CN104061289A - 自动变速器 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种自动变速器，其通过将自动变速器的齿轮产生的推力载荷尽量不经由轴承而传递到变速器壳体来降低摩擦损失。连结部件（21）将行星齿轮机构（PGSa）的行星架（Ca）与离合器（C1）的离合器毂（22）连结，使连结部件（21）与行星齿轮机构（PGSa）的行星架（Ca）在抵靠部（51）处相抵靠，在连结部件（21）和离合器（C1）的离合器鼓（23）之间配置推力轴承（T2），在离合器（C1）的离合器鼓（23）和变速器壳体（19）之间配置推力轴承（T1），使用垫片（52）调整推力轴承（T1）和离合器（C1）的离合器鼓（23）之间的间隙，因而能够将从行星齿轮机构（PGSb）的太阳轮（Sb）输入的推力载荷不经由行星齿轮机构（PGSa）的高速旋转的太阳轮（Sa）而传递到变速器壳体（19）。

Description

自动变速器

技术领域

本发明涉及自动变速器，所述自动变速器将配置在输入轴的轴线上的多个行星齿轮机构收纳在变速器壳体的内部，通过用多个离合器和多个制动器控制所述多个行星齿轮机构的各要素、所述输入轴和所述变速器壳体之间的结合关系来建立规定的变速档。

背景技术

在该自动变速器中，通过在绕输入轴的轴线相对旋转的多个旋转部件之间配置多个推力轴承来吸收旋转差的自动变速已通过下述专利文献1而公知。

现有技术文献

专利文献1：日本特开2000－304107号公报

另外，一般自动变速器的齿轮使用转矩变动少的斜齿轮，然而斜齿轮具有由于啮合反作用力而产生轴向的推力载荷的特性。因此，在绕输入轴的轴线相对旋转的多个旋转部件之间配置了多个推力轴承的自动变速器中，支承所述推力载荷的推力轴承的摩擦增加，具有使自动变速器多档化和大量程化的优点受损的可能性。

发明内容

本发明是鉴于上述情况而完成的，本发明的目的是通过将自动变速器的齿轮产生的推力载荷尽量不经由轴承而传递到变速器壳体来降低摩擦损失。

为了达到上述目的，根据第一方面记载的发明，提出了一种自动变速器，所述自动变速器将配置在输入轴的轴线上的多个行星齿轮机构收纳在变速器壳体的内部，通过用多个离合器和多个制动器控制所述多个行星齿轮机构的各要素、所述输入轴和所述变速器壳体之间的结合关系来建立规定的变速档，所述自动变速器的特征在于，所述自动变速器具有：行星齿轮机构A，其各要素能够相对旋转；行星齿轮机构B，其与所述行星齿轮机构A相邻配置，且各要素能够相对旋转；离合器，其配置在所述行星齿轮机构B和所述变速器壳体之间，能够将所述行星齿轮机构B的行星架与所述输入轴结合；连结部件，其配置在所述行星齿轮机构B的太阳轮的径向内侧，并将所述行星齿轮机构B的行星架与所述离合器的离合器毂连结；抵靠部，所述连结部件的所述行星齿轮机构A侧的端部与所述行星齿轮机构B的行星架在该抵靠部相抵靠；轴承A，其配置在所述连结部件和所述离合器的离合器鼓之间，且能够支承推力载荷；以及轴承B，其配置在所述离合器的离合器鼓和所述变速器壳体之间，且能够支承推力载荷。

并且，根据第二方面所述的发明，提出了一种自动变速器，其在第一方面的结构的基础上，具有以下特征：在所述离合器的离合器鼓的所述变速器壳体侧的端部配置有垫片，该垫片用于调整配置在所述输入轴上的各部件的尺寸的偏差。

并且，根据第三方面所述的发明，提出了一种自动变速器，其在第一或第二方面的结构的基础上，具有以下特征：所述自动变速器具有：轴承C，其配置在所述行星齿轮机构B的太阳轮和行星架之间，且能够支承推力载荷；和轴承D，其配置在所述离合器的离合器鼓和所述行星齿轮机构B的太阳轮之间，且能够支承推力载荷，从载荷传递面到载荷承受面的距离比所述轴承C、所述行星齿轮机构B的太阳轮和所述轴承D的轴向长度的合计值大，所述载荷传递面是所述行星齿轮机构B的行星架向所述轴承C传递推力载荷的面，所述载荷承受面是所述离合器的离合器鼓从所述轴承D承受推力载荷的面。

另外，实施方式的第1行星齿轮机构PGSa对应于本发明的行星齿轮机构B，实施方式的第2行星齿轮机构PGSb对应于本发明的行星齿轮机构A，实施方式的第1离合器C1对应于本发明的离合器，实施方式的第1推力轴承T1对应于本发明的能够支承推力载荷的轴承B，实施方式的第2推力轴承T2对应于本发明的能够支承推力载荷的轴承A，实施方式的第3推力轴承T3对应于本发明的能够支承推力载荷的轴承D，实施方式的第4推力轴承T4对应于本发明的能够支承推力载荷的轴承C。

根据第一方面的结构，自动变速器具有：行星齿轮机构A；与行星齿轮机构A相邻配置的行星齿轮机构B；能够将行星齿轮机构B的行星架与输入轴结合的离合器；配置在行星齿轮机构B的太阳轮的径向内侧、并将行星齿轮机构B的行星架与离合器的离合器毂连结的连结部件；以及连结部件的行星齿轮机构A侧的端部与行星齿轮机构B的行星架相抵靠的抵靠部。在连结部件和离合器的离合器鼓之间配置能够支承推力载荷的轴承A，在离合器的离合器鼓和变速器壳体之间配置能够支承推力载荷的轴承B，因此，能够使从行星齿轮机构A输入的推力载荷以抵靠部→连结部件→轴承A→离合器的离合器鼓→轴承B的路径传递到变速器壳体。所述推力载荷不经由行星齿轮机构B的高速旋转的太阳轮，而仅经由轴承A和轴承B，因而减少了摩擦损失。

并且，根据第二方面的结构，由于在离合器的离合器鼓的变速器壳体侧的端部配置有垫片，因而能够调整配置在输入轴上的各部件的尺寸的偏差。此时，由于所述推力载荷所传递到的轴承的数目减少，因而尺寸公差的累积量减小，能够减少垫片厚度的种类。

并且，根据第三方面的结构，自动变速器具有：轴承C，其配置在行星齿轮机构B的太阳轮和行星架之间，且能够支承推力载荷；和轴承D，其配置在离合器的离合器毂和行星齿轮机构B的太阳轮之间，且能够支承推力载荷，从载荷传递面到载荷承受面的距离比轴承C、行星齿轮机构B的太阳轮和所述轴承D的轴向长度的合计值大，所述载荷传递面是行星齿轮机构B的行星架向轴承C传递推力载荷的面，所述载荷承受面是离合器的离合器毂从轴承D承受推力载荷的面，因而能够避免从行星齿轮机构A输入的载荷经由轴承C和轴承D传递到变速器壳体的情况，从而能够可靠减少摩擦。

附图说明

图1是自动变速器的骨架图。

图2是图1中的部分2的详细图。

图3是图1中的部分3的详细图。

图4是第1～第4行星齿轮机构的共线图。

图5是离合器和制动器的接合表。

图6是自动变速器的组装时的作用说明图。

图7是示出各变速档时的第1～第4行星齿轮机构的太阳轮的转矩的方向的表。

图8是示出各变速档时的第1～第13推力轴承的旋转差的大小的表。

图9是示出各变速档时的第1～第13推力轴承的推力载荷的大小的表。

图10是示出各变速档时的第1～第4行星齿轮机构的推力载荷之比的表。

图11是示出推力载荷F2、F3的传递路径的图。

图12是示出推力载荷F1、F2、F3的传递路径的图。

图13是示出6档、7档、9档和10档时的推力载荷F1、F2、F3、F4的传递路径的图。

图14是示出与图13对应的比较例的图。

图15是3档和4档变速档时的推力载荷F1、F2、F3、F4的传递路径的图。

标号说明

PGSa：第1行星齿轮机构（行星齿轮机构B）；Sa：行星齿轮机构B的太阳轮；Ca：行星齿轮机构B的行星架；PGSb：第2行星齿轮机构（行星齿轮机构A）；C1：第1离合器（离合器）；T1：第1推力轴承（能够支承推力载荷的轴承B）；T2：第2推力轴承（能够支承推力载荷的轴承A）；T3：第3推力轴承（能够支承推力载荷的轴承D）；T4：第4推力轴承（能够支承推力载荷的轴承C）；P3：载荷传递面；P4：载荷承受面；L2：从载荷传递面到载荷承受面的距离；12：输入轴；13：变速器壳体；21：连结部件；22：离合器毂；23：离合器鼓；51：抵靠部；52：垫片。

具体实施方式

以下，根据图1～图15说明本发明的实施方式。

首先，根据图1的骨架图、以及图2和图3的详细图，说明前进有10档、后退有1档的自动变速器T的结构。

发动机E的曲轴11经由转矩转换器TC与自动变速器T的输入轴12连接。在输入轴12的外周，从接近发动机E的一侧（图中右侧）向远离发动机E的一侧（图中左侧）依次配置有第1行星齿轮机构PGSa、第2行星齿轮机构PGSb、第3行星齿轮机构PGSc和第4行星齿轮机构PGSd。并且，为了切换第1～第4行星齿轮机构PGSa、PGSb、PGSc、PGSd的各要素的结合关系来建立各变速档，设置有第1离合器C1、第2离合器C2、第3离合器C3、第1制动器B1、第2制动器B2、第3制动器B3和第4制动器B4。第2制动器B2由双向离合器构成，其能够任意切换接合的相对旋转的方向。其它的离合器和制动器由湿式多板型的离合器和制动器构成。

单小齿轮型的第1行星齿轮机构PGSa具有第1太阳轮Sa、第1行星架Ca、第1齿圈Ra和多个第1小齿轮Pa…，旋转自如地支承在第1行星架Ca上的第1小齿轮Pa…与第1太阳轮Sa和第1齿圈Ra同时啮合。

第1太阳轮Sa能够通过第1制动器B1与变速器壳体13结合。即，第1制动器B1具有：与第1太阳轮Sa一体的制动器毂14；配置在制动器毂14和变速器壳体13之间的多个摩擦接合要素15…；以及能够沿轴向滑动地配置在变速器壳体13上的制动器活塞16，当利用供给到油室17的油压驱动制动器活塞16来使摩擦接合要素15…相互接合时，第1太阳轮Sa与变速器壳体13结合。

另外，变速器壳体13实际上由多个部件构成，然而在附图中为了方便起见记载为一个部件。并且在本说明书中，固定在转矩转换器壳体18上的定子轴19也为变速器壳体13的一部分。

从第1行星架Ca向径向外侧延伸的连结部件20能够通过第2制动器B2与变速器壳体13结合。并且，第1行星架Ca能够通过第1离合器C1与输入轴12结合。即，第1离合器C1具有：通过连结部件21与第1行星架Ca的径向内端连接的离合器毂22；固定在输入轴12上的离合器鼓23；配置在离合器毂22和离合器鼓23之间的多个摩擦接合要素24…；以及滑动自如地配置在离合器鼓23的内部的离合器活塞25，当利用供给到油室26的油压驱动离合器活塞25来使摩擦接合要素24…相互接合时，第1行星架Ca与输入轴12结合。

第1齿圈Ra通过连结部件27与后述的第3行星齿轮机构PGSc的第3行星架Cc连接。

单小齿轮型的第2行星齿轮机构PGSb具有第2太阳轮Sb、第2行星架Cb、第2齿圈Rb和多个第2小齿轮Pb…，旋转自如地支承在第2行星架Cb上的第2小齿轮Pb…与第2太阳轮Sb和第2齿圈Rb同时啮合。

第2太阳轮Sb能够通过连结部件28与后述的第3行星齿轮机构PGSc的第3齿圈Rc连接。第2行星架Cb通过所述连结部件20而与第1行星齿轮机构PGSa的第1行星架Ca连接为一体，而且第2行星架Cb能够通过所述第2制动器B2与变速器壳体13结合。在第2齿圈Rb上一体形成有输出齿轮29，输出齿轮29经一对滚珠轴承30、30旋转自如地支承在变速器壳体13上。

单小齿轮型的第3行星齿轮机构PGSc具有第3太阳轮Sc、第3行星架Cc、第3齿圈Rc和多个第3小齿轮Pc…，旋转自如地支承在第3行星架Cc上的第3小齿轮Pc…与第3太阳轮Sc和第3齿圈Rc同时啮合。

第3太阳轮Sc与输入轴12结合成一体。第3行星架Cc通过所述连结部件27与第1行星齿轮机构PGSa的第1齿圈Ra连接。第3齿圈Rc能够通过第2离合器C2与离合器鼓31结合，该离合器鼓31跟后述的第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd连接。即，第2离合器C2具有：配置在第3齿圈Rc和离合器鼓31之间的多个摩擦接合要素32…；和滑动自如地配置在离合器鼓31的内部的离合器活塞33，当利用供给到油室34的油压驱动离合器活塞33来使摩擦接合要素32…相互接合时，第3行星齿轮机构PGSc的第3齿圈Rc与第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd结合。

单小齿轮型的第4行星齿轮机构PGSd具有第4太阳轮Sd、第4行星架Cd、第4齿圈Rd和多个第4小齿轮Pd…，旋转自如地支承在第4行星架Cd上的第4小齿轮Pd…与第4太阳轮Sd和第4齿圈Rd同时啮合。

与第4太阳轮Sd连接的所述离合器鼓31能够通过第3制动器B3而与变速器壳体13结合。即，第3制动器B3具有：配置在离合器鼓31和变速器壳体13之间的多个摩擦接合要素35…；和滑动自如地配置在变速器壳体13的内部的制动器活塞36，当利用供给到油室37的油压驱动制动器活塞36来使摩擦接合要素35…相互接合时，第4太阳轮Sd与变速器壳体13结合。

第4行星架Cd通过连结部件38而与第3行星齿轮机构PGSc的第3行星架Cc连接。第4齿圈Rd能够通过第3离合器C3而与输入轴12结合。即，第3离合器C3具有：与第4齿圈Rd连接成一体的离合器鼓39；与输入轴12连接成一体的离合器毂40；配置在离合器鼓39和离合器毂40之间的多个摩擦接合要素41…；以及滑动自如地配置在离合器鼓39的内部的离合器活塞42，当利用供给到油室43的油压驱动离合器活塞42来使摩擦接合要素41…相互接合时，第4齿圈Rd与输入轴12结合。

而且，第4齿圈Rd能够通过第4制动器B4而与变速器壳体13结合。即，第4制动器B4具有：配置在所述离合器鼓39和变速器壳体13之间的多个摩擦接合要素44…；和滑动自如地配置在变速器壳体13的内部的制动器活塞45，当利用供给到油室46的油压驱动制动器活塞45来使摩擦接合要素44…相互接合时，第4齿圈Rd与变速器壳体13结合。

输入轴12的发动机E侧的轴端经滚珠轴承47直接支承在构成变速器壳体13的一部分的定子轴19上，在输入轴12的与发动机E相反侧的轴端固定的离合器毂40经滚珠轴承48支承在变速器壳体13上。

第1行星齿轮机构PGSa、第2行星齿轮机构PGSb、第3行星齿轮机构PGSc和第4行星齿轮机构PGSd的各齿轮为了减少传递转矩的变动而由斜齿轮构成，然而由于啮合反作用力而在斜齿轮上作用有轴向的推力，因而在相对旋转的部件之间配置有13个推力轴承。

第1推力轴承T1配置在构成变速器壳体13的一部分的定子轴19和第1离合器C1的离合器鼓23之间。第2推力轴承T2配置在所述离合器鼓23和第1离合器C1的离合器毂22之间。第3推力轴承T3配置在所述离合器毂22和第1行星齿轮机构PGSa的第1太阳轮Sa之间。第4推力轴承T4配置在所述第1太阳轮Sa和第1行星齿轮机构PGSa的第1行星架Ca之间。第5推力轴承T5配置在与第1行星齿轮机构PGSa的第1齿圈Ra连接的连结部件27和第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb之间。第6推力轴承T6配置在所述连结部件27和第1行星齿轮机构PGSa的第1行星架Ca之间。

第7推力轴承T7配置在第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb和第3行星齿轮机构PGSc的第3行星架Cc之间。第8推力轴承T8配置在所述第3行星架Cc和第3行星齿轮机构PGSc的第3太阳轮Sc之间。第9推力轴承T9配置在所述第3行星架Cc和第2离合器C2的离合器鼓31之间。第10推力轴承T10配置在第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd和第4行星架Cd之间。第11推力轴承T11配置在所述第4行星架Cd和第3离合器C3的离合器鼓39之间。第12推力轴承T12配置在所述离合器鼓39和固定在输入轴12上的推力板49之间。第13推力轴承T13配置在第3离合器C3的离合器毂40和变速器壳体13之间。

在第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd和第2离合器C2的离合器鼓31之间配置有垫片50（参照图3）。第1行星齿轮机构PGSa的第1行星架Ca和从第1离合器C1的离合器毂22向图中左侧延伸的连结部件21在抵靠部51（参照图2）相抵靠。并且，在第1推力轴承T1和第1离合器C1的离合器鼓23之间配置有用于调整在输入轴12上层叠的各部件的尺寸误差的垫片52（参照图2）。

从载荷传递面P1到载荷承受面P2的距离L1被设定成比配置在载荷传递面P1和载荷承受面P2之间的多个部件的轴向长度的合计值大，即比第7推力轴承T7、第3行星齿轮机构PGSc的第3行星架Cc、第9推力轴承T9、第2离合器C2的离合器鼓31、垫片50、第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd、第10推力轴承T10、第4行星齿轮机构PGSd的行星架Cd、第11推力轴承T11、第3离合器C3的离合器鼓39和第12推力轴承T12的轴向长度的合计值大（参照图3），载荷传递面P1是第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb向第7推力轴承T7传递推力载荷的面，载荷承受面P2是推力板49从第12推力轴承T12承受推力载荷的面。

在与第4行星齿轮机构PGSd的第4行星架Cd连结的连结部件38的图中右端外周面形成有外周花键SPo，在第3行星齿轮机构PGSc的第3行星架Cc的图中左端内周面形成有内周花键SPi，外周花键SPo与内周花键SPi啮合（参照图6）。第3行星架Cc的内周花键SPi的内径r1被设定成比第3行星齿轮机构PGSc的第3太阳轮Sc的外径r2大。

从载荷传递面P3到载荷承受面P4的距离L2被设定成比第4推力轴承T4、第1行星齿轮机构PGSa的第1太阳轮Sa和第3推力轴承T3的轴向长度的合计值大，载荷传递面P3是第1行星齿轮机构PGSa的第1行星架Ca向第4推力轴承T4传递推力载荷的面，载荷承受面P4是第1离合器C1的离合器毂22从第3推力轴承T3承受推力载荷的面（参照图2）。

图4是第1～第4行星齿轮机构PGSa、PGSb、PGSc、PGSd的共线图，从上到下依次对应于第4行星齿轮机构PGSd、第3行星齿轮机构PGSc、第1行星齿轮机构PGSa和第2行星齿轮机构PGSb。

例如，上数第3段所示的第1行星齿轮机构PGSa的齿轮比（即，传动比）是h，第1太阳轮Sa和第1行星架Ca之间的距离同第1行星架Ca和第1齿圈Ra之间的距离之比被设定为h:1。同样，第2行星齿轮机构PGSb的齿轮比是i，第3行星齿轮机构PGSc的齿轮比是j，第4行星齿轮机构PGSd的齿轮比是k。

各共线图中的2条平行的横线中的上侧的横线表示旋转速度是“1”（与输入轴12相同的旋转速度），下侧的横线表示旋转速度是“0”（停止）。并且虚线所示的速度线表示跟随第1～第4行星齿轮机构PGSa、PGSb、PGSc、PGSd中进行动力传递的行星齿轮机构，其它行星齿轮机构空转。

图7示出了作用于第1行星齿轮机构PGSa、第2行星齿轮机构PGSb、第3行星齿轮机构PGSc和第4行星齿轮机构PGSd的第1～第4太阳轮Sa、Sb、Sc、Sd的转矩的方向，“＋”表示与发动机E的转矩方向相同，“－”表示与发动机E的转矩方向相反。作用于由斜齿轮构成的第1～第4太阳轮Sa、Sb、Sc、Sd的推力载荷的方向根据转矩方向来确定。

在图1中，在1档变速档～5档变速档时朝图中左向的推力载荷作用于第1行星齿轮机构PGSa的第1太阳轮Sa，在其它变速档时推力载荷不作用于第1行星齿轮机构PGSa的第1太阳轮Sa。在全部前进变速档时，朝图中左向的推力载荷作用于第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb，在后退档变速档时，朝图中右向的推力载荷作用于第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb。在除了8档变速档以外的前进变速档时，朝图中左向的推力载荷作用于第3行星齿轮机构PGSc的第3太阳轮Sc，在后退档变速档时，朝图中右向的推力载荷作用于第3行星齿轮机构PGSc的第3太阳轮Sc。6档变速档、7档变速档、9档变速档和10档变速档时，朝图中左向的推力载荷作用于第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd，3档变速档、4档变速档和后退档变速档时，朝图中右向的推力载荷作用于第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd。

图8示出了各变速档时的第1～第13推力轴承T1～T13的旋转差的一例，1000rpm相当于输入轴12和变速器壳体13之间的旋转差。例如，配置在输入轴12和变速器壳体13之间的第1推力轴承T1和第13推力轴承T13的旋转差是1000rpm。

图9示出了在各变速档时作用于第1～第13推力轴承T1～T13的推力载荷的一例。由于作用于第1～第13推力轴承T1～T13的推力载荷根据齿轮的扭转角而变化，因而图9示出了其一例。

由于单小齿轮型的行星齿轮机构的太阳轮和齿圈与公共的小齿轮啮合，因而太阳轮和齿圈受到的推力载荷是相同大小且相互反向。图10针对各变速档示出了第1行星齿轮机构PGSa的第1太阳轮Sa和第1齿圈Ra的推力载荷F1、第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb和第2齿圈Rb的推力载荷F2、第3行星齿轮机构PGSc的第3太阳轮Sc和第3齿圈Rc的推力载荷F3、以及第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd和第4齿圈Rd的推力载荷F4。另外，图10中的F1～F4的数值表示它们之间的相对大小。

下面，对具有上述结构的本发明的实施方式进行说明。

首先，根据图1的骨架图、图4的共线图和图5的接合表说明各变速档的转矩流。图5的接合表中的○符号表示离合器或制动器处于接合状态。并且，第2制动器B2由于由双向离合器构成，因而切换到阻止正转状态F和阻止反转状态R。带下划线的F和R表示在第2制动器B2的作用下第1行星架Ca和第2行星架Cb的旋转速度为“0”。

在1档变速档的建立时，接合第1制动器B1，使第2制动器B2处于阻止反转状态，接合第3制动器B3。通过使第2制动器B2处于阻止反转状态，阻止了第1行星架Ca和第2行星架Cb的反转。通过接合第1制动器B1，第1太阳轮Sa的旋转速度为“0”。由此，第1行星齿轮机构PGSa的三个要素处于不能够相对旋转的锁定状态，第1齿圈Ra、第3行星架Cc和第4行星架Cd的旋转速度也为“0”。其结果是，连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“1档”，1档变速档建立。

另外，在建立1档变速档时无需接合第3制动器B3，而若在1档变速档建立中预先接合第3制动器B3，则能够顺利进行从1档变速档向2档变速档的换档。并且，当在1档变速档时需要使发动机制动器工作的情况下，将第2制动器B2从阻止反转状态切换到阻止正转状态即可。

在2档变速档的建立时，接合第1制动器B1，使第2制动器B2处于阻止反转状态，接合第3制动器B3，接合第2离合器C2。通过使第2制动器B2处于阻止反转状态，容许第1行星架Ca和第2行星架Cb的正转。通过接合第1制动器B1，第1太阳轮Sa的旋转速度为“0”。通过接合第3制动器B3，第4太阳轮Sd的旋转速度为“0”。通过接合第2离合器C2，第3齿圈Rc和第2太阳轮Sb的旋转速度与第4太阳轮Sd的旋转速度同为“0”。其结果是，连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“2档”，2档变速档建立。

在3档变速档的建立时，接合第1制动器B1，使第2制动器B2处于阻止反转状态，接合第3制动器B3，接合第3离合器C3。通过使第2制动器B2处于阻止反转状态，容许第1行星架Ca和第2行星架Cb的正转。通过接合第1制动器B1，第1太阳轮Sa的旋转速度为“0”。通过接合第3制动器B3，第4太阳轮Sd的旋转速度为“0”。通过接合第3离合器C3，第4齿圈Rd的旋转速度同与输入轴12连接的第3太阳轮Sc的旋转速度为同一速度“1”。这样，第4太阳轮Sd的旋转速度为“0”，第4齿圈Rd的旋转速度为“1”，因而第4行星架Cd的旋转速度、也就是说第4行星架Cd、第3行星架Cc和第1齿圈Ra的旋转速度为k/（k＋1）。其结果是，连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“3档”，3档变速档建立。

在4档变速档的建立时，接合第1制动器B1，使第2制动器B2处于阻止反转状态，接合第2离合器C2，接合第3离合器C3。通过使第2制动器B2处于阻止反转状态，容许第1行星架Ca和第2行星架Cb的正转。通过接合第1制动器B1，第1太阳轮Sa的旋转速度为“0”。通过接合第2离合器C2，第4太阳轮Sd、第3齿圈Rc和第2太阳轮Sb以相同速度旋转。由此，在第3行星齿轮机构PGSc和第4行星齿轮机构PGSd之间，第3行星架Cc和第4行星架Cd被连结，第3齿圈Rc和第4太阳轮Sd被连结，在接合第2离合器C2的4档变速档中，能够用第3行星齿轮机构PGSc和第4行星齿轮机构PGSd描绘由四个要素构成的一个共线图。

然后，通过接合第3离合器C3，第4齿圈Rd的旋转速度与第3太阳轮Sc的旋转速度为同一速度“1”，构成第3行星齿轮机构PGSc和第4行星齿轮机构PGSd的四个要素中的两个要素的旋转速度为同一速度“1”。其结果是，第3行星齿轮机构PGSc和第4行星齿轮机构PGSd处于各要素不能够相对旋转的锁定状态，第3行星齿轮机构PGSc和第4行星齿轮机构PGSd的全部要素的旋转速度为“1”。并且，第1行星架Ca和第2行星架Cb的旋转速度为h/（h＋1），连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“4档”，4档变速档建立。

在5档变速档的建立时，接合第1制动器B1，使第2制动器B2处于阻止反转状态，接合第1离合器C1，接合第3离合器C3。通过使第2制动器B2处于阻止反转状态，容许第1行星架Ca和第2行星架Cb的正转。通过接合第1制动器B1，第1太阳轮Sa的旋转速度为“0”。通过接合第1离合器C1，第1行星架Ca和第2行星架Cb的旋转速度与第3太阳轮Sc的旋转速度为同一速度“1”。其结果是，连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“5档”，5档变速档建立。

另外，在建立5档变速档时无需接合第3离合器C3，而在与5档变速档相邻的4档变速档和6档变速档时，需要接合第3离合器C3，因此通过在5档变速档的建立中接合第3离合器C3，能够顺利进行向4档变速档或6档变速档的换档。

在6档变速档的建立时，使第2制动器B2处于阻止反转状态，接合第1离合器C1，接合第2离合器C2，接合第3离合器C3。通过使第2制动器B2处于阻止反转状态，容许第1行星架Ca和第2行星架Cb的正转。通过接合第2离合器C2和第3离合器C3，如在4档变速档中说明那样，第3行星齿轮机构PGSc和第4行星齿轮机构PGSd成为锁定状态，第3齿圈Rc和第2太阳轮Sb的旋转速度为“1”。通过接合第1离合器C1，第1行星架Ca和第2行星架Cb的旋转速度为“1”。

由此，在第2行星齿轮机构PGSb中，第2行星架Cb和第2太阳轮Sb的旋转速度为同一速度“1”，第2行星齿轮机构PGSb处于各要素不能够相对旋转的锁定状态。其结果是，连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“6档”且为“1”，6档变速档建立。

在7档变速档的建立时，使第2制动器B2处于阻止反转状态，接合第3制动器B3，接合第1离合器C1，接合第3离合器C3。通过使第2制动器B2处于阻止反转状态，容许第1行星架Ca和第2行星架Cb的正转。通过接合第3制动器B3，第4太阳轮Sd的旋转速度为“0”。通过接合第3离合器C3，第4齿圈Rd的旋转速度与第3太阳轮Sc的旋转速度为同一速度“1”，第3行星架Cc、第1齿圈Ra和第4行星架Cd的旋转速度为k/（k＋1）。通过接合第1离合器C1，第1行星架Ca和第2行星架Cb的旋转速度同与输入轴12连接的第3太阳轮Sc的旋转速度为同一速度“1”。其结果是，连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“7档”，7档变速档建立。

在8档变速档的建立时，使第2制动器B2处于阻止反转状态，接合第3制动器B3，接合第1离合器C1，接合第2离合器C2。通过使第2制动器B2处于阻止反转状态，容许第1行星架Ca和第2行星架Cb的正转。通过接合第3制动器B3，第4太阳轮Sd的旋转速度为“0”。通过接合第2离合器C2，第3齿圈Rc和第2太阳轮Sb的旋转速度与第4太阳轮Sd的旋转速度为同一速度“0”。通过接合第1离合器C1，第1行星架Ca和第2行星架Cb的旋转速度与第3太阳轮Sc的旋转速度为同一速度“1”。其结果是，连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“8档”，8档变速档建立。

在9档变速档的建立时，使第2制动器B2处于阻止反转状态，接合第3制动器B3，接合第4制动器B4，接合第1离合器C1。通过使第2制动器B2处于阻止反转状态，容许第1行星架Ca和第2行星架Cb的正转。通过接合第3制动器B3，第4太阳轮Sd的旋转速度为“0”。通过接合第4制动器B4，第4齿圈Rd的旋转速度也为“0”。由此，第4行星齿轮机构PGSd成为锁定状态，第4行星架Cd、第3行星架Cc和第1齿圈Ra的旋转速度也为“0”。

通过接合第1离合器C1，第1行星架Ca和第2行星架Cb的旋转速度与第3太阳轮Sc的旋转速度为同一速度“1”。其结果是，连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“9档”，9档变速档建立。

在10档变速档的建立时，使第2制动器B2处于阻止反转状态，接合第4制动器B4，接合第1离合器C1，接合第2离合器C2。通过使第2制动器B2处于阻止反转状态，容许第1行星架Ca和第2行星架Cb的正转。通过接合第2离合器C2，第3齿圈Rc和第2太阳轮Sb以与第4太阳轮Sd相同的速度旋转。通过接合第4制动器B4，第4齿圈Rd的旋转速度为“0”。通过接合第1离合器C1，第1行星架Ca和第2行星架Cb的旋转速度与第3太阳轮Sc的旋转速度为同一速度“1”。其结果是，连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“10档”，10档变速档建立。

在后退档变速档的建立时，使第2制动器B2处于阻止正转状态，接合第3制动器B3，接合第3离合器C3。通过接合第3制动器B3和第3离合器C3，第3行星架Cc、第1齿圈Ra和第4行星架Cd的旋转速度为k/（k＋1）。通过使第2制动器B2处于阻止正转状态，阻止了第1行星架Ca和第2行星架Cb的正转，第1行星架Ca和第2行星架Cb的旋转速度为“0”。其结果是，连接有输出齿轮29的第2齿圈Rb的旋转速度为图4所示的“后退档”，后退档变速档建立。

下面，对推力轴承的摩擦减少进行说明。

在所有前进档变速档时，朝图中左向的推力载荷F2作用于第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb（参照图7和图11）。推力载荷F2经由第7推力轴承T7、第3行星齿轮机构PGSc的行星架Cc、第8推力轴承T8和第3行星齿轮机构PGSc的第3太阳轮Sc传递到输入轴12，从输入轴12经由第3离合器C3的离合器毂40和第13推力轴承T13传递到变速器壳体13。

此时，如图3所示，从载荷传递面P1到载荷承受面P2的距离L1被设定成比配置在载荷传递面P1和载荷承受面P2之间的第7推力轴承T7、第3行星齿轮机构PGSc的第3行星架Cc、第9推力轴承T9、第2离合器C2的离合器鼓31、垫片50、第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd、第10推力轴承T10、第4行星齿轮机构PGSd的第4行星架Cd、第11推力轴承T11、第3离合器C3的离合器鼓39和第12推力轴承T12的轴向长度的合计值大，载荷传递面P1是第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb向第7推力轴承T7传递推力载荷的面，载荷承受面P2是推力板49从第12推力轴承T12承受推力载荷的面，因而第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb的推力载荷F2经输入轴12以最短路径传递到变速器壳体13。其结果是，防止了所述推力载荷F2经过第4行星齿轮机构PGSd、推力轴承T9～T12等众多部件，摩擦的降低和部件的薄壁化成为可能。

并且，在3档变速档和4档变速档时，朝图中左向的推力载荷F4（参照图7和图15）作用于第4行星齿轮机构PGSd的第4齿圈Rd，而该推力载荷F4能够从第4齿圈Rd经过离合器鼓39、第12推力轴承T12和推力板49传递到输入轴12，并由此经过第13推力轴承T13由变速器壳体13支承。

图6示出确定所述垫片50（参照图3）的厚度的步骤。首先，在输入轴12的外周组装第3离合器C3、第4制动器B4、第3制动器B3和第4行星齿轮机构PGSd等。在该状态下，测定从第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd的与垫片50抵接的面到预先与输入轴12花键结合的第3行星齿轮机构PGSc的第3太阳轮Sc的图中右端的距离X。

然后，测定从预先作为副组件而组装起来的第2离合器C2的离合器鼓31的图中左端（与垫片50抵接的面）到图中右端（与第9推力轴承T9抵接的面）的距离Y。并且，将第3行星架Cc、第3小齿轮Pc、第8推力轴承T8和第9推力轴承T9作为副组件预先组装起来，测定从第9推力轴承T9的图中左端到第8推力轴承T8的图中左端的距离Z。并且，将比X－（Y＋Z）稍小的值作为垫片50的厚度，从预先准备的多种厚度的垫片50中选择与上述厚度对应的垫片50来使用即可。

如上所述，在将预先已组装好的第3行星架Cc的副组件以与输入轴12的外周嵌合的方式组装起来时，第3行星架Cc的内周花键SPi从图中右侧向左侧通过第3太阳轮Sc的外周，然而由于第3行星架Cc的内周花键SPi的半径r1被设定成比第3太阳轮Sc的半径r2大，因而能够组装第3行星齿轮机构PGSc的副组件而不会与第3太阳轮Sc干涉。

如以上所述，由于在能够结合第3行星齿轮机构PGSc的第3齿圈Rc和第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd的第2离合器C2的离合器鼓31与第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd之间配置有垫片50，因而不仅不会由于垫片50的插入而使第4行星齿轮机构PGSd的各要素间的相对距离或者第2离合器C2的各要素间的距离受到影响，而且能够利用第4行星齿轮机构PGSd和第2离合器C2之间的死空间来配置垫片50，因而能够将自动变速器T的轴向尺寸的增加抑制到最小限度。

如图2所示，由于第1行星齿轮机构PGSa的第1行星架Ca的图中左侧的端部和从第1离合器C1的离合器毂22延伸的连结部件21的图中左侧的端部在抵靠部51处相抵靠，因而在车辆的减速行驶时（发动机制动器工作时）或车辆的后退行驶时，作用于第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb的朝图中右向的推力载荷以第5推力轴承T5→连结部件27→第6推力轴承T6→第1行星齿轮机构PGSa的行星架Ca→抵靠部51→连结部件21→第1离合器C1的离合器毂22→第2推力轴承T2→第1离合器C1的离合器鼓23→垫片52→第1推力轴承T1的路径传递到定子轴19（变速器壳体13）。

此时，假定不存在抵靠部51，则从第6推力轴承T6输入到第1行星齿轮机构PGSa的行星架Ca的载荷不经过连结部件21，而以第4推力轴承T4→第1行星齿轮机构PGSa的太阳轮Sa→第3推力轴承T3的路径传递到第1离合器C1的离合器毂22→第2推力轴承T2，导致在高速旋转的第1行星齿轮机构PGSa的太阳轮Sa的两侧的第4推力轴承T4和第3推力轴承T3发生大的摩擦。而且，当推力载荷经过第4推力轴承T4和第3推力轴承T3时，存在为了补偿第4推力轴承T4和第3推力轴承T3的尺寸公差量而使垫片52的厚度种类增加的问题。

另一方面，根据本实施方式，通过设置抵靠部51而使所述推力载荷绕过夹着第1行星齿轮机构PGSa的第1太阳轮Sa的第4推力轴承T4和第3推力轴承T3，因而不仅第4推力轴承T4和第3推力轴承T3的摩擦减少，而且无需考虑其尺寸公差量，能够减少垫片52的厚度种类。

此时，从载荷传递面P3到载荷承受面P4的距离L2被设定成比第4推力轴承T4、第1行星齿轮机构PGSa的第1太阳轮Sa和第3推力轴承T3的轴向长度的合计值大，载荷传递面P3是第1行星齿轮机构PGSa的第1行星架Ca向第4推力轴承T4传递推力载荷的面，载荷承受面P4是第1离合器C1的离合器毂22从第3推力轴承T3承受推力载荷的面，因而能够避免从第2行星齿轮机构PGSb输入的朝图中右向的推力载荷经过第4推力轴承T4和第3推力轴承T3传递到变速器壳体13的情况，从而能够可靠减少摩擦。

另外，设置有所述抵靠部51的第1行星齿轮机构PGSa的第1行星架Ca的端部兼作第6推力轴承T6的保持部。

下面，对第1行星齿轮机构PGSa、第2行星齿轮机构PGSb、第3行星齿轮机构PGSc和第4行星齿轮机构PGSd的斜齿轮的扭转角的方向设定进行说明。

由于第2行星齿轮机构PGSb的第2齿圈Rb与输出齿轮29形成为一体，因而第2齿圈Rb产生的朝图中右向的推力载荷F2经过输出齿轮29和滚珠轴承30、30传递到变速器壳体13。因此，无法使第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb产生的朝图中左向的推力载荷F2与第2行星齿轮机构PGSb的第2齿圈Rb产生的朝图中右向的推力载荷F2直接抵消，需要以某一路径传递到变速器壳体13来进行支承。此时，只要能够使第2太阳轮Sb的朝图中左向的推力载荷F2与另一行星齿轮机构产生的推力载荷抵消，就可以减少在其传递到变速器壳体13的路径上存在的推力轴承的摩擦。

从这样的观点出发，在本实施例中，如图11所示，使第2行星齿轮机构PGSb的第2太阳轮Sb产生的朝图中左向的推力载荷F2同与其相邻的第3行星齿轮机构PGSc的第3齿圈Rc产生的朝图中右向的推力载荷F3在连结部件28上直接抵消，仅使该差量即推力载荷F2－F3经过第8推力轴承T8、第3行星齿轮机构PGSc的第3太阳轮Sc、输入轴12和第13推力轴承T13传递到变速器壳体13。

从图10可以看出，在本实施方式中，在所有的前进变速档时，第2太阳轮Sb的朝图中左向的推力载荷F2比第3齿圈Rc的朝图中右向的推力载荷F3大，作为其差量的推力载荷F2－F3总是朝图中左向。然而，无需使上述的F2＞F3的关系始终成立，可以将齿轮的扭转角设定成在低速变速档（例如，1档变速档或2档变速档）时F2＜F3。这是因为，在起步或低速行驶时使用的低速变速档时动力传递的损失本来就大，因而即使F2＞F3的关系成立，得到的降低摩擦效果也很小。

并且，第2太阳轮Sb的朝图中左向的推力载荷F2被输入到第7推力轴承T7和第8推力轴承T8，然而通过用第3齿圈Rc的朝图中右向的推力载荷F3抵消该推力载荷F2的一部分，能够减少第7推力轴承T7和第8推力轴承T8的负载。

另外，在图11中，假定第1行星齿轮机构PGSa和第4行星齿轮机构PGSd是无负载。

如图7和图12所示，仅在1档变速档～5档变速档时有推力载荷F1作用于第1行星齿轮机构PGSa的第1太阳轮Sa和第1齿圈Ra，而且，第1太阳轮Sa的朝图中左向的推力载荷F1和第1齿圈Ra的朝图中右向的推力载荷F1相等。并且，第1太阳轮Sa的朝图中左向的推力载荷F1以第4推力轴承T4→第1行星架Ca→第6推力轴承T6→连结部件27的路径传递到第1齿圈Ra，与第1齿圈Ra的朝图中右向的推力载荷F1完全抵消，因而该推力载荷F1不会对其它行星齿轮机构造成影响。

作用于行星齿轮机构的太阳轮的推力载荷的方向根据该太阳轮的旋转方向（转矩方向）和齿面的扭转角的方向来确定，然而由于扭转角的方向不会变化，因而推力载荷的方向根据旋转方向的变化而变化。并且，在单小齿轮型的行星齿轮机构中，作用于太阳轮的推力载荷和作用于齿圈的推力载荷彼此朝向相反方向。

在本实施方式中，由于第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd的旋转方向（转矩方向）如图7所示，因而第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd和第4齿圈Rd的推力载荷F4在3档变速档、4档变速档和后退档变速档时，分别朝图中右向和朝图中左向，而在6档变速档、7档变速档、9档变速档和10档变速档时，分别变化成朝图中左向和朝图中右向。通过如上述那样设定第4太阳轮Sd和第4齿圈Rd的推力载荷F4的方向，能够得到如下的作用效果。

如图8所示，在作为高速变速档的9档变速档和10档变速档时，存在第12推力轴承T12的旋转差为最大的1000rpm而使摩擦增大的问题，然而通过如上述那样设定第4太阳轮Sd和第4齿圈Rd的推力载荷F4的方向，如图13所示，在9档变速档和10档变速档时，第4太阳轮Sd和第4齿圈Rd的推力载荷F4在第10推力轴承T10和第11推力轴承T11相抵消，不会传递到旋转差大的第12推力轴承T12，能够有效地减少第12推力轴承T12的摩擦。

另外，在6档变速档时作用于第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd的朝图中右向的推力载荷F4变大（参照图10）。因此，若假定将作用于第4行星齿轮机构PGSd的第4齿圈Rd和第4太阳轮Sd的推力载荷F4的方向设定成与在图13中说明的实施方式相反，则如图14所示，朝图中左向的推力载荷F2－F3、和从第4太阳轮Sd经过第9推力轴承T9传递来的朝图中右向的推力载荷F4被输入到第7推力轴承T7。由于在6档变速档时朝图中右向的推力载荷F4变大，因而作为其合力的F2－F3－F4为负值，具有对第7推力轴承T7朝图中右向施力的可能性。

当处于这样的情况时，对第7推力轴承T7朝图中右向施力的推力载荷以第7推力轴承T7→第5推力轴承T5→第6推力轴承T6→第2推力轴承T2→第1推力轴承T1的路径传递到定子轴19（变速器壳体13），导致存在于该路径上的所述5个推力轴承T7～T5、T2、T1的摩擦增加。

从以上可以看出，需要将斜齿轮的扭转角设定成：在6档变速档、7档变速档、9档变速档和10档变速档时，第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd的推力载荷F4朝图中左向。

另外，如上所述，当将斜齿轮的扭转角设定成：在6档变速档、7档变速档、9档变速档和10档变速档时，第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd的推力载荷F4朝图中左向时，在3档变速档和4档变速档时，第4行星齿轮机构PGSd的第4太阳轮Sd的推力载荷F4的方向反转而朝图中右向（参照图7），因而如在图14中说明那样，具有第4太阳轮Sd的推力载荷F4传递到5个推力轴承T7～T5、T2、T1的可能性。

然而，由于3档变速档和4档变速档时的第4太阳轮Sd的朝图中右向的推力载荷F4比6档变速档时的第4太阳轮Sd的朝图中右向的推力载荷F4小（参照图10），因而作为其合力的F2－F3－F4不会为负值，能够避免推力载荷F4经由5个推力轴承T7～T5、T2、T1传递到定子轴19（变速器壳体13）的情况（参照图15）。

并且，在3档变速档和4档变速档时第4行星齿轮机构PGSd的第4齿圈Rd的朝图中左向的推力载荷F4被传递到第12推力轴承T12，然而由于在3档变速档和4档变速档时第12推力轴承T12的旋转差是零（参照图8），因而即使输入推力载荷F4，也不会发生第12推力轴承T12的摩擦增加的问题。

以上，对本发明的实施方式作了说明，然而本发明能够在不脱离其宗旨的范围内进行各种设计变更。

例如，在实施方式中，使第3行星齿轮机构PGSc的第3太阳轮Sc与输入轴12花键结合，然而也可以使该第3太阳轮Sc与输入轴12形成为一体。

并且，在实施方式中，第2制动器B2由双向离合器构成，然而其可以由多板型制动器构成。

并且，在实施方式中，将垫片52配置在第1推力轴承T1和第1离合器C1的离合器鼓23之间，然而可以将其配置在第1推力轴承T1和定子轴19（变速器壳体13）之间。

Claims (3)

1.一种自动变速器，所述自动变速器将配置在输入轴（12）的轴线上的多个行星齿轮机构收纳在变速器壳体（13）的内部，通过用多个离合器和多个制动器控制所述多个行星齿轮机构的各要素、所述输入轴（12）和所述变速器壳体（13）之间的结合关系来建立规定的变速档，所述自动变速器的特征在于，

所述自动变速器具有：

行星齿轮机构A（PGSb），其各要素能够相对旋转；

行星齿轮机构B（PGSa），其与所述行星齿轮机构A（PGSb）相邻地配置，且各要素能够相对旋转；

离合器（C1），其配置在所述行星齿轮机构B（PGSa）和所述变速器壳体（13）之间，能够将所述行星齿轮机构B（PGSa）的行星架（Ca）与所述输入轴（12）结合；

连结部件（21），其配置在所述行星齿轮机构B（PGSa）的太阳轮（Sa）的径向内侧，并将所述行星齿轮机构B（PGSa）的行星架（Ca）与所述离合器（C1）的离合器毂（22）连结；

抵靠部（51），所述连结部件（21）的所述行星齿轮机构A（PGSb）侧的端部与所述行星齿轮机构B（PGSa）的行星架（Ca）在该抵靠部（51）相抵靠；

轴承A（T2），其配置在所述连结部件（21）和所述离合器（C1）的离合器鼓（23）之间，且能够支承推力载荷；以及

轴承B（T1），其配置在所述离合器（C1）的离合器鼓（23）和所述变速器壳体（13）之间，且能够支承推力载荷。

2.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，

在所述离合器（C1）的离合器鼓（23）的所述变速器壳体（13）侧的端部配置有垫片（52），该垫片（52）用于调整配置在所述输入轴（12）上的各部件的尺寸的偏差。

3.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，

所述自动变速器具有：

轴承C（T4），其配置在所述行星齿轮机构B（PGSa）的太阳轮（Sa）和行星架（Ca）之间，且能够支承推力载荷；和

轴承D（T3），其配置在所述离合器（C1）的离合器毂（22）和所述行星齿轮机构B（PGSa）的太阳轮（Sa）之间，且能够支承推力载荷，

从载荷传递面（P3）到载荷承受面（P4）的距离（L2）比所述轴承C（T4）、所述行星齿轮机构B（PGSa）的太阳轮（Sa）和所述轴承D（T3）的轴向长度的合计值大，所述载荷传递面（P3）是所述行星齿轮机构B（PGSa）的行星架（Ca）向所述轴承C（T4）传递推力载荷的面，所述载荷承受面（P4）是所述离合器（C1）的离合器毂（22）从所述轴承D（T3）承受推力载荷的面。