CN103968015B - 自动变速器 - Google Patents

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Abstract

本发明提供短轴长的自动变速器。自动变速器的四个行星齿轮机构（PGS1～4）依次配置在输入轴（2）的轴向，自动变速器具有六个连结机构（C1～3、B1～3）。在第二行星齿轮机构（PGS2）和第三行星齿轮机构（PGS3）的外周配置有输出齿轮（3），第二行星齿轮机构（PGS2）的齿圈（Rb）与输出齿轮（3）固定，通过连结机构（C1～3、B1～3）的接合松脱状态的组合来建立各变速档。

Description

自动变速器
技术领域
本发明涉及经由多个行星齿轮机构将输入轴的旋转多档位地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这两个行星齿轮机构以及六个连结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，利用所谓的双小齿轮式来构成输入用的第一行星齿轮机构，利用拉威挪（Ravigneaux）式行星齿轮机构来构成变速用的第二和第三这两个行星齿轮机构。而且，六个连结机构由四个湿式多板离合器和两个制动器构成。
参考例如专利文献2的图2所记载的详细附图，该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：第一列是第四湿式多板离合器、第二列是第一行星齿轮机构；第三列是第一湿式多板离合器；第四列是第三湿式多板离合器（第三湿式多板离合器在骨架图上看起来与第一行星齿轮机构同列，但实际上在第一湿式多板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；第八列是第二湿式多板离合器。
专利文献1：日本特开2005-273768号公报
专利文献2：日本特许第4711869号公报
但是，在上述现有的自动变速器中，由于在输入轴的轴线上构成八个列，因此存在自动变速器的轴长变长的不良情况。
发明内容
本发明鉴于以上方面，目的在于提供一种短轴长的自动变速器。
[1]为了达成上述目的，本发明是一种自动变速器，该自动变速器具有旋转自如地轴支承于变速器壳体内并利用来自驱动源的动力进行旋转的输入轴，将该输入轴的旋转进行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，所述自动变速器在所述输入轴的轴向依次配置有第一行星齿轮机构、第二行星齿轮机构、第三行星齿轮机构和第四行星齿轮机构，该第一行星齿轮机构～第四行星齿轮机构各自具备由太阳轮、行星架和齿圈构成的三个要素，所述自动变速器具有多个连结机构，该连结机构将所述要素彼此接合松脱自如地连结或者将所述要素接合松脱自如地连结于所述变速器壳体，在所述第二行星齿轮机构和第三行星齿轮机构的外周配置有所述输出部件，所述第二行星齿轮机构或第三行星齿轮机构的齿圈与所述输出部件固定，通过所述连结机构的接合松脱状态的组合来建立多个变速档。
根据本发明，在第二行星齿轮机构和第三行星齿轮机构的外周配置有输出部件，第二或第三行星齿轮机构的齿圈与输出部件固定。由此，与在输入轴的轴线上并列配置第二和第三行星齿轮机构与输出部件的上述现有例相比，能够实现自动变速器的轴长缩短化，能够提高向车辆特别是FF式车辆搭载的性能。
[2]在本发明中，优选所述输出部件是输出齿轮，所述输出齿轮的两端部经由轴承支承于所述变速器壳体的内壁部件。
根据上述结构，由于作为输出部件的输出齿轮的两端被支承，因此能够使输出部件的支承刚性良好。
[3]此外，在本发明中，优选所述第二行星齿轮机构和第三行星齿轮机构的齿数比被设定为这样的齿数比：所述第二行星齿轮机构和第三行星齿轮机构的外径比在所述自动变速器的轴向配置于两端的所述第一行星齿轮机构和第四行星齿轮机构的外径小。
根据上述结构，由于第二和第三行星齿轮机构的直径比第一和第四行星齿轮机构的直径小，因此，能够减小自动变速器的径向大小。
[4]在本发明中，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，从一方起将所述第一行星齿轮机构的三个要素分别设为第一要素、第二要素和第三要素，按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，从一方起将所述第二行星齿轮机构的三个要素分别设为第四要素、第五要素和第六要素，按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，从一方起将所述第三行星齿轮机构的三个要素分别设为第七要素、第八要素和第九要素，按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，从一方起将所述第四行星齿轮机构的三个要素分别设为第十要素、第十一要素和第十二要素，所述第七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，连结所述第三要素、所述第八要素和所述第十一要素而构成第一连结体，连结所述第六要素和所述第九要素而构成第二连结体，连结所述第二要素和所述第五要素而构成第三连结体，作为连结机构，具有第一离合器、第二离合器和第三离合器以及第一制动器、第二制动器和第三制动器，所述第一离合器构成为能够自由地连结所述第七要素和所述第三连结体，所述第二离合器构成为能够自由地连结所述第十二要素和所述第二连结体，所述第三离合器构成为能够自由地连结所述第七要素和所述第十要素，所述第一制动器构成为能够自由地将所述第一要素固定于所述变速器壳体，所述第二制动器构成为能够自由地将所述第三连结体固定于所述变速器壳体，所述第三制动器构成为能够自由地将所述第十二要素固定于所述变速器壳体，所述第一离合器至第三离合器这三个离合器和所述第一制动器至第三制动器这三个制动器共计六个连结机构中，通过使至少三个连结机构成为连结状态或固定状态，能够建立前进八档以上的各变速档。
根据上述结构，由后述的第一实施方式的说明可知，能够建立前进八档的变速。另外，若追加一个制动器，则由后述的第二实施方式的说明可知，不增加列，也不延长轴长，就能够建立前进9档或10档的变速档。
附图说明
图1是示出本发明的第1实施方式的自动变速器的骨架图。
图2是示出自动变速器的第一至第四行星齿轮机构的各要素的配置的示意图。
图3是示出第一实施方式的自动变速器的第一至第四行星齿轮机构的各要素的相对速度之比的共线图。
图4是示出第1实施方式的自动变速器的每个变速档下的各连结机构的状态的说明图。
图5是示出本发明的第2实施方式的自动变速器的骨架图。
图6是示出第2实施方式的自动变速器的第一至第四行星齿轮机构的各要素的相对速度之比的共线图。
图7是示出第2实施方式的自动变速器的每个变速档下的各连结机构的状态的说明图。
标号说明
1：变速器壳体；1a：内壁部件；2：输入轴；3：输出齿轮（输出部件）；ENG：驱动源；PGS1：第一行星齿轮机构；Sa：太阳轮（第一要素）；Ca：行星架（第二要素）；Ra：齿圈（第三要素）；Pa：小齿轮；PGS2：第二行星齿轮机构；Sb：太阳轮（第六要素）；Cb：行星架（第五要素）；Rb：齿圈（第四要素）；Pb：小齿轮；PGS3：第三行星齿轮机构；Sc：太阳轮（第七要素）；Cc：行星架（第八要素）；Rc：齿圈（第九要素）；Pc：小齿轮；PGS4：第四行星齿轮机构；Sd：太阳轮（第十二要素）；Cd：行星架（第十一要素）；Rd：齿圈（第十要素）；Pd：小齿轮；C1～C3：第一～第三离合器（连结机构）；B1～B4：第一～第四制动器（连结机构）。
具体实施方式
[第1实施方式]
如图1所示，本发明的第1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器壳体1内，由内燃机（发动机）等驱动源ENG输出的驱动力经由变矩器TC传递至该输入轴2，该变矩器TC具有锁止离合器LC和减震器DA；以及作为输出部件的输出齿轮3，其与输入轴2同心地配置。
输出齿轮3的旋转经由图外的差动齿轮或传动轴（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，设置以摩擦接合自如的方式构成的单板式或者多板式的起步离合器。
此外，在变速器壳体1内，与输入轴2同心地配置有第一～第四这四个行星齿轮机构PGS1～4。第一行星齿轮机构PGS1利用所谓的单小齿轮式行星齿轮机构（在固定行星架而使太阳轮旋转的情况下，齿圈与太阳轮向彼此不同的方向旋转，因此也称作负行星齿轮机构或者反行星齿轮机构。另外，在固定齿圈而使太阳轮旋转的情况下，行星架与太阳轮向同一方向旋转。）构成，该单小齿轮式行星齿轮机构由太阳轮Sa、齿圈Ra以及行星架Ca构成，该行星架Ca将与太阳轮Sa和齿圈Ra啮合的小齿轮Pa轴支承为自转和公转自如。
参照图3的从上数第三段示出的第一行星齿轮机构PGS1的共线图（能够用直线（速度线）表示太阳轮、行星架和齿圈这三个要素的相对旋转速度之比的图），如果按照共线图中的与齿数比（齿圈的齿数/太阳轮的齿数）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的齿数比为h，则太阳轮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。
第二行星齿轮机构PGS2也由所谓的单小齿轮式行星齿轮机构构成，该单小齿轮式行星齿轮机构由太阳轮Sb、齿圈Rb以及行星架Cb构成，该行星架Cb将与太阳轮Sb和齿圈Rb啮合的小齿轮Pb轴支承为自转和公转自如。
参照图3的从上数第四段（最下段）示出的第二行星齿轮机构PGS2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，则第四要素为齿圈Rb、第五要素为行星架Cb、第六要素为太阳轮Sb。设第二行星齿轮机构PGS2的齿数比为i，则太阳轮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。
第三行星齿轮机构PGS3也由所谓的单小齿轮式行星齿轮机构构成，该单小齿轮式行星齿轮机构由太阳轮Sc、齿圈Rc以及行星架Cc构成，该行星架Cc将与太阳轮Sc和齿圈Rc啮合的小齿轮Pc轴支承为自转和公转自如。
参照图3的从上数第二段示出的第三行星齿轮机构PGS3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，则第七要素为太阳轮Sc、第八要素为行星架Cc、第九要素为齿圈Rc。
这里，设第三行星齿轮机构PGS3的齿数比为j，则太阳轮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。而且，在共线图中，下方的横线表示旋转速度为“0”，上方的横线（与4档和6档重合的线）表示旋转速度为“1”（与输入轴2相同的旋转速度）。
第四行星齿轮机构PGS4也由所谓的单小齿轮式行星齿轮机构构成，该单小齿轮式行星齿轮机构由太阳轮Sd、齿圈Rd以及行星架Cd构成，该行星架Cd将与太阳轮Sd和齿圈Rd啮合的小齿轮Pd轴支承为自转和公转自如。
参照图3的从上数第一段（最上段）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、第十二要素为太阳轮Sd。设第四行星齿轮机构PGS4的齿数比为k，则太阳轮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。
第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）与输入轴2连结，此外，第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）与输出齿轮3连结。
此外，第三行星齿轮机构PGS3的行星架Cc（第八要素）与第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra（第三要素）和第四行星齿轮机构PGS4的行星架Cd（第十一要素）连结，构成第一连结体Cc-Ra-Cd。此外，第三行星齿轮机构PGS3的齿圈Rc（第九要素）与第二行星齿轮机构PGS2的太阳轮Sb（第六要素）连结，构成第二连结体Rc-Sb。此外，第一行星齿轮机构PGS1的行星架Ca（第二要素）与第二行星齿轮机构PGS2的行星架Cb（第五要素）连结，构成第三连结体Ca-Cb。
此外，本实施方式的自动变速器具有由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构成的六个连结机构。
第一离合器C1为油压动作型的湿式多板离合器，其构成为在连结第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）和第三连结体Ca-Cb的连结状态与切断该连结的断开状态之间切换自如。
第二离合器C2为油压动作型的湿式多板离合器，其构成为在连结第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）和第二连结体Rc-Sb的连结状态与切断该连结的断开状态之间切换自如。
第三离合器C3为油压动作型的湿式多板离合器，其构成为在连结第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）和第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd（第十要素）的连结状态与切断该连结的断开状态之间切换自如。
第一制动器B1为油压动作型的湿式多板制动器，其构成为在将第一行星齿轮机构PGS1的太阳轮Sa（第一要素）固定于变速器壳体1的固定状态和解除该固定的断开状态之间切换自如。而且，还可以利用双向离合器构成第一制动器B1。
第二制动器B2为双向离合器，其构成为在阻止第三连结体Ca-Cb正转的正转阻止状态和阻止第三连结体Ca-Cb反转的反转阻止状态之间切换自如。
在正转阻止状态下，当对第三连结体Ca-Cb施加了要使其向正转方向旋转的力时，由双向离合器构成的第二制动器B2成为阻止该旋转而将第三连结体Ca-Cb固定于变速器壳体1的固定状态，当对第三连结体Ca-Cb施加了要使其向反转方向旋转的力时，所述第二制动器B2成为允许该旋转的断开状态。
相反，在反转阻止状态下，当对第三连结体Ca-Cb施加了要使其向正转方向旋转的力时，由双向离合器构成的第二制动器B2成为允许该旋转的断开状态，当对第三连结体Ca-Cb施加了要使其向反转方向旋转的力时，成为阻止该旋转而将第三连结体Ca-Cb固定于变速器壳体1的固定状态。
而且，第二制动器B2还可以利用油压动作型的湿式多板制动器构成，或者还可以在由湿式多板制动器构成的第二制动器B2上一并设置允许第三连结体Ca-Cb的正转而阻止反转的单向离合器。
第三制动器B3为油压动作型的湿式多板制动器，其构成为在将第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）固定于变速器壳体1的固定状态和解除该固定的断开状态之间切换自如。
各离合器C1～C3和各制动器B1～B3由图外的变速器控制单元基于车辆的行驶速度等车辆信息来切换状态。
在输入轴2的轴线上，从驱动源ENG和变矩器TC侧起，按顺序配置有第一离合器C1、第一行星齿轮机构PGS1、第二行星齿轮机构PGS2、第三行星齿轮机构PGS3、第二离合器C2、第四行星齿轮机构PGS4、第三离合器C3。
而且，参照图1和图2，输出齿轮3配置在第二行星齿轮机构PGS2和第三行星齿轮机构PGS3的径向外侧。而且，分别构成为：第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）与输入轴2一体化，第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）与输出齿轮3一体化。第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）与输入轴2、第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）与输出齿轮3分别通过花键嵌合等固定地一体化。而且，图2中的黑色部分表示第一至第三连结体的一部分。
这样，通过将输出齿轮3配置在第二行星齿轮机构PGS2和第三行星齿轮机构PGS3的径向外侧，由于输出齿轮3与第二行星齿轮机构PGS2和第三行星齿轮机构PGS3在径向重合，因此能够实现自动变速器的轴长缩短化。
而且，输出齿轮3与第二行星齿轮机构PGS2和第三行星齿轮机构PGS3在径向至少有一部分重合即可，由此，能够实现轴长的短缩化。不过，如果输出齿轮3与第二行星齿轮机构PGS2和第三行星齿轮机构PGS3在径向完全重合，则最能缩短轴长。
此外，在输入轴2的轴线上，从驱动源ENG和变矩器TC侧起，还可以按顺序配置有第一行星齿轮机构PGS1、第一离合器C1、第二行星齿轮机构PGS2、第三行星齿轮机构PGS3、第二离合器C2、第四行星齿轮机构PGS4、第三离合器C3。不过，在该情况下，第一连结体Cc-Ra-Cd和第三连结体Ca-Cb的轮毂配置于第一离合器C1的径向外侧，因此自动变速器的径向变大，重量增加。
此外，在输入轴2的轴线上，从驱动源ENG和变矩器TC侧起，还可以按顺序配置有第一行星齿轮机构PGS1、第一离合器C1、第三行星齿轮机构PGS3、第二行星齿轮机构PGS2、第二离合器C2、第四行星齿轮机构PGS4、第三离合器C3。不过，在该情况下，第三连结体Ca-Cb的轮毂配置于第三行星齿轮机构PGS3的径向外侧，因此难以将第三连结体Ca-Cb的轮毂配置在输出齿轮3的径向内侧。
另外，第一制动器B1配置在第一离合器C1的径向外侧，第二制动器B2配置在第一行星齿轮机构PGS1的径向外侧，第三制动器B3配置在第二离合器C2的径向外侧。
这样，通过将三个制动器B1～B3配置在行星齿轮机构或离合器的径向外侧，与将制动器B1～B3和行星齿轮机构以及离合器一起并列配置在输入轴2的轴线上的情况相比，能够实现自动变速器的轴长的短缩化。而且，第三制动器B3还可以配置在第三离合器C3以及第四行星齿轮机构PGS4的径向外侧。
而且，输出齿轮3的轴向两端部经由球轴承支承于变速器壳体1的内壁部件1a。如果将内壁部件1a作为变速器壳体1的中心支承部，则由于输出齿轮3的两端通过中心支承部支承，因此容易确保同轴度，并且能够抵消在径向产生的彼此的反作用力的一部分并传递给变速器壳体1。
接着，参照图3和图4，说明建立第一实施方式的自动变速器的各变速档的情况。
在建立一速档的时候，使第一制动器B1为固定状态，使作为双向离合器的第二制动器B2为反转阻止状态，使第三制动器B3为固定状态。通过使第二制动器B2为反转阻止状态，由此阻止了第三连结体Ca-Cb反转。通过使第一制动器B1为固定状态，由此第一行星齿轮机构PGS1的太阳轮Sa（第一要素）的旋转速度为“0”。
由此，第一行星齿轮机构PGS1的第一至第三这三个要素Sa、Ca、Ra成为不能相对旋转的锁定状态，包含第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra（第三要素）的第一连结体Cc-Ra-Cd的旋转速度也为“0”。而且，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图3所示的“1档”，从而建立一速档。
而且，也不是为了建立一速档而一定要使第三制动器B3为固定状态，是为了能够从一速档向后述的二速档顺畅变速而在一速档下使其为固定状态。此外，在一速档下，在使发动机制动有效的情况下，使由双向离合器构成的第二制动器B2切换为正转阻止状态即可。
在建立二速档的时候，使第一制动器B1为固定状态，使作为双向离合器的第二制动器B2为反转阻止状态，使第三制动器B3为固定状态，使第二离合器C2为连结状态。通过使第二制动器B2为反转阻止状态，由此允许第三连结体Ca-Cb的正转。此外，通过使第一制动器B1为固定状态，由此第一行星齿轮机构PGS1的太阳轮Sa（第一要素）的旋转速度为“0”。此外，通过使第三制动器B3为固定状态，由此第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）的旋转速度为“0”。
此外，通过使第二离合器C2为连结状态，第二连结体Rc-Sb的旋转速度与第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）的旋转速度同为“0”。而且，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图3所示的“2档”，从而建立二速档。
在建立三速档的时候，使第一制动器B1和第三制动器B3为固定状态，使作为双向离合器的第二制动器B2为反转阻止状态，使第三离合器C3为连结状态。通过使第二制动器B2为反转阻止状态，由此允许第三连结体Ca-Cb的正转。此外，通过使第一制动器B1为固定状态，由此第一行星齿轮机构PGS1的太阳轮Sa（第一要素）的旋转速度为“0”。此外，通过使第三制动器B3为固定状态，由此第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）的旋转速度为“0”。
此外，通过使第三离合器C3为连结状态，第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd（第十要素）的旋转速度和与输出齿轮3连结的第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）的旋转速度同为“1”。第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）的旋转速度为“0”，齿圈Rd（第十要素）的旋转速度为“1”，因此，行星架Cd（第十一要素）的旋转速度即第一连结体Cc-Ra-Cd的旋转速度为k/(k+1)。而且，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图3所示的“3档”，从而建立三速档。
在建立四速档的时候，使第一制动器B1为固定状态，使作为双向离合器的第二制动器B2为反转阻止状态，使第二离合器C2和第三离合器C3为连结状态。通过使第二制动器B2为反转阻止状态，由此允许第三连结体Ca-Cb的正转。此外，通过使第一制动器B1为固定状态，由此第一行星齿轮机构PGS1的太阳轮Sa（第一要素）的旋转速度为“0”。
此外，通过使第二离合器C2为连结状态，第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）与第二连结体Rc-Sb以同一速度旋转。由此，在第三行星齿轮机构PGS3和第四行星齿轮机构PGS4之间，行星架Cc（第八要素）和行星架Cd（第十一要素）连结，齿圈Rc（第九要素）和太阳轮Sd（第十二要素）连结，在使第二离合器C2为连结状态的四速档中，能够描绘出利用第三行星齿轮机构PGS3和第四行星齿轮机构PGS4中的四个旋转要素构成的一个共线图。
而且，通过使第三离合器C3为连结状态，第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd（第十要素）的旋转速度与第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）的旋转速度同为“1”。由第三行星齿轮机构PGS3和第四行星齿轮机构PGS4构成的四个旋转要素中的2个旋转要素的旋转速度同为“1”。
因此，第三行星齿轮机构PGS3和第四行星齿轮机构PGS4的各要素为不能相对旋转的锁定状态，第三行星齿轮机构PGS3和第四行星齿轮机构PGS4的所有要素的旋转速度为“1”。而且，第三连结体Ca-Cb的旋转速度为h/(h+1)，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图3所示的“4档”，从而建立四速档。
在建立五速档的时候，使第一制动器B1为固定状态，使作为双向离合器的第二制动器B2为反转阻止状态，使第一离合器C1和第三离合器C3为连结状态。通过使第二制动器B2为反转阻止状态，由此允许第三连结体Ca-Cb的正转。此外，通过使第一制动器B1为固定状态，由此第一行星齿轮机构PGS1的太阳轮Sa（第一要素）的旋转速度为“0”。
此外，通过使第一离合器C1为连结状态，第三连结体Ca-Cb的旋转速度与第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）的旋转速度同为“1”。而且，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图3所示的“5档”，从而建立五速档。
而且，也不是为了建立五速档而一定要使第三离合器C3为连结状态。但是，在四速档和后述的六速档下需要使第三离合器C3为连结状态，因此，为了能够顺畅地进行从五速档向四速档的降档以及从五速档向后述的六速档的升档，在五速档下也使第三离合器处于连结状态。
在建立六速档的时候，使作为双向离合器的第二制动器B2为反转阻止状态，使第一至第三这三个离合器C1～C3为连结状态。通过使第二制动器B2为反转阻止状态，由此允许第三连结体Ca-Cb的正转。
此外，通过使第二离合器C2和第三离合器C3为连结状态，由此像在四速档时说明的那样，第三行星齿轮机构PGS3和第四行星齿轮机构PGS4的各要素为不能相对旋转的状态，第二连结体Rc-Sb的旋转速度为“1”。此外，通过使第一离合器C1为连结状态，由此第三连结体Ca-Cb的旋转速度为“1”。
因此，第二行星齿轮机构PGS2的行星架Cb（第五要素）和太阳轮Sb（第六要素）的速度同为“1”，各要素为不能相对旋转的锁定状态。而且，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图3所示的“6档”的“1”，从而建立六速档。
在建立七速档的时候，使作为双向离合器的第二制动器B2为反转阻止状态，使第三制动器B3为固定状态，使第一离合器C1和第三离合器C3为连结状态。通过使第二制动器B2为反转阻止状态，由此允许第三连结体Ca-Cb的正转。
此外，通过使第三制动器B3为固定状态，由此第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）的旋转速度为“0”。或者，通过使第三离合器C3为连结状态，由此第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd（第十要素）的旋转速度与第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）的旋转速度同为“1”，第一连结体Cc-Ra-Cd的旋转速度为k/(k+1)。
此外，通过使第一离合器C1为连结状态，第三连结体Ca-Cb的旋转速度和与输入轴2连结的第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）的旋转速度同为“1”。而且，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图3所示的“7档”，从而建立七速档。
在建立八速档的时候，使作为双向离合器的第二制动器B2为反转阻止状态，使第三制动器B3为固定状态，使第一离合器C1和第二离合器C2为连结状态。通过使第二制动器B2为反转阻止状态，由此允许第三连结体Ca-Cb的正转。
此外，通过使第三制动器B3为固定状态，由此第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）的旋转速度为“0”。或者，通过使第二离合器C2为连结状态，由此第二连结体Rc-Sb的旋转速度与第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）的旋转速度同为“0”。此外，通过使第一离合器C1为连结状态，由此第三连结体Ca-Cb的旋转速度与第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）的旋转速度同为“1”。而且，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图3所示的“8档”，从而建立八速档。
在建立后退档的时候，使作为双向离合器的第二制动器B2成为正转阻止状态，使第三制动器B3成为固定状态，使第三离合器C3为连结状态。此外，通过使第三制动器B3为固定状态，使第三离合器C3成为连结状态，由此第一连结体Cc-Ra-Cd的旋转速度为k/(k+1)。此外，通过使第二制动器B2成为正转阻止状态，由此阻止第三连结体Ca-Cb的正转，第三连结体Ca-Cb的旋转速度为“0”。并且，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图3所示的反转“后退档”，从而建立后退档。
而且，图3中的虚线所示的速度线表示：追随四个行星齿轮机构PGS1～PGS4中的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4是总括地表示上述各变速档中的离合器C1～C3、制动器B1～B3的状态的图，第一至第三这三个离合器C1～C3、第一制动器B1和第三制动器B3的列的“○”表示连结状态或固定状态，空白栏表示断开状态。此外，第二制动器B2的列的“R”表示反转阻止状态，“F”表示正转阻止状态。
此外，带下划线的“R”和“F”表示在第二制动器B2的作用下第三连结体Ca-Cb的旋转速度为“0”。此外，“R/F”表示通常时为反转阻止状态的“R”，当使发动机制动有效时切换为正转阻止状态的“F”。
此外，可知图4还示出了在设第一行星齿轮机构PGS1的齿数比h为2.681、第二行星齿轮机构PGS2的齿数比i为1.914、第三行星齿轮机构PGS3的齿数比j为2.734、第四行星齿轮机构PGS4的齿数比k为1.614时各变速档的变速比（输入轴2的旋转速度/输出齿轮3的旋转速度）、以及公比（各变速档间的变速比之比。规定的变速档的变速比除以比规定的变速档高一档侧的变速档的变速比而得到的值），由此，能够将公比设定得适当。
在齿数比为λ的单小齿轮式行星齿轮机构PGS中，太阳轮S、小齿轮P、齿圈R的外径的比率大致为1:(λ-1)/2:λ。在此，从布局的关系来确定太阳轮S的最小尺寸，从支承轴承的尺寸来确定小齿轮P的最小尺寸。由此，为了将齿圈R的外径抑制得较小，面向机动车的自动变速器用单小齿轮式行星齿轮机构PGS的齿数比一般采用大约1.7～3.3。但是在下限1.7附近或者上限3.3附近齿圈直径相对变大。
根据第一实施方式的自动变速器，由于第一～第三行星齿轮机构PGS1～PGS3的齿数比h、i、j约为1.9～2.7，因此能够使齿圈Ra、Rb、Rc的外径相对于齿数比k接近1.6的第四行星齿轮机构PGS4相对地变小。此外，如图2记载的那样，由于第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）与输入轴2一体化，因此容易使第三行星齿轮机构PGS3的齿圈Rc（第九要素）构成为外径比第一行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra（第三要素）和第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）小。由此，能够减小自动变速器的径向大小。
根据第一实施方式的自动变速器，能够进行前进八档的变速。而且，在输入轴2的轴线上，从变矩器TC侧起，按顺序构成第一至第七这七个列。具体而言，第一列为第一离合器C1，第二列为第一行星齿轮机构PGS1，第三列为第二行星齿轮机构PGS2，第四列为第三行星齿轮机构PGS3，第五列为第二离合器C2，第六列为第四行星齿轮机构PGS4，第七列为第三离合器C3。
第一制动器B1配置在作为第一列的第一离合器C1的径向外侧，输出齿轮3配置在作为第三列的第二行星齿轮机构PGS2和作为第四列的第三行星齿轮机构PGS3的径向外侧，第二制动器B2配置在作为第五列的第二离合器C2的径向外侧，由此能够将构成自动变速器的机构构成为七列。因此，与上述现有的构成八列的前进八档的自动变速器相比，能够实现自动变速器的轴长短缩化。
此外，在各变速档中，湿式多板离合器和湿式多板制动器中成为断开状态的连结机构的数量（断开数）为三个以下，尽管能够进行前进八档的变速，但能防止针对现有可前进八档变速的自动变速器的摩擦损失增加。
[第二实施方式]
关于本发明的第二实施方式的自动变速器，如图5所示，在上述的第一实施方式的自动变速器中增加第四制动器B4，具有由第一至第三这三个离合器C1～C3和第一至第四这四个制动器B1～B4构成的七个连结机构。
第四制动器B4是湿式多板制动器，其构成为在将第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd（第十要素）固定于变速器壳体1的固定状态和解除该固定的断开状态之间切换自如。第四制动器B4与离合器C1～C3和各制动器B1～B3同样，由图外的变速器控制单元基于车辆的行驶速度等车辆信息来切换状态。
第四制动器B4配置在第四行星齿轮机构PGS4的径向外侧。通过将四个制动器B1～B4配置在行星齿轮机构或离合器的径向外侧，与将制动器B1～B4与行星齿轮机构及离合器一起并列配置在输入轴2的轴线上的情况相比，能够实现自动变速器的轴长的短缩化。
接下来，参照图6和图7，对建立第二实施方式的自动变速器的各变速档的情况进行说明。建立一速档～八速档以及后退档的情况与建立第一实施方式的自动变速器的所述各变速档的情况相同，因此省略说明。
在建立九速档的时候，使作为双向离合器的第二制动器B2为反转阻止状态，使第三制动器B3和第四制动器B4为固定状态，使第一离合器C1为连结状态。通过使第二制动器B2为反转阻止状态，由此允许第三连结体Ca-Cb的正转。
此外，通过使第三制动器B3为固定状态，由此第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）的旋转速度为“0”。此外，通过使第四制动器B4成为固定状态，由此第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd（第十要素）的旋转速度也为“0”。因此，第四行星齿轮机构PGS4的各要素Sd、Cd、Rd成为不能相对旋转的锁定状态，包含第四行星齿轮机构PGS4的行星架Cd（第十一要素）的第一连结体Cc-Ra-Cd的旋转速度也为“0”。
此外，通过使第一离合器C1成为连结状态，由此第三连结体Ca-Cb的旋转速度与第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）的旋转速度同为“1”。而且，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图6所示的“9档”，从而建立九速档。
在建立十速档的时候，使作为双向离合器的第二制动器B2为反转阻止状态，使第四制动器B4为固定状态，使第一离合器C1和第二离合器C2为连结状态。通过使第二制动器B2为反转阻止状态，由此允许第三连结体Ca-Cb正转。
此外，通过使第二离合器C2成为连结状态，第二连结体Rc-Sb和第四行星齿轮机构PGS4的太阳轮Sd（第十二要素）以同一速度旋转。此外，通过使第四制动器B4成为固定状态，第四行星齿轮机构PGS4的齿圈Rd（第十要素）的旋转速度为“0”。此外，通过使第一离合器C1成为连结状态，第三连结体Ca-Cb的旋转速度与第三行星齿轮机构PGS3的太阳轮Sc（第七要素）的旋转速度同为“1”。而且，与输出齿轮3连结的第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb（第四要素）的旋转速度成为图6所示的“10档”，从而建立十速档。
根据第二实施方式的自动变速器，能够进行前进十档的变速。而且，与第一实施方式的自动变速器同样，在输入轴2的轴线上构成七个列。因此，自动变速器的轴长不变就能够获得前进十档。
此外，在各变速档中，湿式多板离合器和湿式多板制动器中成为断开状态的连结机构的数量（断开数）为四个以下，尽管能够进行前进十档的变速，但能防止针对现有可前进八档变速的自动变速器的摩擦损失增加。
以上，参照附图对本发明的实施方式进行了说明，但本发明不限于此。例如在实施方式中，说明了第二行星齿轮机构PGS2的齿圈Rb与输出齿轮3固定，但也可以是第三行星齿轮机构PGS3的齿圈Rc与输出齿轮3固定。
此外，还说明了第一制动器B1由湿式多板制动器构成，第二制动器B2由双向离合器构成，但也可以是第一制动器B1由双向离合器构成，此外，也可以是第二制动器B2由湿式多板制动器构成。
此外，还可以是第一制动器B1和第二制动器B2中的至少一方由啮合机构构成。
在第一制动器B1和第二制动器B2由湿式多板制动器或啮合机构构成的情况下，只要使第一制动器B1从一速档到五速档成为固定状态，在其他变速档成为断开状态，第二制动器B2在一速档和后退档成为固定状态，在其他变速档成为断开状态即可。
此外，在第一制动器B1由双向离合器构成的情况下，只要从一速档到五速档成为反转阻止状态，在从一速档到五速档下使发动机制动有效时切换成正转阻止状态即可。
此外，第四制动器B4也可由啮合机构构成，在该情况下，能够抑制离合器的拖拽导致的损失。
此外，在第二实施方式的自动变速器中，还可以省略任一变速档（例如十速档）而进行前进九速档的变速。

Claims (3)

1.一种自动变速器，该自动变速器具有旋转自如地轴支承于变速器壳体内并利用来自驱动源的动力进行旋转的输入轴，将该输入轴的旋转进行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，
在所述输入轴的轴向依次配置有第一行星齿轮机构、第二行星齿轮机构、第三行星齿轮机构和第四行星齿轮机构，该第一行星齿轮机构～第四行星齿轮机构各自具备由太阳轮、行星架和齿圈构成的三个要素，
所述自动变速器具有多个连结机构，该连结机构将所述要素彼此接合松脱自如地连结或者将所述要素接合松脱自如地连结于所述变速器壳体，
在所述第二行星齿轮机构和第三行星齿轮机构的外周配置有所述输出部件，所述第二行星齿轮机构或第三行星齿轮机构的齿圈与所述输出部件固定，
通过所述连结机构的接合松脱状态的组合来建立多个变速档，
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，从一方起将所述第一行星齿轮机构的三个要素分别设为第一要素、第二要素和第三要素，
按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，从一方起将所述第二行星齿轮机构的三个要素分别设为第四要素、第五要素和第六要素，
按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，从一方起将所述第三行星齿轮机构的三个要素分别设为第七要素、第八要素和第九要素，
按照共线图中的与齿数比对应的间隔下的排列顺序，从一方起将所述第四行星齿轮机构的三个要素分别设为第十要素、第十一要素和第十二要素，
所述第七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，连结所述第三要素、所述第八要素和所述第十一要素而构成第一连结体，连结所述第六要素和所述第九要素而构成第二连结体，连结所述第二要素和所述第五要素而构成第三连结体，
作为连结机构，具有第一离合器、第二离合器和第三离合器以及第一制动器、第二制动器和第三制动器，
所述第一离合器构成为能够自由地连结所述第七要素和所述第三连结体，
所述第二离合器构成为能够自由地连结所述第十二要素和所述第二连结体，
所述第三离合器构成为能够自由地连结所述第七要素和所述第十要素，
所述第一制动器构成为能够自由地将所述第一要素固定于所述变速器壳体，
所述第二制动器构成为能够自由地将所述第三连结体固定于所述变速器壳体，
所述第三制动器构成为能够自由地将所述第十二要素固定于所述变速器壳体，
所述第一离合器至第三离合器这三个离合器和所述第一制动器至第三制动器这三个制动器共计六个连结机构中，通过使至少三个连结机构成为连结状态或固定状态，来建立前进八档以上的各变速档。
2.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，
所述输出部件是输出齿轮，
所述输出齿轮的两端部经由轴承支承于所述变速器壳体的内壁部件。
3.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，
所述第二行星齿轮机构和第三行星齿轮机构的齿数比被设定为这样的齿数比：所述第二行星齿轮机构和第三行星齿轮机构的外径比在所述自动变速器的轴向上配置于两端的所述第一行星齿轮机构和第四行星齿轮机构的外径小。
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