CN102562966A - 自动变速器 - Google Patents

自动变速器 Download PDF

Info

Publication number
CN102562966A
CN102562966A CN2011103348234A CN201110334823A CN102562966A CN 102562966 A CN102562966 A CN 102562966A CN 2011103348234 A CN2011103348234 A CN 2011103348234A CN 201110334823 A CN201110334823 A CN 201110334823A CN 102562966 A CN102562966 A CN 102562966A
Authority
CN
China
Prior art keywords
key element
clutch
break
gear
automatic transmission
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN2011103348234A
Other languages
English (en)
Other versions
CN102562966B (zh
Inventor
齐藤宪明
杉野聪一
河野敏和
饭塚晃平
芝村真璃子
町田昭二
约尔格·穆勒
里科·雷斯奇
米尔科·里瑟
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Honda Motor Co Ltd
Original Assignee
Honda Motor Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Honda Motor Co Ltd filed Critical Honda Motor Co Ltd
Publication of CN102562966A publication Critical patent/CN102562966A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN102562966B publication Critical patent/CN102562966B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H2003/442—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion comprising two or more sets of orbital gears arranged in a single plane
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0065—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising nine forward speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/2012—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with four sets of orbital gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
    • F16H2200/2046—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with six engaging means

Landscapes

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

Abstract

本发明提供自动变速器，抑制了自动变速器的摩擦损失。自动变速器具备四个行星齿轮机构(PGS1～PGS4)、三个离合器(C1～C3)、三个制动器(B1～B3)。第二和第三行星齿轮机构的各要素构成四个旋转要素(Y1～Y4)。第一要素(Sa)与输入轴(2)连结，第四要素(Rd)与输出部件(3)连结，第二要素(Ca)与第六要素(Sd)连结，第二旋转要素与第五要素(Cd)连结。第一至第三离合器分别自如地连结第一要素和第三旋转要素、第一要素和第一旋转要素、第一连结体(Ca-Sd)和第四旋转要素。第一至第三制动器分别将第一连结体、第三旋转要素、第三要素(Ra)自如固定于变速箱(1)。

Description

自动变速器
技术领域
本发明涉及经由配置在变速箱内的多个行星齿轮机构将输入轴的旋转多档位变速并从输出部件输出的自动变速器。
背景技术
以往，公知有能够使用输入用的第一行星齿轮机构、变速用的第二和第三行星齿轮机构、以及六个卡合机构进行前进八档的变速的自动变速器(例如参照专利文献1)。
在专利文献1的自动变速器中，利用所谓的双行星轮(double pinion)式行星齿轮机构(在行星架(carrier)固定的情况下，太阳齿轮(sun gear)和齿圈(ring gear)向同一方向旋转，因此也称作正(plus)行星齿轮机构或者正向(positive)行星齿轮机构。另外，在齿圈固定的情况下，太阳齿轮和行星架彼此向不同的方向旋转。)来构成输入用的第一行星齿轮机构，该双行星轮式行星齿轮机构由第一太阳齿轮、第一齿圈以及第一行星架构成，该第一行星架将一对第一行星轮(pinion)轴支承为自转和公转自如，所述一对第一行星轮彼此啮合，并且，一方与第一太阳齿轮啮合，另一方与第一齿圈啮合。
在第一行星齿轮机构中，第一太阳齿轮是固定于变速箱的固定要素，第一行星架是与输入轴连结的输入要素，第一齿圈是对作为输入要素的第一行星架的转速进行减速并输出的输出要素。
并且，利用腊文瑙(Ravigneaux)式行星齿轮机构来构成变速用的两个行星齿轮机构，该腊文瑙式行星齿轮机构由以下部件构成：第二太阳齿轮；第三太阳齿轮；与第三齿圈一体化了的第二齿圈；以及第二行星架，该第二行星架将一对第二行星轮轴支承为自转和公转自如，所述一对第二行星轮彼此啮合，并且，一方与第二太阳齿轮和第二齿圈啮合，另一方与第三太阳齿轮啮合。
对于该腊文瑙式行星齿轮机构，如果在共线图(能够用直线表示各旋转要素的相对速度的比的图)中隔开与齿数比对应的间隔依次作为第一旋转要素、第二旋转要素、第三旋转要素以及第四旋转要素的话，则第一旋转要素为第二太阳齿轮，第二旋转要素为与第三行星架一体化了的第二行星架，第三旋转要素为与第三齿圈一体化了的第二齿圈，第四旋转要素为第三太阳齿轮。
并且，作为卡合机构，具有：第一湿式多板离合器，该第一湿式多板离合器将第一行星齿轮机构的作为输出要素的第一齿圈和由第三太阳齿轮构成的第四旋转要素以解除自如的方式连结；第二湿式多板离合器，该第二湿式多板离合器将输入轴和由第二行星架构成的第二旋转要素以解除自如的方式连结；第三湿式多板离合器，该第三湿式多板离合器将作为输出要素的第一齿圈和由第二太阳齿轮构成的第一旋转要素以解除自如的方式连结；第四湿式多板离合器，该第四湿式多板离合器将作为输入要素的第一行星架和由第二太阳齿轮构成的第一旋转要素以解除自如的方式连结；第一制动器，该第一制动器将由第二太阳齿轮构成的第一旋转要素以解除自如的方式固定于变速箱；以及第二制动器，该第二制动器将由第二行星架构成的第二旋转要素以解除自如的方式固定于变速箱。
根据以上结构，通过使第一湿式多板离合器和第二制动器卡合来确立1速档，通过使第一湿式多板离合器和第一制动器卡合来确立2速档，通过使第一湿式多板离合器和第三湿式多板离合器卡合来确立3速档，通过使第一湿式多板离合器和第四湿式多板离合器卡合来确立4速档。
并且，通过使第一湿式多板离合器和第二湿式多板离合器卡合来确立5速档，通过使第二湿式多板离合器和第四湿式多板离合器卡合来确立6速档，通过使第二湿式多板离合器和第三湿式多板离合器卡合来确立7速档，通过使第二湿式多板离合器和第一制动器卡合来确立8速档。
并且，现有的自动变速器在输入轴的轴线上构成八个列。具体来说，从变矩器侧起依次为：第一列是第四离合器和第一制动器；第二列是第一行星齿轮机构；第三列是第一离合器；第四列是第三离合器(在概略图中，第三离合器看起来与第一行星齿轮机构同列，但实际上是因为在第一离合器与输出齿轮之间构成有第三离合器用的活塞和油路。)；第五列是输出齿轮；第六列是第二行星齿轮机构；第七列是第三行星齿轮机构；第八列是第二离合器和第二制动器。
专利文献1：日本特开2005-273768号公报
在上述现有例的自动变速器中，在各个变速档中卡合的卡合机构的数量为两个。因此，由处于释放状态的其余四个卡合机构的拖曳所造成的摩擦损失变大，存在自动变速器的效率恶化的不良情况。
发明内容
本发明鉴于以上问题，目的在于提供一种能够降低摩擦损失的自动变速器。
[1]为了达成上述目的，本发明的第一形态是一种自动变速器，该自动变速器具备输入轴，该输入轴被旋转自如地轴支承于变速箱内并通过来自驱动源的动力而旋转，所述自动变速器将该输入轴的旋转多档位变速并从输出部件输出，所述自动变速器的特征在于，所述自动变速器设有第一～第四这四个行星齿轮机构，所述第一～第四这四个行星齿轮机构各自具备由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个要素，所述第二和第三这两个行星齿轮机构的各要素构成四个旋转要素，按照能够用直线表示该四个旋转要素的相对旋转速度比的共线图中的排列顺序，将该四个旋转要素从一方起分别设为第一旋转要素、第二旋转要素、第三旋转要素和第四旋转要素，按照能够用直线表示相对旋转速度比的共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将所述第一行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第一要素、第二要素以及第三要素，按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将所述第四行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第四要素、第五要素以及第六要素，所述第一要素与所述输入轴连结，所述第四要素与所述输出部件连结，连结所述第二要素和所述第六要素而构成第一连结体，连结所述第二旋转要素和所述第五要素而构成第二连结体，所述自动变速器具备由以下部件构成的六个卡合机构：第一离合器，该第一离合器自如连结所述第一要素和所述第三旋转要素；第二离合器，该第二离合器自如连结所述第一要素和所述第一旋转要素；第三离合器，该第三离合器自如连结所述第一连结体和所述第四旋转要素；第一制动器，该第一制动器将所述第一连结体自如固定于所述变速箱；第二制动器，该第二制动器将所述第三旋转要素自如固定于所述变速箱；以及第三制动器，该第三制动器将所述第三要素自如固定于所述变速箱，通过使该六个卡合机构中的至少三个卡合机构成为连结状态或固定状态，从而确立各变速档。
根据本发明的第一形态，由后述的实施方式的说明可知，在三个离合器和三个制动器这共计六个卡合机构中，在各变速档，三个卡合机构卡合而成为连结状态或固定状态。因此，在各个变速档中被释放而不处于连结和固定状态的卡合机构的数量为三个，与以往的各变速档中四个卡合机构被释放的结构相比，能够降低由处于释放状态的卡合机构造成的摩擦损耗，从而自动变速器的传递效率提高。
[2]此外，本发明的第二形态是一种自动变速器，该自动变速器具备输入轴，该输入轴被旋转自如地轴支承于变速箱内并通过来自驱动源的动力而旋转，所述自动变速器将该输入轴的旋转多档位变速并从输出部件输出，所述自动变速器的特征在于，所述自动变速器设有第一～第四这四个行星齿轮机构，该第一～第四这四个行星齿轮机构各自具备由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个要素，按照能够用直线表示相对旋转速度比的共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将第一行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第一要素、第二要素以及第三要素，按照能够用直线表示相对旋转速度比的共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将第二行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第四要素、第五要素以及第六要素，按照能够用直线表示相对旋转速度比的共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将第三行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第七要素、第八要素以及第九要素，按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将第四行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第十要素、第十一要素以及第十二要素，连结第二要素和第十二要素而构成第一连结体，连结第七要素和第十一要素而构成第二连结体，连结第一要素和第四要素而构成第三连结体，连结第六要素和第九要素而构成第四连结体，第三连结体与输入轴连结，第十要素与输出部件连结，所述自动变速器具备由以下部件构成的六个卡合机构：第一离合器，该第一离合器自如连结第八要素和第三连结体；第二离合器，该第二离合器自如连结第五要素和第八要素；第三离合器，该第三离合器并能够解除第一连结体和第四连结体；第一制动器，该第一制动器将第一连结体自如固定于变速箱；第二制动器，该第二制动器将第八要素自如固定于变速箱；以及第三制动器，该第三制动器将第三要素自如固定于变速箱，通过使该六个卡合机构中的至少三个成为连结状态或固定状态，从而确立各变速档。
根据本发明的第二形态，由后述的实施方式的说明可知，三个离合器和三个制动器这共计六个卡合机构中，在各变速档，被释放而并不处于连结和固定状态的卡合机构的数量为三个，能够降低由处于释放状态的卡合机构造成的摩擦损耗，从而自动变速器的传递效率提高。
[3]优选的是，在本发明的两个形态中，通过将第三行星齿轮机构配置于第二行星齿轮机构的径向外侧，并将第三行星齿轮机构的太阳齿轮与第二行星齿轮机构的齿圈一体构成，从而构成第一至第四这四个旋转要素中的任一个旋转要素或者第四连结体。
根据所述结构，由于第三行星齿轮机构配置于第二行星齿轮机构的径向外侧，能够实现自动变速器的轴长的缩短。
[4]优选的是，在本发明的两个形态中，第二离合器由啮合机构构成。与摩擦卡合的湿式多板离合器相比，牙嵌式离合器和同步啮合机构等啮合机构即使是在连结被切断的释放状态下也抑制摩擦损失。由此，如上所述地构成的话，能够进一步降低摩擦损失。
[5]优选的是，在本发明的两个形态中，第二制动器由啮合机构构成。由此，也能够抑制第二制动器的摩擦损失，能够进一步降低自动变速器整体的摩擦损失。
[6]优选的是，在本发明的两个形态中，设有单向离合器，该单向离合器允许第三旋转要素或第八要素正转并阻止第三旋转要素或第八要素反转。由此，由后述的实施方式的说明可知，能够将第二制动器要求的紧固力限定得小，即使是以湿式多板制动器构成第二制动器的情况下，也能够抑制第二制动器的摩擦损失，能够进一步降低自动变速器整体的摩擦损失。此外，能够提高自动变速器的变速控制性。
[7]也可以是，在本发明的两个形态中，不设置上述的单向离合器，而是将第二制动器以在固定状态和反转阻止状态之间切换自如的双向离合器构成，所述固定状态是第三旋转要素或第八要素固定于变速箱的状态，所述反转阻止状态是允许第三旋转要素或第八要素的正转并阻止第三旋转要素或第八要素的反转的状态。由此，能够进一步降低摩擦损失。
[8]优选的是，在本发明的两个形态中，利用所谓的单行星轮(single pinion)式行星齿轮机构(在行星架固定的情况下，太阳齿轮和齿圈彼此向不同方向旋转，因此也称作反(minus)行星齿轮机构或者反向(negative)行星齿轮机构。另外，在齿圈固定的情况下，太阳齿轮和行星架向同一方向旋转。)来构成第一～第四者四个行星齿轮机构，该单行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮、齿圈以及行星架构成，该行星架将与太阳齿轮和齿圈啮合的行星轮轴支承为自转和公转自如。
由此，与利用所谓的双行星轮式行星齿轮机构(在行星架固定的情况下，太阳齿轮和齿圈向同一方向旋转，因此也称作正行星齿轮机构或者正向行星齿轮机构。另外，在齿圈固定的情况下，太阳齿轮和行星架彼此向不同的方向旋转。)来构成行星齿轮机构相比，能够减少从输入轴到输出部件之间的动力传递的路径上的齿轮的啮合部位，能够进一步提高传递效率，该双行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮、齿圈以及行星架构成，该行星架将一对行星轮轴支承为自转和公转自如，所述一对行星轮彼此啮合，并且，一方与太阳齿轮啮合，另一方与齿圈啮合。
[9]也可以是，在本发明的两个形态中，还设有起步离合器，该起步离合器将驱动源的动力自如传递至输入轴。
[10]也可以是，在本发明的两个形态中，构成为将驱动源的动力经由变矩器传递至输入轴。
附图说明
图1是示出本发明的第一实施方式的自动变速器的上半部分的概略图。
图2是示出第一实施方式的自动变速器的第一～第四行星齿轮机构的各要素的相对旋转速度的比的共线图。
图3中，(a)是示出第一实施方式的自动变速器的每个变速档中的各卡合机构的状态的说明图；(b)是示出第一实施方式的各变速档的传动比(gear ratio)的一例的说明图；(c)是示出第一实施方式的各变速档之间的公比的一例的说明图；(d)是示出第一实施方式的各行星齿轮机构的齿数比和自动变速器的传动比范围(ratio range)的一例的说明图。
图4是示出本发明的第二实施方式的自动变速器的上半部分的概略图。
图5是示出第二实施方式的自动变速器的第一～第四行星齿轮机构的各要素的相对旋转速度的比的共线图。
图6中，(a)是示出第二实施方式的自动变速器的每个变速档中的各卡合机构的状态的说明图；(b)是示出第二实施方式的各变速档的传动比的一例的说明图；(c)是示出第二实施方式的各变速档之间的公比的一例的说明图；(d)是示出第二实施方式的各行星齿轮机构的齿数比和自动变速器的传动比范围的一例的说明图。
图7是示出作为第二制动器的双向离合器的一例的剖视图。
标号说明
1：变速器壳体；2：输入轴；3：输出部件；ENG：驱动源；LC：锁止离合器；DA：减震器；TC：变矩器；PGS1：第一行星齿轮机构；Sa：太阳齿轮(第一要素)；Ca：行星架(第二要素)；Ra：齿圈(第三要素)；Pa：行星轮；PGS2：第二行星齿轮机构；Sb：太阳齿轮(第二实施方式的第四要素)；Cb：行星架(第二实施方式的第五要素)；Rb：齿圈(第二实施方式的第六要素)；Pb：行星轮；PGS3：第三行星齿轮机构；Sc：太阳齿轮(第二实施方式的第九要素)；Cc：行星架(第二实施方式的第八要素)；Rc：齿圈(第二实施方式的第七要素)；Pc：行星轮；PGS4：第四行星齿轮机构；Sd：太阳齿轮(第一实施方式的第六要素，第二实施方式的第十二要素)；Cd：行星架(第一实施方式的第五要素，第二实施方式的第十一要素)；Rd：齿圈(第一实施方式的第四要素，第二实施方式的第十要素)；Pd：行星轮；C1～C3：第一～第三离合器；B1～B3：第一～第三制动器；F1：单向离合器；Y1～Y4：第一～第四旋转要素；TW：双向离合器(第二制动器)。
具体实施方式
[第一实施方式]
图1示出本发明的自动变速器的第一实施方式。该第一实施方式的自动变速器具备：输入轴2，其以旋转自如的方式轴支承在变速箱1内，并经由变矩器TC传递由图外的内燃机(发动机)等驱动源ENG输出的驱动力，该变矩器TC具有锁止离合器LC和减震器DA；以及输出部件3，其由与输入轴2同心地配置的输出齿轮构成。输出部件3的旋转经由图外的差动齿轮和传动轴(propeller shaft)被传递到车辆的左右驱动轮。另外，也可以取代变矩器TC，设置以摩擦卡合自如的方式构成的单板式或者多板式的起步离合器。
在变速箱1内，与输入轴2同心地配置第一～第四这四个行星齿轮机构PGS1～4。
第一行星齿轮机构PGS1利用所谓的单行星轮式行星齿轮机构(在行星架固定的情况下，太阳齿轮和齿圈彼此向不同方向旋转，因此也称作反行星齿轮机构或者反向行星齿轮机构。另外，在齿圈固定的情况下，太阳齿轮和行星架向同一方向旋转。)构成，该单行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮Sa、齿圈Ra以及行星架Ca构成，该行星架Ca将与太阳齿轮Sa和齿圈Ra啮合的行星轮Pa轴支承为自转和公转自如。
参照在图2的上段儿示出的第一行星齿轮机构PGS1的共线图(能够用直线(速度线)表示三个要素的相对旋转速度的比的图)，如果按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序从左侧开始将第一行星齿轮机构PGS1的三个要素Sa、Ca、Ra分别作为第一要素、第二要素以及第三要素的话，则第一要素为太阳齿轮Sa、第二要素为行星架Ca、第三要素为齿圈Ra。设第一行星齿轮机构PGS1的齿数比(齿圈的齿数/太阳齿轮的齿数)为h，则太阳齿轮Sa和行星架Ca之间的间隔与行星架Ca和齿圈Ra之间的间隔之比设定成h∶1。
另外，在第一行星齿轮机构PGS1的共线图中，下方的横线表示旋转速度为“0”，上方的横线表示旋转速度为当设输入轴的旋转为“1”时与其相同的“1”。
第二行星齿轮机构PGS2也由所谓的单行星轮式行星齿轮机构构成，该单行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮Sb、齿圈Rb以及行星架Cb构成，该行星架Cb将与太阳齿轮Sb和齿圈Rb啮合的行星轮Pb轴支承为自转和公转自如。
此外，第三行星齿轮机构PGS3也由所谓的单行星轮式行星齿轮机构构成，该单行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮Sc、齿圈Rc以及行星架Cc构成，该行星架Cc将与太阳齿轮Sc和齿圈Rc啮合的行星轮Pc轴支承为自转和公转自如。
第二行星齿轮机构PGS2和第三行星齿轮机构PGS3通过将由第二行星齿轮机构PGS2的太阳齿轮、齿圈和行星架构成的三个要素中的任意两个与由第三行星齿轮机构PGS3的太阳齿轮、齿圈和行星架构成的三个要素中的任意两个分别连结从而构成四个旋转要素。参照在图2的中段儿示出的第二行星齿轮机构PGS2和第三行星齿轮机构PGS3的共线图(能够用直线(速度线)表示四个旋转要素的相对旋转速度的比的图)，从左侧开始依次将各旋转要素设为第一旋转要素Y1、第二旋转要素Y2、第三旋转要素Y3、第四旋转要素Y4的话，则第一旋转要素Y1为第二行星齿轮机构PGS2的太阳齿轮Sb，第二旋转要素Y2为第三行星齿轮机构PGS3的齿圈Rc，第三旋转要素Y3为由第二行星齿轮机构PGS2的行星架Cb和第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc连结而成，第四旋转要素Y4由第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb与第三行星齿轮机构PGS3的太阳齿轮Sc连结而成。
另外，在第二行星齿轮机构PGS2和第三行星齿轮机构PGS3的共线图中，下方的横线表示旋转速度为“0”，上方的横线表示旋转速度为当设输入轴的旋转为“1”时与其相同的“1”。
当将第二行星齿轮机构PGS2的齿数比设为i，将第三行星齿轮机构PGS3的齿数比设为j时，各第一～第四旋转要素之间的间隔形成为ij-1∶1∶j的比例。
第四行星齿轮机构PGS4也由所谓的单行星轮式行星齿轮机构构成，该单行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮Sd、齿圈Rd以及行星架Cd构成，该行星架Cd将与太阳齿轮Sd和齿圈Rd啮合的行星轮Pd轴支承为自转和公转自如。
参照在图2的下段儿示出的第四行星齿轮机构PGS4的共线图，如果按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序从左侧开始将第四行星齿轮机构PGS4的三个要素Sd、Cd、Rd分别作为第四要素、第五要素以及第六要素的话，则第四要素为齿圈Rd、第五要素为行星架Cd、第六要素为太阳齿轮Sd。设第四行星齿轮机构PGS4的齿数比为k，则太阳齿轮Sd和行星架Cd之间的间隔与行星架Cd和齿圈Rd之间的间隔之比设定成k∶1。
第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)与输入轴2连结。此外，第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)与输出齿轮即输出部件3连结。
此外，第一行星齿轮机构PGS1的行星架Ca(第二要素)和第四行星齿轮机构PGS4的太阳齿轮Sd(第六要素)连结，构成第一连结体Ca-Sd。此外，第二旋转要素Y2与第四行星齿轮机构PGS4的行星架Cd(第五要素)连结，构成第二连结体Y2-Cd。
此外，第一实施方式的自动变速器具备第一至第三这三个离合器C1～C3和第一至第三这三个制动器B1～B3作为卡合机构。
第一离合器C1为湿式多板离合器，其构成为在连结第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)和第三旋转要素Y3的连结状态和切断该连结的释放状态之间切换自如。
第二离合器C2为牙嵌式离合器(dog clutch)或由具有同步功能的同步啮合机构构成的啮合机构，其构成为在连结第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)和第一旋转要素Y1的连结状态和切断该连结的释放状态之间切换自如。另外，也可以让第二离合器C2由湿式多板离合器构成。
第三离合器C3为湿式多板离合器，其构成为在连结第一连结体Ca-Sd和第四旋转要素Y4的连结状态和切断该连结的释放状态之间切换自如。
第一制动器B1为湿式多板制动器，其构成为在将第一连结体Ca-Sd固定于变速箱1的固定状态和解除该固定的释放状态之间切换自如。
第二制动器B2为牙嵌式离合器或者由具有同步功能的同步啮合机构构成的啮合机构，其构成为在将第三旋转要素Y3固定于变速箱1的固定状态和解除该固定的释放状态之间切换自如。
此外，在第一实施方式的自动变速器中设有单向离合器F1，该单向离合器F1与第二制动器B2并排配置，并且该单向离合器F1允许第三旋转要素Y3的正转并阻止第三旋转要素Y3的反转。
第三制动器B3为湿式多板制动器，其构成为在将第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)固定于变速箱1的固定状态和解除该固定的释放状态之间切换自如。
各离合器C1～C3、各制动器B1～B3由图外的变速器控制单元(TCU)基于车辆的行驶速度等车辆信息切换状态。
第三行星齿轮机构PGS3配置于第二行星齿轮机构PGS2的径向外侧。并且，第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb与第三行星齿轮机构PGS3的太阳齿轮Sc一体连结而构成第四旋转要素Y4。这样，通过将第三行星齿轮机构PGS3配置于第二行星齿轮机构PGS2的径向外侧，第二行星齿轮机构PGS2与第三行星齿轮机构PGS3在径向重合，因此能够实现自动变速器的轴长的缩短。
另外，第二行星齿轮机构PGS2和第三行星齿轮机构PGS3只要至少一部分在径向重合即可，由此能够实现轴长的缩短，不过如果两者完全在径向重合的话，能够将轴长缩短最多。
由输出齿轮构成的输出部件3配置于第一行星齿轮机构PGS1和第四行星齿轮机构PGS4之间。变速箱1设有侧壁1a，该侧壁1a位于输出部件3与第一行星齿轮机构PGS1之间，并且该侧壁1a向径向内侧延伸。在该侧壁1a设有筒状部1b，该筒状部1b朝向输出部件3的径向内侧延伸。输出部件3隔着轴承轴支承于该筒状部1b。通过如此构成，能够以与变速箱1相连的机械强度高的筒状部1b切实地轴支承输出部件3。
接着，参照图2和图3，说明确立第一实施方式的自动变速器的各变速档的情况。
在确立一速档的时候，使第二离合器C2成为连结状态，使第三制动器B3成为固定状态。此外，通过使第三制动器B3成为固定状态，第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)的旋转速度为“0”。此外，通过使第二离合器C2成为连结状态，第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)与第一旋转要素Y1连结并以同一速度即“1”旋转。此外，通过单向离合器F1的作用，第三旋转要素Y3的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)的旋转速度成为图2所示的“1st”，从而确立一速档。
另外，在一速档，由于第二制动器B2处于释放状态，因此卡合机构的释放个数为“4”，但由于第二制动器B2为啮合机构，因此与湿式多板制动器相比，即使处于释放状态也抑制了摩擦损失。进而，由于通过单向离合器F1的作用第三旋转要素Y3的旋转速度为“0”，因此，即使假设第二制动器B2由湿式多板制动器构成，第二制动器B2也不会发生摩擦损失。因此，一速档中实质的释放个数为“3”。
此外，在一速档，使第二制动器B2也成为固定状态的话，还能够起到发动机制动的效果。
在确立二速档的时候，使第二离合器C2成为连结状态，使第一制动器B1成为固定状态。通过使第一制动器B1成为固定状态，第一连结体Ca-Sd的旋转速度为“0”。此外，通过使第二离合器C2成为连结状态，第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)与第一旋转要素Y1连结并以同一速度即“1”旋转。此外，通过单向离合器F1的作用，第三旋转要素Y3的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)的旋转速度成为图2所示的“2nd”，从而确立二速档。
另外，在二速档，由于第二制动器B2处于释放状态，因而卡合机构的释放个数为“4”，但是与一速档同样地，第二制动器B2不发生摩擦损失。因此，二速档中实质的释放个数为“3”。
此外，在二速档，使第二制动器B2也成为固定状态的话，还能够起到发动机制动的效果。
在确立三速档的时候，使第二离合器C2和第三离合器C3成为连结状态。通过使第二离合器C2成为连结状态，第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)与第一旋转要素Y1以同一速度即“1”旋转。此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四旋转要素Y4连结并以同一速度旋转。此外，通过单向离合器F1的作用，第三旋转要素Y3的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)的旋转速度成为图2所示的“3rd”，从而确立三速档。
另外，在三速档，由于第二制动器B2处于释放状态，因而卡合机构的释放个数为“4”，但是与一～二速档同样地，第二制动器B2不发生摩擦损失。因此，三速档中实质的释放个数为“3”。
此外，在三速档，也使第二制动器B2成为固定状态的话，还能够起到发动机制动的效果。
在确立四速档的时候，使第二离合器C2和第三离合器C3成为连结状态，使第一制动器B1成为固定状态。通过使第二离合器C2成为连结状态，第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)与第一旋转要素Y1以同一速度即“1”旋转。此外，通过使第一制动器B1成为固定状态，第一连结体Ca-Sd的旋转速度为“0”。此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四旋转要素Y4连结并且两者的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)的旋转速度成为图2所示的“4th”，从而确立四速档。
在确立五速档的时候，使第二离合器C2和第三离合器C3成为连结状态，使第三制动器B3成为固定状态。通过使第二离合器C2成为连结状态，第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)与第一旋转要素Y1以同一速度即“1”旋转。此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四旋转要素Y4连结并以同一速度旋转。此外，通过使第三制动器B3成为固定状态，第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)的旋转速度成为图2所示的“5th”，从而确立五速档。
在确立六速档的时候，使第一～第三这三个离合器C1～C3成为连结状态。通过使第一离合器C1和第二离合器C2成为连结状态，第一旋转要素Y1和第三旋转要素Y3以同一速度即“1”旋转，第一～第四这四个旋转要素Y1～Y4成为无法相对旋转的锁定状态并以速度“1”旋转。此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四旋转要素Y4以同一速度即“1”旋转。
因此，第四行星齿轮机构PGS4的第四至第六这三个要素Rd、Cd、Sd也成为无法相对旋转的锁定状态，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)的旋转速度为“1”即“6th”，从而确立六速档。
在确立七速档的时候，使第一离合器C1和第二离合器C2成为连结状态，使第三制动器B3成为固定状态。通过使第一离合器C1和第二离合器C2成为连结状态，第一旋转要素Y1和第三旋转要素Y3以同一速度即“1”旋转，第一～第四这四个旋转要素Y1～Y4成为无法相对旋转的锁定状态并以速度“1”旋转。由此，第二连结体Y2-Cd的旋转速度也为“1”。
此外，通过使第三制动器B3成为固定状态，第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)的旋转速度成为图2所示的“7th”，从而确立七速档。
在确立八速档的时候，使第一离合器C1和第三离合器C3成为连结状态，使第三制动器B3成为固定状态。通过使第一离合器C1成为连结状态，第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)与第三旋转要素Y3连结并以速度“1”旋转。此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四旋转要素Y4以同一速度旋转。
此外，通过使第三制动器B3成为固定状态，第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)的旋转速度成为图2所示的“8th”，从而确立八速档。
在确立九速档的时候，使第一离合器C1和第三离合器C3成为连结状态，使第一制动器B1成为固定状态。通过使第一离合器C1成为连结状态，第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)与第三旋转要素Y3连结并以速度“1”旋转。此外，通过使第一制动器B1成为固定状态，第一连结体Ca-Sd的旋转速度为“0”。
此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四旋转要素Y4连结，两者的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)的旋转速度成为图2所示的“9th”，从而确立九速档。
在确立后退档的时候，使第三离合器C3成为连结状态，使第二制动器B2和第三制动器B3成为固定状态。通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四旋转要素Y4以同一速度旋转。此外，通过使第二制动器B2成为固定状态，第三旋转要素Y3的旋转速度为“0”。
此外，通过使第三制动器B3成为固定状态，第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第四要素)的旋转速度成为图2所示的反转(车辆后退方向的旋转)“Rvs”，从而确立后退档。
另外，图2中的虚线所示的速度线表示：追随于四个行星齿轮机构PGS1～PGS4中进行动力传递的行星齿轮机构、其他行星齿轮机构的各要素进行旋转(空转)。
图3(a)是总括地表示上述各变速档中离合器C1～C3、制动器B1～B3、单向离合器F1的状态的图，离合器C1～C3和制动器B1～B3的列的“○”表示连结状态或固定状态，空白表示释放状态。此外，单向离合器F1的列的“○”表示通过单向离合器F1的作用第三旋转要素Y3的旋转速度为“0”的状态。
此外，如图3(d)所示，设第一行星齿轮机构PGS1的齿数比h为2.350、第二行星齿轮机构PGS2的齿数比i为2.356、第三行星齿轮机构PGS3的齿数比j为1.842、第四行星齿轮机构PGS4的齿数比k为3.306，图3(b)示出了图3(d)所示的情况下的各变速档的传动比(输入轴2的旋转速度/输出部件3的旋转速度)。由此，如图3(c)所示，公比(各变速档间的传动比之比)变得适当，并且图3(d)所示的传动比范围(一速档的传动比/九速档的传动比)也变得适当。
根据第一实施方式的自动变速器，能够进行前进九档的变速。此外，在各变速档中，湿式多板离合器和湿式多板制动器的释放个数为三个以下，抑制了摩擦损失，能够使驱动力的传递效率提高。
此外，将七速档定义为预定的中速档，将一速档到预定的中速档即七速档定义为低速档区，将从超过预定的中速档即七速档的八速档到九速档定义为高速档区，在从超过预定的中速档即七速档的八速档到九速档的高速档区中，第二离合器C2处于释放状态，该第二离合器C2由与湿式多板离合器相比摩擦损失小的啮合机构构成。
此外，除后退档外在所有的变速档均处于释放状态的第二制动器B2也由啮合机构构成。因此，在高速档区，湿式多板离合器和湿式多板制动器的释放个数成为一，能够使车辆高速行驶时的摩擦损失降低并提高燃料消耗率。
此外，由啮合机构构成的第二离合器C2仅在预定的中速档即七速档、以及八速档之间切换连结状态和释放状态。由于七速档(预定的中速档)中第三离合器C3的传递转矩(传递驱动力)比较小，因此即使第二离合器C2以作为啮合机构的牙嵌式离合器构成，也能够在七速档和八速档之间的变速时顺畅地切换连结状态和释放状态。
此外，由于所有的行星齿轮机构PGS1～PGS4均由所谓的单行星轮式行星齿轮机构构成，因此与由所谓的双行星轮式行星齿轮机构(在行星架固定的情况下，太阳齿轮和齿圈向同一方向旋转，因此也称作正行星齿轮机构或者正向行星齿轮机构。另外，在齿圈固定的情况下，太阳齿轮和行星架彼此向不同的方向旋转。)来构成相比，能够减少驱动力的传递路径上的齿轮的啮合次数，能够提高传递效率，该双行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮、齿圈以及行星架构成，该行星架将一对行星轮轴支承为自转和公转自如，所述一对行星轮彼此啮合，并且，一方与太阳齿轮啮合，另一方与齿圈啮合。
此外，由于将单向离合器F1与第二制动器B2并排设置，因此在三速档和四速档之间的变速时，不必切换第二制动器B2的状态，提高了变速控制性。
另外，在第一实施方式中，说明了以啮合机构构成第二离合器C2和第二制动器B2的结构，然而即使以湿式多板离合器和湿式多板制动器构成两者，也能够得到本发明的效果，即，将各变速档中的湿式多板离合器和湿式多板制动器的释放个数限制在三个以下，能够抑制摩擦损失。
此外，也可以省略单向离合器F1。在该情况下，在确立一速档至三速档时使第二离合器B2成为固定状态即可。此外，在省略单向离合器F1的情况下，也可以将第二制动器B2由在固定状态和反转阻止状态之间切换自如的双向离合器构成，所述固定状态是第三旋转要素Y3固定于变速箱1的状态，所述反转阻止状态是允许第三旋转要素Y3的正转并阻止第三旋转要素Y3的反转的状态。在图7中示出该双向离合器的一例并具体地进行说明。
图7的作为第二制动器B2的双向离合器TW具备：内圈TW1，其与第三旋转要素Y3连结；外圈TW2，其隔开间隔地配置于内圈TW1的径向外侧，并且与变速箱1连结；以及保持圈TW3，其配置在内圈TW1与外圈TW2之间。
在内圈TW1，在外周面形成有多个凸轮面TW1a。在保持圈TW3，与凸轮面TW1a对应地设有多个缺口孔TW3a。在所述缺口孔TW3a收纳滚子TW4。此外，双向离合器TW具备省略了图示的第一和第二这两个电磁离合器。第一电磁离合器构成为通过通电而将外圈TW2与保持圈TW3连结。当第一电磁离合器未通电时，保持圈TW3构成为相对于内圈TW1和外圈TW2相对旋转自如。
此外，滚子TW4的直径被设定为：如图7(a)所示地，当滚子TW4位于凸轮面TW1a的中央部时空出间隙A，并如图7(b)和(c)所示地，当滚子TW4位于凸轮面TW1a的端部时滚子TW4与内圈TW1和外圈TW2接触。
当第一电磁离合器未通电时，由于保持圈TW3能够自如地旋转，因此，如图7(a)所示滚子TW4能够持续位于凸轮面TW1a的中央部。因此，双向离合器TW处于内圈TW1能够自如地旋转的状态。
当第一电磁离合器通电的时候，保持圈TW3隔着外圈TW2固定于变速箱1。在该情况下，即使内圈TW1欲向正转和反转的任一方向旋转，如图7(b)和(c)所示，由于保持圈TW3固定，因此滚子TW4位于凸轮面TW1a的端部。
此时，滚子TW4被凸轮面TW1a和外圈TW2的内周面夹持，从而阻止了内圈TW1的旋转。即，双向离合器TW成为固定状态。
第二电磁离合器构成为在第一状态、第二状态和释放状态之间切换自如，所述第一状态如图7(b)所示，是在缺口孔TW3a位于凸轮面TW1a的一方的端部的状态下使保持圈TW3与内圈TW1连结的状态；所述第二状态如图7(c)所示，是在缺口孔TW3a位于凸轮面TW1a的另一方的端部的状态下使保持圈TW3与内圈TW1连结的状态；所述释放状态是切断保持圈TW3与内圈TW1的连结的状态。
当设图7中的顺时针方向为逆转方向时，该双向离合器TW通过使第一电磁离合器处于未通电的状态(通电断开状态)而断开外圈TW2与保持圈TW3的连结，并且使第二电磁离合器成为第一状态，从而成为反转阻止状态。
在以这样的双向离合器TW构成第二制动器B2的情况下，通过使双向离合器TW在前进一速档至三速档以及后退档中成为固定状态，而在前进四速档至九速档成为反转阻止状态，从而能够确立各变速档。
以上述的双向离合器TW构成第二制动器B2的话，与以摩擦卡合式的制动器构成第二制动器B2的情况不同，第二制动器B2不产生摩擦损失。因此，与将第二制动器B2以啮合机构构成的情况相同，自动变速器整体能够抑制摩擦损失。
另外，优选的是，在以三速档行驶时，基于行驶速度等车辆信息预测到向四速档升档的情况下，图外的变速器控制单元将作为第二制动器B2的双向离合器TW预先切换为反转阻止状态。
由此，与单向离合器F1的效果相同，在从三速档到四速档升档时，作为第二制动器B2的双向离合器TW的状态切换已经结束，仅使第一制动器B1成为固定状态就能够变速为四速档，因此能够顺畅地进行到四速档的升档，提高了自动变速器的变速控制性。
此外，根据如上所述构成的双向离合器TW，除了上述的固定状态和反转阻止状态之外，还能够构成为在解除第三旋转要素Y3到变速箱1的固定的释放状态、以及阻止第三旋转要素Y3的正转并允许第三旋转要素Y3的反转的正转阻止状态之间也切换自如。
具体来说，通过使第一电磁离合器成为通电断开状态，使第二电磁离合器成为释放状态，从而双向离合器TW如图7(a)所示，处于滚子TW4持续位于凸轮面TW1a的中央部的状态，从而成为内圈TW1能够相对于外圈TW2自如地旋转的状态、即释放状态。
此外，通过使第一电磁离合器成为通电断开状态，并使第二电磁离合器如图7(c)所示成为在缺口孔TW3a位于凸轮面TW1a的另一方的端部的状态下保持器TW3与内圈TW1连结的第二状态，从而成为阻止内圈TW1的正转而允许内圈TW1的反转的状态即正转阻止状态。
因此，也可以构成为，省略上述的双向离合器TW的第二电磁离合器，通过第一电磁离合器的切换，使作为第二制动器B2的双向离合器TW仅在固定状态和释放状态之间切换自如。在该情况下，通过使双向离合器TW在前进一速档到三速档以及后退档成为固定状态，并在四速档至九速档切换为释放状态，从而能够确立各变速档。
此外，在第一实施方式中，说明了进行前进九档的变速的结构，然而例如也可以省略二速档、四速档和九速档而成为前进六速档。
[第二实施方式]
参照图4至图6说明本发明的第二实施方式的自动变速器。该第二实施方式的自动变速器具备：输入轴2，其以旋转自如的方式轴支承在变速箱1内，并经由吸收转矩变动的减震器DA和摩擦卡合自如的单板式或多板式的起步离合器C0传递由图外的内燃机(发动机)等驱动源ENG输出的驱动力；以及输出部件3，其由与输入轴2同心地配置的输出齿轮构成。输出部件3的旋转经由图外的差动齿轮和传动轴被传递到车辆的左右驱动轮。另外，也可以取代起步离合器C0和减震器DA而如第一实施方式那样采用变矩器TC。
在变速箱1内，与输入轴2同心地配置第一～第四这四个行星齿轮机构PGS1～4。
第一行星齿轮机构PGS1利用所谓的单行星轮式行星齿轮机构(在行星架固定的情况下，太阳齿轮和齿圈彼此向不同方向旋转，因此也称作反行星齿轮机构或者反向行星齿轮机构。另外，在齿圈固定的情况下，太阳齿轮和行星架向同一方向旋转。)构成，该单行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮Sa、齿圈Ra以及行星架Ca构成，该行星架Ca将与太阳齿轮Sa和齿圈Ra啮合的行星轮Pa轴支承为自转和公转自如。
参照在图5的上起第一段儿示出的第一行星齿轮机构PGS1的共线图(能够用直线(速度线)表示三个要素的相对旋转速度的比的图)，如果按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序从左侧开始将第一行星齿轮机构PGS1的三个要素Sa、Ca、Ra分别作为第一要素、第二要素以及第三要素的话，则第一要素为太阳齿轮Sa、第二要素为行星架Ca、第三要素为齿圈Ra。设第一行星齿轮机构PGS1的齿数比(齿圈的齿数/太阳齿轮的齿数)为h，则太阳齿轮Sa和行星架Ca之间的间隔与行星架Ca和齿圈Ra之间的间隔之比设定成h∶1。
另外，在第一行星齿轮机构PGS1的共线图中，下方的横线表示旋转速度为“0”，上方的横线表示旋转速度为当设输入轴的旋转为“1”时与其相同的“1”。
第二行星齿轮机构PGS2也由所谓的单行星轮式行星齿轮机构构成，该单行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮Sb、齿圈Rb以及行星架Cb构成，该行星架Cb将与太阳齿轮Sb和齿圈Rb啮合的行星轮Pb轴支承为自转和公转自如。
参照在图5的上起第二段儿示出的第二行星齿轮机构PGS2的共线图(能够用直线(速度线)表示三个要素的相对旋转速度的比的图)，如果按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序从左侧开始将第二行星齿轮机构PGS2的三个要素Sb、Cb、Rb分别作为第四要素、第五要素以及第六要素的话，则第四要素为太阳齿轮Sb、第五要素为行星架Cb、第六要素为齿圈Rb。设第二行星齿轮机构PGS2的齿数比(齿圈的齿数/太阳齿轮的齿数)为i，则太阳齿轮Sb和行星架Cb之间的间隔与行星架Cb和齿圈Rb之间的间隔之比设定成i∶1。
此外，第三行星齿轮机构PGS3也由所谓的单行星轮式行星齿轮机构构成，该单行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮Sc、齿圈Rc以及行星架Cc构成，该行星架Cc将与太阳齿轮Sc和齿圈Rc啮合的行星轮Pc轴支承为自转和公转自如。
参照在图5的上起第三段儿示出的第三行星齿轮机构PGS3的共线图(能够用直线(速度线)表示三个要素的相对旋转速度的比的图)，如果按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序从左侧开始将第三行星齿轮机构PGS3的三个要素Sc、Cc、Rc分别作为第七要素、第八要素以及第九要素的话，则第七要素为齿圈Rc、第八要素为行星架Cc、第九要素为太阳齿轮Sc。设第三行星齿轮机构PGS3的齿数比(齿圈的齿数/太阳齿轮的齿数)为j，则太阳齿轮Sc和行星架Cc之间的间隔与行星架Cc和齿圈Rc之间的间隔之比设定成j∶1。
第四行星齿轮机构PGS4也由所谓的单行星轮式行星齿轮机构构成，该单行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮Sd、齿圈Rd以及行星架Cd构成，该行星架Cd将与太阳齿轮Sd和齿圈Rd啮合的行星轮Pd轴支承为自转和公转自如。
参照在图5的上起第四段儿示出的第四行星齿轮机构PGS4的共线图，如果按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序从左侧开始将第四行星齿轮机构PGS4的三个要素Sd、Cd、Rd分别作为第十要素、第十一要素以及第十二要素的话，则第十要素为齿圈Rd、第十一要素为行星架Cd、第十二要素为太阳齿轮Sd。设第四行星齿轮机构PGS4的齿数比为k，则太阳齿轮Sd和行星架Cd之间的间隔与行星架Cd和齿圈Rd之间的间隔之比设定成k∶1。
此外，在第二实施方式的自动变速器中，第一行星齿轮机构PGS1的行星架Ca(第二要素)和第四行星齿轮机构PGS4的太阳齿轮Sd(第十二要素)连结，构成第一连结体Ca-Sd。此外，第三行星齿轮机构PGS3的齿圈Rc(第七要素)和第四行星齿轮机构PGS4的行星架Cd(第十一要素)连结，构成第二连结体Rc-Cd。
此外，第一行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第一要素)和第二行星齿轮机构PGS2的太阳齿轮Sb(第四要素)连结，构成第三连结体Sa-Sb。此外，第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb(第六要素)和第三行星齿轮机构PGS3的太阳齿轮Sc(第九要素)连结，构成第四连结体Rb-Sc。
第三连结体Sa-Sb与输入轴2连结。此外，第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)与输出齿轮即输出部件3连结。
此外，第二实施方式的自动变速器具备第一至第三这三个离合器C1～C3和第一至第三这三个制动器B1～B3作为卡合机构。
第一离合器C1为湿式多板离合器，其构成为在连结第三连结体Sa-Sb和第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的连结状态和切断该连结的释放状态之间切换自如。
第二离合器C2为牙嵌式离合器或由具有同步功能的同步啮合机构构成的啮合机构，其构成为在连结第二行星齿轮机构PGS2的行星架Cb(第五要素)和第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的连结状态和切断该连结的释放状态之间切换自如。另外，也可以将第二离合器C2由湿式多板离合器构成。
第三离合器C3为湿式多板离合器，其构成为在连结第一连结体Ca-Sd和第四连结体Rb-Sc的连结状态和切断该连结的释放状态之间切换自如。
第一制动器B1为湿式多板制动器，其构成为在将第一连结体Ca-Sd固定于变速箱1的固定状态和解除该固定的释放状态之间切换自如。
第二制动器B2为牙嵌式离合器或者由具有同步功能的同步啮合机构构成的啮合机构，其构成为在将第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)固定于变速箱1的固定状态和解除该固定的释放状态之间切换自如。
此外，在第二实施方式的自动变速器中设有单向离合器F1，该单向离合器F1与第二制动器B2并排配置，并且该单向离合器F1允许第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的正转并阻止第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的反转。
第三制动器B3为湿式多板制动器，其构成为在将第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)固定于变速箱1的固定状态和解除该固定的释放状态之间切换自如。
各离合器C1～C3、各制动器B1～B3由图外的变速器控制单元(TCU)基于车辆的行驶速度等车辆信息切换控制状态。
第三行星齿轮机构PGS3配置于第二行星齿轮机构PGS2的径向外侧。并且，第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb(第六要素)和第三行星齿轮机构PGS3的太阳齿轮Sc(第九要素)一体连结而构成第四连结体Rb-Sc。这样，通过将第三行星齿轮机构PGS3配置于第二行星齿轮机构PGS2的径向外侧，第二行星齿轮机构PGS2与第三行星齿轮机构PGS3在径向重合，因此能够实现自动变速器的轴长的缩短。
另外，第二行星齿轮机构PGS2和第三行星齿轮机构PGS3只要至少一部分在径向重合即可，由此能够实现轴长的缩短，不过如果两者完全在径向重合的话，能够将轴长缩短最多。
由输出齿轮构成的输出部件3配置于第一行星齿轮机构PGS1和第四行星齿轮机构PGS4之间。变速箱1设有侧壁1a，该侧壁1a位于输出部件3与第一行星齿轮机构PGS1之间，并且该侧壁1a向径向内侧延伸。在该侧壁1a设有筒状部1b，该筒状部1b朝向输出部件3的径向内侧延伸。输出部件3隔着轴承轴支承于该筒状部1b。通过如此构成，能够以与变速箱1相连的机械强度高的筒状部1b切实地轴支承输出部件3。
接着，参照图5和图6，说明确立第二实施方式的自动变速器的各变速档的情况。
在确立一速档的时候，使第二离合器C2成为连结状态，使第三制动器B3成为固定状态。通过使第三制动器B3成为固定状态，第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)的旋转速度为“0”。此外，通过单向离合器F1的作用，第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度为“0”。此外，通过使第二离合器C2成为连结状态，第二行星齿轮机构PGS2的行星架Cb(第五要素)的旋转速度与第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度同为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)的旋转速度成为图5所示的“1st”，从而确立一速档。
另外，在一速档，由于第二制动器B2处于释放状态，因此卡合机构的释放个数为“4”，但由于第二制动器B2为啮合机构，因此与湿式多板制动器相比，即使处于释放状态也抑制了摩擦损失。进而，由于通过单向离合器F1的作用第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度为“0”，因此即使假设第二制动器B2由湿式多板制动器构成，第二制动器B2也不会发生摩擦损失。因此，一速档中实质的释放个数为“3”。
此外，在一速档，使第二制动器B2也成为固定状态的话，还能够起到发动机制动的效果。
在确立二速档的时候，使第二离合器C2成为连结状态，使第一制动器B1成为固定状态。通过使第一制动器B1成为固定状态，第一连结体Ca-Sd的旋转速度为“0”。此外，通过单向离合器F1的作用，第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度为“0”。
此外，通过使第二离合器C2成为连结状态，第二行星齿轮机构PGS2的行星架Cb(第五要素)的旋转速度与第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度同为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)的旋转速度成为图5所示的“2nd”，从而确立二速档。
另外，在二速档，由于第二制动器B2处于释放状态，因而卡合机构的释放个数为“4”，但是与一速档同样地，第二制动器B2不发生摩擦损失。因此，二速档中实质的释放个数为“3”。
此外，在二速档，使第二制动器B2也成为固定状态的话，还能够起到发动机制动的效果。
在确立三速档的时候，使第二离合器C2和第三离合器C3成为连结状态。通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四连结体Rb-Sc连结并以同一速度旋转。此外，通过单向离合器F1的作用，第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度为“0”。
此外，通过使第二离合器C2成为连结状态，第二行星齿轮机构PGS2的行星架Cb(第五要素)的旋转速度与第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度同为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)的旋转速度成为图5所示的“3rd”，从而确立三速档。
另外，在三速档，由于第二制动器B2处于释放状态，因而卡合机构的释放个数为“4”，但是与一～二速档同样地，第二制动器B2不发生摩擦损失。因此，三速档中实质的释放个数为“3”。
此外，在三速档，也使第二制动器B2成为固定状态的话，还能够起到发动机制动的效果。
在确立四速档的时候，使第二离合器C2和第三离合器C3成为连结状态，使第一制动器B1成为固定状态。通过使第二离合器C2成为连结状态，第二行星齿轮机构PGS2的行星架Cb(第五要素)与第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)以同一速度旋转。此外，通过使第一制动器B1成为固定状态，第一连结体Ca-Sd的旋转速度为“0”。
此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第四连结体Rb-Sc的旋转速度与第一连结体Ca-Sd的旋转速度同为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)的旋转速度成为图5所示的“4th”，从而确立四速档。
在确立五速档的时候，使第二离合器C2和第三离合器C3成为连结状态，使第三制动器B3成为固定状态。通过使第二离合器C2成为连结状态，第二行星齿轮机构PGS2的行星架Cb(第五要素)与第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)以同一速度旋转。此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第四连结体Rb-Sc与第一连结体Ca-Sd以同一速度旋转。
此外，通过使第三制动器B3成为固定状态，第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)的旋转速度成为图5所示的“5th”，从而确立五速档。
在确立六速档的时候，使第一～第三这三个离合器C1～C3成为连结状态。通过使第一离合器C1和第二离合器C2成为连结状态，第二行星齿轮机构PGS2的太阳齿轮Sb(第四要素)和行星架Cb(第五要素)以同一速度即“1”旋转，第二行星齿轮机构PGS2的第四至第六这三个要素Sb、Cb、Rb成为无法相对旋转的锁定状态并以速度“1”旋转。此外，第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)和太阳齿轮Sc(第九要素)的旋转速度也为“1”，第三行星齿轮机构PGS3的第七至第九这三个要素Rc、Cc、Sc也成为无法相对旋转的锁定状态并以速度“1”旋转。
此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四连结体Rb-Sc以同一速度即“1”旋转。并且，第四行星齿轮机构PGS4的第十至第十二这三个要素Rd、Cd、Sd也成为无法相对旋转的锁定状态，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)的旋转速度为“1”即“6th”，从而确立六速档。
在确立七速档的时候，使第一离合器C1和第二离合器C2成为连结状态，使第三制动器B3成为固定状态。通过使第一离合器C1和第二离合器C2成为连结状态，第二行星齿轮机构PGS2的太阳齿轮Sb(第四要素)和行星架Cb(第五要素)以同一速度即“1”旋转，第二行星齿轮机构PGS2的第四至第六这三个要素Sb、Cb、Rb成为无法相对旋转的锁定状态并以速度“1”旋转。此外，第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)和太阳齿轮Sc(第九要素)的旋转速度也为“1”，第三行星齿轮机构PGS3的第七至第九这三个要素Rc、Cc、Sc也成为无法相对旋转的锁定状态并以速度“1”旋转。由此，第二连结体Rc-Cd的旋转速度为“1”。
此外，通过使第三制动器B3成为固定状态，第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)的旋转速度成为图5所示的“7th”，从而确立七速档。
在确立八速档的时候，使第一离合器C1和第三离合器C3成为连结状态，使第三制动器B3成为固定状态。通过使第一离合器C1成为连结状态，第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度与第三连结体Sa-Sb的旋转速度同为“1”。此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四连结体Rb-Sc以同一速度旋转。
此外，通过使第三制动器B3成为固定状态，第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)的旋转速度为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)的旋转速度成为图5所示的“8th”，从而确立八速档。
在确立九速档的时候，使第一离合器C1和第三离合器C3成为连结状态，使第一制动器B1成为固定状态。此外，通过使第一离合器C1成为连结状态，第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度与第三连结体Sa-Sb的旋转速度同为“1”。此外，通过使第一制动器B1成为固定状态，第一连结体Ca-Sd的旋转速度为“0”。
此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第四连结体Rb-Sc的旋转速度与第一连结体Ca-Sd的旋转速度同为“0”。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)的旋转速度成为图5所示的“9th”，从而确立九速档。
在确立后退档的时候，使第三离合器C3成为连结状态，使第二制动器B2和第三制动器B3成为固定状态。通过使第二制动器B2成为固定状态，第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度为“0”。此外，通过使第三制动器B3成为固定状态，第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第三要素)的旋转速度为“0”。
此外，通过使第三离合器C3成为连结状态，第一连结体Ca-Sd与第四连结体Rb-Sc以同一速度旋转。并且，与输出部件3连结的第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd(第十要素)的旋转速度成为图5所示的反转(车辆后退方向的旋转)“Rvs”，从而确立后退档。
另外，图5中的虚线所示的速度线表示追随于四个行星齿轮机构PGS1～PGS4中进行动力传递的行星齿轮机构、其他行星齿轮机构的各要素进行旋转(空转)。
图6(a)是总括地表示上述各变速档中离合器C1～C3、制动器B1～B3、单向离合器F1的状态的图，离合器C1～C3和制动器B1～B3的列的“○”表示连结状态或固定状态，空白表示释放状态。此外，单向离合器F1的列的“○”表示通过单向离合器F1的作用第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的旋转速度为“0”的状态。
此外，如图6(d)所示，设第一行星齿轮机构PGS1的齿数比h为2.348、第二行星齿轮机构PGS2的齿数比i为2.356、第三行星齿轮机构PGS3的齿数比j为1.842、第四行星齿轮机构PGS4的齿数比k为3.308，图6(b)示出了图6(d)所示的情况下的各变速档的传动比(输入轴2的旋转速度/输出部件3的旋转速度)。由此，如图6(c)所示，公比(各变速档间的传动比之比)变得适当，并且图6(d)所示的传动比范围(一速档的传动比/九速档的传动比)也变得适当。
根据第二实施方式的自动变速器，能够进行前进九档的变速。此外，在各变速档中，湿式多板离合器和湿式多板制动器的释放个数为三个以下，抑制了摩擦损失，能够使驱动力的传递效率提高。
此外，将七速档定义为预定的中速档，将一速档到预定的中速档即七速档定义为低速档区，将从超过预定的中速档即七速档的八速档到九速档定义为高速档区，在从超过预定的中速档即七速档的八速档到九速档的高速档区中，第二离合器C2处于释放状态，该第二离合器C2由与湿式多板离合器相比摩擦损失小的啮合机构构成。
此外，除后退档外在所有的变速档均处于释放状态的第二制动器B2也由啮合机构构成。因此，在高速档区，湿式多板离合器和湿式多板制动器的释放个数达到一，能够使车辆高速行驶时的摩擦损失降低并提高燃料消耗率。
此外，由啮合机构构成的第二离合器C2仅在预定的中速档即七速档、以及八速档之间切换连结状态和释放状态。由于七速档(预定的中速档)中第二离合器C2的传递转矩(传递驱动力)比较小，因此，即使第二离合器C2以作为啮合机构的牙嵌式离合器构成，也能够在七速档和八速档之间的变速时顺畅地切换连结状态和释放状态。
此外，由于所有的行星齿轮机构PGS1～PGS4均由所谓的单行星轮式行星齿轮机构构成，因此与利用所谓的双行星轮式行星齿轮机构(在行星架固定的情况下，太阳齿轮和齿圈向同一方向旋转，因此也称作正行星齿轮机构或者正向行星齿轮机构。另外，在齿圈固定的情况下，太阳齿轮和行星架彼此向不同的方向旋转。)来构成相比，能够减少驱动力的传递路径上的齿轮的啮合次数，能够提高传递效率，所述双行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮、齿圈以及行星架构成，该行星架将一对行星轮轴支承为自转和公转自如，所述一对行星轮彼此啮合，并且，一方与太阳齿轮啮合，另一方与齿圈啮合。
此外，由于将单向离合器F1与第二制动器B2并排设置，因此在三速档和四速档之间的变速时，不必切换第二制动器B2的状态，提高了变速控制性。
另外，在第二实施方式中，说明了以啮合机构构成第二离合器C2和第二制动器B2的结构，然而即使以湿式多板离合器和湿式多板制动器构成两者，也能够得到本发明的效果，即，将各变速档中的湿式多板离合器和湿式多板制动器的释放个数限制在三个以下，能够抑制摩擦损失。
此外，也可以省略单向离合器F1。在该情况下，在确立一速档至三速档时使第二离合器B2成为固定状态即可。此外，在省略单向离合器F1的情况下，也可以将第二制动器B2由在固定状态和反转阻止状态之间切换自如的双向离合器构成，所述固定状态是第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)固定于变速箱1的状态，所述反转阻止状态是允许第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的正转并阻止第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第八要素)的反转的状态。在该情况下，例如像在第一实施方式中参照图7说明的那样构成双向离合器，并在各变速档同样地动作即可。
此外，在第二实施方式中，说明了进行前进九档的变速的结构，然而例如也可以省略二速档、四速档和九速档而成为前进六速档。
附图文字：
图3(b)、图6(b)
传动比
图3(c)、图6(c)
公比
图3(d)、图6(d)
齿数比h
齿数比i
齿数比j
齿数比k
传动比范围

Claims (10)

1.一种自动变速器，该自动变速器具备输入轴，该输入轴被旋转自如地轴支承于变速箱内并通过来自驱动源的动力而旋转，所述自动变速器将该输入轴的旋转多档位变速并从输出部件输出，所述自动变速器的特征在于，
所述自动变速器设有第一～第四行星齿轮机构，该第一～第四行星齿轮机构各自具备由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个要素，
所述第二和第三行星齿轮机构的各要素构成四个旋转要素，
按照能够用直线表示所述四个旋转要素的相对旋转速度比的共线图中的排列顺序，将所述四个旋转要素从一方起分别设为第一旋转要素、第二旋转要素、第三旋转要素和第四旋转要素，
按照能够用直线表示相对旋转速度比的共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将所述第一行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第一要素、第二要素以及第三要素，
按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将所述第四行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第四要素、第五要素以及第六要素，
所述第一要素与所述输入轴连结，所述第四要素与所述输出部件连结，
连结所述第二要素和所述第六要素而构成第一连结体，连结所述第二旋转要素和所述第五要素而构成第二连结体，
所述自动变速器具备由以下部件构成的六个卡合机构：
第一离合器，该第一离合器自如连结所述第一要素和所述第三旋转要素；
第二离合器，该第二离合器自如连结所述第一要素和所述第一旋转要素；
第三离合器，该第三离合器自如连结所述第一连结体和所述第四旋转要素；
第一制动器，该第一制动器将所述第一连结体自如固定于所述变速箱；
第二制动器，该第二制动器将所述第三旋转要素自如固定于所述变速箱；以及
第三制动器，该第三制动器将所述第三要素自如固定于所述变速箱，
通过使所述六个卡合机构中的至少三个卡合机构成为连结状态或固定状态，从而确立各变速档。
2.一种自动变速器，该自动变速器具备输入轴，该输入轴被旋转自如地轴支承于变速箱内并通过来自驱动源的动力而旋转，所述自动变速器将该输入轴的旋转多档位变速并从输出部件输出，所述自动变速器的特征在于，
所述自动变速器设有第一～第四行星齿轮机构，该第一～第四行星齿轮机构各自具备由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个要素，
按照能够用直线表示相对旋转速度比的共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将所述第一行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第一要素、第二要素以及第三要素，
按照能够用直线表示相对旋转速度比的共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将所述第二行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第四要素、第五要素以及第六要素，
按照能够用直线表示相对旋转速度比的共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将所述第三行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第七要素、第八要素以及第九要素，
按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，将所述第四行星齿轮机构的三个要素从一方起分别设为第十要素、第十一要素以及第十二要素，
连结所述第二要素和所述第十二要素而构成第一连结体，连结所述第七要素和所述第十一要素而构成第二连结体，连结所述第一要素和所述第四要素而构成第三连结体，连结所述第六要素和所述第九要素而构成第四连结体，
所述第三连结体与所述输入轴连结，所述第十要素与所述输出部件连结，
所述自动变速器具备由以下部件构成的六个卡合机构：
第一离合器，该第一离合器自如连结所述第八要素和所述第三连结体；
第二离合器，该第二离合器自如连结所述第五要素和所述第八要素；
第三离合器，该第三离合器自如连结所述第一连结体和所述第四连结体；
第一制动器，该第一制动器将所述第一连结体自如固定于所述变速箱；
第二制动器，该第二制动器将所述第八要素自如固定于所述变速箱；以及
第三制动器，该第三制动器将所述第三要素自如固定于所述变速箱，
通过使所述六个卡合机构中的至少三个卡合机构成为连结状态或固定状态，从而确立各变速档。
3.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，
通过将所述第三行星齿轮机构配置于所述第二行星齿轮机构的径向外侧，并将所述第三行星齿轮机构的太阳齿轮与所述第二行星齿轮机构的齿圈一体构成，从而构成所述第一至第四旋转要素中的任一个旋转要素或者所述第四连结体。
4.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，
所述第二离合器由啮合机构构成。
5.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，
所述第二制动器由啮合机构构成。
6.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，
所述自动变速器设有单向离合器，该单向离合器允许所述第三旋转要素或所述第八要素的正转并阻止所述第三旋转要素或所述第八要素的反转。
7.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，
所述第二制动器由在固定状态和反转阻止状态之间切换自如的双向离合器构成，所述固定状态是所述第三旋转要素或所述第八要素固定于所述变速箱的状态，所述反转阻止状态是允许所述第三旋转要素或所述第八要素的正转并阻止所述第三旋转要素或所述第八要素的反转的状态。
8.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，
所述第一至第四行星齿轮机构是单行星轮式行星齿轮机构，该单行星轮式行星齿轮机构由太阳齿轮、齿圈以及行星架构成，该行星架将与太阳齿轮和齿圈啮合的行星轮轴支承为自转和公转自如。
9.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，
所述自动变速器设有起步离合器，该起步离合器将所述驱动源的动力自如传递至所述输入轴。
10.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，
所述驱动源的动力经由变矩器传递至所述输入轴。
CN201110334823.4A 2010-11-02 2011-10-28 自动变速器 Expired - Fee Related CN102562966B (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2010-246215 2010-11-02
JP2010246215A JP5276078B2 (ja) 2010-11-02 2010-11-02 自動変速機

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN102562966A true CN102562966A (zh) 2012-07-11
CN102562966B CN102562966B (zh) 2014-08-27

Family

ID=45997334

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201110334823.4A Expired - Fee Related CN102562966B (zh) 2010-11-02 2011-10-28 自动变速器

Country Status (3)

Country Link
US (1) US8597153B2 (zh)
JP (1) JP5276078B2 (zh)
CN (1) CN102562966B (zh)

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN103867658A (zh) * 2012-12-14 2014-06-18 福特全球技术公司 变速器及其离合器组件
CN104033592A (zh) * 2013-03-07 2014-09-10 本田技研工业株式会社 自动变速器
CN104033590A (zh) * 2013-03-07 2014-09-10 本田技研工业株式会社 自动变速器
CN104048004A (zh) * 2013-03-11 2014-09-17 通用汽车环球科技运作有限责任公司 多速变速器
CN104179956A (zh) * 2013-05-23 2014-12-03 本田技研工业株式会社 自动变速器
CN104968973A (zh) * 2013-02-07 2015-10-07 Zf腓德烈斯哈芬股份公司 汽车的分组变速器
CN107191554A (zh) * 2016-03-15 2017-09-22 本田技研工业株式会社 自动变速器

Families Citing this family (42)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8715131B2 (en) * 2011-11-30 2014-05-06 Gm Global Technology Operations Multi-speed transmission having a stacked planetary gear set
JP5379257B2 (ja) * 2012-03-19 2013-12-25 本田技研工業株式会社 自動変速機
JP5997106B2 (ja) * 2013-06-11 2016-09-28 本田技研工業株式会社 自動変速機の制御装置
DE102014202080A1 (de) * 2014-02-05 2015-08-06 Zf Friedrichshafen Ag Planetengetriebe sowie Gruppengetriebe mit einem Planetengetriebe
JP6233097B2 (ja) * 2014-02-28 2017-11-22 アイシン精機株式会社 車両用自動変速機
US20160040754A1 (en) 2014-08-07 2016-02-11 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
US9625007B2 (en) 2014-08-12 2017-04-18 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
WO2016069360A1 (en) 2014-10-27 2016-05-06 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
EP3212963B1 (en) 2014-10-27 2021-02-24 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
US9726256B2 (en) 2014-10-27 2017-08-08 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
WO2016069337A1 (en) 2014-10-27 2016-05-06 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
US9528575B2 (en) 2015-02-20 2016-12-27 Gm Global Technology Operations, Llc Multi-speed transmission having a reduction planetary gear set
US9927009B2 (en) 2015-04-23 2018-03-27 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
US9689467B2 (en) 2015-04-24 2017-06-27 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
US9890835B2 (en) 2015-04-24 2018-02-13 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
US10132388B2 (en) 2015-05-15 2018-11-20 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
US9810287B2 (en) 2015-06-24 2017-11-07 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
US9803725B2 (en) 2015-07-13 2017-10-31 Allison Transmission, Inc Multi-speed transmission
US9746054B2 (en) 2015-09-09 2017-08-29 Allison Transmission, Inc. Multi-speed transmission
DE102016214845A1 (de) * 2016-08-10 2018-02-15 Zf Friedrichshafen Ag Getriebe für ein Kraftfahrzeug
US10060512B2 (en) 2016-09-28 2018-08-28 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10072735B2 (en) 2016-09-28 2018-09-11 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10234001B2 (en) 2016-09-28 2019-03-19 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10364867B2 (en) 2016-09-28 2019-07-30 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US9869377B1 (en) 2016-09-28 2018-01-16 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10533644B2 (en) 2016-09-28 2020-01-14 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10161484B2 (en) 2016-09-28 2018-12-25 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10323723B2 (en) 2016-09-28 2019-06-18 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10302173B2 (en) 2016-09-28 2019-05-28 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US9933045B1 (en) 2016-09-28 2018-04-03 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10060511B2 (en) 2016-09-28 2018-08-28 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10473190B2 (en) 2016-09-28 2019-11-12 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10260599B2 (en) 2016-09-28 2019-04-16 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10316940B2 (en) 2016-09-28 2019-06-11 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US9927008B1 (en) 2016-09-28 2018-03-27 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10174814B2 (en) 2016-09-28 2019-01-08 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10253850B2 (en) 2016-09-28 2019-04-09 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10451147B2 (en) 2016-09-28 2019-10-22 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10156283B2 (en) 2016-09-28 2018-12-18 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10072736B2 (en) 2016-09-28 2018-09-11 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10323722B2 (en) 2016-09-28 2019-06-18 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission
US10161486B2 (en) 2016-09-28 2018-12-25 Allison Transmission, Inc. Multi-speed planetary transmission

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006089002A (ja) * 2004-09-27 2006-04-06 Toyota Motor Corp 車両用駆動装置
WO2006102992A1 (de) * 2005-03-31 2006-10-05 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
CN101403427A (zh) * 2007-10-01 2009-04-08 福特全球技术公司 多档自动变速器
JP2009293762A (ja) * 2008-06-09 2009-12-17 Kyowa Metal Work Co Ltd 多段変速遊星歯車列

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3721813B2 (ja) 1998-11-27 2005-11-30 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 車両用自動変速機
JP3777929B2 (ja) 1999-12-24 2006-05-24 アイシン精機株式会社 変速装置
JP2002323098A (ja) 2001-04-25 2002-11-08 Kyowa Metal Work Co Ltd 多段変速遊星歯車列
JP4269992B2 (ja) 2004-03-24 2009-05-27 トヨタ自動車株式会社 車両用遊星歯車式多段変速機
DE102008000429A1 (de) * 2008-02-28 2009-09-03 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
DE102008041192B4 (de) * 2008-08-13 2016-04-07 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
JP5208809B2 (ja) * 2009-02-27 2013-06-12 本田技研工業株式会社 自動変速機
US8343005B2 (en) * 2010-04-15 2013-01-01 GM Global Technology Operations LLC Multi-speed transmission having four planetary gear sets
US8277355B2 (en) * 2010-07-07 2012-10-02 GM Global Technology Operations LLC Multi-speed transmission having stacked planetary gear sets
US8512196B2 (en) * 2010-09-13 2013-08-20 GM Global Technology Operations LLC Multi-speed transmission
JP5276077B2 (ja) * 2010-11-02 2013-08-28 本田技研工業株式会社 自動変速機
US8343007B2 (en) * 2011-01-31 2013-01-01 GM Global Technology Operations LLC Compact multi-speed automatic transmission
US8523729B2 (en) * 2011-05-20 2013-09-03 GM Global Technology Operations LLC Multi-speed transmission
US8371982B2 (en) * 2011-05-20 2013-02-12 GM Global Technology Operations LLC Multi-speed transmission with at least one selectable one-way clutch

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006089002A (ja) * 2004-09-27 2006-04-06 Toyota Motor Corp 車両用駆動装置
WO2006102992A1 (de) * 2005-03-31 2006-10-05 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
CN101403427A (zh) * 2007-10-01 2009-04-08 福特全球技术公司 多档自动变速器
JP2009293762A (ja) * 2008-06-09 2009-12-17 Kyowa Metal Work Co Ltd 多段変速遊星歯車列

Cited By (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN103867658A (zh) * 2012-12-14 2014-06-18 福特全球技术公司 变速器及其离合器组件
CN104968973A (zh) * 2013-02-07 2015-10-07 Zf腓德烈斯哈芬股份公司 汽车的分组变速器
CN104033592A (zh) * 2013-03-07 2014-09-10 本田技研工业株式会社 自动变速器
CN104033590A (zh) * 2013-03-07 2014-09-10 本田技研工业株式会社 自动变速器
CN104033590B (zh) * 2013-03-07 2016-07-06 本田技研工业株式会社 自动变速器
CN104033592B (zh) * 2013-03-07 2016-08-17 本田技研工业株式会社 自动变速器以及自动变速器的控制方法
CN104048004A (zh) * 2013-03-11 2014-09-17 通用汽车环球科技运作有限责任公司 多速变速器
CN104048004B (zh) * 2013-03-11 2016-08-31 通用汽车环球科技运作有限责任公司 多速变速器
CN104179956A (zh) * 2013-05-23 2014-12-03 本田技研工业株式会社 自动变速器
CN107191554A (zh) * 2016-03-15 2017-09-22 本田技研工业株式会社 自动变速器
CN107191554B (zh) * 2016-03-15 2019-08-20 本田技研工业株式会社 自动变速器

Also Published As

Publication number Publication date
CN102562966B (zh) 2014-08-27
US8597153B2 (en) 2013-12-03
JP2012097826A (ja) 2012-05-24
JP5276078B2 (ja) 2013-08-28
US20120108383A1 (en) 2012-05-03

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN102562966B (zh) 自动变速器
CN102466004A (zh) 自动变速器
CN103307230B (zh) 自动变速器
CN103322139A (zh) 自动变速器
CN103968015B (zh) 自动变速器
CN103307226B (zh) 自动变速器
CN102466005B (zh) 自动变速器
CN101893068B (zh) 自动变速器
JP5373748B2 (ja) 自動変速機
JP2012154393A (ja) 自動変速機
CN101949433B (zh) 自动变速器
JP5802591B2 (ja) 自動変速機
CN101949434A (zh) 自动变速器
JP5373735B2 (ja) 自動変速機
JP5552417B2 (ja) 自動変速機
JP5373737B2 (ja) 自動変速機
JP5373740B2 (ja) 自動変速機
JP5373741B2 (ja) 自動変速機
JP5802583B2 (ja) 自動変速機
JP5362683B2 (ja) 自動変速機
JP5373739B2 (ja) 自動変速機

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20140827