CN105556167A - 自动变速器 - Google Patents

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Abstract

自动变速器(10)包括输入轴(12)、与该输入轴同轴而设且与差速机构相连结的输出部(输出轴13)、双行星齿轮型第一、第二行星齿轮组(PG1、PG2)、单行星齿轮型第三、第四行星齿轮组(PG3、PG4)、将第一到第四行星齿轮组的规定旋转要素接合与分离的第一到第三离器(CL1-CL3)、让第二行星架(C2)和第一行星架(C1)分别与变速器壳(11)接合与分离的第一、第二制动器(BR1、BR2)。上述自动变速器的减速比为1的变速档被设定为第六档。

Description

自动变速器
技术领域
本发明属于安装在车辆上的自动变速器的技术领域。
背景技术
一般情况下，安装在车辆上的自动变速器包括多个行星齿轮组和离合器、制动器等多个油压式摩擦接合要素。该自动变速器构成为：利用油压控制选择性地接合这些摩擦接合要素来切换经由所述行星齿轮组的动力传递路径，便能够实现多个前进变速档和惯例为一个的倒档。
例如专利文献1中公开了以下自动变速器。其包括三个单行星齿轮型行星齿轮组和五个摩擦接合要素，通过接合这些摩擦接合要素中的任意两个来实现6个前进档和1个倒档。
近年来，为降低发动机的耗油量和提高变速性能，要求前进变速档进一步多档化。例如能够想到以下自动变速器，其包括三个行星齿轮组和六个摩擦接合要素，通过这些摩擦接合要素中两个摩擦接合要素的接合组合来实现8个前进档。
但是在该结构下在各个变速档都存在四个处于非接合状态的摩擦接合要素，因此存在以下可能性。即，自动变速器整体的驱动损失会由于这些处于非接合状态的摩擦接合要素中的摩擦板之间的滑动阻力或者润滑油在摩擦板之间的粘性阻力等增大，多档化带来的耗油量的减少效果会降低。
相对于此，在专利文献2中公开了以下自动变速器，其包括两个单行星齿轮型行星齿轮组和两个双行星齿轮型行星齿轮组以及五个摩擦接合要素，通过选择性地接合这些摩擦接合要素中的三个来实现8个前进档。
据此，因为各个变速档下的处于非接合状态的摩擦接合要素的数量变成了两个，所以能够抑制上述那样的驱动损失。并且，因为同时使用了变速比的设定自由度比单行星齿轮型行星齿轮组高的双行星齿轮型行星齿轮组，所以有希望得到以下优点，即易于适当地设定相邻变速档之间的传动比(第n档(n：整数)下的减速比/第(n+1)档下的减速比)的分配的优点。
专利文献1：日本公开特许公报2008-298126号公报
专利文献2：日本公开特许公报2009-174626号公报
发明内容
－发明要解决的技术问题－
但是，上述专利文献2中公开的自动变速器，因为该自动变速器的减速比为1的变速档(直接档)是第五档,所以减速比大于1的变速档(减速档)就只有四个了。其结果是，要想确保合适的传动比，低速一侧的变速档(第一档、第二档等)的减速比就会减小。因此，在汽车上安装了排量相对于车辆重量相对较小的发动机的情况下就存在驱动力不足的可能性，特别是存在起步加速性能不足的可能性。于是，专利文献2中公开的自动变速器将第一档下的减速比设定得相当大，因此第一档和第二档之间的传动比就比其它变速档之间的传动比大很多，牺牲了适当的传动比分配性(参照图21中的比较例)。
针对该问题能够想到例如以下技术上的解决方案，通过增大由从自动变速器的输出齿轮到差速机构的输入齿轮的齿轮列构成的最终减速机构的减速比即最终减速比，既实现合适的传动比分配，又确保所需要的驱动力和起步加速性能。但是在该情况下差速机构的输入齿轮就不紧凑，特别是在自动变速器为横置式变速器且构成了自动变速器和差速机构一体化的驱动单元的发动机前置前轮驱动的汽车的情况下，该驱动单元就不紧凑，往发动机上安装该驱动单元的安装性就成问题了。
或许能够考虑到在上述专利文献2中所公开的自动变速器中将直接档设定为第六档以上的高速档，但是在上述专利文献2中，让五个摩擦接合要素C1、Ca、Cb、B1、B2中的三个接合起来的十种组合中的第一档到第八档与倒档所不用的剩下一个组合，也就是说，在接合离合器C1与制动器B1、B2的组合中，因为离合器Ca、Cb解放了，所以行星齿轮组8中的行星架Cr就自由了。因此，不能将旋转力输给连结有输出齿轮3的行星齿轮组8的环齿轮Rr而变成空档状态。因此，将离合器C1与制动器B1、B2接合起来的的组合不能作为变速档使用。
因此，在专利文献2中所公开的自动变速器中，是不可能在比第五档低的低速档一侧设置新的变速档(减速档)而将直接档设定为第六档以上的。
在专利文献2所公开的的自动变速器中，即使为了要将直接档设定为第六档以上，而改变各行星齿轮组的旋转要素之间的连结关系以及这些旋转要素和摩擦接合要素之间的关系的一部分，对一部分的改变也会影响到其它部位，而无法仅单纯地改变这一部分；如果要以能够实现的齿轮尺寸实现各变速档的适当的减速比和变速档之间的适当的传动比，结果则是必须从头开始创造一个结构全新的自动变速器。
本发明正是为解决上述问题而完成的。其目的在于：提供一种能够将直接档设定为第六档，且能够在相邻变速档之间进行适当的传动比分配的自动变速器。
－用于解决技术问题的技术方案－
为达成上述目的，本发明的结果如下：作为一种自动变速器，在变速器壳内包括：与驱动源相连结的输入轴,与上述输入轴同轴而设且与差速机构相连结的输出部,具有第一太阳轮、第一行星架以及第一环齿轮的双行星齿轮型第一行星齿轮组,具有第二太阳轮、第二行星架以及第二环齿轮的双行星齿轮型第二行星齿轮组,具有第三太阳轮、第三行星架以及第三环齿轮的单行星齿轮型第三行星齿轮组,具有第四太阳轮、第四行星架以及第四环齿轮的单行星齿轮型第四行星齿轮组,第一离合器,第二离合器,第三离合器,第一制动器以及第二制动器。上述输入轴、上述第二太阳轮以及上述第四行星架相连结,上述输出部、上述第一环齿轮以及上述第四环齿轮相连结,上述第一太阳轮和上述第三环齿轮相连结,上述第二环齿轮和上述第三行星架相连结,上述第一离合器将上述第二行星架和上述第三太阳轮接合与分离,上述第二离合器将上述第三太阳轮和上述第三环齿轮接合与分离,上述第三离合器将上述第三太阳轮和上述第四太阳轮接合与分离,上述第一制动器将上述第二行星架和上述变速器壳接合与分离,上述第二制动器将上述第一行星架和上述变速器壳接合与分离,将上述自动变速器的减速比为1的变速档设定为第六档。
根据上述结构，能够将自动变速器的减速比为1的变速档(直接档)设定为第六档，与现有的将直接档设定为第五档的自动变速器相比，减速档(减速比大于1的变速档)的个数增多。
因此，在不牺牲适当的传动比分配性的情况下，即能够增大低速侧变速档(第一档、第二档等)下的减速比。其结果是，既能够在相邻变速档之间设定适当的传动比，又能够实现所需要的驱动力和起步加速性能。
特别是在横置式自动变速器和差速机构一体化而构成驱动单元、自动变速器的输入轴连结在作为驱动源的小排量发动机上的情况下，无需增大由从自动变速器的输出齿轮到差速机构的输入齿轮的齿轮列构成的最终减速机构的减速比即最终减速比，就能够抑制驱动单元伴随着该最终减速比增大而不紧凑。因此，既能够在相邻变速档之间设定合适的传动比，又能够抑制往发动机上安装驱动单元的安装性不良。
在上述自动变速器中优选以下结构。上述自动变速器实现8个前进档和1个倒档，上述第二离合器、上述第一制动器和上述第二制动器接合来形成第一档，上述第一离合器、上述第一制动器和上述第二制动器接合来形成第二档，上述第一离合器、上述第二离合器和上述第二制动器接合来形成第三档，上述第一离合器、上述第三离合器和上述第二制动器接合来形成第四档,上述第二离合器、上述第三离合器和上述第二制动器接合来形成第五档,上述第一离合器、上述第二离合器和上述第三离合器接合来形成第六档,上述第二离合器、上述第三离合器和上述第一制动器接合来形成第七档,上述第一离合器、上述第三离合器和上述第一制动器接合来形成第八档,上述第三离合器、上述第一制动器和上述第二制动器接合来形成倒档。
这样一来，通过适当地设定各行星齿轮组的太阳轮和环齿轮的齿数，就能够为第一档到第五档、第七档、第八档以及倒档实现适当的减速比。
－发明的效果－
如上所述，根据本发明的自动变速器，能够将直接档设定为第六档,并且既能够在相邻变速档之间实现适当的传动比分配，又能够实现所需要的驱动力和起步加速性能。
附图说明
【图1】是表示本发明的第一实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。
【图2】是示出上述自动变速器的各个变速档下的摩擦接合要素的接合状态的接合表。
【图3】(a)是示出第一档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是第一档下的减速比线图。
【图4】(a)是示出第二档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是第二档下的减速比线图。
【图5】(a)是示出第三档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是第三档下的减速比线图。
【图6】(a)是示出第四档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是第四档下的减速比线图。
【图7】(a)是示出第五档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是第五档下的减速比线图。
【图8】(a)是示出第六档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是第六档下的减速比线图。
【图9】(a)是示出第七档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是第七档下的减速比线图。
【图10】(a)是示出第八档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是第八档下的减速比线图。
【图11】(a)是示出倒档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是示出倒档下的减速比线图。
【图12】是第二实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。
【图13】是第三实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。
【图14】是第四实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。
【图15】是第五实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。
【图16】是第六实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。
【图17】是第七实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。
【图18】是第八实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。
【图19】是示出构成各行星齿轮组的齿轮的齿数例的表。
【图20】是示出在图19所示的齿数例的情况下各变速档的减速比和相邻变速档之间的传动比的表。
【图21】是将图20的传动比与比较例一起示出的图表。
【图22】是上述第一实施方式的变形例所涉及的自动变速器的传动示意图。
具体实施方式
下面参照附图详细地说明本发明的实施方式。
图1示出本发明的第一实施方式所涉及的自动变速器10的结构。该自动变速器10被安装在车辆上，且能够实现8个前进档和1个倒档。
自动变速器10在变速器壳11内包括与发动机等驱动源相连结的输入轴12、和与该输入轴12同轴而设且与差速机构相连结的输出轴13(输出部)。自动变速器10是被安装在车辆上的、输入轴12和输出轴13沿车辆前后方向(长度方向)延伸的纵置式变速器。输入轴12的车辆前侧端部与上述驱动源相连结，输出轴13的车辆后侧端部与上述差速机构相连结。
在变速器壳11内，按照从该图1中的左侧即输入侧(驱动源侧)开始这样的顺序与输入轴12同轴地依次设置有双行星齿轮型第一行星齿轮组PG1(以下简称为第一齿轮组PG1)、双行星齿轮型第二行星齿轮组PG2(以下简称为第二齿轮组PG2)、单行星齿轮型第三行星齿轮组PG3(以下简称第三齿轮组PG3)以及单行星齿轮型第四行星齿轮组PG4(以下简称第四齿轮组PG4)。
在变速器壳11内，与输入轴12同轴地设置有五个摩擦接合要素。也就是说，第一离合器CL1设置在第二齿轮组PG2和第三齿轮组PG3的输入轴方向之间，第二离合器CL2和第三离合器CL3按照从输入侧开始这样的顺序依次设置在第三齿轮组PG3和第四齿轮组PG4的输入轴方向之间。第一制动器BR1和第二制动器BR2按照从输入侧开始这样的顺序依次设置在第一齿轮组PG1的输入侧。
上述第一到第四齿轮组PG1-PG4分别具有三个旋转要素。也就是说，第一齿轮组PG1具有作为旋转要素的第一太阳轮S1、第一环齿轮R1以及第一行星架C1；第二齿轮组PG2具有作为旋转要素的第二太阳轮S2、第二环齿轮R2以及第二行星架C2；第三齿轮组PG3具有作为旋转要素的第三太阳轮S3、第三环齿轮R3以及第三行星架C3；第四齿轮组PG4具有作为旋转要素的第四太阳轮S4、第四环齿轮R4以及第四行星架C4。
这里，双行星齿轮型第一齿轮组PG1具有与第一太阳轮S1啮合的多个第一行星齿轮、和与各个该第一行星齿轮分别啮合且与第一环齿轮R1啮合的多个第二行星齿轮，这些第一和第二行星齿轮由第一行星架C1支承。与第一齿轮组PG1一样，双行星齿轮型第二齿轮组PG2也具有与第二太阳轮S2啮合的多个第一行星齿轮、与各个该第一行星齿轮分别啮合且与第二环齿轮R2啮合的多个第二行星齿轮，这些第一和第二行星齿轮由第二行星架C2支承。单行星齿轮型第三齿轮组PG3具有与第三太阳轮S3和第三环齿轮R3啮合的多个行星齿轮，该行星齿轮由第三行星架C3支承。与第三齿轮组PG3一样，单行星齿轮型第四齿轮组PG4也具有与第四太阳轮S4和第四环齿轮R4啮合的多个行星齿轮，该行星齿轮由第四行星架C4支承。
在自动变速器10中，第一太阳轮S1与第三环齿轮R3常连结，第一环齿轮R1与第四环齿轮R常连结，第二太阳轮S2与第四行星架C4常连结，第二环齿轮R2与第三行星架C3常连结。而且，输入轴12与第二太阳轮S2和第四行星架C4常连结，输出轴13与第一环齿轮R1和第四环齿轮R4常连结。
第一离合器CL1构成为将第二行星架C2和第三太阳轮S3分离和接合。第二离合器CL2构成为将第三太阳轮S3和第三环齿轮R3分离和接合。第三离合器CL3构成为将第三太阳轮S3和第四太阳轮S4分离和接合。
第一制动器BR1构成为将变速器壳11和第二行星架C2分离和接合；第二制动器BR2构成为将变速器壳11和第一行星架C1分离和接合。
如图2中的接合表所示，根据结构如上所述的自动变速器10，通过选择性地接合五个摩擦接合要素中的三个摩擦接合要素，形成了前进第一档到第八档和倒档。此外，在图2所示的接合表中，圆圈○表示摩擦接合要素接合，空格表示摩擦接合要素解除接合(解放)。
接下来，根据图2所示的各摩擦接合要素的接合组合为每个变速档决定自动变速器10的减速比的机理做说明。
图3(a)到图11(a)是示出各变速档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，在各图中，用黑点围成的方框表示被接合的摩擦接合要素。图3(b)到图11(b)是用线图绘制出的与相对应的图(a)一样的变速档下的减速比的减速比线图。在该减速比线图中，各齿轮组PG1-PG4中的旋转要素彼此间在横向上的间隔由各自的齿轮比决定，在双行星齿轮型第一、第二齿轮组PG1、PG2中按照行星架、环齿轮、太阳轮这样的顺序进行设置；在单行星齿轮型第三、第四齿轮组PG3、PG4中按照环齿轮、行星架、太阳轮这样的顺序进行设置。
上述减速比线图的纵轴表示转速，设输入转速，亦即输入轴12和与它常连结的第二太阳轮S2和第四行星架C4的转速为“1”，设由制动器固定的旋转要素的转速为“0”。常连结的旋转要素彼此间和由离合器相连结起来的旋转要素彼此间的转速相等。N1-N8和Nr表示各变速档下的输出转速，亦即第一、第四环齿轮R1、R4的转速(输出轴13的转速)。因为输入转速为“1”，所以该输出转速的倒数成为该变速档下的自动变速器10的减速比。
首先，在第一档下，如图3(a)和图3(b)所示，因为第二离合器CL2、第一制动器BR1以及第二制动器BR2接合，所以第一行星架C1和第二行星架C2的转速为“0”，且第三太阳轮S3和第三环齿轮R3结合，第三齿轮组PG3整体被一体化，由此第三齿轮组PG3中的所有旋转要素都一体旋转，与第三行星架C3常连结的第二环齿轮R2和与第三环齿轮R3常连结的第一太阳轮S1也与它们一体旋转。
在第二齿轮组PG2中，根据第二太阳轮S2的转速为“1”且第二行星架C2的转速为“0”这样的条件，决定这些旋转要素的转速。根据该转速输入第一齿轮组PG1的第一太阳轮S1且第一行星架C1的转速为“0”这样的条件，决定第一环齿轮R1的转速，该转速成为第一档下的输出转速N1。
接下来，在第二档下，如图4(a)和图4(b)所示，因为第一离合器CL1、第一制动器BR1以及第二制动器BR2接合，所以第一行星架C1和第二行星架C2的转速成为“0”，并且通过第二行星架C2和第三太阳轮S3相连结，第三太阳轮S3的转速也成为“0”。
根据第二太阳轮S2的转速为“1”且第二行星架C2的转速为“0”这样的条件，决定第二环齿轮R2和与它常连结的第三行星架C3的转速。根据已决定下来的该第二环齿轮R2和与它常结的第三行星架C3的转速以及第三太阳轮S3的转速为“0”这样的条件，决定第三环齿轮R3的转速和与它常连结的第一太阳轮S1的转速。其结果是，在第一齿轮组PG1中，根据第一行星架C1的转速为“0”这样的条件，决定第一环齿轮R1的转速，该转速成为第二档下的输出转速N2。
接下来，在第三档下，如图5(a)和图5(b)所示，第一离合器CL1、第二离合器CL2以及第二制动器BR2接合。第三太阳轮S3和第三环齿轮R3由于第二离合器CL2的接合而结合，第三齿轮组PG3整体就一体化了。因此，第三齿轮组PG3中的所有旋转要素一体旋转，与第三行星架C3常连结的第二环齿轮R2、与第三环齿轮R3常连结的第一太阳轮S1也与它们一体旋转。
通过第三太阳轮S3和第二行星架C2相连结，第二齿轮组PG2整体就一体化了。其结果是，第二、第三齿轮组PG2、PG3中的所有旋转要素都以输入第二太阳轮S2的转速“1”一体旋转。
通过将该转速“1”传递给第一行星架C1的转速为“0”的第一齿轮组PG1中的第一太阳轮S1来决定第一环齿轮R1的转速，该转速成为第三档下的输出转速N3。
接下来，在第四档下，如图6(a)和图6(b)所示，因为第一离合器CL1、第三离合器CL3以及第二制动器BR2接合，所以第一行星架C1的转速成为“0”,并且第二行星架C2、第三太阳轮S3和第四太阳轮S4相连结，它们一体旋转。
根据这些条件和第一太阳轮S1与第三环齿轮R3常连结、第二环齿轮R2与第三行星架C3常连结、转速为“1”的输入旋转要素即第二太阳轮S2与第四行星架C4常连结、第一环齿轮R1与第四环齿轮常连结这样的条件，决定第一环齿轮R1和第四环齿轮R4的转速，该转速成为第四档下的输出转速N4。
接下来，在第五档下，如图7(a)和图7(b)所示，第二离合器CL2、第三离合器CL3以及第二制动器BR2接合。第三太阳轮S3和第三环齿轮R3由于第二离合器CL2的接合而结合，第三齿轮组PG3整体就一体化了。由此，第三齿轮组PG3中的所有旋转要素一体旋转，与第三环齿轮R3常连结的第一太阳轮S1和与第三太阳轮S3常连结的第四太阳轮S4也与它们一体旋转。
其结果是，在第一齿轮组PG1和第四齿轮组PG4中，根据第一太阳轮S1和第四太阳轮S4一体旋转，常连结的第一环齿轮R1和第四环齿轮R4一体旋转并且第一行星架C1的转速为“0”、第四行星架的转速为“1”这样的条件，决定第一环齿轮R1和第四环齿轮R4的转速，该转速成为第五档下的输出转速N5。
接下来，在第六档下，如图8(a)和图8(b)所示，第一离合器CL1、第二离合器CL2以及第三离合器CL3接合。第三太阳轮S3和第三环齿轮R3由于第二离合器CL2的接合而结合，第三齿轮组PG3整体就一体化了。因此，第三齿轮组PG3中的所有旋转要素一体旋转，与第三行星架C3常连结的第二环齿轮R2和与第三环齿轮R3常连结的第一太阳轮S1也与它们一体旋转，而且，与第三太阳轮S3相连结的第四太阳轮S4也一体旋转。
通过让第三太阳轮S3和第二行星架C2相连结，第二齿轮组PG2整体就一体化了，第二齿轮组PG2中的所有旋转要素就一体旋转，与第二太阳轮S2常连结的第四行星架C4也一体旋转。其结果是，第四齿轮组PG4整体就一体化了，第四环齿轮R4和与它常连结的第一环齿轮R1也与上述旋转要素一体旋转。其结果是，第一齿轮组PG1整体一体化了。第一到第四齿轮组PG1-PG4就这样全部一体化了，所有的这些旋转要素都一体旋转。
因此，输入第二太阳轮S2和第四行星架C4的转速“1”直接从第一、第四环齿轮R1、R4(输出轴13)作为第六档下的输出转速N6输出。这样一来，第六档就成为直接档了(第六档下的减速比为1)。
接下来，在第七档下，如图9(a)和图9(b)所示，第二离合器CL2、第三离合器CL3以及第一制动器BR1接合。第三太阳轮S3和第三环齿轮R3由于第二离合器CL2的接合而结合，第三齿轮组PG3整体就一体化了。因此第三齿轮组PG3中的所有旋转要素就一体旋转，与第三行星架C3常连结的第二环齿轮R2和与环齿轮R3常连结的第一太阳轮S1也会与它们一体旋转，而且与第三太阳轮S3相连结的第四太阳轮S4也一体旋转。
根据这些条件、和第二行星架C2的转速为“0”且第二太阳轮S2和第四行星架C4的转速为“1”这样的条件，决定一体旋转的上述各旋转要素的转速，并且伴随于此决定第四环齿轮R4的转速，该转速成为第七档下的输出转速N7。
接下来，在第八档下，如图10(a)和图10(b)所示，因为第一离合器CL1、第三离合器CL3以及第一制动器BR1接合，所以第二行星架C2的转速成为“0”，并且与它相连结的第三太阳轮S3和第四太阳轮S4的转速也成为“0”。
第四齿轮组PG4中，根据第四行星架C4的转速为“1”且第四太阳轮S4的转速为“0”这样的条件，决定第四环齿轮R4的转速，该转速成为第八档下的输出转速N8。
接下来，在倒档下，如图11(a)和图11(b)所示，因为第三离合器CL3、第一制动器BR1以及第二制动器BR2接合，所以第三太阳轮S3和第四太阳轮S4相连结，它们一体旋转，并且第一、第二行星架C1、C2的转速成为“0”。
根据这些条件、和第一太阳轮S1与第三环齿轮R3常连结、第二环齿轮R2与第三行星架C3常连结、转速为“1”的输入旋转要素即第二太阳轮S2与第四行星架C4常连结，第一环齿轮R1与第四环齿轮R4常连结这样的条件，决定从第一环齿轮R1和第四环齿轮R4输出的输出转速，该输出转速成为方向与前进时相反的、倒档下的输出转速Nr。
如上所述，根据图2所示的摩擦接合要素的接合的组合能够使转速N1-N8、Nr满足0＜N1＜N2＜N3＜N4＜N5＜N6＜N7＜N8、Nr＜0这样的关系。而且，根据上述结构，第六档下的输出转速N6与输入转速相同。因此，能够得到第六档下的减速比为1且具有8个前进档和1个倒档的自动变速器10。
因此，与将直接档定为第五档的自动变速器相比，将直接档定为第六档的自动变速器10其减速档(减速比大于1的变速档)的数量增多，无需牺牲适当的传动比分配性，就能够增大低速侧变速档(第一档、第二档等)下的减速比。其结果是，既能够在相邻的变速档之间设定适当的传动比，又能够实现所需要的驱动力和起步加速性能。
接下来，对图12-图18中示出的第二到第八实施方式所涉及的自动变速器20-80做说明。
与自动变速器10一样，这些自动变速器20-80也被安装在车辆上，且能够实现8个前进档和1个倒档。这些自动变速器20-80在变速器壳内包括：与驱动源相连结的输入轴、与该输入轴同轴而设且与差速机构相连结的输出部、与输入轴同轴而设的双行星齿轮型第一、第二齿轮组、与输入轴同轴而设的单行星齿轮型第三、第四齿轮组、与输入轴同轴而设的摩擦接合要素(第一到第三离合器和第一、第二制动器)。
此外，图12-图18中，第一到第四齿轮组及其旋转要素、各摩擦接合要素都用与图1一样的符号表示。
在第二到第八实施方式中，第一到第四齿轮组在输入轴方向上的排列顺序与第一实施方式不同，伴随于此各摩擦接合要素的布置方式也不同。其它结构都和第一实施方式一样。
在图12所示的第二实施方式所涉及的自动变速器20中，第一齿轮组PG1、第三齿轮组PG3、第二齿轮组PG2以及第四齿轮组PG4在变速器壳21内按照从输入侧开始的顺序依次与输入轴22(及输出轴23)同轴而设。
第二离合器CL2设置在第三齿轮组PG3和第二齿轮组PG2的输入轴方向之间；第一离合器CL1和第三离合器CL3按照从输入侧开始的顺序依次设置在第二齿轮组PG2和第四齿轮组PG4的输入轴方向之间；第一制动器BR1和第二制动器BR2按照从输入侧开始的顺序依次设置在第一齿轮组PG1的输入侧。
在图13所示的第三实施方式所涉及的自动变速器30中，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在变速器壳31内按照从输入侧开始这样的顺序依次与输入轴32(及输出轴33)同轴而设。
第一离合器CL1设置在第二齿轮组PG2和第一齿轮组PG1的输入轴方向之间；第二离合器CL2和第三离合器CL3按照从输入侧开始的顺序依次设置在第三齿轮组PG3和第四齿轮组PG4的的输入轴方向之间；第一制动器BR1设置在第二齿轮组PG2的输入侧附近；第二制动器BR2设置在第一离合器CL1和第一齿轮组PG1的输入轴方向之间。
在图14所示的第四实施方式所涉及的自动变速器40中，第二齿轮组PG2、第三齿轮组PG3、第四齿轮组PG4以及第一齿轮组PG1在变速器壳41内按照从输入侧开始的顺序依次与输入轴42(及输出轴43)同轴而设。
第一离合器CL1设置在第二齿轮组PG2和第三齿轮组PG3的输入轴方向之间；第二离合器CL2和第三离合器CL3按照从输入侧开始的顺序依次设置在第三齿轮组PG3和第四齿轮组PG4的输入轴方向之间；第一制动器BR1设置在第二齿轮组PG2的输入侧附近；第二制动器BR2设置在第一齿轮组PG1的与输入侧相反的一侧(输出侧)附近。
在图15所示的第五实施方式所涉及的自动变速器50中，第二齿轮组PG2、第四齿轮组PG4、第一齿轮组PG1以及第三齿轮组PG3在变速器壳51内按照从输入侧开始的顺序依次与输入轴52(及输出轴53)同轴而设。
第一离合器CL1和第三离合器CL3按照从输入侧开始的顺序设置在第二齿轮组PG2和第四齿轮组PG4的输入轴方向之间；第二离合器CL2设置在第一齿轮组PG1和第三齿轮组PG3的输入轴方向之间；第一制动器BR1设置在第二齿轮组PG2的输入侧附近；第二制动器B2设置在第三齿轮组PG3的输出侧附近。
在图16所示的第六实施方式所涉及的自动变速器60中，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在变速器壳61内按照从输入侧开始的顺序依次与输入轴62(及输出轴63)同轴而设。
第一离合器CL1和第三离合器CL3按照从输入侧开始的顺序依次设置在第二齿轮组PG2和第四齿轮组PG4的输入轴方向之间；第二离合器CL2设置在第三齿轮组PG3和第一齿轮组PG1的输入轴方向之间；第一制动器BR1设置在第二齿轮组PG2的输入侧附近；第二制动器BR2设置在第二离合器CL2和第一齿轮组PG1的输入轴方向之间。
在图17所示的第七实施方式所涉及的自动变速器70中，第三齿轮组PG3、第二齿轮组PG2、第一齿轮组PG1以及第四齿轮组PG4在变速器壳71内按照从输入侧开始的顺序依次与输入轴72(及输出轴73)同轴而设。
第二离合器CL2设置在第三齿轮组PG3和第二齿轮组PG2的输入轴方向之间；第一离合器CL1和第三离合器CL3按照从输入侧开始的顺序依次设置在第二齿轮组PG2和第一齿轮组PG1的输入轴方向之间；第一制动器BR1设置在第三齿轮组PG3的输入侧附近；第二制动器BR2设置在第三离合器CL3和第一齿轮组PG1的输入轴方向之间。
在图18所示的第八实施方式所涉及的自动变速器80中，第三齿轮组PG3、第二齿轮组PG2、第四齿轮组PG4以及第一齿轮组PG1在变速器壳81内按照从输入侧开始的顺序依次与输入轴82(及输出轴83)同轴而设。
第二离合器CL2设置在第三齿轮组PG3和第二齿轮组PG2的输入轴方向之间；第一离合器CL1和第三离合器CL3按照从输入侧开始的顺序依次设置在第二齿轮组PG2和第四齿轮组PG4的输入轴方向之间；第一制动器BR1设置在第三齿轮组PG3的输入侧附近；第二制动器BR2设置在第一齿轮组PG1的输出侧附近。
如上所述，包括第一实施方式的自动变速器10在内，在第二到第八实施方式所涉及的自动变速器20-80中，第一到第四齿轮组PG1-PG4在输入轴方向上的排列顺序、以及各摩擦接合要素CL1-CL3、BR1、BR2的设置位置都不同，但是其结构，也就是说，各齿轮组PG1-PG4中旋转要素(太阳轮、环齿轮以及行星架)的连结关系、由离合器CL1-CL3彼此分离和接合的旋转要素的关系、以及利用制动器BR1、BR2与变速器壳切断和接合的旋转要素全都和第一实施方式一样。
也就是说，在第二到第八实施方式所涉及的自动变速器20-80中，第一太阳轮S和第三环齿轮R3常连结，第一环齿轮R1和第四环齿轮R4常连结，第二太阳轮S2和第四行星架C4常连结，第二环齿轮R2和第三行星架C3常连结，输入轴22-82和第二太阳轮S2与第四行星架C4常连结，输出轴23-83和第一环齿轮R1与第四环齿轮R4常连结。
第一离合器CL1构成为：将第二行星架C2和第三太阳轮S3分离和接合；第二离合器CL2构成为：将第三太阳轮S3和第三环齿轮R3分离和接合；第三离合器CL3构成为：将第三太阳轮S3和第四太阳轮S4分离和接合。
第一制动器BR1构成为：将变速器壳21-81和第二行星架C2分离和接合；第二制动器BR2构成为：将变速器壳21-81和第一行星架C1分离和接合。
因此，在任一个实施方式所涉及的自动变速器20-80中，通过按照图2所示的接合表选择性地结合三个摩擦接合要素，则会和第一实施方式所涉及的自动变速器10一样，形成8个前进档和1个倒档，并且第六档成为直接档(第六档下的减速比为1)。
这里，如果像例如图19所示的那样，设定自动变速器10-80的第一到第四齿轮组PG1-PG4中的各齿轮的齿数，各变速档下的减速比及相邻前进变速档之间的传动比(第一档下的减速比/第二档下的减速比、第二档下的减速比/第三档下的减速比、第三档下的减速比/第四档下的减速比、第四档下的减速比/第五档下的减速比、第五档下的减速比/第六档下的减速比、第六档下的减速比/第七档下的减速比、第七档下的减速比/第八档下的减速比)就会如图20所示。
根据图21将该传动比(图21中的“实施方式”与上述专利文献2中所记载的、将直接档定为第五档的自动变速器的传动比(图21中的“比较例”)做一比较的话，专利文献2(比较例)中的传动比的情况如下：因为第一档下的减速比非常大，所以第一档和第二档之间的传动比(图21中写成“1－2”)比其它变速档之间的传动比大很多。相对于此，自动变速器10-80的传动比在1.1-1.5这一较窄的范围内，能够实现极其均匀化的传动比分配。
以上第一到第八实施方式所涉及的自动变速器10-80是输出轴与输入轴同轴设置、特别是发动机前置后轮驱动车辆上使用的纵置式自动变速器，但除此以外，还能够构成齿轮组和摩擦接合要素的结构与纵置式自动变速器一样、特别是发动机前置前轮驱动车辆上使用的横置式自动变速器。
对将例如第一实施方式的自动变速器10变更为横置式后的自动变速器10’做说明。如图22所示，在自动变速器10’中，将输入侧(驱动源侧)定为第四齿轮组PG4一侧(图22中的右侧)，让沿车宽方向延伸且与驱动源(例如横置式发动机)相连结的输入轴12’从图22中的右侧朝着左侧延伸，与第二太阳轮S2和第四行星架C4相连结。
在自动变速器10’中，用作为输出部的输出齿轮13’取代纵置式自动变速器10中的输出轴13，该输出齿轮13’与输入轴12’同轴而设。输出齿轮13’设置在第四齿轮组PG4的输入侧(图22中的右侧)，且与输出轴13一样与第一环齿轮R1和第四环齿轮R4相连结。其它结构与纵置式自动变速器10一样。
虽未图示，上述输出齿轮13’经平行于输入轴12’延伸的副轴上的齿轮和已与该自动变速器10’一体化的差速机构的输入齿轮相连结，由从输出齿轮13’到差速机构的输入齿轮的齿轮列构成最终减速机构。
因此，与将直接档定为第五档的自动变速器相比，将直接档定为第六档的自动变速器10’，其减速档的数量增多，无需牺牲适当的传动比分配，就能够增大低速侧变速档下的减速比。其结果是，在上述驱动源是小排量发动机的情况下，无需增大最终减速机构的减速比即最终减速比，从而能够抑制自动变速器和差速机构一体化而构成的驱动单元伴随着该最终减速比增大而不紧凑了。因此，既能够在相邻的变速档之间进行适当的传动比设定，又能够实现所需要的驱动力和起步加速性能，而且还能够抑制往发动机室上安装驱动单元的安装性不良。
也能够像将自动变速器10变更为自动变速器10’那样，将纵置式第二到第八实施方式所涉及的自动变速器20-80变更为横置式自动变速器。
本发明并不限于上述实施方式，能够在不脱离权利要求主旨的范围内做各种改变。
例如，在上述实施方式中，将前进变速档设为8个，除此以外，还可以在第一到第四齿轮组PG1-PG4中的所有旋转要素中常连结的任意两个旋转要素之间设置一个新的离合器(第四离合器)，来得到9个以上的前进变速档。在该情况下，通过第一离合器CL1、第二离合器CL2、第三离合器CL3以及上述第四离合器接合，形成减速比为1的第六档。
上述实施方式只不过是示例而已，不得以此对本发明的保护范围做限定性的解释。本发明的保护范围由权利要求书定义，属于与权利要求的保护范围等同的任何变形、变更都包括在本发明的范围内
－产业实用性－
本发明对于安装在车辆上的自动变速器有用，从既能够将直接档设定为第六档，又能够适当地设定相邻变速档之间的传动比这一点上来看，产业实用性高。
－符号说明－
10-80、10’自动变速器
11-81、11’变速器壳
12-82输入轴
13-83输出轴(输出部)
13’输出齿轮(输出部)
PG1第一行星齿轮组
PG2第二行星齿轮组
PG3第三行星齿轮组
PG4第四行星齿轮组
S1第一太阳轮
S2第二太阳轮
S3第三太阳轮
S4第四太阳轮
R1第一环齿轮
R2第二环齿轮
R3第三环齿轮
R4第四环齿轮
C1第一行星架
C2第二行星架
C3第三行星架
C4第四行星架
CL1第一离合器
CL2第二离合器
CL3第三离合器
BR1第一制动器
BR2第二制动器

Claims (2)

1.一种自动变速器，在变速器壳内包括：
与驱动源相连结的输入轴、
与上述输入轴同轴而设且与差速机构相连结的输出部、
具有第一太阳轮、第一行星架以及第一环齿轮的双行星齿轮型第一行星齿轮组、
具有第二太阳轮、第二行星架以及第二环齿轮的双行星齿轮型第二行星齿轮组、
具有第三太阳轮、第三行星架以及第三环齿轮的单行星齿轮型第三行星齿轮组、
具有第四太阳轮、第四行星架以及第四环齿轮的单行星齿轮型第四行星齿轮组、
第一离合器、
第二离合器、
第三离合器、
第一制动器、以及
第二制动器,其特征在于：
上述输入轴、上述第二太阳轮以及上述第四行星架相连结,
上述输出部、上述第一环齿轮以及上述第四环齿轮相连结,
上述第一太阳轮和上述第三环齿轮相连结,
上述第二环齿轮和上述第三行星架相连结,
上述第一离合器将上述第二行星架和上述第三太阳轮接合与分离,
上述第二离合器将上述第三太阳轮和上述第三环齿轮接合与分离,
上述第三离合器将上述第三太阳轮和上述第四太阳轮接合与分离,
上述第一制动器将上述第二行星架和上述变速器壳接合与分离,
上述第二制动器将上述第一行星架和上述变速器壳接合与分离,
将上述自动变速器的减速比为1的变速档设定为第六档。
2.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征在于：
上述自动变速器实现8个前进档和1个倒档，
上述第二离合器、上述第一制动器和上述第二制动器接合来形成第一档，
上述第一离合器、上述第一制动器和上述第二制动器接合来形成第二档，
上述第一离合器、上述第二离合器和上述第二制动器接合来形成第三档，
上述第一离合器、上述第三离合器和上述第二制动器接合来形成第四档,
上述第二离合器、上述第三离合器和上述第二制动器接合来形成第五档,
上述第一离合器、上述第二离合器和上述第三离合器接合来形成第六档,
上述第二离合器、上述第三离合器和上述第一制动器接合来形成第七档,
上述第一离合器、上述第三离合器和上述第一制动器接合来形成第八档,
上述第三离合器、上述第一制动器和上述第二制动器接合来形成倒档。
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