CN105408661A

CN105408661A - 自动变速器

Info

Publication number: CN105408661A
Application number: CN201480043619.9A
Authority: CN
Inventors: 小河内康弘; 仲岸优; 镰田真也; 岩崎龙彦
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2013-09-25
Filing date: 2014-08-07
Publication date: 2016-03-16
Anticipated expiration: 2034-08-07
Also published as: US20160195172A1; US9562590B2; JP6064849B2; JP2015064068A; DE112014004433B4; DE112014004433T5; WO2015045258A1; CN105408661B

Abstract

自动变速器（10）具备：与驱动源连接的输入轴（12）；与该输入轴（12）同轴配设且与差动机构连接的输出轴（13）；双小齿轮型的第一行星齿轮组、第二行星齿轮组（PG1、PG2）；单小齿轮型的第三行星齿轮组、第四行星齿轮组（PG3、PG4）；使各行星齿轮组（PG1～PG4）的规定的旋转要素之间分离或接合的第一离合器～第三离合器（CL1～CL3）；和使各行星齿轮组（PG1～PG4）的规定的旋转要素与变速箱（11）分离或接合的第一制动器、第二制动器（BR1、BR2）；在第一离合器～第三离合器（CL1～CL3）被接合，且第一制动器和第二制动器（BR1、BR2）被解除时，形成减速比为1的8速。

Description

自动变速器

技术领域

本发明涉及搭载于车辆的自动变速器，属于车辆用变速器的技术领域。

背景技术

搭载于车辆的自动变速器通常具备多个行星齿轮组（行星齿轮机构）、和离合器或制动器等多个油压式摩擦接合要素，并形成为将这些摩擦接合要素通过油压控制选择性地接合，以此切换经由各行星齿轮组的动力传递路径，从而能够实现多个前进变速档位和通常为一个档位的倒退档位的结构。

例如，专利文献1中公开了具备均为单小齿轮型（singlepinion）的三个行星齿轮组和五个摩擦接合要素，且通过使这些摩擦接合要素中的任意两个接合以此实现六个前进档位、一个倒退档位的自动变速器。

另一方面，近年来，为了发动机的燃料消耗性能的改善和变速性能的改善等，而要求前进变速档位进一步多级化，例如，具备三个行星齿轮组和六个摩擦接合要素，且通过这些摩擦接合要素中两个摩擦接合要素的接合组合以此实现八个前进档位的自动变速器被纳入考虑。

然而，在该结构中，在各变速档位中存在四个非接合状态的摩擦接合要素，因此，因这些摩擦接合要素中的摩擦板之间滑动阻力或摩擦板间润滑油的粘性阻力等而有可能使变速器整体的驱动损失增大、损害通过多级化实现的燃料消耗性能的改善效果。

相对于此，专利文献2公开了具备两个单小齿轮型行星齿轮组以及两个双小齿轮型行星齿轮组、和五个摩擦接合要素，且使这些摩擦接合要素中的三个选择性地接合以此实现八个前进档位的自动变速器。

根据该结构，在各变速档位中非接合状态的摩擦接合要素的数量为两个，因此能够抑制如上所述的驱动损失，并且将变速比的设定自由度高于单小齿轮型行星齿轮组的双小齿轮型行星齿轮组一并使用，因此可期待如下优点：容易对相邻变速档位间的齿轮速比差（下档位的减速比/上档位的减速比）的分配适当地进行设定。

现有技术文献：

专利文献：

专利文献1：日本特开2008-298126号公报；

专利文献2：日本特开2009-174626号公报。

发明内容

发明要解决的问题：

然而，在上述专利文献2公开的自动变速器的结构中，5速为减速比1的直接接合档位，减速档位有四个档，增速档位有三个档，并且整体上减速比减小，因此在搭载相对于车辆重量排气量相对小的发动机时，有可能驱动力不足。尤其存在出发加速性不足的可能性，因此在该自动变速器中，将1速的减速比较大地设定，由此导致1-2速间的齿轮速比差比其他变速档位间的齿轮速比差大，从而牺牲了适当的齿轮速比差的分配性（参照图19的比较例）。

对于该问题，想到通过增大最终减速比以此实现适当的齿轮速比差的分配且确保所需驱动力或出发加速性等。然而，在该情况下，导致构成最终减速器的差动机构的输入齿轮大型化，尤其是在变速器为横置式且具备与差动机构形成为一体的驱动单元的前置前驱（frontenginefrontdrive）车辆等情况下，驱动单元大型化，从而发动机室内的搭载性成为了问题。

又，在所述专利文献2中公开的自动变速器中，还能够想到将直接接合档位设定于六速以上的高变速档位，但是在五个摩擦接合要素中三个被接合而形成的10个组合中，在未使用于1～8速以及倒挡速而余下的一个组合、具体为离合器C1、制动器B1、B2被接合的组合中，离合器Ca、Cb被解除，因此行星齿轮组8中支承件（carrier）Cr脱卸，从而不能向连接有输出齿轮3的行星齿轮组8的齿圈Rr输出旋转力，而变成空档状态。

即，在专利文献2公开的自动变速器中，无法实现通过在低于5速的低速档位侧设置新的变速档位而使直接接合档位为6速以上。

又，在该自动变速器中，即便试图将直接接合档位设定于6速以上而变更各行星齿轮组的旋转要素间的连接关系、或这些旋转要素与摩擦接合要素之间的关系的一部分等，也通常在自动变速器的结构中，一部分的变更会影响到其他部位，想要通过可实现的齿轮尺寸实现各变速档位的适当的减速比和变速档位之间的适当的齿轮速比差时，其结果是只能重头开始创造出新结构的自动变速器。

本发明鉴于与自动变速器的多档位化相关的上述实情，以实现能够将直接接合档位设定于8速、且能适当分配各变速档位之间的齿轮速比差的、具有八个前进档位的自动变速器为技术问题，经过深入研究后得以实现。

解决问题的手段：

为了解决上述问题，根据本发明的自动变速器的特征在于如下结构。

首先，第1发明是变速箱内具备：与驱动源连接的输入轴；与所述输入轴同轴配设且与差动机构连接的输出构件；具有第一太阳轮、第一齿圈以及第一支承件的双小齿轮型的第一行星齿轮组；具有第二太阳轮、第二齿圈以及第二支承件的双小齿轮型的第二行星齿轮组；具有第三太阳轮、第三齿圈以及第三支承件的单小齿轮型的第三行星齿轮组；具有第四太阳轮、第四齿圈以及第四支承件的单小齿轮型的第四行星齿轮组；第一离合器、第二离合器和第三离合器；和第一制动器和第二制动器的自动变速器；所述输入轴与所述第一太阳轮始终连接；所述输出构件与所述第四支承件始终连接；所述第一齿圈与所述第四齿圈始终连接；所述第一支承件与所述第二太阳轮始终连接；所述第二齿圈与所述第三齿圈始终连接；所述第三支承件与所述第四太阳轮始终连接；所述第一离合器使所述第一支承件与所述第四支承件以及所述输出构件之间分离或接合；所述第二离合器使所述第二支承件与所述第一齿圈以及所述第四齿圈之间分离或接合；所述第三离合器使所述第二支承件与所述第三支承件以及所述第四太阳轮之间分离或接合；所述第一制动器使所述第二齿圈以及所述第三齿圈与所述变速箱之间分离或接合；所述第二制动器使所述第三太阳轮与所述变速箱之间分离或接合；在所述第一离合器、所述第二离合器和所述第三离合器被接合，且所述第一制动器和第二制动器被解除时，形成减速比为1的8速。

又，第2发明是在所述第1发明中，所述第一离合器、所述第二离合器和所述第三离合器以及所述第一制动器和所述第二制动器中，所述第二离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器被接合时形成1速；所述第二离合器、所述第三离合器以及所述第一制动器被接合时形成2速；所述第三离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器被接合时形成3速；所述第一离合器、所述第三离合器以及所述第一制动器被接合时形成4速；所述第一离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器被接合时形成5速；所述第一离合器、所述第三离合器以及所述第二制动器被接合时形成6速；所述第一离合器、所述第二离合器以及所述第二制动器被接合时形成7速；所述第一离合器、所述第二离合器以及所述第一制动器被接合时形成倒档速。

根据上述结构，通过第1发明，在具备两个双小齿轮型的行星齿轮组、两个单小齿轮型的行星齿轮组、和五个摩擦接合要素的八个前进档位的自动变速器中，能够使8速成为直接接合档位，与上述直接接合档位为5速的自动变速器相比，减速档位的数量增多。

因此，能够整体上增大减速比，在应用于小排气量发动机时，能够避免最终减速比的增大、伴随于此的驱动单元的大型化、发动机室内的搭载性的恶化等，且能够实现各变速档位之间的适当的齿轮速比差的设定，与此同时能够实现所需的驱动力或出发加速性等。

又，根据第2发明，通过适当地设定各行星齿轮组的太阳轮和齿圈的齿数，以此在1～7速以及倒档速中也能够实现适当的减速比。

附图说明

图1是根据本发明的第一实施形态的自动变速器的要点图；

图2是上述自动变速器的摩擦接合要素的接合表；

图3是示出1速时的摩擦接合要素的接合状态的要点图和减速比线图；

图4是示出2速时的摩擦接合要素的接合状态的要点图和减速比线图；

图5是示出3速时的摩擦接合要素的接合状态的要点图和减速比线图；

图6是示出4速时的摩擦接合要素的接合状态的要点图和减速比线图；

图7是示出5速时的摩擦接合要素的接合状态的要点图和减速比线图；

图8是示出6速时的摩擦接合要素的接合状态的要点图和减速比线图；

图9是示出7速时的摩擦接合要素的接合状态的要点图和减速比线图；

图10是示出8速时的摩擦接合要素的接合状态的要点图和减速比线图；

图11是示出倒档速时的摩擦接合要素的接合状态的要点图和减速比线图；

图12是根据第二实施形态的自动变速器的要点图；

图13是根据第三实施形态的自动变速器的要点图；

图14是根据第四实施形态的自动变速器的要点图；

图15是根据第五实施形态的自动变速器的要点图；

图16是根据第六实施形态的自动变速器的要点图；

图17是构成行星齿轮组的齿轮的齿数例的表格；

图18是示出在图17的齿数例的情况下的减速比和齿轮速比差的表格；

图19是将图18的齿轮速比差与比较例一起进行图示的图表；

图20是根据第一实施形态的变形例的自动变速器的要点图。

具体实施方式

以下，说明本发明的实施形态。

图1是示出根据本发明第一实施形态的自动变速器10结构的要点图，该自动变速器10在变速箱11内具有同轴配设的输入轴12和输出轴13，在它们的轴心上从图左侧的输入侧（驱动源侧）依次配设有双小齿轮型的第一行星齿轮组PG1和第二行星齿轮组PG2（以下简称为“第一齿轮组、第二齿轮组”）、以及单小齿轮型的第三行星齿轮组PG3和第四行星齿轮组PG4（以下简称为“第三齿轮组、第四齿轮组”）。

又，在第一齿轮组PG1和第二齿轮组PG2之间配设有第一离合器CL1，在第二齿轮组PG2和第三齿轮组PG3之间，从输入侧依次配设有第二离合器CL2以及第三离合器CL3。而且，在第三齿轮组PG3附近，从输入侧依次配设有第一制动器BR1和第二制动器BR2。

所述第一齿轮组PG1～第四齿轮组PG4各自具有三个旋转要素，作为这些旋转要素，第一齿轮组PG1具有第一太阳轮S1、第一齿圈R1、第一支承件C1，第二齿轮组PG2具有第二太阳轮S2、第二齿圈R2、第二支承件C2，第三齿轮组PG3具有第三太阳轮S3、第三齿圈R3、第三支承件C3，第四齿轮组PG4具有第四太阳轮S4、第四齿圈R4、第四支承件C4。

在这里，双小齿轮型的第一齿轮组PG1和第二齿轮组PG2具有第一小齿轮和第二小齿轮，该第一小齿轮分别与第一太阳轮S1和第二太阳轮S2啮合，该第二小齿轮分别与上述第一小齿轮、以及与第一齿圈R1和第二齿圈R2啮合；这些小齿轮分别支持于所述第一支承件C1和第二支承件C2。又，单小齿轮型的第三齿轮组PG3和第四齿轮组PG4具有分别与第三太阳轮S3和第四太阳轮S4、以及与第三齿圈R3和第四齿圈R4啮合的小齿轮，这些小齿轮分别支持于所述第三支承件C3和第四支承件C4。

又，在该自动变速器10中，所述第一齿圈R1与第四齿圈R4、所述第一支承件C1与第二太阳轮S2、所述第二齿圈R2与第三齿圈R3、以及所述第三支承件C3与第四太阳轮S4分别始终连接。而且，所述输入轴12与第一太阳轮S1始终连接，所述输出轴13与第四支承件C4始终连接。

又，所述第一离合器CL1配设于所述第一支承件C1与第四支承件C4以及输出轴13之间，能够使它们分离或接合，所述第二离合器CL2配设在所述第二支承件C2与第一齿圈R1以及第四齿圈R4之间，能够使它们分离或接合，所述第三离合器CL3配设在所述第二支承件C2与第三支承件C3以及第四太阳轮S4之间，能够使它们分离或接合。

此外，所述第一制动器BR1配设在所述变速箱11与第二齿圈R2以及第三齿圈R3之间，能够使它们分离或接合，所述第二制动器BR2配设在所述变速箱11与第三太阳轮S3之间，能够使它们分离或接合。

该自动变速器10基于上述结构，如图2的接合表所示，从五个摩擦接合要素中选择性地接合三个摩擦接合要素以此形成前进档位的1～8速以及倒档速。

接着，在每个由图2所示的各摩擦接合要素的接合组合所形成的变速档位中，分别对决定减速比的原理基于图3～图11进行说明。

另外，图3～图11中的图（a）通过阴影示出该变速档位中被接合的摩擦接合要素，又，图3～图11中的图（b）通过图表示出该变速档位的减速比，因此在该减速比图表中，各齿轮组PG1～PG4中的旋转要素间横方向上的间隔由各自的齿轮比决定，双小齿轮型的齿轮组PG1、PG2中，以支承件、齿圈、太阳轮的顺序进行配置，在单小齿轮型的齿轮组PG3、PG4中，以齿圈、支承件、太阳轮的顺序进行配置。

又，纵轴表示旋转速度，将输入旋转速度、即输入轴12和与其始终连接的第一太阳轮S1的旋转速度作为“1”，将由制动器固定的旋转要素的旋转速度作为“0”。又，始终连接的旋转要素之间、以及由离合器连接上的旋转要素之间的旋转速度是相等的。而且，N1～N8、NR表示从第一支承件C1或第四支承件C4、即从输出轴13输出的旋转在各变速档位中的旋转速度，该输出旋转速度的倒数为该变速档位中的减速比。

首先，在1速中，如图3所示，第二离合器CL2、第一制动器BR1和第二制动器BR2为接合，因此首先第二支承件C2与始终连接在一起的第一齿圈R1和第四齿圈R4连接，从而它们进行相同旋转，且第二齿圈R2和第三齿圈R3以及第三太阳轮S3的旋转速度变为“0”。又，在第三齿轮组PG3中，第三太阳轮S3与第三齿圈R3的旋转速度变为“0”，因此第三齿轮组PG3整体被固定，第三支承件C3以及与其始终连接的第四太阳轮S4的旋转速度也变成“0”。

而且，由于这些条件以及第一支承件C1与第二太阳轮S2始终连接，所以相对于第一太阳轮S1旋转速度“1”的第四支承件C4的旋转速度被决定，该旋转速度为输出旋转速度N1。

接着，在2速中，如图4所示，第二离合器CL2和第三离合器CL3、第一制动器BR1为接合，因此首先第二支承件C2与始终连接在一起的第一齿圈R1和第四齿圈R4连接，从而它们进行相同旋转，又，第二支承件C2与第三支承件C3连接，它们与和第三支承件C3始终连接在一起的第四太阳轮S4进行相同旋转，其结果是，第四太阳轮S4以及第四齿圈R4均与第二支承件C2进行相同旋转，从而第四齿轮组PG4形成为一体，第四支承件C4也与它们进行相同旋转。

而且，第二齿圈R2和第三齿圈R3的旋转速度变成“0”，并且第一支承件C1和第二太阳轮S2始终连接，因此相对于第一太阳轮S1的旋转速度“1”，进行相同旋转的所述各旋转要素的旋转速度被决定，该旋转速度作为输出旋转速度N2从第四支承件C4输出。

接着，在3速中，如图5所示，第三离合器CL3、第一制动器BR1和第二制动器BR2为接合，因此首先第二齿圈R2和第三齿圈R3以及第三太阳轮S3的旋转速度变成“0”，第三齿轮组PG3整体被固定，第三支承件C3的旋转速度以及与其连接的第二支承件C2的旋转速度也变成“0”。因此，第二齿轮组PG2也整体被固定，第二太阳轮S2的旋转速度也变成“0”。

此外，第二齿轮组PG2和第三齿轮组PG3整体被固定，因此与第二太阳轮S2始终连接在一起的第一支承件C1以及与第三支承件C3始终连接在一起的第四太阳轮S4的旋转速度也变成“0”。

而且，由于这些条件以及第一齿圈R1与第四齿圈R4始终连接，所以相对于第一太阳轮S1的输入旋转速度“1”的第四支承件C4的旋转速度被决定，该旋转速度为输出旋转速度N3。

接着，在4速中，如图6所示，第一离合器CL1和第三离合器CL3、第一制动器BR1为接合，因此第一支承件C1和第四支承件C4连接，它们与和第一支承件C1始终连接的第二太阳轮S2进行相同旋转，又，第二支承件C2与第三支承件C3连接，它们与和第三支承件C3始终连接在一起的第四太阳轮S4进行相同旋转。而且，第二齿圈R2以及第三齿圈R3的旋转速度变成“0”。

由于这些条件以及第一齿圈R1与第四齿圈R4始终连接，所以相对于向第一太阳轮S1的输入旋转速度“1”的第四支承件C4的旋转速度被决定，该旋转速度为输出旋转速度N4。

接着，在5速中，如图7所示，第一离合器CL1、第一制动器BR1和第二制动器BR2为接合，因此首先第二齿圈R2和第三齿圈R3以及第三太阳轮S3的旋转速度变成“0”，第三齿轮组PG3整体被固定，第三支承件C3以及与其始终连接在一起的第四太阳轮S4的旋转速度也变成“0”。又，第一支承件C1和第四支承件C4连接并进行相同旋转。

而且，由于这些条件以及第一齿圈R1与第四齿圈R4始终连接并进行相同旋转，所以相对于向第一太阳轮S1的输入旋转速度“1”的第四支承件C4的旋转速度被决定，该旋转速度为输出旋转速度N5。

接着，在6速中，如图8所示，第一离合器CL1和第三离合器CL3、第二制动器BR2为接合，因此首先第一支承件C1与第四支承件C4连接，它们与和第一支承件C1始终连接在一起的第二太阳轮S2进行相同旋转，又，第二支承件C2与第三支承件C3连接，它们与和第三支承件C3始终连接在一起的第四太阳轮S4进行相同旋转。而且，第三太阳轮S3的旋转速度变成“0”。

由于这些条件、第一齿圈R1与第四齿圈R4始终连接、以及第二齿圈R2与第三齿圈R3始终连接，所以相对于向第一太阳轮S1的输入旋转速度“1”的第四支承件C4的旋转速度被决定，该旋转速度为输出旋转速度N6。

接着，在7速中，如图9所示，由于第一离合器CL1和第二离合器CL2、第二制动器BR2为接合，因此首先第一支承件C1与第四支承件C4连接，它们与和第一支承件C1始终连接的第二太阳轮S2进行相同旋转，又，第二支承件C2与始终连接在一起的第一齿圈R1以及第四齿圈R4连接，并且它们进行相同旋转。而且，第三太阳轮S3的旋转速度变成“0”。

由于这些条件、第二齿圈R2与第三齿圈R3始终连接、以及第三支承件C3与第四太阳轮S4始终连接，所以相对于向第一太阳轮S1的输入旋转速度“1”的第四支承件C4的旋转速度被决定，该旋转速度为输出旋转速度N7。

接着，在8速中，如图10所示，第一离合器CL1、第二离合器CL2和第三离合器CL3为接合，因此第一支承件C1与第四支承件C4连接，它们与和第一支承件C1始终连接在一起的第二太阳轮S2进行相同旋转，又，第二支承件C2与始终连接在一起的第一齿圈R1以及第四齿圈R4连接，它们进行相同旋转。此外，第二支承件C2与第三支承件C3连接，它们与和第三支承件C3始终连接在一起的第四太阳轮S4进行相同旋转。

因此，在第四齿轮组PG4中，第四太阳轮S4和第四齿圈R4与第二支承件C2进行相同旋转，从而第四齿轮组形成为一体，第四支承件C4也与它们进行相同旋转，并且与其连接的第一支承件C1也进行相同旋转。

因此，在第一齿轮组PG1中，第一支承件C1和第一齿圈R1也与所述各旋转要素一起进行相同旋转，第一齿轮组PG1也形成为一体。其结果是，相对于向第一太阳轮S1的输入旋转速度“1”，第一支承件C1以及与其连接的第四支承件C4的旋转速度也变成“1”，该旋转速度为输出旋转速度N8。即，8速为减速比“1”的直接接合档位。

另外，此时，第二齿轮组PG2和第三齿轮组PG3也与第一齿轮组PG1和第四齿轮组PG4一起以相同旋转速度进行一体旋转，从而第一齿轮组PG1～第四齿轮组PG4整体以输入旋转速度“1”进行一体旋转。

此外，在倒档速中，如图11所示，第一离合器CL1和第二离合器CL2、第一制动器BR1为接合，因此首先第一支承件C1与第四支承件C4连接，它们与和第一支承件C1始终连接在一起的第二太阳轮S2进行相同旋转；又，第二支承件C2与始终连接在一起的第一齿圈R1以及第四齿圈R4连接，它们进行相同旋转。

而且，在第一齿轮组PG1和第二齿轮组PG2中，由于第一太阳轮S1的旋转速度为“1”以及第二齿圈R2的旋转速度为“0”的条件，所以进行相同旋转的第一支承件C1以及第二太阳轮S2的旋转速度被决定，该旋转速度为负值的输出旋转速度NR。

如上所述，通过图2所示的五个摩擦接合要素的接合组合，能够使旋转速度N1～N8、NR达到N1＜N2＜N3＜N4＜N5＜N6＜N7＜N8、NR＜0，并且根据所述结构，可变为N8=1，因此能够得到有八个前进档位、一个倒退档位且8速为减速比“1”的直接接合档位的自动变速器。

因此，与直接接合档位例如为5速的自动变速器相比，减速档位的数量增多，能够增大低变速档位的减速比，从而在应用于小排气量发动机时，能够抑制最终减速比的增大、伴随于此的差动装置以及驱动单元的大型化、发动机室内的搭载性的恶化等，且能够实现各变速档位之间的适当的齿轮速比差的设定，与此同时能够实现所需的驱动力和出发加速性等。

接着，说明根据图12～图16所示的第二实施形态～第六实施形态的自动变速器。

在根据这些实施形态的自动变速器中，在配置于相同轴线上的输入轴和输出轴的轴线上配设有双小齿轮型的第一齿轮组和第二齿轮组、单小齿轮型的第三齿轮组和第四齿轮组、第一离合器、第二离合器和第三离合器、以及第一制动器和第二制动器。

另外，这些构成要素与第一实施形态相同，因此在以下说明中，针对第一齿轮组～第四齿轮组及其旋转要素、以及各摩擦接合要素，使用与第一实施形态相同的符号。

各实施形态中，在所述轴线上的第一齿轮组～第四齿轮组的排列顺序不相同，伴随于此，各摩擦接合要素的配置也不相同。

即，在根据图12所示的第二实施形态的自动变速器20中，在输入轴22和输出轴23的轴线上，从输入侧依次配置有第一齿轮组PG1、第二齿轮组PG2、第四齿轮组PG4以及第三齿轮组PG3。

而且，在第一齿轮组PG1和第二齿轮组PG2之间配设有第一离合器CL1，在第二齿轮组PG2和第四齿轮组PG4之间，从输入侧依次配设有第三离合器CL3以及第二离合器CL2，并且在第三齿轮组PG3附近，从输入侧依次配设有第一制动器BR1以及第二制动器BR2。

又，在根据图13所示的第三实施形态的自动变速器30中，在输入轴32和输出轴33的轴线上，从输入侧依次配置有第一齿轮组PG1、第四齿轮组PG4、第二齿轮组PG2以及第三齿轮组PG3。

而且，在第一齿轮组PG1和第四齿轮组PG4之间配设有第一离合器CL1，在第二齿轮组PG2和第三齿轮组PG3之间，从输入侧依次配设有第二离合器CL2以及第三离合器CL3，并且在第三齿轮组PG3附近从输入侧依次配设有第一制动器BR1以及第二制动器BR2。

又，在根据图14所示的第四实施形态的自动变速器40中，在输入轴42和输出轴43的轴线上，从输入侧依次配置有第二齿轮组PG2、第一齿轮组PG1、第三齿轮组PG3以及第四齿轮组PG4。

而且，在第一齿轮组PG1和第三齿轮组PG3之间，从输入侧依次配设有第一离合器CL1、第二离合器CL2以及第三离合器CL3，并且在第三齿轮组PG3附近，从输入侧依次配设有第一制动器BR1以及第二制动器BR2。

又，在根据图15所示的第五实施形态的自动变速器50中，在输入轴52和输出轴53的轴线上，从输入侧依次配置有第二齿轮组PG2、第三齿轮组PG3、第一齿轮组PG1以及第四齿轮组PG4。

而且，在第二齿轮组PG1和第三齿轮组PG3之间，从输入侧依次配设有第二离合器CL2以及第三离合器CL3，在第一齿轮组PG1和第四齿轮组PG4之间配设有第一离合器CL1，并且在第三齿轮组PG3附近，从输入侧依次配设有第一制动器BR1以及第二制动器BR2。

又，在根据图16所示的第六实施形态的自动变速器60中，在输入轴62和输出轴63的轴线上，从输入侧依次配置有第二齿轮组PG2、第四齿轮组PG4、第三齿轮组PG3以及第一齿轮组PG1。

而且，在第三齿轮组PG3和第一齿轮组PG1之间从输入侧配设有第三离合器CL3以及第二离合器CL2，在第一齿轮组PG1的输出侧配设有第一离合器CL1，并且在第二齿轮组PG2附近从输入侧依次配设有第一制动器BR1以及第二制动器BR2。

如上所述，在根据第二实施形态～第六实施形态的自动变速器20～60以及根据第一实施形态的自动变速器中，输入轴和输出轴的轴线上的第一齿轮组PG1～第四齿轮组PG4的排列顺序和各摩擦接合要素CL1～CL3、BR1、BR2的配设位置等均不相同，除此以外的结构、包括各齿轮组PG1～PG4中的旋转要素、即太阳轮、齿圈以及支承件的连接关系、通过制动器进行旋转要素与变速器之间的分离或接合的关系、或者通过离合器进行相互分离或接合的旋转要素之间的关系等都与第一实施形态相同。

即，在根据第二实施形态～第六实施形态的自动变速器20～60中，也同样是第一齿圈R1与第四齿圈R4、第一支承件C1与第二太阳轮S2、第二齿圈R2与第三齿圈R3以及第三支承件C3与第四太阳轮S4分别始终连接，并且输入轴22～62与第一太阳轮S1始终连接，输出轴23～63与第四支承件C4始终连接。

又，第一离合器CL1配设于第一支承件C1与第四支承件C4以及输出轴23～63之间，能够使它们分离或接合，第二离合器CL2配设于第二支承件C2与第一齿圈R1以及第四齿圈R4之间，能够使它们分离或接合，第三离合器CL3配设于第二支承件C2与第三支承件C3以及第四太阳轮S4之间，能够使它们分离或接合。

此外，第一制动器BR1配设于变速箱21～61与第二齿圈R2以及第三齿圈R3之间，能够使它们分离或接合，第二制动器BR2配设于变速箱21～61与第三太阳轮S3之间，能够使它们分离或接合。

因此，在根据任意一种实施形态的自动变速器20～60中，按照图2所示的接合表，选择性地接合三个摩擦接合要素，从而与根据第一实施形态的自动变速器10相同地形成有八个前进档位和倒退档位，并且8速为直接接合档位。

在这里，如果将第一齿轮组PG1～第四齿轮组PG4的各齿轮的齿数例如设定为图17所示的齿数，则各变速档位的减速比以及前进档位的相邻变速档位间的齿轮速比差成为如图18所示。

根据图19，将该齿轮速比差的分配与记载于上述专利文献2的直接接合档位为5速的自动变速器中的分配进行比较，则专利文献2的是使1速的减速比相对增大，其结果是1-2速之间的齿轮速比差远远大于其他变速档位间的齿轮速比差，相对于此，在根据本发明的实施形态的自动变速器10～60中，各变速档位之间的齿轮速比差收敛于1.1至1.4的狭窄的范围内，能够实现极其均等化的齿轮速比差的分配。

另外，以上根据第一实施形态～第六实施形态的自动变速器10～60是输入轴和输出轴配置于相同轴线上且用于前置后驱车辆等的纵置式的结构，但是也能够通过与齿轮组和摩擦接合要素等相关的相同结构，构成用于前置前驱车辆等的横置式的自动变速器。

以第一实施形态的自动变速器10为例说明上述结构时，如图20所示，在变更为横置式的自动变速器10’中，相对于纵置式的自动变速器10，输入侧（驱动源侧）位于与输出侧相同的一侧（图右侧），与驱动源连接的输入轴12’从图的右侧向左侧延伸并与第一太阳轮S1连接。

又，在自动变速器10’中，在输入侧上配置有输出齿轮13’以取代纵置式自动变速器10的输出轴13，并且其与所述输出轴13相同地与第四支承件C4连接。其他结构与纵置式自动变速器10完全相同。

而且，尽管未图示，但是所述输出齿轮13’通过副轴（countershaft）上的齿轮连接于与该自动变速器10’形成为一体的差动机构的输入齿轮，并且由从该输出齿轮13’至输入齿轮的齿轮系构成最终减速器。

以上在纵置式的根据第二实施形态～第六实施形态的自动变速器20～60中也相同，在这些自动变速器20～60中也可以同样方式变换成横置式的自动变速器。

工业应用性：

如上所述，根据本发明实现能够将直接接合档位设定于8速，且适当地设定各变速档位间的齿轮速比差的八个前进档位的自动变速器，可适宜地利用于车辆用自动变速器乃至车辆的制造技术领域。

符号说明：

10～60、10’自动变速器；

11～61、11’变速箱；

12～62、12’输入轴；

13～63输出轴；

13’输出齿轮；

PG1～PG4第一行星齿轮组～第四行星齿轮组；

S1～S4太阳轮；

R1～R4齿圈；

C1～C4支承件；

CL1～CL3第一离合器～第三离合器；

BR1～BR2第一制动器、第二制动器。

Claims

1.一种自动变速器，

变速箱内具备：

与驱动源连接的输入轴；

与所述输入轴同轴配置且与差动机构连接的输出构件；

具有第一太阳轮、第一齿圈以及第一支承件的双小齿轮型的第一行星齿轮组；

具有第二太阳轮、第二齿圈以及第二支承件的双小齿轮型的第二行星齿轮组；

具有第三太阳轮、第三齿圈以及第三支承件的单小齿轮型的第三行星齿轮组；

具有第四太阳轮、第四齿圈以及第四支承件的单小齿轮型的第四行星齿轮组；

第一离合器、第二离合器和第三离合器；和

第一制动器和第二制动器的自动变速器；

所述输入轴与所述第一太阳轮始终连接；

所述输出构件与所述第四支承件始终连接；

所述第一齿圈与所述第四齿圈始终连接；

所述第一支承件与所述第二太阳轮始终连接；

所述第二齿圈与所述第三齿圈始终连接；

所述第三支承件与所述第四太阳轮始终连接；

所述第一离合器使所述第一支承件与所述第四支承件以及所述输出构件之间分离或接合；

所述第二离合器使所述第二支承件与所述第一齿圈以及所述第四齿圈之间分离或接合；

所述第三离合器使所述第二支承件与所述第三支承件以及所述第四太阳轮之间分离或接合；

所述第一制动器使所述第二齿圈以及所述第三齿圈与所述变速箱之间分离或接合；

所述第二制动器使所述第三太阳轮与所述变速箱之间分离或接合；

在所述第一离合器、所述第二离合器和所述第三离合器被接合，且所述第一制动器和第二制动器被解除时，形成减速比为1的8速。

2.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，

所述第一离合器、所述第二离合器和所述第三离合器以及所述第一制动器和所述第二制动器中，所述第二离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器被接合时形成1速；

所述第二离合器、所述第三离合器以及所述第一制动器被接合时形成2速；

所述第三离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器被接合时形成3速；

所述第一离合器、所述第三离合器以及所述第一制动器被接合时形成4速；

所述第一离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器被接合时形成5速；

所述第一离合器、所述第三离合器以及所述第二制动器被接合时形成6速；

所述第一离合器、所述第二离合器以及所述第二制动器被接合时形成7速；

所述第一离合器、所述第二离合器以及所述第一制动器被接合时形成倒档速。