CN104145133B - 自动变速机 - Google Patents

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Abstract

本发明的自动变速机具有行星齿轮单元(PU)，其由第2太阳轮(S2)、第3太阳轮(S3)、第2行星架(CR2)、第2环形齿轮(R2)、第3环形齿轮(R3)构成，第2行星架(CR2)具有短齿小齿轮(PS)与阶梯型小齿轮(PST)，另外，自动变速机还具有：能够将减速转动输入第3太阳轮(S3)的第1离合器(C‑1)，能够将输入转动输入第3环形齿轮(R3)的第2离合器(C‑2)，能够将减速转动输入第2太阳轮(S2)的第3离合器(C‑3)，能够将输入转动输入第2行星架(CR2)的第4离合器(C‑4)，能够卡止第2太阳轮(S2)的转动的第1制动器(B‑1)，能够卡止第2行星架(CR2)的转动的第2制动器(B‑2)，能够卡止第3环形齿轮(R3)的转动的第3制动器(B‑3)。

Description

自动变速机
技术领域
本发明涉及一种例如配备在车辆上的自动变速机，再具体一点说，是指一种具有减速行星齿轮与行星齿轮组的自动变速机，其中，减速行星齿轮能够输出减速转动(相对于输入转动减速的转动)，行星齿轮组依照减速转动以及输入转动实现多级变速。
背景技术
近年来，为了降低车辆的燃料消耗，逐渐地开发了提高配备在车辆上的有级式自动变速机的级数(档数)的自动变速机。作为这样的有级式自动变速机，现有技术中有这样一种提案，即，自动变速机具有减速行星齿轮与行星齿轮组，其中，减速行星齿轮能够输出减速转动，行星齿轮组依照减速转动以及输入转动实现多级变速(参照专利文献1、专利文献2)。
在专利文献1的自动变速机中，由4个转动要素构成拉维纳(Ravigneaux)式的行星齿轮组，在行星齿轮组中，2个转动要素S2、S3能够通过2个离合器C-1、C-3被输入减速行星齿轮减速的减速转动(减速行星齿轮输出的转动)，1个转动要素C2能够通过1个离合器C-2被输入来自于输入轴的输入转动，并且，2个转动要素S2、C2能够分别由2个制动器B-1、B-2卡止(固定)，从而实现前进6个前进档(级)以及1个后退档(级)。
另外，专利文献2的例如图7所示的结构为，代替拉维纳式行星齿轮，由带台阶部的阶梯型小齿轮(stepped pinion)构成长齿小齿轮(long pinion)，并且，增加环形齿轮R2，从而由5个转动要素构成行星齿轮组，在该由5个转动要素构成的拉维娜式行星齿轮组中，1个转动要素CR2能够通过1个离合器C-3被输入减速行星齿 轮减速的减速转动，2个转动要素S2、R2能够通过2个离合器C-1、C-2输入来自于输入轴的输入转动，并且，3个转动要素CR2、S3、R2能够分别由3个离合器B-1、B-2、B-3卡止(固定)，从而实现8个前进挡与1个后退档。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本发明专利公开公报特开2000-220704
专利文献2：日本发明专利公开公报特开2006-161927
发明内容
若要提高上述专利文献1与专利文献2中的自动变速机的档数(级数)，可以考虑简单地增加行星齿轮，然而这会产生妨碍结构的紧凑化以及轻量化的问题。因而，也可以考虑将专利文献1中的拉维纳式行星齿轮变更为专利文献2那样的由5个转动要素构成的行星齿轮组，从而实现档数的提高(多档化)。
然而，在专利文献2这样的行星齿轮组的使用方法中，难以增大传动比的范围(gear spread)(变速比幅＝最低变速档的变速比/最高变速档的变速比)(例如在专利文献2的图8中，传动比的范围为3.358/0.614＝5.856)，即便实现了档数的提高，然而如果不能增大传动比的范围(变速比幅)的话，对于车速与引擎转速，难以使引擎转速的使用区域达到最优化，不会对降低燃料消耗带来贡献。另外，例如在高速行驶时，如果不考虑长时间使用的最高变速档时的齿轮的啮合损失，也不能降低燃料消耗。
有鉴于此，本发明的目的在于，提供一种至少能够实现10个前进档与1个后退档、实现结构紧凑化与轻量化、并且能够增大传动比的范围、降低最高变速档时的齿轮啮合损失的自动变速机。
本发明的自动变速机11、12(例如参照图1与图8)，
包括：
输入轴12，其与驱动源2连接，能够被驱动源2驱动；
减速行星齿轮SP、DP，其具有第1太阳轮S1、第1行星架CR1与第1环形齿轮R1，能够对由所述输入轴12输入的输入转动进行减速，输出减速后的减速转动；
行星齿轮组PU，其具有第2太阳轮S2、第3太阳轮S3、第2行星架CR2、第2环形齿轮R2与第3环形齿轮R3，其中，第2行星架CR2支承着能够转动的短齿小齿轮PS与阶梯型小齿轮PST，短齿小齿轮PS与所述第3太阳轮S3啮合，阶梯型小齿轮PST具有小径部PSTa与大径部PSTb，小径部PSTa与所述短齿小齿轮PS啮合，大径部PSTb与所述第2太阳轮S2啮合，另外，所述第2环形齿轮R2与所述大径部PSTb啮合，所述第3环形齿轮R3与所述小径部PSTa啮合；
第1离合器C-1，其能够将所述减速行星齿轮SP、DP的减速转动输入(传递给)所述第3太阳轮S3；
第2离合器C-2，其能够将所述输入轴(12)的输入转动输入所述第3环形齿轮R3；
第3离合器C-3，其能够将所述减速行星齿轮SP、DP的减速转动输入所述第2太阳轮S2；
第4离合器C-4，其能够将所述输入轴12的输入转动输入所述第2行星架CR2；
第1制动器B-1，其能够卡止(禁止、固定)所述第2太阳轮S2的转动；
第2制动器B-2，其能够卡止所述第2行星架CR2的转动；
第3制动器B-3，其能够卡止所述第3环形齿轮R3的转动；
输出部件13，其与所述第2环形齿轮R2连接，能够被该第2环形齿轮驱动，
所述自动变速机能够实现至少10个前进档与1个后退档(的变速档)。
从而，能够提供一种各变速档之间的传动比级比有较佳的设定的、能够实现10个前进档与1个后退档的自动变速机。另外，能够使最低变速档与最高变速档之间的传动比的范围较大，能够容易地实现对应于车速的引擎转速使用区域的最优化，降低燃料消耗。通过由第4离合器与第1制动器的各自卡合来实现最高变速档，从而能够仅由第2太阳轮与阶梯型小齿轮的大径部的啮合以及第2环形齿轮与该阶梯型小齿轮的大径部的啮合这2处啮合就能够实现最高变速档，从而，能够将长时间使用的最高变速档的齿轮啮合损失抑制在最小限度，降低燃料消耗。
另外，在本发明的自动变速机12(例如参照图5～图8)中，所述减速行星齿轮DP由具有第1小齿轮P1与第2小齿轮P2的双小齿轮式行星齿轮，第1小齿轮P1与第2小齿轮P2以能够转动的方式被所述第1行星架CR1支承，该第1小齿轮P1与所述第1太阳轮S1啮合，该第2小齿轮P2与所述第1小齿轮P1以及所述第1环形齿轮R1啮合，
所述第1太阳轮S1转动被固定(被禁止)，所述第1行星架CR1与所述输入轴12连接，该第1行星架CR1被所述输入轴12驱动，由所述第1环形齿轮R1输出减速转动。
此时，由于减速行星齿轮由双小齿轮式行星齿轮构成，因而，能够增大减速行星齿轮中的减速比，特别是能够使低速档的传动比级间间隔(级差)有较佳的设定。
另外，在本发明的自动变速机11、12(例如参照图1～图8)中，所述输出部件13由配置在所述减速行星齿轮SP、DP与所述行星齿轮组PU的轴向之间的副轴齿轮构成。
此时，由于输出部件由配置在减速行星齿轮与行星齿轮组的轴向之间的副轴齿轮构成，因而，本发明的自动减速机能够很好地适用于引擎的输出轴(曲轴)相对于车辆前进方向横向配置的车辆上。
另外，在本发明的自动变速机11、12(例如参照图1～图8)中，所述第2制动器B-2的摩擦板71与所述第3制动器B-3的摩擦板81配置在所述行星齿轮组PU的外周侧，沿径向看，这两个摩擦板与所述行星齿轮组PU在轴向上相重叠。
此时，由于第2制动器的摩擦板与第3制动器的摩擦板配置在行星齿轮组的外周侧，沿径向看，这两个摩擦板与行星齿轮组在轴向上相重叠，因而，不会产生部件的交错即可配置第2制动器与第3制动器，并且能够使自动变速机的轴向上的结构紧凑化。
另外，在本发明的自动变速机11、12(例如参照图1～图8)中，所述第2离合器C-2的液压伺服器30与所述第4离合器C-4的液压伺服器50配置在所述行星齿轮组PU的轴向两侧中的相反于所述输出部件13的一侧，所述第2离合器C-2的液压伺服器50配置在所述第4离合器C-4的液压伺服器30的外周侧，沿径向看，二者在轴向上相重叠。
此时，由于所述第2离合器的液压伺服器与所述第4离合器的液压伺服器配置在所述行星齿轮组的轴向两侧中的相反于所述输出部件的一侧，所述第2离合器的液压伺服器配置在所述第4离合器的液压伺服器的外周侧，沿径向看，二者在轴向上相重叠，因而，不必使部件交错即可配置第2离合器与第4离合器，并且，与将第2离合器与第4离合器在轴向上并排配置的情况相比，能够使自动变速机的轴向结构紧凑化。
另外，在本发明的自动变速机11、12(例如参照图1～图8)中，所述第1离合器C-1、所述第3离合器C-3与所述第1制动器B-1配置在所述输出部件13的轴向两侧中的相反于所述行星齿轮组PU的一侧。
此时，由于第1离合器、所述第3离合器与所述第1制动器配置在所述输出部件的轴向两侧中的相反于所述行星齿轮组的一侧，因而，不必使部件相交错即可紧凑地配置第1离合器、第3离合器与第1制动器。另外，能够使自动变速机的位于输出部件的轴向两侧中的相反于行星齿轮组一侧的结构与现有的自动变速机相同，从而能够使生产线通用，以较低的成本提供一种能够实现10个前进档与1个后 退档的自动变速机。
另外，在上面的说明中，括号内的符号是用于参照附图进行说明的，这仅仅是为便于理解而附加的，不是对权利要求范围的限定。
附图说明
图1为表示第1实施方式的自动变速机11的动力传递路线图(传动简图)；
图2为第1实施方式的自动变速机11的啮合关系表；
图3为第1实施方式的自动变速机11的速度线图；
图4为表示第1实施方式的自动变速机11的变速机构51的剖视图；
图5为表示第2实施方式的自动变速机12的动力传递路线图；
图6为第2实施方式的自动变速机12的啮合关系表；
图7为第2实施方式的自动变速机12的速度线图；
图8为表示第2实施方式的自动变速机12的变速机构52的剖视图。
具体实施方式
<第1实施方式>
下面参照图1～图4对本发明的第1实施方式进行说明。首先参照图1对按照本发明的技术思想得到的自动变速机11的大致结构进行说明。如图1所示，适合用在例如FF型(前引擎型、前驱动型)车辆上的自动变速机11具有能够与引擎(驱动源)2连接的输入轴11，还具有中心线与输入轴11的轴向一致的变矩器(torque converter)4与变速机构51。
另外，适合用在FF型车辆上的自动变速机11，其图中的左右方向与实际的车辆左右方向相同，然而，在下面的说明中，按照动力传递路径的方向，将其轴向上的引擎2一侧称为“前侧”，将在轴向上与引擎2相反的一侧称为“后侧”。
上述变矩器4具有泵轮(pump impeller)4a与涡轮(turbine runner)4b，泵轮4a与自动变速机11的输入轴11连接，泵轮4a的转动通过工作流体传递给涡轮4b，该涡轮4b与上述变速机构51的与上述输入轴11同轴配置的输入轴12连接。另外，在变矩器4上还具有锁止离合器(lockup clutch)7，在该锁止离合器7通过未示出的液压控制装置的液压控制而处于闭合状态(泵轮与涡轮处于锁止状态)时，上述自动变速机11的输入轴11与变速机构51的输入轴12相连接而直接传递动力。
在上述变速机构51中，具有输入轴12以及与该输入轴12连接的中间轴14(参照图4)，在输入轴12与中间轴14上设有行星齿轮(减速行星齿轮)SP、行星齿轮单元(行星齿轮组)PU。上述行星齿轮SP具有第1太阳轮S1、第1行星架CR1以及第1环形齿轮R1，该第1行星架CR1以使1个小齿轮P1能够转动的方式对其进行支承，该小齿轮P1与第1太阳轮S1以及第1环形齿轮R1啮合。即，行星齿轮SP是所谓单小齿轮式行星齿轮。
另外，行星齿轮单元PU具有作为5个转动要素的第2太阳轮S2、第3太阳轮S3、第2行星架CR2、第2环形齿轮R2以及第3环形齿轮R3，第2行星架CR2具有与第3太阳轮S3啮合的短齿小齿轮(short pinion)PS以及阶梯型小齿轮PST，并以短齿小齿轮PS以及阶梯型小齿轮PST能够转动的方式对其进行支承，阶梯型小齿轮PST具有与短齿小齿轮PS啮合的小径部PSTa以及与第2太阳轮S2啮合的大径部PSTb。
上述行星齿轮SP的第1太阳轮S1连接在、一体地固定在后面详细说明的壳体3上的支承突起部(毂)3b上，其转动被禁止。另外，上述第1环形齿轮R1与上述输入轴12连接，随该输入轴12的转动一体转动(下面称之为“输入转动”)。另外，在被固定的第1太阳轮S1与进行输入转动的第1环形齿轮R1的作用下，输入转动被减速为第1行星架CR1上的减速转动，另外，第1行星架CR1与第1离合器C-1、第3离合器C-3连接。
上述行星齿轮单元PU的第2太阳轮S2与由带式制动器构成的第1制动器B-1连接，从而使第2太阳轮S2能够相对于壳体3卡止(固定)，另外，第2太阳轮S2与上述第3离合器C-3连接，上述第1行星架CR1的减速转动能够通过该第3离合器C-3输入(传递给)第2太阳轮S2。另外，上述第3太阳轮S3与第1离合器C-1连接，上述第1行星架CR1的减速转动能够输入第3太阳轮S3。
另外，输入轴12的转动能够通过中间轴14输入第4离合器C-4，上述第2行星架CR2与该第4离合器C-4连接，从而，输入转动能够通过第4离合器C-4输入该第2行星架CR2。另外，该第2行星架CR2与第2制动器B-2连接，从而能够通过第2制动器B-2使第2行星架CR2的转动被卡止(固定、禁止)。另外，输入轴12的转动能够通过中间轴14输入第2离合器C-2，上述第3环形齿轮R3与该第2离合器C-2连接，从而使输入转动能够通过该第2离合器C-2输入该第3环形齿轮R3。另外，该第3环形齿轮R3与第3制动器B-3连接，从而能够通过该第3制动器B-3禁止第3环形齿轮R3转动。另外，上述第2环形齿轮R2与通过未示出的副轴(countershaft)与差动装置将转动输出给车轮的副轴齿轮(counter gear)13连接。
下面，参照图1～图3对具有上述结构的变速机构51的作用进行说明。另外，在图3所示的速度线图中，纵轴表示各转动要素(各齿轮)的转速，横轴表示对应于这些转动要素的传动比。在该速度线图的表示行星齿轮SP的部分，横向端部处(图3左右方向右侧)的纵轴对应于第1太阳轮S1，之后依次向图中左侧的纵轴分别对应于第1行星架CR1与第2环形齿轮R1。第1太阳轮S1与第1行星架CR1的传动比为“1”，第1行星架CR1与第1环形齿轮R1的传动比为“λ1”。另外“λ1”为行星齿轮SP的齿数比。
另一方面，在速度线图的表示行星齿轮单元PU的部分，横向端部处(图3中右侧)的纵轴对应于第3太阳轮S3，之后依次向图中左侧的纵轴分别对应于第2环形齿轮R2、第3环形齿轮R3、第2行星架CR2与第2太阳轮S2。第2太阳轮S2与第2行星架CR2的传 动比为“1/λ2”，第3太阳轮S3与第2行星架CR2的传动比为“0.5789/λ3”，第2行星架CR2与第2环形齿轮R2的传动比为“1”，第2行星架CR2与第3环形齿轮R3的传动比为“0.5789”。“λ2”为行星齿轮单元PU中与阶梯型小齿轮PST的大径部PSTb啮合、位于前侧(引擎一侧)的行星齿轮传动部分的齿数比，“λ3”为行星齿轮单元PU中与阶梯型小齿轮PST的小径部PSTa啮合、位于后侧(相反于引擎的一侧)的行星齿轮传动部分的齿数比。
上述齿数比λ1、λ2、λ3的数值是，根据已有的自动变速机(例如能够实现8个前进档与1个后退档的自动变速机)的变速箱体的外径与根据已知的输入轴的输入扭矩(例如，取决于引擎性能)得到的输入轴的外径等确定太阳轮直径与环形齿轮直径，确定小齿轮直径与行星架直径，选择其中的最优齿数来求上述齿数比λ1、λ2、λ3时得到的数值。下面所说明的各变速档的传动比是将这些齿数比λ1、λ2、λ3的设定最优化时所求得的传动比。
例如在D(驱动)区域(Driving range)中的前进1档(1st)时，如图2所示，第1离合器C-1以及第3制动器B-3分别处于闭合状态(即分别为卡合和卡止状态)。于是，如图1以及图3所示，在固定不动的第1太阳轮S1与进行“输入转动”的第1环形齿轮R1的作用下，第1行星架CR1进行减速转动(相对于输入转动减速的转动)，其转动通过第1离合器C-1输入(传递给)第1太阳轮S3。另外，由于第3制动器B-3的卡止，第3环形齿轮R3被固定，不转动。于是，第2行星架CR2进行些许(速度较小)的逆向转动，并且，输入第3太阳轮S3的减速转动通过进行些许逆向转动的第2行星架CR2输出(传递)给第2环形齿轮R2，由副轴齿轮13输出前进1档的正向转动，该前进1档的传动比为5.067。
在前进2档(2nd)时，如图2所示，第1离合器C-1处于卡合(闭合)状态，第2制动器B-2处于卡止状态。于是，如图1以及图3所示，在固定不动的第1太阳轮S1与进行输入转动的第1环形齿轮R1的作用下，第1行星架CR1进行减速转动，其转动通过第1离 合器C-1输入第3太阳轮S3。另外，由于第2制动器B-2的卡止，第2行星架CR2被固定，不转动。于是，输入第3太阳轮S3的减速转动通过固定不转动的第2行星架CR2输出给第2环形齿轮R2，由副轴齿轮13输出前进2档的正向转动，该前进2档的传动比为2.621。
在前进3档(3rd)时，如图2所示，第1离合器C-1处于卡合状态，第1制动器B-1处于卡止状态。于是，如图1以及图3所示，在固定不转动的第1太阳轮S1与进行输入转动的第1环形齿轮R1的作用下，第1行星架CR1进行减速转动，其转动通过第1离合器C-1输入第3太阳轮S3。另外，由于第1制动器B-1的卡止，第2太阳轮S2被固定，不转动。于是，输入第3太阳轮S3的减速转动通过进行些许正向转动的第2行星架CR2输出给第2环形齿轮R2，由副轴齿轮13输出前进3档的正向转动，该前进3档的传动比为1.832。
在前进4档(4th)时，如图2所示，第1离合器C-1以及第3离合器C-3处于卡合状态。于是，如图1以及图3所示，在固定不动的第1太阳轮S1与进行输入转动的第1环形齿轮R1的作用下，第1行星架CR1进行减速转动，其转动通过第1离合器C-1输入第3太阳轮S3，并且通过第3离合器C-3输入第2太阳轮S2。于是，整个行星齿轮单元PU与来自于行星齿轮SP的“减速转动”之间处于直接连接状态，从而由副轴齿轮13输出前进4档的正向转动，前进4档的传动比为1.520。
在前进5档(5th)时，如图2所示，第1离合器C-1以及第4离合器C-4处于卡合状态。于是，如图1以及图3所示，在固定不动的第1太阳轮S1与进行输入转动的第1环形齿轮R1的作用下，第1行星架CR1进行减速转动，其转动通过第1离合器C-1输入第3太阳轮，并且，输入转动通过第4离合器C-4输入第2行星架CR2。于是，在第3太阳轮S3的减速转动与进行输入转动的第2行星架CR2的作用下，第2环形齿轮R2上产生比减速转动的速度稍稍大一些的转动，从而由副轴齿轮13输出前进5档的正向转动，该输出前进5档传动比为1.248。
在前进6档(6th)时，参照图2，第1离合器C-1以及第2离合器C-2处于卡合状态。于是，参照图1以及图3，在固定不转动的第1太阳轮S1与进行输入转动的第1环形齿轮R1的作用下，第1行星架CR1进行减速转动，其转动通过第1离合器C-1输入第3太阳轮S3，并且，输入转动通过第2离合器C-2输入第3环形齿轮R3。于是，在输入第3太阳轮S3的减速转动与进行输入转动的第3行星架R3的作用下，第2行星架CR2进行稍大于输入转动的增速转动，速度稍小于输入转动的转动被输出给第2环形齿轮R2，从而由副轴齿轮13输出前进6档的正向转动，该前进6档的传动比为1.114。
在前进7档(7th)时，参照图2，第2离合器C-2以及第4离合器C-4处于卡合状态。于是，参照图1以及图3，由于第2离合器C-2的卡合，输入转动被输入第3环形齿轮R3，并且，由于第4离合器C-4的卡合，输入转动被输入第2行星架CR2。于是，整个行星齿轮单元PU与“输入转动”之间处于直接连接状态，从而由副轴齿轮13输出前进7档的正向转动，前进7档的传动比为1.000。
在前进8档(8th)时，参照图2，第2离合器C-2以及第3离合器C-3处于卡合状态。于是，参照图1以及图3，在被固定的第1太阳轮S1与进行输入转动的第1环形齿轮R1的作用下，第1行星架CR1进行减速转动，其转动通过第3离合器C-3输入第2太阳轮S2，并且，输入转动通过第2离合器C-2输入第3环形齿轮R3。于是，在输入第2太阳轮S2的减速转动与进行输入转动的第3环形齿轮R3的作用下，转速比输入转动的稍稍大的转动被输出给第2环形齿轮R2，从而由副轴齿轮13输出前进8档的正向转动，该前进8档的传动比为0.968。
在前进9档(9th)时，参照图2，第2离合器C-2处于卡合状态，第1制动器B-1处于卡止状态。于是，参照图1以及图3，由于第1制动器B-1的卡止，第2太阳轮S2被固定，不转动，并且，输入转动通过第2离合器C-2输入第3环形齿轮R3。于是，在固定不转动的第2太阳轮S2与进行输入转动的第3环形齿轮R3的作用下，转速 稍大于上述前进8档的转动被输出给第2环形齿轮R2，从而由副轴齿轮13输出前进9档的正向转动，该前进9档的传动比为0.912。
在处于前进10档(10th)时，参照图2，第4离合器C-4以及第1制动器B-1处于闭合状态。于是，参照图1以及图3，由于第1制动器B-1的卡止，第2太阳轮S2被固定，不转动，另外，输入转动通过第4离合器C-4输入第2行星架CR2。于是，在固定不转动的第2太阳轮S2与进行输入转动的第2行星架CR2的作用下，转速稍大于上述前进9档的转动被输出给第2环形齿轮R2，从而由副轴齿轮13输出前进10档的正向转动，该前进10档的传动比为0.717。
另外，在处于前进10(10th)时，在行星齿轮单元PU中，仅由位于前侧(引擎一侧)的行星齿轮部分的啮合、即、第2太阳轮S2与阶梯型小齿轮PST的大径部PSTb的啮合以及该阶梯型小齿轮PST的大径部PSTb与第2环形齿轮R2的啮合这2处的啮合就实现了前进10档。从而，使行星齿轮单元PU中的啮合之处达到最少，能够将例如在高速公路等上长时间使用的可能性较高的最高变速档的齿轮啮合损失抑制在最小限度。
在处于后退档(Rev)时，参照图2，第3离合器C-3处于卡合状态，第2制动器B-2处于卡止状态。于是，参照图1以及图3，在固定不转动的第1太阳轮S1与进行输入转动的第1环形齿轮R1的作用下进行减速转动的第1行星架CR1的转动通过第3离合器C-3输入第2太阳轮S2。另外，由于第2制动器B-2的卡止，第2行星架CR2被固定，不转动。于是，输入第2太阳轮S2的减速转动通过固定不转动的第2行星架CR2逆转输出给第2环形齿轮R2，从而由副轴齿轮13输出后退档的逆向转动，该后退档的传动比为3.848。
另外，在本自动变速机11中，如图3所示，也可以实现传动比较大的后退档((Rev))。此时，第3离合器C-3卡合，第3制动器B-3进行卡止。于是，参照图1以及图3，在固定不转动的第1太阳轮S1与进行输入转动的第1环形齿轮R1的作用下，第1行星架CR1进行减速转动，其转动通过第3离合器C-3输入第2太阳轮S2， 另外，由于第3制动器B-3的卡止，第3环形齿轮R3被固定，不转动。于是，在固定不转动的第3环形齿轮R3的作用下，输入第3太阳轮S2的减速转动通过进行些许正向转动的第2行星架CR2逆转输出给第2环形齿轮R2，从而由副轴齿轮13输出传动比较大的后退档的逆向转动。
另外，采用本自动变速机11的结构，可以使第2离合器C-2处于卡合状态、使第2制动器B-2处于卡合状态，从而实现前进11档(例如，参照图3)，然而，此时，需要从上述前进10档的状态，将第4离合器C-4以及第1制动器B-1解放(断开、切断)，使第2离合器C-2处于卡合状态、第2制动器B-2处于卡止状态，即，需要切换4个摩擦卡合要素的状态，因而，在本实施方式的本自动变速机11中并不执行该前进11档。另外，如果不执行上述前进10档而执行上面说明的前进11档，那么，使第2离合器C-2保持卡合状态，将第1制动器B-1解放，使第2制动器B-2处于卡合状态，即，切换2个摩擦卡合要素的状态即可，然而，由于传动比的变化过大，因而并不优选。
另外，例如在P(停车)区域以及N(空挡)区域时，第1离合器C-1、第2离合器C-2、第3离合器C-3以及第4离合器C4被解放。于是，第1行星架CR1与第3太阳轮S3之间、第1行星架CR1与第2太阳轮S2之间即行星齿轮DP与行星齿轮单元PU之间呈(动力传递)切断状态。从而，输入轴12与行星齿轮单元PU之间呈动力传递切断状态，即，输入轴12与副轴齿轮13之间呈动力传递切断状态。
下面，参照图4对变速机构51的大致结构特别是各构成要素之间的相对位置关系进行简单的说明。
另外，在下面的说明中，“离合器(第1～第4离合器C-1～C-4)”以及“制动器(第1～第3制动器B-1～B-3)”这样的词语的涵义在于，分别包括摩擦板(外摩擦板与内摩擦板)以及用于使摩擦板接触与分开的液压伺服器(hydraulic servo)。
如图4所示，变速机构51收装在壳体3内，壳体3的前侧具有 油泵(oil pump)单元6，该油泵单元6具有分隔壁的作用，封闭壳体3的前侧。在油泵单元6的内周侧形成有套筒状的支承突起部6a，该支承突起部6a延伸至油泵单元6的后方，在支承突起部6a的内周侧固定着中空状的定子轴8，该定子轴8用于支承变矩器4的未示出的定子(stator)。可以说，由油泵单元6的支承突起部6a与定子轴8构成了壳体3的支承突起部3b。另外，在壳体3的后部的内周侧部分形成有向前方侧延伸的支承突起部3a。
在支承突起部3a、3b的中心部分配置着输入轴12与中间轴14，输入轴12与中间轴14通过花键连接而形成为一个整体的轴，该输入轴12与中间轴14以两端被支承突起部3a、3b支承的方式被支承，且能够转动。
下面对变速机构51的轴向上的前侧部分的结构进行说明。在上述输入轴12的外周侧，并且是具体将在后面说明的副轴齿轮13的轴向上的两侧中的相反于行星齿轮单元PU的一侧，配置着行星齿轮SP、第1离合器C-1、第3离合器C-3、第1制动器B-1。
具体而言，行星齿轮SP的第1太阳轮S1通过花键连接固定在支承突起部3b的顶端部(头端部)，在该第1太阳轮S1的外周侧配置着第1行星架CR1，第1行星架CR1支承着小齿轮P1，使其能够转动，在小齿轮P1的外周侧配置着第1环形齿轮R1。该第1环形齿轮R1经由第1行星架CR1的后方连接在输入轴12上。
第1行星架CR1的前部的侧板与衬套(hub)部件29连接，衬套部件29覆盖在第1环形齿轮R1的外周侧。在衬套部件29的前部的外周侧配置着第3离合器C-3的摩擦板41。该第3离合器C-3的液压伺服器40配置在行星齿轮SP的前方，与摩擦板41一起被离合器鼓(clutch drum)42收装。该离合器鼓42以能够转动的方式支承在支承突起部3b上。
在该离合器鼓42的外周侧卷绕配置着作为带式制动器的第1制动器B-1的制动带61。另外，在该离合器鼓42的后侧端部通过花键连接与连接部件48连接，该连接部件48经由中央伺服器90的内周 侧通过花键连接的方式连接在从第2太阳轮S2延伸出来的延伸部47的外周侧上。另外，用于拉紧第1制动器B-1的制动带61而使离合器鼓42处于卡止状态的液压伺服器(未示出)相邻配置在离合器鼓42的外周侧。
另外，在衬套部件29的后部的外周侧配置着第1离合器C-1的摩擦板41。该第1离合器C-1的液压伺服器20配置在行星齿轮SP的后方，与摩擦板21一起被离合器鼓22收装。该离合器鼓22以能够转动的方式支承在输入轴12上。该离合器鼓22的后侧端部经由中央伺服器90的内周侧通过花键连接的方式连接在从第3太阳轮S3延伸出来的延伸部27的外周侧上。
上面所说明的行星齿轮SP、第1离合器C-1、第3离合器C-3、第1制动器B-1的配置结构与例如现有的能够实现6个前进挡与后退档的自动变速机(参照专利文献1)的配置结构相同，根据行星齿轮SP的各齿轮的齿数的变更程度，可以选择使用与现有的自动变速机大致相同的部件。从而，能够像例如现有的能够实现6个前进挡与后退档的自动变速机那样，不会使部件产生交错，能够紧凑地配置第1离合器C-1、第3离合器C-3与第1制动器B-1，并且，能够与现有的自动变速机实现部件与生产线的通用。
另外，由于上述行星齿轮SP、第1离合器C-1、第3离合器C-3、第1制动器B-1的配置结构与例如现有的能够实现6个前进挡与后退档的自动变速机的配置结构相同，因而，与其相邻的中央伺服器90与副轴齿轮13的配置位置也可以与现有的能够实现6个前进挡与后退档的自动变速机相同。从而，可以使未示出的副轴与差动装置的配置结构也相同，与现有的自动变速机之间实现部件与生产线的通用。
总之，可以使变速机构51中的位于行星齿轮单元PU前侧的前半部分的结构与现有的能够实现6个前进挡与后退档的自动变速机相同，虽然变速机构51的配置行星齿轮单元PU等的后半部分在轴向上向后延伸一点点的程度，但是不必增大直径，从而不会对副轴与差动装置形成干涉，从而有利于与现有的自动变速机之间实现部件与生产 线的通用。
下面对变速机构51的后半部分的结构进行说明。在上述中间轴14的外周侧，且于副轴齿轮13的轴向上的两侧中的相反于行星齿轮SP的一侧，配置着行星齿轮单元PU、第2离合器C-2、第4离合器C-4、第2制动器B-2、第3制动器B-3。
具体而言，行星齿轮单元PU的第3太阳轮S3以及其延伸部27一起以能够转动的方式支承在中间轴14的外周侧上，在该第3太阳轮S3的齿面的外周侧，于周向上等间隔地配置着多个短齿小齿轮PS(参照图1)。
第2太阳轮S2及其延伸部47以可以转动的方式支承、配置在该第3太阳轮S3的延伸部27的外周侧上。并且，在上述多个短齿小齿轮PS的外周侧以及第2太阳轮S2的齿面的外周侧，于周向上等间隔地配置着多个阶梯型小齿轮PST，阶梯型小齿轮PST从短齿小齿轮PS的外周侧延伸至第2太阳轮S2的外周侧。如上所述，各阶梯型小齿轮PST的小径部PSTa与各短齿小齿轮PS啮合，各阶梯型小齿轮PST的大径部PSTb与第2太阳轮S2啮合。多个短齿小齿轮PS与多个阶梯型小齿轮PST以能够转动的方式支承在作为由连接桥部(未示出)连接两侧板而形成的框体的第2行星架CR2上。
在各阶梯型小齿轮PST的小径部PSTa的外周侧与之相啮合地配置着第3环形齿轮R3，另外，在各阶梯型小齿轮PST的大径部PSTb的外周侧与之相啮合地配置着第2环形齿轮R2。该第2环形齿轮R2的前部与副轴齿轮13连接，该副轴齿轮13以能够转动的方式支承在中央伺服器90上。
上述第2行星架CR2的连接桥部(未示出)沿周向设置，在各阶梯型小齿轮PTS之间延伸，在连接桥部上固定着从第2环形齿轮R2的外周侧延伸出来的衬套部件79。在该衬套部件79的外周侧，且于其与壳体3之间配置着第2制动器B-2的摩擦板71，在该摩擦板71的前方配置着第2制动器B-2的液压伺服器70，且该液压伺服器70位于第2环形齿轮R2的外周侧，从径向上看与第2环形齿轮R2 相重叠。
另外，在上述第3环形齿轮R3的后侧固定着衬套部件89，该衬套部件89覆盖在行星齿轮单元PU的后方，并且延伸至第3环形齿轮R3的外周侧。在衬套部件89的外周侧，且在其与壳体3之间配置着第3制动器B-3的摩擦板81，在该摩擦板81的后方配置着第3制动器B-3的液压伺服器80，该液压伺服器80位于后述的第2离合器C-2与第4离合器C-4的外周侧，从径向上看与它们相重合。
因而，第2制动器B-2的摩擦板71与第3制动器B-3的摩擦板81配置在行星齿轮单元PU的外周侧，且在径向上看与行星齿轮单元PU在轴向尺寸上相重合，因而，不会产生部件的交错即可配置第2制动器B-2与第3制动器B-3，并且，将第2制动器B-2的摩擦板71与第3制动器B-3的摩擦板81收纳在行星齿轮单元PU的在轴向上所存在的区域范围内，因而能够使变速机构51的轴向上的尺寸紧凑化。
在上述衬套部件89的后侧固定着向后方延伸的衬套部件39。在衬套部件39的外周，且在其与第3制动器B-3的液压伺服器80之间，配置着第2离合器C-2的摩擦板31。该第2离合器C-2的液压伺服器30配置在摩擦板31的后方，且位于后述的第4离合器C-4的液压伺服器50的外周侧，与摩擦板31、第4离合器C-4一起被一体地固定在中间轴14上的离合器鼓32收装，即，构成具有内外两重结构的2个液压伺服器中的位于外周侧的液压伺服器。该离合器鼓32以能够转动的方式支承在支承突起部3a上。
另外，在比上述第2离合器C-2靠近内周侧的位置配置着向后延伸的衬套部件59，该衬套部件59位于上述衬套部件89的后方，在该衬套部件89的内周侧，衬套部件59与第2行星架CR2的后侧的侧板以花键连接的方式连接。在该衬套部件59的外周侧配置着第4离合器C-4的摩擦板51，且该摩擦板51位于衬套部件59与第2离合器C-2的液压伺服器30之间。
该第4离合器C-4的液压伺服器50位于摩擦板51的后方以及内周侧，且位于上述第2离合器C-2的液压伺服器30的内周侧，与第2 离合器C-2一起被离合器鼓32收装，并且，该液压伺服器50位于固定在离合器鼓32的前侧且收装有摩擦板51的离合器鼓52的内周侧。如上所述，第4离合器C-4的液压伺服器50是形成为内外两重(套装)结构的二个液压伺服器中的位于内周侧的液压伺服器。
如此，将第2离合器C-2的液压伺服器30与第4离合器C-4的液压伺服器50配置在行星齿轮单元PU的轴向上的两侧中的相反于副轴齿轮13的一侧，并且，将第2离合器C-2的液压伺服器30配置在第4离合器C-4的液压伺服器50的外周，从径向上看二者的轴向尺寸重叠，因而，不产生部件交错即可配置第2离合器C-2与第4离合器C-4，并且与将第2离合器C-2与第4离合器C-4在轴向上并排配置的情况相比，能够使变速机构51的轴向尺寸紧凑化。
在如上所说明的自动变速机11中，如图2所示，前进1档与前进2档之间的传动比级比(相邻传动比之比)是1.933，前进2档与前进3档之间的传动比级比是1.431，前进3档与前进4档之间的传动比级比是1.205，前进4档与前进5档之间的传动比级比是1.218，前进5档与前进6档之间的传动比级比是1.120，前进6档与前进7档之间的传动比级比是1.114，前进7档与前进8档之间的传动比级比是1.033，前进8档与前进9档之间的传动比级比是1.061，前进9档与前进10档之间的传动比级比是1.272，即，本发明能够提供一种各变速档之间的传动比级比比值有较佳的设定的自动变速机11。
另外，能够使最低变速档与最高变速档之间的传动比的范围(前进1档的传动比5.067/前进10档的传动比0.717)为较大的7.067，将本自动变速机11配备在车辆上，能够容易地实现对应于车速的引擎转速使用区域的最优化，降低燃料消耗。
另外，通过由第4离合器C-4与第1制动器B-1的卡合来实现作为最高变速档的前进10档，从而能够仅由第2太阳轮S2与阶梯型小齿轮PST的大径部PSTb的啮合以及第2环形齿轮R2与该阶梯型小齿轮PST的大径部PSTb的啮合这2处啮合就能够实现最高变速档，从而，能够将例如在长时间使用的最高变速档的齿轮啮合损失抑制在 最小限度，降低燃料消耗。
另外，采用本自动变速机11的结构，例如可以在现有的自动变速机(参照专利文献1)的基础上，将拉维纳式行星齿轮的长齿小齿轮变更为阶梯型小齿轮，并增加第3环形齿轮R3、第2离合器C-2以及第3制动器B-3即可形成，另外，相对于现有的自动变速机，如上所述，能够获得较佳的传动比级比的设定，并且基本不用变更自动变速机的尺寸即可增大变速比幅。
换言之，即，相对于现有的自动变速机，采用本发明，虽然受到自动变速机的尺寸、生产线等制约，但是也能够形成传动比级比、传动比的范围的设定较佳的自动变速机。因此，能够利用现有的自动变速机的生产线的大部分来制造本自动变速机，不需产生用于构筑新生产线的费用，即，能够以较低的成本提供一种能够实现10个前进挡与1个后退挡的自动变速机。
另外，不言而喻，由于输出部件由配置在行星齿轮SP与行星齿轮单元PU的轴向之间的副轴齿轮13构成，因而本自动变速机11能够很好地适用于将引擎2的输出轴(曲轴)相对于车辆前进方向横向配置的车辆上。
<第2实施方式>
下面参照图5～图8对第2实施方式进行说明，该第2实施方式是对第1实施方式的一部分结构进行变更得到的。另外，在第2实施方式的说明中，关于与第1实施方式的自动变速机11相同的部分，添加同样的符号，并省略了对其的文字说明。
与第1实施方式相比，在本第2实施方式的自动变速机12中，将图1与图4中所示的用于输出减速转动的行星齿轮SP变更为图5与图8所示的双小齿轮式行星齿轮。具体而言，在行星齿轮DP中，第1行星架CR1以能够转动的方式支承着第1小齿轮P1与第2小齿轮P2，第1小齿轮P1与第1太阳轮S1啮合，第2小齿轮P2与第1小齿轮P1以及第1环形齿轮R1啮合。
另外，如图5以及图8所示，第1太阳轮S1固定在支承突起部 3b上，第1行星架CR1与输入轴12连接，第1环形齿轮R1上一体地形成有衬套29，该衬套29与第1离合器C-1的摩擦板21以及第3离合器C-3的摩擦板41连接，对它们进行驱动，即能够由第1环形齿轮R1输出减速转动。
如此，由双小齿轮式行星齿轮来构成用于输出减速转动的行星齿轮DP，此时，如图7所示，虽然其直径与第1实施方式的单小齿轮式行星齿轮大致相同，也能够获得较大的减速比。
从而，能够使齿数比λ1、λ2、λ3的设定最优化，从而，如图6所示，能够将前进1档的传动比设定为6.198，前进2档的传动比设定为3.444，前进3档的传动比设定为2.447，前进4档的传动比设定为2.083，前进5档的传动比设定为1.459，前进6档的传动比设定为1.212，前进7档的传动比设定为1.000，前进8档的传动比设定为0.952，前进9档的传动比设定为0.912，前进10档的传动比设定为0.733。
因而，采用自动变速机12，如图6所示，前进1档与前进2档之间的传动比级比是1.800，前进2档与前进3档之间的传动比级比是1.407，前进3档与前进4档之间的传动比级比是1.175，前进4档与前进5档之间的传动比级比是1.428，前进5档与前进6档之间的传动比级比是1.204，前进6档与前进7档之间的传动比级比是1.212，前进7档与前进8档之间的传动比级比是1.050，前进8档与前进9档之间的传动比级比是1.044，前进9档与前进10档之间的传动比级比是1.244，即，本发明能够提供一种各变速档之间的传动比级比有较佳设定的自动变速机12。
另外，能够将最低变速档与最高变速档之间的传动比的范围(前进1档的传动比6.198/前进10档的传动比0.733)设定为更大的8.460，将本自动变速机12配备在车辆上，能够容易地实现对应于车速的引擎转速使用区域的最优化，降低燃料消耗。
并且，本第2实施方式的行星齿轮DP可以采用例如现有的能够实现8个前进挡与后退挡的自动变速机中所使用的双小齿轮式行星齿 轮，直接利用双小齿轮式行星齿轮的生产线，因而，不需要构筑新生产线的费用，能够以较低的成本提供一种能够实现10个前进档与1个后退档的自动变速机。
另外，第2实施方式中的其他结构、作用以及效果，与第1实施方式相同，因而省略了对其的说明。
在上述第1实施方式与第2实施方式中，以将本发明的自动变速机应用在FF型车辆上的情况进行了说明，然而，不言而喻，对于RR(后引擎、后驱动器)型与MR(中间引擎、后驱动器)型的车辆等，只要是将引擎的输出轴横向配置的车辆，都能够适用本发明的自动变速机。
另外，在第1与第2实施方式中，以自动变速机对引擎2的转动进行变速为例进行了说明，然而，本发明并不限于此，也可以将自动变速机用作对马达·发动机(generator)的转动进行变速，即，也可以将本发明的自动变速机用于混合动力汽车以及电动汽车。
另外，在第1实施方式与第2实施方式中说明的自动变速机中的各离合器与制动器的摩擦板、液压伺服器的配置、减速行星齿轮的配置、行星齿轮组的配置、输出部件的配置等都是例子，只要能够保证各齿轮与各离合器以及与各制动器的连接关系的话，也可对具体的配置结构进行变更，这也不脱离本发明的范围。
产业上的可利用性
本发明的自动变速机能够应用在乘用车、卡车等车辆上，能够实现至少10个前进档与1个后退挡，并且能够实现结构的紧凑化与轻量话，另外，能够增大传动比的范围，降低最高变速档的齿轮啮合损失，因而本发明适用于有这些要求的自动变速机中。
附图标记说明
11、12自动变速机；2驱动源；12输入轴；13输出部件、副轴齿轮；30液压伺服器；50液压伺服器；71摩擦板；81摩擦板；SP减速行星齿轮；DP减速行星齿轮、双小齿轮式行星齿轮；S1第1太阳轮；CR1第1行星架；P1第1小齿轮；P2第 2小齿轮；R1第1环形齿轮；PU行星齿轮组(行星齿轮单元)；S2第2太阳轮；S3第3太阳轮；CR2第2行星架；PS短齿小齿轮；PST阶梯型小齿轮；PSTa小径部；PSTb大径部；R2第2环形齿轮；R3第3环形齿轮；C-1第1离合器；C-2第2离合器；C-3第3离合器；C-4第4离合器；B-1第1制动器；B-2第2制动器；B-3第3制动器。

Claims (9)

1.一种自动变速机，其特征在于，
包括：
输入轴，其与驱动源连接，能够被驱动源驱动；
减速行星齿轮，其具有第1太阳轮、第1行星架与第1环形齿轮，能够对由所述输入轴输入的输入转动进行减速，输出减速后的减速转动；
行星齿轮组，其具有第2太阳轮、第3太阳轮、第2行星架、第2环形齿轮与第3环形齿轮，其中，第2行星架支承着能够转动的短齿小齿轮与阶梯型小齿轮，短齿小齿轮与所述第3太阳轮啮合，阶梯型小齿轮具有小径部与大径部，小径部与所述短齿小齿轮啮合，大径部与所述第2太阳轮啮合，另外，所述第2环形齿轮与所述大径部啮合，所述第3环形齿轮与所述小径部啮合；
第1离合器，其能够将所述减速行星齿轮的减速转动输入所述第3太阳轮；
第2离合器，其能够将所述输入轴的输入转动输入所述第3环形齿轮；
第3离合器，其能够将所述减速行星齿轮的减速转动输入所述第2太阳轮；
第4离合器，其能够将所述输入轴的输入转动输入所述第2行星架；
第1制动器，其能够卡止所述第2太阳轮的转动；
第2制动器，其能够卡止所述第2行星架的转动；
第3制动器，其能够卡止所述第3环形齿轮的转动；
输出部件，其与所述第2环形齿轮连接，能够被该第2环形齿轮驱动，
所述自动变速机能够实现至少10个前进挡与1个后退挡。
2.根据权利要求1所述的自动变速机，其特征在于，
所述减速行星齿轮由具有第1小齿轮与第2小齿轮的双小齿轮式行星齿轮构成，第1小齿轮与第2小齿轮以能够转动的方式被所述第1行星架支承，该第1小齿轮与所述第1太阳轮啮合，该第2小齿轮与所述第1小齿轮以及所述第1环形齿轮啮合，
所述第1太阳轮的转动被固定，所述第1行星架与所述输入轴连接，该第1行星架被所述输入轴驱动，由所述第1环形齿轮输出减速转动。
3.根据权利要求1所述的自动变速机，其特征在于，
所述输出部件由配置在所述减速行星齿轮与所述行星齿轮组的轴向之间的副轴齿轮构成。
4.根据权利要求2所述的自动变速机，其特征在于，
所述输出部件由配置在所述减速行星齿轮与所述行星齿轮组的轴向之间的副轴齿轮构成。
5.根据权利要求3所述的自动变速机，其特征在于，
所述第2制动器的摩擦板与所述第3制动器的摩擦板配置在所述行星齿轮组的外周侧，沿径向看，这两个摩擦板与所述行星齿轮组在轴向上相重叠。
6.根据权利要求4所述的自动变速机，其特征在于，
所述第2制动器的摩擦板与所述第3制动器的摩擦板配置在所述行星齿轮组的外周侧，沿径向看，这两个摩擦板与所述行星齿轮组在轴向上相重叠。
7.根据权利要求3～6中任一项所述的自动变速机，其特征在于，
所述第2离合器的液压伺服器与所述第4离合器的液压伺服器配置在所述行星齿轮组的轴向两侧中的相反于所述输出部件的一侧，所述第2离合器的液压伺服器配置在所述第4离合器的液压伺服器的外周侧，沿径向看，二者在轴向上相重叠。
8.根据权利要求3～6中任一项所述的自动变速机，其特征在于，
所述第1离合器、所述第3离合器与所述第1制动器配置在所述输出部件的轴向两侧中的相反于所述行星齿轮组的一侧。
9.根据权利要求7所述的自动变速机，其特征在于，
所述第1离合器、所述第3离合器与所述第1制动器配置在所述输出部件的轴向两侧中的相反于所述行星齿轮组的一侧。
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