的大型化，降低惯性转矩(inertia torque)，减轻变速冲击。 

采用上述专利文献那样的结构，的确可轻量且紧凑地构成自动变速器，也可降低惯性转矩。 

然而，该专利文献的自动变速器中，由于输入旋转先由减速行星齿轮组减速，因此驱动转矩被增幅后，传递到下游的离合器等。因此，为了对应于该增幅后的驱动转矩，必须增大离合器容量。 

另外，由于驱动转矩在上游被增幅，因而构成下游的齿轮系的行星齿轮组等也必须采用大转矩容量的组件，因此必然地会导致齿轮系的大型化。 

此外，该自动变速器中，由于使用维列奥克斯行星齿轮组，因此需要使用沿轴向延伸的长型小齿轮，若由该长型小齿轮传递驱动转矩，有可能出现齿轮发生倾斜、发出齿轮噪音的问题。 

发明内容

本发明的目的在于提供一种可减小离合器容量，且可紧凑地构成齿轮系，并可抑制齿轮噪音的产生的自动变速器。 

本发明的自动变速器，输出部与输入轴同轴设置，包括第1至第3单小齿轮型行星齿轮组和3个离合器、2个制动器，通过从这些3个离合器和2个制动器之中选择性地运作2个以切换从上述输入轴至上述输出部的动力传递路径来实现第1档、第2档、第3档、第4档、第5档、第6档这6个前进档，该自动变速器的特征在于：上述第1单小齿轮型行星齿轮组具有第1太阳轮、第1行星架和第1齿圈，上述第2单小齿轮型行星齿轮组具有第2太阳轮、第2行星架和第2齿圈，上述第3单小齿轮型行星齿轮组具有第3太阳轮、第3行星架和第3齿圈；上述第1太阳轮与变速器壳、上述第1行星架与输入轴、上述第2齿圈与第3行星架、上述第3齿圈与第2行星架与输出部，均恒常连接；具备分离接合上述输入轴与第2太阳轮的第1离合器、分离接合上述第1齿圈与第3行星架的第2离合器、分离接合上述输入轴与第3太阳轮的第3离合器、分离接合上述第3太阳轮与变速器壳的第1制动器、分离接合上述第3行星架与变速器壳的第2制动器；通过接合上述第1离合器和第2制动器实现第1档，通过接合上述第1离合器和第1制动器实现第2档，通过接合上述第1离合器和第3离合器实现第3档，通过接合上述第1离合器和第2离合器实现第4档，通过接合上述第2离合器和第3离合器实现第5档，通过接合上述第2离合器和第1制动器实现第6档。 

采用上述结构，由于第1太阳轮与变速器壳恒常连接，第1行星架与输入轴恒常连接，因而承接输入旋转的第1单小齿轮型行星齿轮组，便将输入旋转增速后输出，从而发挥所谓恒常增速机构的功能。 

另外，由于位于第1单小齿轮型行星齿轮组下游的变速要素由第2单小齿轮型行星齿轮组和第3单小齿轮型行星齿轮组构成，因而无需使用长型小齿轮即可构成变速要素。 

因此，不会使传递到位于第1单小齿轮型行星齿轮组下游的第1离合器及第2离合器的驱动转矩相对于输入转矩增大，不会使传递往下游的齿轮系的驱动转矩增大。另外，由于不使用长型小齿轮，因此不会产生齿轮的倾斜，还可防止齿轮噪音的产生。 

上述结构中，较为理想的是，上述第3档设定为将来自输入轴的旋转以原有的转速从输出部输出的直接档。 

采用上述结构，由于直接档为第3档，因此，通常行驶时使用频率高的第4档至第6档的高速档位，均可以比输入轴的旋转要高的转速旋转。 

因此，可整体性地降低作用于自动变速器的齿轮系的传递转矩，减轻施加于齿轮系的负荷。 

由此，既可轻量紧凑地构成自动变速器，又可提高齿轮系的耐用性。 

上述结构中，较为理想的是，上述输入轴的一端连接发动机，从该一端开始，在输入轴上依次并排设置上述第1单小齿轮型行星齿轮组、上述第2单小齿轮型行星齿轮组、上述第3单小齿轮型行星齿轮组，上述输出部设置在上述第1单小齿轮型行星齿轮组和第2单小齿轮型行星齿轮组之间。 

因此，在发动机与变速器并排设置的横置发动机的FF型(前置发动机前轮驱动)车辆中，应用该自动变速器时，可在接近发动机的位置亦即在车宽方向中心位置将驱动转矩输出。由此，可将与最终齿轮之间联系的中间轴构成得较短，将自动变速器构成得更紧凑。 

特别是，由于在发动机和输出部之间，除变矩器之外仅设置第1单小齿轮型行星齿轮组，因此可进一步缩短中间轴。 

由此，可紧凑地构成自动变速器，从而可紧凑地构成整个驱动系。 

本发明中，作为“输出部”的传递方式，包括齿轮传递、链条传递等。 

上述结构中，较为理想的是，上述输入轴的一端连接发动机，从该输入轴的另一端开始，在输入轴上依次并排设置上述第1单小齿轮型行星齿轮组、上述第2单小齿轮型行星齿轮组、上述第3单小齿轮型行星齿轮组，上述输出部设置在上述第1单小齿轮型行星齿轮组和第2单小齿轮型行星齿轮组之间。 

因此，在发动机与变速器并排设置的横置发动机的FF型驱动系统中，应用该自动变速器时，可在较为接近发动机的位置亦即在车宽方向中心位置将驱动转矩输出。由此，可将与最终齿轮之间联系的中间轴构成得较短，将自动变速器构成得更紧凑。 

由此，可紧凑地构成自动变速器，从而可紧凑地构成整个驱动系。 

上述结构中，较为理想的是，上述第1离合器和第2离合器设置在上述第1单小齿轮型行星齿轮组的近傍。 

采用上述结构，可缩短第1单小齿轮型行星齿轮组和各离合器之间的连接部件。 

由此，可设定有利于自动变速器的紧凑化的布局。 

上述结构中，较为理想的是，在所述自动变速器的俯视图中，上述第1离合器和第2离合器中的至少一方设置于在与轴方向正交的方向上与上述第1单小齿轮型行星齿轮组不重合的位置。 

采用上述结构，可使第1离合器和第2离合器中至少一方的离合器的径向尺寸无需受到第1单小齿轮型行星齿轮组的限制而设定得较小。 

因此，可在直径方向上紧凑地构成第1离合器和第2离合器中至少一方的离合器，实现自动变速器的紧凑化。 

上述结构中，较为理想的是，上述第3离合器设置在上述第3单小齿轮型行星齿轮组的近傍。 

采用上述结构，可缩短第3单小齿轮型行星齿轮组和第3离合器之间的连接部件。 

由此，可设定有利于自动变速器的紧凑化的布局。 

上述结构中，较为理想的是，在所述自动变速器的俯视图中，上述第3离合器设置于在与轴方向正交的方向上与上述第3单小齿轮型行星齿轮组不重合的位置。 

采用上述结构，可使第3离合器的径向尺寸无需受到第3单小齿轮型行星齿轮组的限制而设定得较小。 

因此，可在直径方向上紧凑地构成第3离合器，实现自动变速器的紧凑化。 

上述结构中，较为理想的是，上述第1制动器和第2制动器设置在上述第2单小齿轮型行星齿轮组和第3单小齿轮型行星齿轮组的外周侧，且上述第1制动器和第2制动器在轴方向上并排设置。 

采用上述结构，可利用第2单小齿轮型行星齿轮组和第3单小齿轮型行星齿轮组的外周侧的空间，有效地布局不太需要考虑转矩传递容量的制动器。 

由此，可设定有利于自动变速器的紧凑化的布局。 

附图说明

图1是采用本发明第1实施方式的自动变速器的动力传动系的平面概略图。 

图2是表示自动变速器的各轴的位置关系的侧视图。 

图3是表示各离合器、制动器的接合、分离状态的接合动作图。 

图4A是表示各档位的各变速要素的速度比的速度线图，图4B是表示各行星齿轮组的齿轮齿数的图表。 

图5A是表示各变速档的齿数比(gear ratio)、档间级差(step)的图表，图5B是齿数比曲线图。 

图6A是档间级差的曲线图，图6B是齿轮传动损失(gear loss)的曲线图。 

图7是表示各变速档中各离合器及制动器的转矩分担率的图表。 

图8是表示自动变速器的详细剖视图。 

图9是自动变速器的要部详细剖视图。 

图10是采用第2实施方式的自动变速器的动力传动系的平面概略图。 

具体实施方式

以下，基于附图对本发明的优选实施方式进行详述。 

第1实施方式 

图1是采用本发明第1实施方式的自动变速器的动力传动系的平面概略图。图2是表示自动变速器的各轴的位置关系的侧视图。 

如图1所示，该自动变速器M应用于横置搭载在车辆中的所谓FF型动力传动系。该自动变速器M，作为具有分别在车宽方向延伸的输入轴1、中间轴2和驱动轴3的三轴结构的变速驱动桥(transaxle)予以构成。 

自动变速器M的输入轴1上，从发动机E侧(以下称为“变速器前方侧”)依次设置有带锁止离合器的变矩器4、发挥恒常增速机构功能的第1行星齿轮组G1、向中间轴2输出旋转驱动力的中间轴驱动齿轮5、构成变速要素的第2行星齿轮组G2和同样构成变速要素的第3行星齿轮组G3。 

另外，中间轴2上，从反发动机E侧(以下称为“变速器后方侧”)依次设置有与中间轴驱动齿轮5啮合的中间轴从动齿轮6、向驱动轴3输出旋转驱动力的最终驱动齿轮(finaldrive gear)7。 

此外，驱动轴3上设置有与上述最终驱动齿轮7啮合的最终从动齿轮(final drivengear)8(差速器齿圈)、位于该最终从动齿轮8的内周侧允许左右轮间差动的差动齿轮装置9、从该差动齿轮装置将旋转力传递给车宽方向外侧的未图示左右车轮的左右的半轴X、X。 

如图2所示，上述三轴1、2、3从车辆前方侧开始以输入轴1、中间轴2、驱动轴3的顺序设置，其中，中间轴2设置在稍高的位置。 

输入轴1上的变速机构，除上述的第1～第3行星齿轮组G1、G2、G3之外，还包括设置在第1行星齿轮组G1的变速器前方侧的第1离合器C1、设置在该第1行星齿轮组G1的变速器后方侧的第2离合器C2、设置在第3行星齿轮组G3的变速器后方侧的第3离合器C3，在变速要素间传递旋转力。 

此外，在第2行星齿轮组G2和第3行星齿轮组G3的外周侧，设置有利用变速器壳Z制止变速要素的旋转的第1制动器B1和第2制动器B2。另外，在第2制动器B2的侧方设置有单向离合器OWC。关于该单向离合器OWC的功能，将在后面另行叙述。 

上述的第1～第3行星齿轮组G1、G2、G3，均为由太阳轮、齿圈、支撑单小齿轮的行星架所构成的单小齿轮型行星齿轮(single-pinion-type planetary gear)，分别具备第1太阳轮S1、第1齿圈R1、第1行星架K1，第2太阳轮S2、第2齿圈R2、第2行星架K2，第3太阳轮S3、第3齿圈R3、第3行星架K3。 

下面，对该变速机构的连接关系等进行说明。 

第1行星齿轮组G1中，第1太阳轮S1固定(恒常连接)于变速器壳Z，并且第1行星架K1与输入轴1恒常连接，因而输入轴1的旋转在增速后由第1齿圈R1输出。因此，第1行星齿轮组G1发挥恒常增速机构的功能。 

第2行星齿轮组G2中，第2太阳轮S2通过第1离合器C1离合自如地与第1行星架K1连接，第2行星架K2与第3齿圈R3恒常连接，第2齿圈R2与第3行星架K3恒常连接。另外，第3行星齿轮组G3中，第3太阳轮S3通过第3离合器C3离合自如地与输入轴1连接，如上所述，第3行星架K3与第2齿圈R2恒常连接，第3齿圈R3与第2行星架K2恒常连接。 

因此，第2行星齿轮组G2和第3行星齿轮组G3，作为具有以第2太阳轮S2为第1变速要素(D1)、以第2行星架K2与第3齿圈R3为第2变速要素(D2)、以第2齿圈R2与第3行星架K3为第3变速要素(D3)、以第3太阳轮S3为第4变速要素(D4)的合共四个自由度的变速单元发挥功能。 

另外，上述的第2齿圈R2与第3行星架K3的第3变速要素(D3)通过第2离合器C2离合自如地与第1齿圈R1连接，上述的第2行星架K2与第3齿圈R3的第2变速要素(D2)与中间轴驱动齿轮5恒常连接。 

此外，在第2齿圈R2与第3行星架K3的第3变速要素(D3)和变速器壳Z之间，设置有卡止第3变速要素(D3)的旋转的第2制动器B2。另外，在第3太阳轮S3的第4变速要素(D4)和变速器壳Z之间，也设置有卡止第4变速要素(D4)的旋转的第1制动器B1。 

具备上述结构要素的自动变速器M，通过未图示的液压控制等变速控制装置，根据驾驶员的变速操作、发动机转速、车速、车辆负荷等信号，选择合适的变速档进行变速控制。 

图3是表示各档位中各离合器C1、C2、C3和制动器B1、B2的接合、分离状态的接合动作图(·为接合，无标记为分离)。其中，第1离合器C1在第1档～第4档进行接合，因此也被称为低速档离合器(Low/C)，第2离合器C2在第4档～第6档进行接合，因此也被称为高速档离合器(High/C)，第3离合器C3在第3档、第5档、倒档进行接合，因此也被称为3档/5档/倒档离合器(3/5/R C)，第2制动器B2在第1档、倒档进行接合，因此也被称为低档/倒档制动器(L/R Br)，第1制动器B1在第2档、第6档进行接合，因此也被称为2档/6档制动器(2/6 Br)。 

另外，本实施方式中，由于与第2制动器B2并排设置单向离合器OWC，因此在前进1档不接合第2制动器B2，仅在例如手动模式或保持模式等需要发动机制动时接合第2制动器B2(因此，图3中加有括号)。不过，若无单向离合器OWC，则在前进1档接合第2制动器B2。因此，本说明书中，为方便起见，以无单向离合器OWC时的控制方法进行说明。 

图4A是表示各档位的各变速要素的速度比的速度线图，图4B是表示各行星齿轮组G1、G2、G3的齿轮齿数的图表。 

首先，对图4A的速度线图进行说明。该速度线图中，纵轴表示第1～第3行星齿轮组G1、G2、G3的各变速要素，轴间的横向间隔由齿数比的比率决定。另外，纵向位置表示速度比。 

具体而言，左侧的三轴表示第1行星齿轮组G1的变速要素亦即第1太阳轮S1、第1行星架K1、第1齿圈R1，右侧的四轴表示第2行星齿轮组G2和第3行星齿轮组G3的变速要素亦即第3太阳轮S3、第3行星架K3与第2齿圈R2、第3齿圈R3与第2行星架K2、第2太阳轮S2。 

如上所述，轴间的横向间隔由齿数比亦即由各齿轮间的齿轮齿数决定，例如，第1太阳轮S1与第1行星架K1的间隔，由第1行星架K1与第1齿圈R1的间隔为1时的、第1齿圈R1的齿数(Zr1)÷第1太阳轮S1的齿数(Zs1)决定(＝1.813)。 

另外，第3太阳轮S3与第3行星架K3的间隔，由第3行星架K3与第3齿圈R3的间隔为1时的、第3齿圈R3的齿数(Zr3)÷第3太阳轮S3的齿数(Zs3)决定(＝2.220)。 

此外，第2太阳轮S2与第2行星架K2的间隔也同样地，由第2行星架K2与第2齿圈R2的间隔为1时的、第2齿圈R2的齿数(Zr2)÷第2太阳轮S2的齿数(Zs2)决定(＝1.618)。 

这样，通过描绘各轴线，可以方便地确认各变速要素间的速度比。 

例如，第1行星齿轮组G1中，由于第1太阳轮S1被固定(速度比为0)，因此，若指定的转速(速度比为1)输入第1行星架K1，便有一个相同方向的增速旋转(速度比为1.55)输出到第1齿圈R1(连接第1太阳轮S1的固定点和第1行星架K1的输入点的直线与第1齿圈R1的轴线相交的点为输出点)。其间，通过决定是从第1齿圈R1输出(速度比为1.55)，还是从第1行星架K1输入(速度比为1)，来变换从第1行星齿轮组G1输出的转速。 

另外，第2行星齿轮组G2和第3行星齿轮组G3中，如上所述，由于有四个变速要素(D1～D4)，因此，若规定(固定)两个变速要素的速度比位置，其他两个变速要素的速度比位置便被确定。例如，若接合第2太阳轮S2(第1变速要素D1)的第1离合器C1，接合第2齿圈R2与第3行星架K3(第3变速要素D3)的第2制动器B2，则第2行星架K2与第3齿圈R3(第2变速要素D2)较之第2太阳轮S2减速旋转，第3太阳轮S3(第4变速要素D4)反向旋转(速度比为负)且空转。 

参照图3和图4A可知，第1档通过接合第1离合器C1和第2制动器B2来实现。此时，参照图1可知，来自输入轴1并经由第1行星架K1的旋转，介由第1离合器C1输入到第2太阳轮S2(与输入轴1的转速相同)。由于第2制动器B2被接合因而第2齿圈R2固定于变速器壳Z，因此，上述旋转，便基于位于第2太阳轮S2和第2齿圈R2的中间位置的第2行星架K2被大幅减速而减速，该被减速的旋转从中间轴驱动齿轮5输出。 

另外，第2档通过接合第1离合器C1和第1制动器B1来实现。此时，来自输入轴1并经由第1行星架K1的旋转，与第1档同样，介由第1离合器C1输入到第2太阳轮S2。此处，由于第1制动器B1被接合因而第3太阳轮S3固定于变速器壳Z，因此，输入到第2太阳轮S2的旋转，便基于位于第2太阳轮S2和第3太阳轮S3的中间位置的第2行星架K2被稍微减速而减速，从中间轴驱动齿轮5输出。 

另外，第3档通过接合第1离合器C1和第3离合器C3来实现。此时，从输入轴1经第1行星架K1并介由第1离合器C1输入到第2太阳轮S2的旋转，和从输入轴1介由第3离合器C3输入到第3太阳轮S3的旋转，均与输入轴1相同转速，第2太阳轮S2和第3太阳轮S3以相同速度旋转。因此，其他变速要素也以相同的转速旋转，第2行星架K2也以相同转速旋转。由此，从中间轴驱动齿轮5输出与输入轴1相同转速的旋转。 

另外，第4档通过接合第1离合器C1和第2离合器C2来实现。此时，从输入轴1经第1行星架K1并介由第1离合器C1输出到第2太阳轮S2的旋转，通过在第2齿圈R2接受从第1齿圈R1介由第2离合器输出的增速旋转，从而基于位于第2太阳轮S2和 第2齿圈R2的中间位置的第2行星架K2被增速而增速。该被增速的旋转从中间轴驱动齿轮5输出。 

另外，第5档通过接合第2离合器C2和第3离合器C3来实现。此时，由于介由第3离合器C3与输入轴1连接的第3太阳轮S3与输入轴1为相同旋转，因此基于第2齿圈R2与第3太阳轮S3的位置关系，从输入轴1经第1齿圈R1并介由第离合器C2再经第3行星架K3由第2齿圈R2输出的增速旋转，在第2行星架K2被进一步增速。该被增速的旋转从中间轴驱动齿轮5输出。 

另外，第6档通过接合第2离合器C2和第1制动器B1来实现。此时，由于第3太阳轮S3固定于变速器壳Z，因此基于第2齿圈R2与第3太阳轮S3的位置关系，从输入轴1经第1齿圈R1并介由第2离合器C2由第2齿圈R2输出的增速旋转，在第2行星架K2被进一步增速。因此，该被最大化增速的旋转从中间轴驱动齿轮5输出。 

另外，倒档通过接合第3离合器C3和第2制动器B2来实现。此时，由于第3行星架K3的旋转停止，因此，从输入轴1介由第3离合器C3输出到第3太阳轮S3的旋转，逆转输出到第3齿圈R3。该逆转的旋转从中间轴驱动齿轮5输出。 

如上述那样实现的各变速档的齿数比和档间级差，以及齿轮传动损失(齿轮间的传动损失)，如图5A的图表、图5B的曲线图及图6A、图6B的曲线图所示，得到作为自动变速器M的合适的值。 

首先，关于齿数比，例如第1档设定为2.6182，第2档设定为1.5026，第3档设定为1，第4档设定为0.7457，第5档设定为0.5555，第6档设定为0.4443，倒档设定为2.2219。如图5B所示，越往高速档，齿数比的变化逐渐变小。 

该情况在档间级差上也有所体现，第1·2档间为1.7424，第2·3档间为1.5026，第3·4档间为1.3410，第4·5档间为1.3425，第5·6档间为1.2503，如6A所示，越往高速档，档间级差的变化逐渐变小。 

通过设定上述那样的齿数比，既改善低速行驶时的加速性能，又减缓高速行驶时的变速冲击，从而提高高速行驶时的车辆的乘坐舒适度。 

另外，关于齿轮传动损失，如图6B所示，由于使用单小齿轮型行星齿轮组，因此保持在较高的值(传动损失低)。特别是第3档为直接档，因此完全无齿轮传动损失。 

图7是表示各变速档中各离合器及制动器的转矩分担率，即，表示各离合器C1、C2、C3以及制动器B1、B2，对输入轴1的驱动转矩承担多大程度的传动转矩。图7中的“1” 表示完全承担输入轴1的驱动转矩时的值，小于1的值是承担小于输入轴1的驱动转矩时的值。 

从该转矩分担率的表可知，传递驱动转矩的第1～第3离合器C1、C2、C3，以1～0.250的较低值分担传动转矩。 

这是由于，如前所述，设置在第1离合器C1及第2离合器C2的上游的第1行星齿轮组G1，作为恒常增速机构发挥作用，将输入轴1的旋转进行增速等后，传递到第1离合器C1或第2离合器C2，因此第1离合器C1及第2离合器C2的转矩分担率下降。假若第1行星齿轮组G1如上述专利文献1那样为恒常减速型，第1离合器C1等的转矩分担率便会增加而超过1。 

这样，通过降低离合器C1、C2、C3的转矩分担率，可以减小离合器容量，减小离合器的直径尺寸，减少多板离合器的片数等。 

另外，关于制动器B1、B2，虽然图中显示第2制动器B2超过1的值，但由于第1档或倒档等是在正常行驶状态下使用频率较低的档位，因此不会增加制动器的负担。 

这样，本实施方式中，由于可降低各离合器C1、C2、C3及制动器B1、B2的转矩分担率，因此可减小各离合器等的离合器容量，从而可减小离合器的尺寸。因此，在6个前进档的自动变速器M中最受重视的变速器的紧凑化可得到进一步实现。 

下面，结合图8、图9进一步具体说明该自动变速器M的结构。图8是表示自动变速器M的详细剖视图，图9是自动变速器M的要部详细剖视图。另外，对与图1对应的结构组成部分，付予相同符号，其说明从略。 

该自动变速器M，其变速器壳Z由变矩器室外壳Z1、齿轮箱体Z2和后盖Z3所构成，该变速器壳Z内设置有输入轴1，多个齿轮组G1、G2、G3和离合器C1、C2、C3及制动器B1、B2等。 

上述输入轴1，前端部通过轴承b1轴支撑于圆筒状部件Z5，该圆筒状部件Z5由固定于齿轮箱体Z2的盖部件Z4所支撑；后端部通过轴承b2轴支撑于后盖Z3上形成的凸台(boss)部Z3a。 

输入轴1上，如上所述，从变速器前方侧依次设置有第1、第2、第3行星齿轮组G1、G2、G3，且在第1行星齿轮组G1和第2行星齿轮组G2之间配置有中间轴驱动齿轮5。 

其中，第1行星齿轮组G1，在轴方向上与上述圆筒状部件Z5重合设置，其第1太阳轮S1通过花键结合SP1固定(恒常固定)于圆筒状部件Z5。另外，第1离合器C1，在 该第1行星齿轮组G1的变速器前方侧贴近设置，第2离合器C2，在该第1行星齿轮组G1的变速器后方侧贴近设置。 

第1离合器C1具备液压伺服机构Q1，该液压伺服机构Q1，包括固定在第1行星架K1的密封板10；在油压作用下沿轴向移动，与密封板10之间形成受压室11的活塞板12；在油压不作用时使活塞板12返回到分离位置的回位弹簧13。另外，该第1离合器C1还具备包括多个离合器板16的多板离合器(P1)，上述的多个离合器板16，在与第1行星架K1形成一体的毂部件14和位于该毂部件14外周侧的鼓部件15之间，沿轴向相互交错设置。 

第2离合器C2具备液压伺服机构Q2，该液压伺服机构Q2，包括固定在从第1齿圈R1延伸出的连接部件19上的密封板20；沿轴向移动，与连接部件19之间形成受压室21的活塞板22；使该活塞板22返回到分离位置的回位弹簧23。该第2离合器C2还具备包括多个离合器板26的多板离合器(P2)，上述的多个离合器板26，在从连接部件19向上方弯绕形成的鼓部件19a和位于该鼓部件19a内周侧并与第3行星架连接的毂部件24之间，沿轴向相互交错设置。 

这样，由于第1离合器C1、第2离合器C2贴近第1行星齿轮组G1设置，因此它们之间的连接部件的14、19较短便可传递旋转力。具体而言，第1行星架K1与第1离合器C1之间，仅通过使第1行星架K1向外周侧延伸(14)，便可从第1行星架K1向第1离合器C1传递旋转力。另外，第1齿圈R1与第2离合器C2之间，仅通过设置沿径向延伸的连接部件19，即可从第1齿圈R1向第2离合器C2传递旋转力。 

此外，本实施方式中，第2离合器C2设置在与第1行星齿轮组G1在轴方向上不重合的位置上。因此，可将第2离合器C2的多板离合器P2设置在更靠近内周侧的位置，从而可在直径方向上紧凑地构成第2离合器C2。 

另外，在第2离合器C2的变速器后方侧，设置有中间轴驱动齿轮5。通过在该位置设置中间轴驱动齿轮5，可将输入轴1上的变速机构的输出点设定得较为靠近变速器前方侧。由此，可将变速机构的输出点设定在车宽方向中心位置近傍(参照图1)。 

另外，在该中间轴驱动齿轮5的变速器后方侧，邻近设置有轴承部件b3。由此稳固地支撑中间轴驱动齿轮5，防止其倾倒。 

另一方面，第2行星齿轮组G2和第3行星齿轮组G3，相邻接地并排设置在变速器后方侧。 

该第2行星齿轮组G2的第2行星架K2与第3行星齿轮组G3的第3齿圈R3通过焊接部W连接(恒常连接)，第2行星齿轮组G2的第2齿圈R2与第3行星齿轮组G3的第3行星架K3通过连接部SP2连接(恒常连接)。通过这样连接，可将第2行星齿轮组G2和第3行星齿轮组G3构成为具有如上所述的四个自由度的变速单元。 

另外，第2行星架K2，经由上述轴承部件b3的内周侧，通过花键结合SP3与中间轴驱动齿轮5连接(恒常连接)。因此，中间轴驱动齿轮5、第2行星架K2、第3齿圈R3一体地旋转。 

另外，第3行星架K3，也同样地通过花键结合SP4与经由轴承部件b3的内周侧延伸的第2离合器C2的毂部件24连接。另外，第2太阳轮S2，也同样地通过花键结合SP5与经由轴承部件b3的内周侧延伸的第1离合器C1的鼓部件15连接。 

另一方面，第3太阳轮S3，旋转自如地轴支撑于输入轴1，且通过向外周侧延伸的鼓式连接部件35与第3离合器C3及第1制动器B1相联系。 

另外，在第3行星齿轮组G3的变速器后方侧，邻近设置有第3离合器C3。 

该第3离合器C3具备液压伺服机构Q3，该液压伺服机构Q3，包括固定于通过花键结合SP6固定在输入轴1上的连接固定毂部34的密封板30；沿轴向移动，与密封板30之间形成受压室31的活塞板32；使该活塞板32返回到分离位置的回位弹簧33。另外，该第3离合器C3还具备包括多个离合器板36的多板离合器P2，上述的多个离合器板36，在连接固定毂部34和鼓式连接部件35之间，沿轴向相互交错设置。 

这样，由于第3离合器C3贴近第3行星齿轮组G3设置，因此连接部件等较短便可传递旋转力。具体而言，仅通过将第3太阳轮S3连接于鼓式连接部件35，即可从第3离合器C3向第3太阳轮S3传递旋转力。 

另外，该第3离合器C3设置在与第3行星齿轮组G3在轴方向上不重合的位置上。因此，可将第3离合器C3的多板离合器P3设置在更靠近内周侧的位置，从而可在直径方向上紧凑地构成第3离合器C3。 

另外，在第2行星齿轮组G2及第3行星齿轮组G3的外周侧，从变速器前方侧依次并排设置有第2制动器B2、单向离合器OWC、第1离合器B1(以下参照图9)。 

首先，第2制动器B2具备液压伺服机构Q3，该液压伺服机构Q3，包括与齿轮箱体Z2的隔壁Z2a之间形成受压室51的活塞板52；未图示的回位弹簧；同样未图示的挡板。另外，第2制动器B2还具备包括多个离合器板56的多板离合器P5，上述的多个离合器 板56，在与第2齿圈R2形成一体的毂部54和齿轮箱体Z2的内壁部Z2b之间，沿轴向相互交错设置。 

单向离合器OWC，包括固定于与第2太阳轮S2形成一体的毂部54的内圈60和固定于齿轮箱体Z2的内壁部Z2b的外圈61，仅允许单向旋转。 

第1制动器B1具备液压伺服机构Q4，该液压伺服机构Q4，包括与后盖Z3之间形成受压室41的活塞板42；使活塞板42返回分离位置的回位弹簧43；支撑回位弹簧43的挡板40。另外，该第1制动器B1还具备包括多个离合器板46的多板离合器P4，上述的多个离合器板46，在鼓式连接部件35的外周侧毂部46a和齿轮箱体Z2的内壁部Z2b之间，沿轴向相互交错设置。 

这样，由于将第2制动器B2、第1制动器B1及单向离合器OWC设置在第2行星齿轮组G2及第3行星齿轮组G3的外周侧，因而无需在轴方向上设定用于第2制动器B2、第1制动器B1及单向离合器OWC的设置空间，因此可使自动变速器M的轴向长度实现紧凑化。 

特别是，由于制动器类无需太多考虑转矩传递容量(transmission torque capacity)，因而其即使设置于第2行星齿轮组G2及第3行星齿轮组G3的外周侧，也可缩短径向长度，因此，自动变速器M的径向尺寸也可实现紧凑化。 

以下，对采用上述结构的本实施方式的作用效果进行详细说明。 

采用本实施方式的自动变速器M，由于第1太阳轮S1介由圆筒状部件Z5固定于齿轮箱体Z2，第1行星架K1固定于输入轴1，因而承接输入旋转的第1行星齿轮组G1，便发挥所谓恒常增速机构的功能。 

另外，由于位于下游的变速要素的第2行星齿轮组G2和第3行星齿轮组G3，由单小齿轮型行星齿轮组构成，因而无需使用长型小齿轮即可构成变速要素。 

因此，不会使传递到位于第1行星齿轮组G1下游的第1离合器C1及第2离合器C2的驱动转矩相对于输入转矩增大，不会使传递往下游的齿轮系的驱动转矩增大。另外，由于不使用长型小齿轮，因此不会产生齿轮的倾斜，还可防止齿轮噪音的产生。 

这样，在通过多个行星齿轮组G1、G2、G3和离合器C1、C2、C3以及制动器B1、B2来获得6个前进档的自动变速器M中，既可紧凑且轻量地构成6个前进档，又可减小离合器容量，另外还可紧凑地构成下游的齿轮系，且可抑制齿轮噪音的产生。 

另外，本实施方式中，第3档设定为将来自输入轴1的旋转以原有的转速从中间档驱动齿轮5输出的直接档。 

由此，通常行驶时使用频率高的第4档至第6档的高速档位，均可以比输入轴1的旋转要高的转速旋转。 

因此，可整体性地降低作用于自动变速器M的齿轮系的传递转矩，减轻施加于齿轮系的负荷。 

由此，既可轻量紧凑地构成自动变速器M，又可提高齿轮系的耐用性。 

另外，本实施方式中，从接近发动机E的变速器前方侧开始，在输入轴1上依次并排设置有第1、第2、第3行星齿轮组G1、G2、G3，且在第1行星齿轮组G1和第2行星齿轮组G2之间设置有中间轴驱动齿轮5。 

由此，可在车宽方向中心位置将驱动转矩输出到中间轴2。因此，可将联系差动齿轮装置9的最终从动齿轮8和中间轴从动齿轮6的中间轴2构成得较短，将自动变速器M构成得更紧凑。 

特别是，由于在发动机E和中间轴驱动齿轮5之间，除变矩器4之外仅设置第1行星齿轮组G1，因此可进一步缩短中间轴2。 

由此，可紧凑地构成自动变速器M，从而可紧凑地构成整个驱动系。 

另外，本实施方式中，通过在中间轴驱动齿轮5和中间轴从动齿轮6之间传递驱动力，不过，除此之外也可通过使用链条和链轮的链条传动装置传递驱动力。 

此外，本实施方式中，第1离合器C1和第2离合器C2设置在第1行星齿轮组G1的近傍。 

由此，可缩短第1行星齿轮组G1和第1离合器C1、第2离合器C2之间的连接部件。 

由此，可设定有利于自动变速器M的紧凑化的布局。 

另外，本实施方式中，第2离合器C2设置在与第1行星齿轮组G1在轴方向上不重合的位置。 

由此，可使第2离合器C2的径向尺寸无需受到第1行星齿轮组G1的限制而设定得较小。 

因此，可在直径方向上紧凑地构成第2离合器C2，实现自动变速器M的紧凑化。 

另外，第1离合器C1设置在与第1行星齿轮组G1在轴方向上不重合的位置时，也可获得同样的效果。 

另外，本实施方式中，第3离合器C3设置在第3行星齿轮组G3的近傍。 

由此，可缩短第3行星齿轮组G3和第3离合器C3之间的连接部件。 

因此，可设定有利于自动变速器M的紧凑化的布局。 

另外，本实施方式中，第3离合器C3设置在与第3行星齿轮组G3在轴方向上不重合的位置。 

由此，可使第3离合器C3的径向尺寸无需受到第3行星齿轮组G3的限制而设定得较小。 

因此，可在直径方向上紧凑地构成第3离合器C3，实现自动变速器M的紧凑化。 

此外，本实施方式中，第1制动器B1和第2制动器B2设置在第2行星齿轮组G2及第3行星齿轮组G3的外周侧，且沿轴向并排设置。 

由此，可有效地利用第2行星齿轮组G2和第3行星齿轮组G3的外周侧的空间，有效地布局不太需要考虑转矩传递容量的制动器B1、B2。 

特别是，由于无需在轴方向上确保用于制动器B1、B2的设置空间，因此可缩短自动变速器M的轴向长度(全长)。 

由此，可进一步实现自动变速器M的紧凑化。 

第2实施方式 

以下，结合图10对第2实施方式进行说明。图10是对应于图1的动力传动系的平面概略图。对于相同的结构要素，付予相同的符号，其说明从略。 

本实施方式中，发动机E’和变矩器104设置在车辆左侧，有关输入轴1上的变速机构，与第1实施方式同样，从车辆右侧开始按第1、第2、第3行星齿轮组G1、G2、G3的顺序设置。 

即，本实施方式中，第3行星齿轮组G3位于变速器前方侧，自动变速器M’采用与第1实施方式相反的、亦即变速器前方侧和变速器后方侧逆转的布局结构。 

因此，中间轴驱动齿轮5便位于稍稍靠近车宽方向外侧的位置，中间轴102上的中间轴从动齿轮106也位于稍稍靠近车宽方向外侧的位置。另外，中间轴102上的中间轴从动齿轮106和最终驱动齿轮107的配置位置也与第1实施方式相反。 

这样，本实施方式中，从远离发动机E′的一侧开始，在输入轴1上依次并排设置有第1、第2、第3行星齿轮组G1、G2、G3，其中，在第1行星齿轮组G1和第2行星齿轮组G2之间设置有中间轴驱动齿轮5。 

由此，可在较接近发动机E′的位置亦即在车宽方向中心位置输出驱动转矩。因此，相比于从最远离发动机E′的位置输出时，可将中间轴102构成得较短，从而可紧凑地构成自动变速器M’。 

由此，可紧凑地构成自动变速器M，从而可紧凑地构成整个驱动系。 

另外，有关其他作用效果，与第一实施方式相同。 

本发明的结构与上述的实施方式的结构的对应关系如下， 

本发明的输出部对应于实施方式的中间轴驱动齿轮5， 

以下同样地， 

第1单小齿轮型行星齿轮组对应于第1行星齿轮组G1， 

第2单小齿轮型行星齿轮组对应于第2行星齿轮组G2， 

第3单小齿轮型行星齿轮组对应于第3行星齿轮组G3。 

本发明并不限于上述的实施方式，其包含所有适用于自动变速器的实施方式。 

Claims (9)

1.一种自动变速器，输出部与输入轴同轴设置，包括第1至第3单小齿轮型行星齿轮组和3个离合器、2个制动器，通过从这些3个离合器和2个制动器之中选择性地运作2个以切换从上述输入轴至上述输出部的动力传递路径来实现第1档、第2档、第3档、第4档、第5档、第6档这6个前进档，其特征在于：

上述第1单小齿轮型行星齿轮组具有第1太阳轮、第1行星架和第1齿圈，上述第2单小齿轮型行星齿轮组具有第2太阳轮、第2行星架和第2齿圈，上述第3单小齿轮型行星齿轮组具有第3太阳轮、第3行星架和第3齿圈，

上述第1太阳轮与变速器壳、上述第1行星架与输入轴、上述第2齿圈与第3行星架、上述第3齿圈与第2行星架与输出部，均恒常连接，

具备分离接合上述输入轴与第2太阳轮的第1离合器、分离接合上述第1齿圈与第3行星架的第2离合器、分离接合上述输入轴与第3太阳轮的第3离合器、分离接合上述第3太阳轮与变速器壳的第1制动器、分离接合上述第3行星架与变速器壳的第2制动器，

通过接合上述第1离合器和第2制动器实现第1档，通过接合上述第1离合器和第1制动器实现第2档，通过接合上述第1离合器和第3离合器实现第3档，通过接合上述第1离合器和第2离合器实现第4档，通过接合上述第2离合器和第3离合器实现第5档，通过接合上述第2离合器和第1制动器实现第6档。

2.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征在于：

上述第3档设定为将来自输入轴的旋转以原有的转速从输出部输出的直接档。

3.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征在于：

上述输入轴的一端连接发动机，从该一端开始，在输入轴上依次并排设置上述第1单小齿轮型行星齿轮组、上述第2单小齿轮型行星齿轮组、上述第3单小齿轮型行星齿轮组，

上述输出部设置在上述第1单小齿轮型行星齿轮组和第2单小齿轮型行星齿轮组之间。

4.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征在于：

上述输入轴的一端连接发动机，从该输入轴的另一端开始，在输入轴上依次并排设置上述第1单小齿轮型行星齿轮组、上述第2单小齿轮型行星齿轮组、上述第3单小齿轮型行星齿轮组，

上述输出部设置在上述第1单小齿轮型行星齿轮组和第2单小齿轮型行星齿轮组之间。

5.根据权利要求3或4所述的自动变速器，其特征在于：

上述第1离合器和第2离合器设置在上述第1单小齿轮型行星齿轮组的近傍。

6.根据权利要求5所述的自动变速器，其特征在于：

在所述自动变速器的俯视图中，上述第1离合器和第2离合器中的至少一方设置于在与轴方向正交的方向上与上述第1单小齿轮型行星齿轮组不重合的位置。

7.根据权利要求3或4所述的自动变速器，其特征在于：

上述第3离合器设置在上述第3单小齿轮型行星齿轮组的近傍。

8.根据权利要求7所述的自动变速器，其特征在于：

在所述自动变速器的俯视图中，上述第3离合器设置于在与轴方向正交的方向上与上述第3单小齿轮型行星齿轮组不重合的位置。

9.根据权利要求3或4所述的自动变速器，其特征在于：

上述第1制动器和第2制动器设置在上述第2单小齿轮型行星齿轮组和第3单小齿轮型行星齿轮组的外周侧，且上述第1制动器和第2制动器在轴方向上并排设置。

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