CN105190098A - 车辆用自动变速器 - Google Patents

Abstract

一种车辆用自动变速器，具备：第一行星齿轮组(1)，以与共通速度线图上的齿数比相对应的排列顺序具有第一元件(11)、第二元件(14)及第三元件(12)；拉维瑙型的第二行星齿轮组(2)。输入轴(I)总是与第二元件(14)连结，并且通过第一离合器(4)的联接而可与第二太阳齿轮(21)连结，且通过第二离合器(5)的联接而可与第三太阳齿轮(26)联接。输出部件总是与第二齿圈(22)连结。第一元件(11)通过第一制动器(3)的联接而可固定于静止部(8)。第三元件(12)总是与第二行星架(25)连结，并且通过第二制动器(6)的联接而可固定于静止部(8)。第三太阳齿轮(26)通过第三制动器(7)的联接而可固定于静止部(8)。

Description

车辆用自动变速器

技术领域

本发明涉及车辆用自动变速器。

背景技术

作为现有的车辆用自动变速器，已知有专利文献1所记载的自动变速器。该现有的车辆用自动变速器具有由所谓的拉维瑙型的行星齿轮组及1组单小齿轮型的行星齿轮组构成的行星齿轮组、和基于两个离合器及三个制动器的油压动作的摩擦联接元件，从而得到前进6速后退1速。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：(日本)特开2003－240068号公报

发明所要解决的课题

但是，上述现有的车辆用自动变速器存在以下说明的这些问题。

即，在上述现有的车辆用自动变速器中，存在如下问题，即，与在低速级的起步、爬坡性能、在高速级的发动机噪音的降低、燃料消耗性能的提高相关的变速范围(R/C：全变速比幅度，前进1速的齿轮比除以最高变速级的齿轮比所得的值)小至6.1，不能确保适当的级间比，并且不能扩大变速范围。

发明内容

本发明是着眼于上述问题而创立的，其目的在于，提供一种能够确保优选的级间比，并且能够确保大的变速范围的车辆用自动变速器。

用于该目的的本发明的车辆用自动变速器，其特征在于，具备：输入轴；输出部件；静止部；第一行星齿轮组，其具有第一太阳齿轮、第一齿圈、第一行星架这三个的旋转元件；拉维瑙型的第二行星齿轮组，其具有第二太阳齿轮、第三太阳齿轮、与第二太阳齿轮啮合的第二小齿轮、与该第二小齿轮及第三太阳齿轮啮合的第三小齿轮、旋转自如地支承第二小齿轮及第三小齿轮的第二行星架、及与第三小齿轮啮合的第二齿圈；第一离合器、第二离合器、第一制动器、第二制动器、及第三制动器这5个摩擦联接元件，将第一行星齿轮组的三个旋转元件在共通速度线图上根据与第一行星齿轮组的齿数比相对应的间隔排列，并按该排列顺序设为第一元件、第二元件、第三元件，输入轴总是与第二元件连结，并且，通过第一离合器的联接而可与第二太阳齿轮连结，且通过第二离合器的联接而可与第三太阳齿轮联接，输出部件总是与第二齿圈连结，第一元件通过第一制动器的联接而可固定于静止部，第三元件总是与第二行星架连结，并且，通过第二制动器的联接而可固定于静止部，第三太阳齿轮通过第三制动器的联接而可固定于静止部。

另外，优选的是，其特征在于，第一离合器在第一速、第二速、第三速及第四速联接，第二离合器在第三速、第五速及后退联接，第一制动器在第四速、第五速、及第六速联接，第二制动器在第一速、及后退联接，第三制动器在第二速、及第六速联接。

另外，优选的是，其特征在于，第一行星齿轮组为单小齿轮型的行星齿轮组，第一元件为第一太阳齿轮，第二元件为第一行星架，第三元件为第一齿圈。

另外，优选的是，其特征在于，第一行星齿轮组为双小齿轮型的行星齿轮组，第一元件为第一太阳齿轮，第二元件为第一齿圈，第三元件为第一行星架。

另外，优选的是，其特征在于，在相对于输出部件沿轴方向远离驱动源的一侧配置第一制动器及第二制动器，在相对于输出部件沿轴方向接近驱动源的一侧配置第三制动器、第一离合器、及第二离合器，在第三制动器的半径方向内侧配置第二离合器，在该第二离合器的半径方向内侧配置第一离合器，在第一行星齿轮组及第二行星齿轮组的半径方向外侧配置第一制动器及第二制动器，将第二制动器配置于比第一制动器更接近驱动源的轴方向的一侧。

另外，优选的是，其特征在于，设有在外周侧连结第三制动器且在内周侧连结第二离合器的第一连结部件，将该第一连结部件通过输出部件的内周侧与第一太阳齿轮连结，设有在外周侧连结第一离合器的第二连结部件，将该第二连结部件通过第一连结部件的内周侧与第二太阳齿轮连结，设有在外周侧连结第二离合器且在内周侧连结第一离合器的第三连结部件，将该第三连结部件通过第二连结部件的接近驱动源的轴方向的一侧与输入轴连结。

本发明如上那样构成自动变速器，因此，可以降低零件数量及重量，实现紧凑化，并且可以提高车辆搭载性及燃料消耗性能，降低成本。另外，在确保良好的级间比的同时可得到大的变速范围，可以以低速级得到大的驱动力，可以提高确保、爬坡性能，并且可以在高速级抑制发动机转数，实现发动机噪音的降低、燃料消耗性能的提高。

另外，由于将第一离合器、第二离合器、第一制动器～第三制动器如上述那样联接，所以可以得到前进6级及后退的变速级。

另外，由于将第一行星齿轮组作为单小齿轮型的行星齿轮组，所以可以使第一行星齿轮组为简单且廉价的结构。

另外，由于将第一行星齿轮组作为双小齿轮型的行星齿轮组，所以可以得到与单小齿轮型的行星齿轮组的情况不同的齿轮比及级间比。

另外，由于将第一离合器、第二离合器、第一制动器～第三制动器如上述那样配置，所以可以在轴方向及半径方向上紧凑化，从而提高车辆搭载性。

另外，由于如上那样设置有第一连结部件～第三连结部件，所以结构简单，可以在轴方向及半径方向紧凑化，可以提高车辆搭载性。

附图说明

图1是表示本发明的实施例1的车辆用自动变速器的梗概的图；

图2是显示表示实施例1的车辆用自动变速器所使用的摩擦联接元件的动作及各变速级下的齿轮的动作表的图；

图3是实施例1的车辆用自动变速器的、前进第一速下的共通速度线图；

图4是实施例1的车辆用自动变速器的、前进第二速下的共通速度线图；

图5是实施例1的车辆用自动变速器的、前进第三速下的共通速度线图；

图6是实施例1的车辆用自动变速器的、前进第四速下的共通速度线图；

图7是实施例1的车辆用自动变速器的、前进第五速下的共通速度线图；

图8是实施例1的车辆用自动变速器的、前进第六速下的共通速度线图；

图9是实施例1的车辆用自动变速器的、后退下的共通速度线图；

图10是实施例1的车辆用自动变速器的截面侧视图；

图11是表示本发明的实施例2的车辆用自动变速器的梗概的图；

图12是显示表示实施例2的车辆用自动变速器所使用的摩擦联接元件的动作及各变速级下的齿轮的动作表的图。

具体实施方式

以下，基于附图所示的实施例详细说明本发明的实施方式。

实施例1

首先，对说明实施例1的车辆用自动变速器的整体结构进行说明。

该实施例1的车辆用自动变速器适用于发动机前置的前轮驱动车或发动机后置的后轮驱动车的、所谓的发动机横置型车辆。

图1表示实施例1的车辆用自动变速器的梗概。此外，图1中，从中心轴(通过输入轴I的中心轴的轴)描绘上半部分，下半部分省略。此外，图10表示实施例1的车辆用自动变速器的截面。

如该图所示，实施例1的车辆用自动变速器具备：输入轴I、输出部件O(图10所示的传递齿轮50，总是与第二齿圈22连结)、第一行星齿轮组1、第二行星齿轮组2、由第一离合器4、第二离合器5、第一制动器3、第二制动器6、及第三制动器7这两个离合器及三个制动器构成的油压动作的摩擦联接元件、自动变速器的箱体(相当于本发明的静止部)8。

输入轴I可经由液力变矩器等与未图示的发动机(相当于本发明的驱动源)连结，输出部件O经由图10所示的差动齿轮装置51与未图示的驱动轮连结。

第一行星齿轮组1为单小齿轮型的行星齿轮组，具有三个旋转元件、即配置于中心侧的第一太阳齿轮11、配置于太阳齿轮半径方向外侧的第一齿圈12、配置于第一太阳齿轮11及第一齿圈12之间并旋转自如地支承与这两方啮合的多个第一小齿轮13的第一行星架14。

在此，第一行星齿轮组1的齿数比α1(第一太阳齿轮11的齿数比/第一齿圈12的齿数比)例如设定为0.563。

第二行星齿轮组2为所谓的拉维瑙型的行星齿轮组，具有：在中心侧沿轴方向相互分开配置的第二太阳齿轮21及第三太阳齿轮26、在第二太阳齿轮21的外周侧与第二太阳齿轮21及第三太阳齿轮26啮合的多个第二内侧行星齿轮23、配置于第二内侧行星齿轮23及第三太阳齿轮26的半径方向外侧并与它们啮合的多个第二外侧行星齿轮24、旋转自如地支承第二内侧行星齿轮23及第二外侧行星齿轮24的第二行星架25、配置于第二外侧行星齿轮24的半径方向外侧并与其啮合的第二齿圈22。

在此，第二行星齿轮组2可以看作是利用由第二太阳齿轮21、第二齿圈22、第二内侧行星齿轮23、及第二外侧行星齿轮24构成的双小齿轮型行星齿轮组、和由第三太阳齿轮26、第二齿圈22、及第二外侧行星齿轮24构成的单小齿轮型行星齿轮组构成，该情况下，各自的齿数比α2、α3例如设定为0.363、0.469。

上述第一行星齿轮组1及第二行星齿轮组2的各旋转元件如以下所说明那样，为分别连结、可连结、可固定。

首先，第一行星齿轮组1中，第一太阳齿轮11通过第一制动器3的联接可固定于箱体8，第一齿圈12总是与第二行星架25连结，并且通过第二制动器6可固定于箱体8，第一行星架14总是与输入轴I连结。

第二行星齿轮组2中，第二太阳齿轮21通过第一离合器4的联接而可与输入轴I连结，第二齿圈22与第二外侧行星齿轮24啮合，第二行星架25如上述与第一齿圈12连结，第三太阳齿轮26通过第二离合器5的联接而可与输入轴I连结且通过第三制动器7的联接可固定于箱体8。

如上述那样连结的实施例1的自动变速器的各摩擦联接元件的联接、释放如图2的动作表所示。就动作表而言，在其横方向上对各速度级表示从第一速到第六速、及后退，在纵方向上，各摩擦联接元件被排列。动作表中，〇标记表示该摩擦联接元件为联接状态，另外，空白表示该摩擦联接元件为释放状态。此外，动作表的下方记载了各变速级的齿轮比、自动变速器的变速范围(R/C：全变速比幅度，前进1速的齿轮比除以最高变速级的齿轮比所得的值)、及倒档比/1速比(Rev/1st)。

另外，上述各摩擦联接元件通过来自由未图示的控制器电子控制的未图示的控制阀的压力油的供给、排出，来控制它们的联接、释放。这些控制器及控制阀的结构及作用是众所周知的，因此，在此省略它们的说明。

接着，使用此时的共通速度线图说明各变速级的动力的传递路径。此外，为便于说明，第二行星齿轮组2如上述分为双小齿轮型的行星齿轮组及单小齿轮型的行星齿轮组描绘。

在此，共通速度线图是指纵轴取各旋转元件的旋转速度，对横轴按第一～第三行星齿轮组1～3的齿数比α1～α3的大小分配了这些旋转元件的线图。

即，在横轴上，在单小齿轮型的行星齿轮组的情况下，将齿圈、行星架、太阳齿轮这三个旋转元件的旋转速度轴按顺序(可以是左右任意方向)进行配置，在将齿圈及行星架间的大小设为该行星齿轮组的齿数比α的情况下，将它们以行星架及太阳齿轮间的大小为1的比例分别分开配置。

该情况下，在纵轴上，在旋转速度零的上方取与发动机相同的旋转方向的旋转速度，在旋转速度零的下方取与发动机反旋转方向的旋转速度。

共通速度线图中，齿圈、小齿轮、太阳齿轮各自的啮合关系为齿和齿以1对1啮合的线性的关系，因此，如果连结各旋转元件的旋转速度，则为直线关系。

另外，在表示各变速级的共通速度线图的图3～图9中，同图中，从左侧到右侧按顺序配置有第一行星齿轮组1、第二行星齿轮组2的双小齿轮型的行星齿轮组、第二行星齿轮组2的单小齿轮型的行星齿轮组，这些太阳齿轮由S表示，行星架由C表示，齿圈由R表示，它们的后标1、2表示分别所属的行星齿轮组的编号(第一、第二)。

即，第一行星齿轮组1的太阳齿轮11由S1表示，行星架14由C1表示，齿圈12由R1表示，它们分别相当于本发明的第一元件、第二元件、第三元件。另外，第二行星齿轮组2的第二太阳齿轮由S2表示，第二齿圈22由R2表示，第二行星架25由C2表示。其中，仅第三太阳齿轮由S3表示。

因此，共通速度线图在图3～图9所有图中，在同图中，从左侧到右侧，与第一太阳齿轮11(第一元件)、第一行星架14(第二元件)、第一齿圈12(第三元件)、第二太阳齿轮21、第二齿圈22、第二行星架25、第三太阳齿轮26分别对应的速度轴S1、C1、R1、S2、R2、C2、S3、C2、R2按顺序排列。此外，图3～图9的各共通速度线图中，输入由○表示，另外输出由△表示。就输入轴I的旋转速度而言，为了容易计算齿轮比，在共通速度线图中为1。另外，以下的各变速级的齿轮比为将α1～α3分别如上述设定为0.563、0.363、0.469的情况下的值。

首先，在自动变速器处于N(空档)位置或P(停车)位置时，未向所有的摩擦联接元件供给联接压，因此，第一行星齿轮组1及第二行星齿轮组2均处于自由状态，它们未传递动力。其结果，来自发动机的动力未向输出部件O传递。

如果驾驶员将未图示的选档杆移动到D(驱动、即前进行驶)位置，则车辆起步。在该起步时，车速低，因此，首先第一速成立。

即，在第一速，联接第一离合器4及第二制动器6。

因此，在第一行星齿轮组1中，第一行星架14与输入轴I连结，以与输入轴I相同的旋转速度旋转。第一齿圈12通过第二制动器6的联接而固定于箱体8，旋转速度为0。因此，第一太阳齿轮11以超速传动旋转速度旋转。

在第二行星齿轮组2的双小齿轮侧，通过第一离合器4的联接，第二太阳齿轮21与输入轴I连结，以与输入轴I相同的旋转速度旋转。第二行星架25与第一齿圈12连结，且通过第二制动器6的联接固定于箱体8，旋转速度为0。因此，该第二齿圈22及输出部件以减速旋转速度即第一速(齿轮比2.759)旋转。

此外，就第二行星齿轮组2的单小齿轮侧的第三太阳齿轮26而言，由于第二齿圈22以上述减速旋转速度旋转且第二行星架25固定，所以以发动机的驱动方向的相反方向的减速旋转速度旋转。

当车速上升时，则控制器释放第二制动器6，联接第三制动器7，从第一速转换到第二速。此时，第一离合器4的联接仍为第一速。图4表示该状态下的共通速度线图。

此时，在第一行星齿轮组1及第二行星齿轮组2的双小齿轮侧，通过第一离合器4的联接而第二太阳齿轮21与输入轴I连结，第一行星架14以与其相同的旋转速度旋转。第一齿圈12与第二行星架25连结，以相同的旋转速度旋转。此时，第二行星齿轮组2的单小齿轮侧的第三太阳齿轮26通过第三制动器7的联接，旋转速度为0。

因此，第一太阳齿轮11以超速传动旋转速度旋转，第一齿圈12及第二行星架25以相同的旋转速度旋转，第二齿圈22及输出部件以第一齿圈12及第二行星架25的减速旋转速度或比第一速快的减速旋转速度即第二速(齿轮比1.561)旋转。

进而，当车速上升，控制器释放第三制动器7，联接第二离合器5时，则自动变速器从第二速变为第三速。此时，第一离合器4的联接仍持续。图5表示该状态下的共通速度线图。

即，在第三速，通过第一行星架14、第一离合器4的联接，且通过第二太阳齿轮21、第二离合器5的联接，第三太阳齿轮26分别与输入轴I连结，并以与其相同的旋转速度旋转。第一齿圈12与第二行星架25连结，它们以相同的旋转速度旋转。

因此，第一行星齿轮组1及第二行星齿轮组2的所有旋转元件一体地旋转。其结果，输出部件以直接连结的第三速(齿轮比1.000)旋转。

进而，当车速上升，控制器释放第二离合器5，并且联接第一制动器3时，则自动变速器从第三速变为第四速。此时，第一离合器4的联接持续维持。图6表示该状态下的共通速度线图。

在该四速，第一行星齿轮组1中，第一行星架14与输入轴I连结而以与输入轴I相同的旋转速度旋转。第一太阳齿轮11通过第一制动器3的联接而固定于箱体8，旋转速度为0。因此，第一齿圈12以超速传动旋转速度旋转。

在第二行星齿轮组2的双小齿轮侧，通过第一离合器4的联接，第二太阳齿轮21与输入轴I连结并以与输入轴I相同的旋转速度旋转。第二行星架25与第一齿圈12连结，因此，以与其相同的超速传动旋转速度旋转。因此，第二齿圈22及输出部件以比第二行星架25慢的超速传动旋转速度即第四速(齿轮比0.736)旋转。

此外，第二行星齿轮组2的单小齿轮侧的第三太阳齿轮26以比第二行星架25及第二齿圈22更快的超速传动旋转速度旋转。

当车速进一步上升，控制器释放第一离合器4，并且联接第二离合器5时，则自动变速器从第四速变为第五速。此时，第一制动器3的联接被持续维持。图7表示该状态下的共通速度线图。

在该第四速，第一行星齿轮组1为与第四速的情况相同的状态，第一行星架14以与输入轴I相同的旋转速度旋转，第一太阳齿轮11因第一制动器3的联接而旋转速度为0，第一齿圈12以超速传动旋转速度旋转。

在第二行星齿轮组2，第二行星架25以与第一齿圈12相同的超速传动旋转速度旋转，第三太阳齿轮26通过第二离合器5的联接而以与输入轴I相同的旋转速度旋转。

因此，第二齿圈22及输出部件以比第四速快的超速传动旋转速度即第五速(齿轮比0.547)旋转。

此外，此时，第二太阳齿轮21以比第二齿圈22快的超速传动旋转速度旋转。

进而当车速上升，控制器释放第二离合器5，并且联接第三制动器7时，则自动变速器从第五速变为第六速。此时，第一制动器3的联接持续维持。图8表示该状态下的共通速度线图。

在该第六速，第一行星齿轮组1为与第四速及第五速的情况相同的状态，第一行星架14以与输入轴I相同的旋转速度旋转，第一太阳齿轮11通过第一制动器3的联接而旋转速度为0，第一齿圈12以超速传动旋转速度旋转。

在第二行星齿轮组2，第二行星架25以与第一齿圈12相同的超速传动旋转速度旋转，第三太阳齿轮26通过第三制动器7的联接而旋转速度，因此，第二齿圈22及输出部件以比第五速快的超速传动旋转速度即第六速(齿轮比0.435)旋转。

此外，此时，第二太阳齿轮21以比第二齿圈22更快的超速传动旋转速度旋转。

以上，对D位置的升档的动作进行了说明，但D位置的降档为与上述相反方向的动作，在各变速级的动作均相同，所以省略它们的说明。

接着，在车辆停止状态下驾驶员将选档杆移动到R(倒档：后退)位置时，控制器将第二离合器5及第二制动器6联接。图9表示该状态下的共通速度线图。

在该后退时，第一行星齿轮组1为与第一速的情况相同的状态，第一行星架14以与输入轴I相同的旋转速度旋转，第一齿圈12通过第二制动器6的联接而旋转速度为0，因此，该第一太阳齿轮以超速传动旋转速度旋转。

在第二行星齿轮组2的单小齿轮侧，第二行星架25与第一齿圈12连结，通过第二制动器6的联接而旋转速度为0，第三太阳齿轮26通过第二离合器5的联接而以与输入轴I相同的旋转速度旋转，因此，该第二齿圈及输出部件以与发动机的驱动方向相反的方向的减速旋转速度即后退级(齿轮比－2.133，其中，－表示发动机旋转速度的驱动方向的相反旋转方向)旋转。

此外，在该实施例1的自动变速器中，变速范围(R/C值)为6.336，得到从低速级至高速级为宽幅的齿轮比。

另外，倒档比/1速比(Rev/1st)为0.773，在起步时和后退时，相对于加速踏板的踏入量的输出差几乎是没有的，因此，不会给驾驶员带来不适感。

其次，对于上述实施例1的自动变速器的详细构造，基于表示其截面的图10进行说明。

同图中，输入轴I经由液力变矩器52与同图中右侧的未图示的发动机连结。第一行星齿轮组1及第二行星齿轮组2配置于与输入轴I同心上。第二行星齿轮组2在相对于作为输出部件O的传递齿轮50的图中左侧、即远离发动机的一侧，与传递齿轮50相邻配置。第一行星齿轮组1在比第二行星齿轮组2更远离发动机的一侧，与第二行星齿轮2相邻配置。

在第二齿圈22上安装传递齿轮50。传递齿轮50经由具有惰轮的惰轮轴53驱动差动齿轮装置51。差动齿轮装置51经由左右的驱动轴54分别驱动左右的未图示的驱动轮。

在相对于传递齿轮50的图中右侧、即接近发动机的一侧，即在传递齿轮50和泵壳55之间配置第三制动器7、第一离合器4、及第二离合器5。

为将上述各部件连结，设置第一连结部件56、第二连结部件57、第三连结部件58。

第一连结部件56由鼓部561、连结部562和中空轴部563构成。鼓部561配置于比传递齿轮50更靠发动机侧，在发动机侧开口的鼓部561的外周侧花键嵌合第三制动器7的旋转侧部件，并且在其内周侧花键嵌合第二离合器5的被动侧部件。一端侧经由连结部562联接于该鼓部561的内周侧的中空轴部563通过传递齿轮50的内周侧，其另一端侧与第三太阳齿轮26连结。

第二连结部件57由凸台部571和中空轴部572构成。凸台部571配置于比第一连结部件56的鼓部561更靠发动机侧，该凸台部571配置于比第一连结部件56的鼓部561更靠发动机侧，在该凸台部571的外周侧花键嵌合第一离合器4的被动侧部件。一端侧与该凸台部571的内周侧连结的中空轴部572通过第一连结部件56和输入轴I之间，其另一端侧与第二太阳齿轮21连结。

第三连结部件58由鼓部581和连结部582构成。鼓部581以与第一连结部件56的鼓部561相对的方式配置于比第一连结部件56的鼓部561更靠发动机侧，在发动机侧的相反侧开口的鼓部581的外周侧花键嵌合第二离合器5的驱动侧部件，并且在其内周侧花键嵌合第一离合器4的驱动侧部件。该鼓部581的内周侧通过第二连结部件57的凸台部571的发动机侧配置的连结部分582与输入轴I连结。

另外，在第一行星齿轮组1及第二行星齿轮组2的外周，沿轴方向朝向发动机侧按顺序配置第一制动器3和第二制动器6。

如以上说明，实施例1的自动变速器具有以下的效果。

在实施例1的自动变速器中，第二行星齿轮组2使用拉维瑙型的行星齿轮组，因此，与由6个旋转元件构成的2组单小齿轮型结构相比，旋转元件仅有4个即可，而且行星架也从2个变为1个。

因此，通过减少元件数量，轴方向的尺寸及重量也可以减少，变得紧凑，且对车辆的搭载性提高，并且也可以降低成本。

另外，变速范围也为6.366可以比目前大，而且，该情况下，能够确保良好的级间比。因此，可以提高低速级的大的驱动力实现的起步、爬坡能力，在高速级降低发动机转数，可以实现发动机噪音的降低、燃料消耗性能的提高。

另外，实施例1的自动变速器中，倒档比/1速比(Rev/1st)为0.773，在起步时和后退时，相对于加速踏板的踏入量的输出差几乎是没有的，因此，可以不给驾驶员带来不适感。

另外，使用第一连结部件56～第三连结部件58将第三制动器7、第一离合器4、第二离合器5沿半径方向重叠配置，因此，可以缩短轴方向长度。

另外，在第一行星齿轮组1及第二行星齿轮组2的外周配置有第一制动器3和第二制动器6，因此，可以缩短轴方向长度。该情况下，由于第一制动器3和第二制动器6在轴方向上排列配置，所以可以减小自动变速器的发动机的相反侧的部分的半径方向尺寸，可以防止与车架的干涉。

实施例2

其次，以下说明本发明的实施例2的自动变速器。

此外，对于与实施例1相同的构成部分标注相同的符号并省略它们的说明。

实施例2的自动变速器仅将第一行星齿轮组1由实施例1的单小齿轮型的行星齿轮变为双小齿轮型的行星齿轮组。但是，伴随于此，齿轮比、变速范围(R/C值)、倒档比/1速比(Rev/1st)的值也进行了变更。

此外，同图中，第二制动器6的位置进行了变更，向第二齿圈22和第三制动器7之间移动，但固定其第一齿圈12和第二行星架25的动作没有变化。

即，第一行星齿轮组1具有：第一太阳齿轮11、第一齿圈12、在第一太阳齿轮11的外周与其啮合的第一内侧行星齿轮15、在第一小齿轮15和第一齿圈12之间与它们啮合的第一行星架14。

第一太阳齿轮11、第一齿圈12、及第一行星架14与实施例1同样地与其它部件连结。

此外，第一行星齿轮组1的齿轮比设定为0.450，第二行星齿轮组2的双小齿轮侧的齿轮比设定为0.384，另外，第二行星齿轮组2的单小齿轮侧的齿轮比设定为0.497。

其它构成与实施例1相同。

图12表示实施例2的自动变速器的摩擦联接元件的动作表、各变速级的齿轮比、变速范围、倒档比/1速比。

实施例2的情况下，就作用而言，在共通速度线图上，第一齿圈11的速度轴R1和第一行星架14的速度轴C1切换，与第一太阳齿轮11的速度轴S1的间隔改变，但其作用与实施例1的情况相同，所以省略其说明。

实施例2中，第一速的齿轮比为2.606，第二速的齿轮比为1.533，第三速的齿轮比为1.000，第四速的齿轮比为0.665，第五速的齿轮比为0.449，第六速的齿轮比为0.367，后退的齿轮比为－2.011，变速范围为7.093，倒档比/1速比为0.772。

实施例2的自动变速器也可以获得与实施例1相同的效果。另外，第一行星齿轮组1使用双小齿轮型的行星齿轮组，因此，能够获得在第一行星齿轮组1为单小齿轮型的情况下不能得到的齿轮比，也具有对各种发动机的适用范围变宽的效果。

以上，基于上述实施例对本发明进行了说明，但本发明不限于上述实施例，即使在不脱离本发明的宗旨的范围内有涉及变更等的情况下，也包含于本发明。

例如，上述α1～α3的值不限于实施例的值，也可以根据需要适当变更。

另外，本发明的自动变速器不限于发动机前置的前轮驱动车及发动机后置的后轮驱动车。

Claims (6)

1.一种车辆用自动变速器，具备：

输入轴；

输出部件；

静止部；

第一行星齿轮组，其具有第一太阳齿轮、第一齿圈、第一行星架这三个的旋转元件；

拉维瑙型的第二行星齿轮组，其具有第二太阳齿轮、第三太阳齿轮、与所述第二太阳齿轮啮合的第二小齿轮、与该第二小齿轮及所述第三太阳齿轮啮合的第三小齿轮、旋转自如地支承所述第二小齿轮及所述第三小齿轮的第二行星架、及与所述第三小齿轮啮合的第二齿圈；

第一离合器、第二离合器、第一制动器、第二制动器、及第三制动器这5个摩擦联接元件，

将所述第一行星齿轮组的三个旋转元件在共通速度线图上根据与所述第一行星齿轮组的齿数比相对应的间隔并排，并按该排列顺序设为第一元件、第二元件、第三元件，

所述输入轴总是与所述第二元件连结，并且，通过所述第一离合器的联接而可与所述第二太阳齿轮连结，且通过所述第二离合器的联接而可与所述第三太阳齿轮联接，

所述输出部件总是与所述第二齿圈连结，

所述第一元件通过所述第一制动器的联接而可固定于所述静止部，

所述第三元件总是与所述第二行星架连结，并且，通过所述第二制动器的联接而可固定于所述静止部，

所述第三太阳齿轮通过所述第三制动器的联接而可固定于所述静止部。

2.如权利要求1所述的车辆用自动变速器，其中，

所述第一离合器在第一速、第二速、第三速及第四速联接，

所述第二离合器在第三速、第五速及后退联接，

所述第一制动器在第四速、第五速、及第六速联接，

所述第二制动器在第一速、及后退联接，

所述第三制动器在第二速、及第六速联接。

3.如权利要求1或2所述的车辆用自动变速器，其中，

所述第一行星齿轮组为单小齿轮型的行星齿轮组，

所述第一元件为所述第一太阳齿轮，

所述第二元件为所述第一行星架，

所述第三元件为所述第一齿圈。

4.如权利要求1或2所述的车辆用自动变速器，其中，

所述第一行星齿轮组为双小齿轮型的行星齿轮组，

所述第一元件为第一太阳齿轮，

所述第二元件为第一齿圈，

所述第三元件为第一行星架。

5.如权利要求1～4中任一项所述的车辆用自动变速器，其中，

在相对于所述输出部件沿轴方向远离驱动源的一侧配置所述第一制动器及所述第二制动器，在相对于所述输出部件沿轴方向接近驱动源的一侧配置所述第三制动器、所述第一离合器、及所述第二离合器，

在所述第三制动器的半径方向内侧配置所述第二离合器，

在该第二离合器的半径方向内侧配置所述第一离合器，

在所述第一行星齿轮组及所述第二行星齿轮组的半径方向外侧配置所述第一制动器及所述第二制动器，

将所述第二制动器配置于比所述第一制动器更接近驱动源的轴方向的一侧。

6.如权利要求1～5中任一项所述的车辆用自动变速器，其中，

设有在外周侧连结所述第三制动器且在内周侧连结所述第二离合器的第一连结部件，将该第一连结部件通过所述输出部件的内周侧与所述第一太阳齿轮连结，

设有在外周侧连结所述第一离合器的第二连结部件，将该第二连结部件通过所述第一连结部件的内周侧与所述第二太阳齿轮连结，

设有在外周侧连结所述第二离合器且在内周侧连结所述第一离合器的第三连结部件，将该第三连结部件通过所述第二连结部件的接近驱动源的轴方向的一侧与输入轴连结。