CN105658994B - 自动变速器 - Google Patents

Abstract

自动变速器(10)在变速器壳(11)内在同一轴上包括输入部(输入轴12)、输出部(输出轴13)、从自动变速器的轴向一侧朝着另一侧依次设置的单行星齿轮型第一到第四行星齿轮组(PG1、PG2、PG3、PG4)、使第一到第四行星齿轮组中的规定旋转要素分离与接合的第一到第三离合器(CL1‑CL3)、使第三环齿轮(R3)和变速器壳分离与接合的第一制动器(BR1)、以及使第一太阳轮(S1)和第四太阳轮(S4)与变速器壳分离与接合的第二制动器(BR2)。

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(行星齿轮机构)和离合器、制动器等多个压力油式摩擦接合要素。该自动变速器构成为：利用压力油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。

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。例如提出了以下自动变速器，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，在该自动变速器的结构下，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而增大，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1中公开了以下自动变速器，其包括四个行星齿轮组和五个摩擦接合要素，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，因为上述四个行星齿轮组全部是单行星齿轮型的，所以与使用双行星齿轮型行星齿轮组的情况相比，该四个行星齿轮组具有以下可能性，即结构简化、变速器整体紧凑化。

上述专利文献1中所公开的自动变速器其结构如图20所示。也就是说，从输入侧(图20中的左侧)开始设置有第一、第二、第三、第四行星齿轮组PGa、PGb、PGc、PGd；第一离合器CLa设置在第二、第三行星齿轮组PGb、PGc之间；第二离合器CLb和第三离合器CLc分别设置在第三、第四行星齿轮组PGc、PGd之间的外周侧和内周侧；第一行星齿轮组PGa中的行星架和第四行星齿轮组PGd中的环齿轮通过动力传递部件x连结；第二行星齿轮组PGb中的环齿轮和第三行星齿轮组PGc中的太阳轮通过动力传递部件y连结；第三行星齿轮组PGc中的行星架和第四行星齿轮组PGd中的行星架通过动力传递部件z连结。

根据上述结构，动力传递部件x、y覆盖了第一离合器CLa的外周侧，动力传递部件x、z覆盖了第二、第三离合器CLb、CLc的外周侧。其结果是，各离合器CLa、CLb、CLc位于由位于该各离合器两侧的行星齿轮组、和位于该各离合器的外周侧的动力传递部件围起来的封闭空间内。

专利文献1：日本专利第4644700号公报

发明内容

－发明要解决的技术问题－

在上述专利文献1所公开的结构下，因为上述各离合器位于上述封闭空间内，所以不能从变速器壳的筒状壁部或者端壁部简单地就给各离合器引导出将压力油(工作油)供向上述各离合器的油路。例如会成为以下结构，经由设置在贯穿行星齿轮组内侧的轴部件或者衬套等上的油路那样的、通过行星齿轮组内侧的油路将压力油供向离合器。

因此，从变速器壳到各离合器的压力油供给油路长且复杂。其结果是，自动变速器不紧凑，并且成为变速控制的响应性因压力油的供排而恶化的主要原因；还存在以下可能性，即相对旋转的部件之间的油路的连通部增加，来自这些连通部中的密封机构的工作油的泄漏量增大；为弥补该泄漏会导致泵不紧凑，泵不紧凑又会导致自动变速器不紧凑，变速控制的响应性也会因为该泄漏而恶化。

本发明正是为解决上述问题而完成的。其目的在于提供以下新结构的自动变速器，其对伴随着自动变速器的多档化而产生的上述问题进行了处理，能够将从变速器壳到各离合器的压力油供给油路简单化。

－用于解决技术问题的技术方案－

为达成上述目的，本发明中以安装在车辆上的自动变速器为对象。在变速器壳内在同一轴上包括与驱动源相连结的输入部、与差速机构相连接的输出部、具有第一太阳轮、第一行星架以及第一环齿轮的单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单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。上述第一、第二、第三以及第四行星齿轮组按照从上述自动变速器的轴向一侧到另一侧的顺序设置，上述输入部与上述第一行星架固定连接，上述第一太阳轮与上述第四太阳轮固定连接，上述第一环齿轮与上述第二太阳轮固定连接，上述第二行星架与上述第四行星架固定连接，上述第三行星架与上述第四环齿轮固定连接，上述输出部、上述第二行星架以及上述第四行星架固定连接，上述第一离合器使上述输入部、上述第一行星架与上述第三太阳轮分离与接合，上述第二离合器使上述第一环齿轮和上述第二太阳轮与上述第三太阳轮分离与接合，上述第三离合器使上述第二环齿轮和上述第三太阳轮分离与接合，上述第一制动器使上述第三环齿轮和上述变速器壳分离与接合，上述第二制动器使上述第一太阳轮和上述第四太阳轮与上述变速器壳分离与接合。

根据上述结构，第一、第二以及第三离合器分离与接合是第一或者第二行星齿轮组中的构成要素和第三太阳轮之间，所以能够将这三个离合器布置在变速器壳内的第一、第二行星齿轮组的外周侧区域，亦即变速器壳壁部附近的区域，从而能够将这三个离合器布置成不被行星齿轮组、动力传递部件覆盖这样的状态。其结果是，能够让从变速器壳到各离合器的压力油供给油路不通过行星齿轮组的内侧，而能够让从变速器壳到各离合器的压力油供给油路从变速器壳朝着径向内侧延伸并向离合器引导。

因此，与现有的自动变速器那样将各离合器布置在由行星齿轮组以及动力传递部件围起来的封闭空间内的情况相比，能够缩短从变速器壳到第一、第二以及第三离合器的压力油供给油路，并且很简单地就能够构成该压力油供给油路。结果是，能够抑制多档化引起的自动变速器不紧凑，抑制变速控制的响应性因压力油的供排而恶化。

能够减少相对旋转的部件之间的油路的连通部，因而从该连通部泄漏的工作油的泄漏量就减少，泵为了弥补该泄漏而不紧凑，泵的不紧凑又导致变速器不紧凑，还能够抑制变速控制的响应性因该泄漏而恶化。

优选，在上述自动变速器中，上述第一、第二以及第三离合器分别具有根据压力油的供排而彼此结合或者分离的内周侧旋转部件和外周侧旋转部件。上述第一、第二以及第三离合器的外周侧旋转部件彼此一体化，该外周侧旋转部件是该第一、第二以及第三离合器共用的外周侧共用旋转部件，上述外周侧共用旋转部件的上述轴向上的上述另一侧的端部与上述第三太阳轮固定连接，上述第一离合器的内周侧旋转部件与上述输入部和上述第一行星架固定连接，上述第二离合器的内周侧旋转部件与上述第一环齿轮和上述第二太阳轮固定连接，上述第三离合器的内周侧旋转部件与上述第二环齿轮固定连接。

这样一来，就能够在变速器壳内的第一、第二行星齿轮组的外周侧区域中将第一、第二以及第三离合器布置成不被行星齿轮组、动力传递部件覆盖的非封闭状态。其结果是，能够让从变速器壳到这些离合器的压力油供给油路不通过行星齿轮组的内侧，而能够让从变速器壳到各离合器的压力油供给油路从变速器壳朝着径向内侧延伸并向各离合器引导。

可以是这样的，在设置上述那样的外周侧共用旋转部件的情况下，上述变速器壳具有轴心沿上述轴向延伸的筒状壁部，上述外周侧共用旋转部件被设置成该外周侧共用旋转部件的外周面与上述变速器壳的上述筒状壁部的内周面直接相对，从上述变速器壳到上述第一、第二以及第三离合器的各压力油供给油路被设置成从上述变速器壳通过上述筒状壁部的内周面和上述外周侧共用旋转部件的外周面之间的间隙被引向上述第一、第二以及第三离合器。

可以是这样的，在设置上述那样的外周侧共用旋转部件的情况下，上述变速器壳具有从设置在该变速器壳的上述轴向上的上述一侧的端部的端壁部向上述轴向上的上述另一侧延伸的壳侧圆筒部；上述外周侧共用旋转部件具有设置在该外周侧共用旋转部件的上述轴向上的上述一侧的端部且外嵌在上述壳侧圆筒部的旋转部件侧圆筒部；从上述变速器壳到上述第一、第二以及第三离合器的各压力油供给油路被设置成从上述变速器壳通过上述壳侧圆筒部的外周面和上述旋转部件侧圆筒部的内周面之间的间隙被引向上述第一、第二以及第三离合器。

根据这些结构，就具体地缩短并简化了到第一、第二以及第三离合器的压力油供给油路。

可以是这样的，在设置上述那样的外周侧共用旋转部件的情况下，从上述变速器壳到上述第一、第二以及第三离合器的各压力油供给油路从设置在上述外周侧共用旋转部件上的油路到达上述第一、第二以及第三离合器的压力油室，该各压力油供给油路从该压力油室的内周侧引入工作油。

这样一来，在向第一、第二以及第三离合器供给压力油时，将工作油引入压力油室内这项工作就会因作用于该工作油上的离心力而增强，会迅速供给压力油，而有助于提高变速控制的响应性。

优选以下结构，在上述自动变速器中，上述自动变速器实现8个前进档和1个倒档，上述第一离合器、上述第一制动器以及上述第二制动器接合来形成第一档，上述第二离合器、上述第一制动器以及上述第二制动器接合来形成第二档，上述第一离合器、上述第二离合器以及上述第一制动器接合来形成第三档，上述第二离合器、上述第三离合器以及上述第一制动器接合来形成第四档，上述第一离合器、上述第三离合器以及上述第一制动器接合来形成第五档，上述第一离合器、上述第二离合器以及上述第三离合器接合来形成上述自动变速器的减速比为1的第六档，上述第一离合器、上述第三离合器以及上述第二制动器接合来形成第七档，上述第二离合器、上述第三离合器以及上述第二制动器接合来形成第八档，上述第三离合器、上述第一制动器以及上述第二制动器接合来形成倒档。

这样做以后，在压力油供给油路被简化的8个前进档和1个倒档的自动变速器中，通过适当地接合各摩擦接合要素就能够适当地进行变速。在各变速档下，能够使五个摩擦接合要素中处于非接合状态的摩擦接合要素(旋转阻力大于处于接合状态的摩擦接合要素)的数量比处于接合状态的摩擦接合要素的数量少，从而能够效率良好地进行动力传递。

－发明的效果－

如上所述，根据本发明的自动变速器，能够将第一、第二以及第三离合器布置在变速器壳内的第一、第二行星齿轮组的外周侧区域(亦即变速器壳壁部附近的区域)，从而能够简化从变速器壳到各离合器的压力油供给油路。因此而既能够抑制自动变速器不紧凑，又能够抑制变速控制的响应性恶化。

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】是表示上述自动变速器在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)是表示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)是表示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)是表示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)是表示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)是表示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)是表示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)是表示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)是表示第八档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是第八档度下的减速比线图。

【图11】(a)是表示倒档下的摩擦接合要素的接合状态的传动示意图，(b)是表示倒档下的减速比线图。

【图12】是表示构成各行星齿轮组的齿轮的齿数例的表。

【图13】是表示在图12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14】是第二实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。

【图15】是第三实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。

【图16】是第四实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。

【图17】是第五实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。

【图18】是第六实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。

【图19】是第七实施方式所涉及的自动变速器的传动示意图。

【图20】是表示具有8个前进档的自动变速器的现有例的传动示意图。

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表示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内具有在自动变速器10的轴向的一侧(图1中的左侧)沿该轴向延伸设置且与驱动源A(例如发动机、电动马达等)相连结的输入轴12(输入部)、和在自动变速器10的轴向的另一侧(图1中的右侧)与输入轴12同轴而设且与差速机构相连结的输出齿轮13(输出部)。自动变速器10是被安装在上述车辆上的横置式变速器，该自动变速器10的轴向(图1中的左右方向)即为车宽方向(亦即自动变速器10的轴心沿车宽方向延伸)。自动变速器10的轴心与输入轴12的轴心一致。以下，将自动变速器10的轴向称为变速器轴向，将与该变速器的轴向垂直的方向称为变速器径向。

在变速器壳11内的变速器轴向的输入轴12和输出齿轮13之间，按照从变速器轴向的上述一侧(以下称为驱动源侧)开始的顺序，与输入轴12同轴地依次设置有第一行星齿轮组PG1(以下简称为第一齿轮组PG1)、第二行星齿轮组PG2(以下简称为第二齿轮组PG2)、第三行星齿轮组PG3(以下简称为第三齿轮组PG3)以及第四行星齿轮组PG4(以下简称为第四齿轮组PG4)。

在变速器壳11内的第一、第二齿轮组PG1、PG2的变速器径向外侧(外周侧)区域，按照从驱动源侧开始的顺序与输入轴12同轴地依次设置有第一离合器CL1、第二离合器CL2以及第三离合器CL3。第一制动器BR1与输入轴12同轴地设置在变速器壳11内的第三齿轮组PG3的外周侧的区域，第二制动器BR2与输入轴12同轴地设置在变速器壳11内的输出齿轮13的变速器轴向的上述另一侧(以下称为驱动源侧相反一侧)。

上述第一到第四齿轮组PG1-PG4都是单行星齿轮型齿轮组。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。单行星齿轮型第一到第四齿轮组PG1-PG4都还具有与太阳轮和环齿轮双方啮合的多个行星齿轮，该行星齿轮由行星架支承。

变速器壳11具有轴心沿变速器轴向延伸的筒状壁部11a，该筒状壁部11a覆盖了输入轴12、输出齿轮13、第一到第四齿轮组PG1-PG4、第一-第三离合器CL1-CL3、以及第一、第二制动器BR1、BR2的外周侧。在本实施方式中，筒状壁部11a的轴心与自动变速器10的轴心一致。

在自动变速器10中，输入轴12和第一行星架C1固定连接，第一太阳轮S1和第四太阳轮S4固定连接，第一环齿轮R1和第二太阳轮S2固定连接，第二行星架C2和第四行星架C4固定连接，第三行星架C3和第四环齿轮R4固定连接，输出齿轮13、第二行星架C2以及第四行星架C4固定连接。

第一离合器CL1构成为使输入轴12和第一行星架C1与第三太阳轮S3分离与接合，第二离合器CL2构成为使第一环齿轮R1和第二太阳轮S2与第三太阳轮S3分离与接合，第三离合器CL3构成为使第二环齿轮R2和第三太阳轮S3分离与接合。

第一制动器BR1构成为使变速器壳11和第三环齿轮R3分离与接合，第二制动器BR2构成为使变速器壳11与第一太阳轮S1和第四太阳轮S4分离与接合。

第一到第三离合器CL1-CL3分别具有根据压力油的供排经摩擦板而彼此结合或者分离的内周侧旋转部件19A、外周侧旋转部件19B。第一、第二以及第三离合器的外周侧旋转部件19B彼此一体化，该外周侧旋转部件19B是该第一、第二以及第三离合器共用的外周侧共用旋转部件14。该外周侧共用旋转部件14的与驱动源侧相反一侧的端部14a与第三太阳轮S3固定连接。

供第一到第三离合器CL1-CL3的内周侧旋转部件19A结合的部件都是布置在这些离合器CL1-CL3的变速器径向内侧(内周侧)的输入轴12以及第一、第二齿轮组PG1、PG2的旋转要素。连结第一、第二齿轮组PG1、PG2的旋转要素和连结第三、第四齿轮组PG3、PG4的旋转要素的动力传递部件，仅仅是连结第一太阳轮S1和第四太阳轮S4的第一动力传递部件15、和连结第二行星架C2和第四行星架C4的第二动力传递部件16。这些第一、第二动力传递部件15、16都能够让供外周侧共用旋转部件14的与驱动源侧相反一侧的端部14a结合的第三太阳轮S3的内周侧通过。

因此，能够将第一到第三离合器CL1-CL3以非封闭状态放在变速器壳11内，不被行星齿轮组以及动力传递部件包围。外周侧共用旋转部件14被布置成让其外周面14b与筒状壁部11a的内周面11b直接相对。也就是说，动力传递部件等部件不会存在于外周侧共用旋转部件14的外周面14b和筒状壁部11a的内周面11b之间。

在外周侧共用旋转部件14的内周侧，第一到第三离合器CL1-CL3各自的压力油室P1-P3沿着变速器轴向排列着设置。压力油室P1-P3都是由气缸17和以能够在该气缸17内沿变速器轴向滑动的方式嵌装在该气缸17内的活塞18划分而成。用于将压力油(工作油)从变速器壳11分别供向该压力油室P1-P3的压力油供给油路a、b、c与压力油室P1-P3连通。各压力油供给油路a、b、c被设置成从变速器壳11的筒状壁部11a通过筒状壁部11a的内周面11b和外周侧共用旋转部件14的外周面14b之间的间隙(筒状壁部11a和外周侧共用旋转部件14的两个相对的面之间的间隙)被引向各离合器CL1-CL3的压力油室P1-P3。也就是说，让设置在变速器壳11的筒状壁部11a的油路和被设置成在外周侧共用旋转部件14中沿变速器径向延伸而在内周面侧与压力油室P1-P3连通的油路，通过筒状壁部11a的内周面11b和外周侧共用旋转部件14的外周面14b之间的间隙且由布置在该间隙的密封部件密封的空间连通，即形成各压力油供给油路a、b、c。

第一、第二制动器BR1、BR2的压力油室P4、P5(结构与压力油室P1-P3相同)设置在变速器壳11中，由此压力油便会经设置在变速器壳11上的压力油供给油路d、e分别供向压力油室P4、P5。

上述输出齿轮13经与输入轴12平行着延伸的副轴上的齿轮与差速机构的输入齿轮子齿轮连结。

有了上述结构以后，根据本实施方式所涉及的自动变速器10，通过对上述压力油室P1-P5的压力油供排进行控制，如图2的接合表所示选择性地接合五个摩擦接合要素中的三个摩擦接合要素，来形成前进第一档到第八档以及倒档。此外，在图2所示的接合表中，圆圈○表示摩擦接合要素接合，空栏表示摩擦接合要素解除接合(解放)。

接下来，说明根据图2所示的各摩擦接合要素的接合组合对每一个变速档决定自动变速器10的减速比的机理。

图3(a)、图4(a)、…、图11(a)是表示各变速档下的摩擦接合要素的接合状态的、与图1一样的传动示意图(不过，省略了驱动源A、变速器壳11、压力油室P1-P5等)，在该各传动示意图中，用小黑点形成的阴影部分表示接合的摩擦接合要素。

图3(b)、图4(b)、…、图11(b)分别是用线图表示图3(a)、图4(a)、…、图11(a)所示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中的旋转要素在横向上的间隔分别由各自的齿轮比决定下来。

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和与它固定连接的第一行星架C1的转速为“1”，设由制动器固定的旋转要素的转速为“0”。而且，固定连接的旋转要素彼此间的转速以及由离合器连结的旋转要素彼此间的转速相等。N1-N8以及Nr表示各变速档下的输出转速亦即第二、第四行星架C2、C4的转速(输出齿轮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)、图3(b)所示，第一离合器CL1、第一制动器BR1以及第二制动器BR2接合。因此输入轴12与第三太阳轮S3相连结，第三太阳轮S3的转速变成“1”，并且第三环齿轮R3的转速变成“0”。由此决定第三行星架C3的转速和与它固定连接的第四环齿轮R4的转速。根据该第四环齿轮R4的转速和第四太阳轮S4的转速为“0”这样的条件，决定第四行星架C4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)、图4(b)所示，第二离合器CL2、第一制动器BR1以及第二制动器BR2接合。因此与输入轴12固定连接的第一行星架C1的转速变成“1”，并且第一太阳轮S1的转速变成“0”。由此决定第一环齿轮R1和与它相连结的第三太阳轮S3的转速。根据第三环齿轮R3的转速为“0”决定第三行星架C3的转速和与它固定连接的第四环齿轮R4的转速；根据第四太阳轮S4的转速为“0”决定第四行星架C4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)、图5(b)所示，第一离合器CL1、第二离合器CL2以及第一制动器BR1接合。因此输入轴12与第一行星架C1、第一环齿轮R1相连结，它们一体旋转，于是第一齿轮组PG1整体以转速“1”一体旋转。与第一环齿轮R1相连结的第三太阳轮S3、和与第一太阳轮S1固定连接的第四太阳轮S4的转速也成为“1”。

根据第三环齿轮R3的转速为“0”决定第三行星架C3和与它固定连接的第四环齿轮R4的转速。根据第四太阳轮S4的转速为“1”决定第四行星架C4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)、图6(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。因此第二太阳轮S2和第二环齿轮R2一体旋转，第二齿轮组PG2整体一体旋转。与第二太阳轮S2固定连接的第一环齿轮R1、与第二行星架C2固定连接的第四行星架C4、以及与第二环齿轮R2相连结的第三太阳轮S3也与第二齿轮组PG2整体一体旋转。

根据这些条件、和第一行星架C1的转速为“1”且第三环齿轮R3的转速为“0”、第一太阳轮S1与第四太阳轮S4固定连接且第三行星架与第四环齿轮R4固定连接，决定一体旋转的上述各旋转要素的转速，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)、图7(b)所示，第一离合器CL1、第三离合器CL3以及第一制动器BR1接合。因此与输入轴12固定连接的第一行星架C1、第二环齿轮R2以及第三太阳轮S3相连结，它们的转速变成“1”。根据第三环齿轮R3的转速为“0”决定第三行星架C3以及与它固定连接的第四环齿轮R4的转速。

根据第一太阳轮S1与第四太阳轮S4固定连接、第一环齿轮R1与第二太阳轮S2固定连接、第二行星架C2与第四行星架C4固定连接，决定第四行星架C4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)、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。因此与输入轴12固定连接的第一行星架C1和第一环齿轮R1一体旋转，第一齿轮组PG1整体便以转速“1”一体旋转。根据第一环齿轮R1和第二太阳轮S2固定连接且该第二太阳轮S2和第二环齿轮R2一体旋转，第二齿轮组PG2也整体以转速“1”一体旋转。

该转速“1”从第二行星架C2经第四行星架C4被作为第六档下的输出转速N6输出。因此第六档成为直接档(第六档下的减速比为1)。

接下来，在第七档下，如图9(a)、图9(b)所示，第一离合器CL1、第三离合器CL3以及第二制动器BR2接合。因此第一太阳轮S1的转速变成“0”，与输入轴12固定连接的第一行星架C1的转速变成“1”。根据此决定第一环齿轮R1和与它固定连接的第二太阳轮S2的转速。根据与第一行星架C1相连结的第二环齿轮R2的转速为“1”决定第二行星架C2的转速。该转速经第四行星架C4被作为第七档下的输出转速N7输出。

接下来，在第八档下，如图10(a)、图10(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。因此第一太阳轮S1的转速变成“0”，与输入轴12固定连接的第一行星架C1的转速变成“1”。由此决定第一环齿轮R1和与它固定连接的第二太阳轮S2的转速。

第二齿轮组PG2整体借助第二太阳轮S2和第二环齿轮R2相连结而一体旋转，其转速从第二行星架C2经第四行星架C4被作为第八档下的输出转速N8输出。

接下来，在倒档下，如图11(a)、图11(b)所示，第三离合器CL3、第一制动器BR1以及第二制动器接合。因此与输入轴12固定连接的第一行星架C1的转速变成“1”，第一太阳轮S1的转速变成“0”。由此决定第一环齿轮R1和与它固定连接的第二太阳轮S2的转速。

根据该条件、和第二环齿轮R2与第三太阳轮S3相连结而一体旋转、第三环齿轮R3和第四太阳轮S4的转速为“0”、第二行星架C2和第四行星架C4固定连接、第三行星架C3和第四环齿轮R4固定连接，决定第四行星架C4的转速。该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组合，能够让转速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(N6＝1)。因此，能够获得第六档下的减速比为1的、具有8个前进档和1个倒档的自动变速器10。

这里，如果例如像图12所示的那样设定自动变速器10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和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)则如图13所示。由此而能够得到各变速档之间传动比大致均匀的变速档。

在本实施方式所涉及的自动变速器10中，如上所述，因为在第一到第三离合器CL1-CL3各自接合的内周侧旋转部件19A和外周侧旋转部件19B中的外周侧旋转部件19B都是与第太阳轮S3相连结，所以它们一体化，是单一的外周侧共用旋转部件14，其驱动源侧相反一侧的端部14a与第三太阳轮S3连结。外周侧共用旋转部件14以在其外周侧不存在其它动力传递部件等的非封闭状态收放在变速器壳11内，外周侧共用旋转部件14被设置成该外周侧共用旋转部件14的外周面14b与变速器壳11的筒状壁部11a的内周面11b直接相对。

而且，在外周侧共用旋转部件14的内周侧设置有第一到第三离合器CL1-CL3的压力油室P1-P3，让设置在变速器壳11的筒状壁部11a的油路和设置在外周侧共用旋转部件14的油路经由外周侧共用旋转部件14的外周面14b和筒状壁部11a的内周面11b之间的间隙(外周侧共用旋转部件14和筒状壁部11a的相对面之间的间隙)连通，形成将压力油从变速器壳11分别供向压力油室P1-P3的压力油供给油路a、b、c。

因此，不经由设置在贯穿行星齿轮组内侧的轴部件等那样的该离合器构成部件以外的部件上的油路，将压力油直接从变速器壳11供向各压力油室P1-P3。其结果是，无需像现有自动变速器那样，因为离合器被布置在封闭空间内而要采用让该离合器的压力油室的压力油供给油路经由上述轴部件等那样的该离合器构成部件以外的部件的结构。这样一来，压力油供给油路a、b、c缩短且简化。结果是，能够抑制自动变速器10不紧凑，抑制变速控制的响应性恶化等。

接下来，对图14-图19各图中所示的第二到第七实施方式所涉及的自动变速器20-70做说明。

和自动变速器10一样，这些自动变速器20-70也是以横置状态设置在车辆上，并且实现了8个前进档和1个倒档。在变速器壳11内包括和与在上述第一实施方式中说明的驱动源A一样的驱动源(图14-图19中省略图示)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齿轮、与上述输入轴同轴而设的单行星齿轮型第一到第四齿轮组、与上述输入轴同轴而设的摩擦接合要素(第一到第三离合器、第一和第二制动器)。这些构成要素的布置情况、以及、各旋转要素的连结关係、摩擦接合要素带来的旋转要素之间或者变速器壳与旋转要素之间的分离接合关系等与上述第一实施方式所涉及的自动变速器10相同。

因此，在以下第二到第七实施方式中，也能够获得按照图2所示的接合表第六档下的减速比为1、具有8个前进档和1个倒档的自动变速器20-70。

与第一实施方式所涉及的自动变速器10不同之处在于：第一到第三离合器CL1-CL3的外周侧共用旋转部件24-74的结构、压力油室P1-P3的布置情况以及/或者与压力油供给油路a、b、c相关的结构。

此外，图14-图19中，用与图1一样的符号表示对第一到第四齿轮组、其旋转要素及各摩擦接合要素。而且，在图14-图1中，将输入轴的符号分别定为22、32、…、72，将输出齿轮的符号分别定为23、33、…、73，将变速器壳的符号分别定为21、31、…、71，将变速器壳的筒状壁部分别定为21a、31a、…、71a，将外周侧共用旋转部件的符号分别定为24、34、…、74。

在图14所示的第二实施方式所涉及的自动变速器20中，变速器壳21的筒状壁部21a的驱动源侧中与第一离合器CL1的设置部分相对应之部位21a’的内周面21b’的直径比与第二、第三离合器CL2、CL3的设置部分相对应之部位的内周面21b的直径小，伴随于此，外周侧共用旋转部件24中与第一离合器CL1相对应的驱动源侧部分的外周面24b’的直径比与第二、第三离合器CL2、CL3相对应之部分的外周面24b的直径小。

其结果是，第一离合器CL1的压力油室P1比第二、第三离合器CL2、CL3的压力油室P2、P3更靠近内周侧。与外周面24b和内周面21b一样，外周侧共用旋转部件24的外周面24b’和变速器壳21的筒状壁部21a’的内周面21b’被布置成直接相对。这样一来，在自动变速器20中，对压力油室P1-P3的压力油供给油路a、b、c也被设置成从变速器壳21的筒状壁部21a、21a’经其内周面21b、21b’和外周侧共用旋转部件24的外周面24b、24b’之间的间隙分别与压力油室P1-P3连通。

因此，在自动变速器20中，也是不经由设置在离合器构成部件以外的部件上的油路，直接将压力油从变速器壳24供向各该离合器CL1-CL3，从而压力油供给油路a、b、c缩短且被简化。

在图15所示的第三实施方式所涉及的自动变速器30中，也是经沿变速器径向延伸的纵部34c将沿驱动源侧延伸的旋转部件侧圆筒部34d设置在第一到第三离合器CL1-CL3的外周侧共用旋转部件34的驱动源侧端部。另一方面，变速器壳31具有从被设置成在变速器壳31(筒状壁部31a)的驱动源侧端部沿变速器径向延伸的端壁部31e朝着变速器轴向的驱动源侧相反一侧延伸的壳侧圆筒部31c。壳侧圆筒部31c和旋转部件侧圆筒部34d与输入轴32同轴。旋转部件侧圆筒部34d外嵌在壳侧圆筒部31c上。

从变速器壳31分别通向压力油室P1-P3的压力油供给油路a、b、c，分别由在变速器壳31中通过端壁部31e被引向壳侧圆筒部31c的油路、和经壳侧圆筒部31c和旋转部件侧圆筒部34d之间的间隙与该变速器壳31的油路连通、设置在外周侧共用旋转部件34上的油路(参照图15中的点划线)形成。压力油供给油路a、b、c中的外周侧共用旋转部件34的油路(形成在外周侧共用旋转部件34的周向不同部分)分别与压力油室P1-P3连通。

因此，在第三实施方式所涉及的自动变速器30中，也是压力油不经由设置在离合器构成部件以外的部件上的油路，从变速器壳34供向各离合器CL1-CL3，从而压力油供给油路a、b、c缩短且被简化。

与上述第二实施方式所涉及的自动变速器20一样，在图16所示的第四实施方式所涉及的自动变速器40中，靠驱动源侧最近的第一离合器CL1的压力油室P1被布置成比第二、第三离合器CL2、CL3的压力油室P2、P3更靠近内周侧。构成压力油室P1的气缸47与外周侧共用旋转部件44分离，设置在第一离合器CL1的内周侧旋转部件49A上。第一、第二、第三离合器CL1、CL2、CL3的外周侧旋转部件49B彼此一体化，是该第一、第二、第三离合器CL1、CL2、CL3共用的外周侧共用旋转部件44。

气缸47的内周面与变速器壳41中的从驱动源侧端壁部41e朝着变速器轴向的驱动源侧相反一侧延伸的凸缘部41c嵌合。变速器壳41上的油路经由凸缘部41c和气缸47的嵌合面之间的间隙与压力油室P1连通，即形成从变速器壳41到压力油室P1的压力油供给油路a。

与上述第一、第二实施方式所涉及的自动变速器10、20一样，从变速器壳41到压力油室P2、P3的压力油供给油路b、c被设置成从变速器壳41的筒状壁部41a经由筒状壁部41a的内周面41b和外周侧共用旋转部件44的外周面44b之间的间隙被引向压力油室P2、P3。

因此，在第四实施方式所涉及的自动变速器40中，也是压力油不经由设置在该离合器构成部件以外的部件上的油路，从变速器壳41供向各离合器CL1-CL3，从而压力油供给油路a、b、c缩短且被简化。特别是，因为工作油从压力油室P1的内周侧供向该压力油室P1,所以作用于该工作油的离心力会促进压力油供向压力油室P1，将第一离合器CL1接合时变速动作响应性良好。

在图17所示的第五实施方式所涉及的自动变速器50中，在变速器壳51的筒状壁部51a的内周侧上的与第一到第三离合器CL1-CL3相对应的位置处，分别设置有经沿变速器径向延伸的纵面部沿着自动变速器50的变速器轴向延伸的第一、第二以及第三圆筒部51d、51d’、51d”。第一圆筒部51d被设置成从纵面部的内周侧端部朝着驱动源侧相反一侧延伸，第二、第三圆筒部51d’、51d”被设置成从纵面部的内周侧端部朝着驱动源侧延伸。

设置在第一到第三离合器CL1-CL3的外周侧共用旋转部件54上的、构成压力油室P1-P3的第一、第二、第三气缸57、57’、57”中，第一气缸57朝着驱动源侧鼓出来，第二、第三气缸57’、57”朝着驱动源侧相反一侧鼓出来。构成第一、第二、第三气缸57、57’、57”的内周侧部的内周面分别与第一、第二以及第三圆筒部51d、51d’、51d”的外周面嵌合。

变速器壳51上的油路通过纵面部分别被引到第一、第二、第三圆筒部51d、51d’、51d”的外周面上，这些油路经第一、第二以及第三圆筒部51d、51d’、51d”的外周面和构成第一、第二以及第三气缸57、57’、57”的内周侧部的内周面之间的间隙与压力油室P1-P3连通，亦即与设置在该内周侧部的油路连通。通过这些油路形成从变速器壳51通到压力油室P1-P3的压力油供给油路a、b、c。

因此，在第五实施方式所涉及的自动变速器50中，也是压力油不经由设置在该离合器构成部件以外的部件上的油路，从变速器壳51供向各离合器CL1-CL3，从而压力油供给油路a、b、c缩短且被简化。而且，因为工作油从压力油室P1-P3的内周侧供向该压力油室P1-P3,所以作用于该工作油的离心力会促进压力油供向压力油室P1-P3，变速控制的响应性提高。

与上述第五实施方式所涉及的自动变速器50一样，在图18所示的第六实施方式所涉及的自动变速器60中，在变速器壳61的筒状壁部61a的内周侧上与第一到第三离合器CL1-CL3相对应的位置处，分别设置有经纵面部沿自动变速器60的变速器轴向延伸的第一、第二、第三圆筒部61d、61d’、61d”。在该自动变速器60中，第一离合器CL1的直径小于第二、第三离合器CL2、CL3的直径，由外周侧共用旋转部件64(第一气缸67)构成的压力油室P1被布置在同样由外周侧共用旋转部件64(第二气缸67’)构成的压力油室P2的内周侧。

伴随于此，分别与第一、第二离合器CL1、CL2相对应的第一、第二圆筒部61d、61d’在变速器轴向的大致相同位置处设置成内外两层，从纵面部侧即驱动源侧朝着驱动源侧相反一侧延伸。而且，分别构成压力油室P1、P2的第一、第二气缸67、67’在变速器轴向的大致相同位置处设置成内外两层且朝着驱动源侧鼓出来。

与上述第五实施方式所涉及的自动变速器50一样，第三圆筒部61d”被设置成从纵面部侧即驱动源侧相反一侧朝着驱动源侧延伸，构成第三压力油室P3的第三气缸67”朝着驱动源侧相反一侧鼓出来。构成第一、第二、第三气缸67、67’、67”的内周侧部的内周面分别与第一、第二、第三圆筒部61d、61d’、61d”的外周面嵌合。

变速器壳61的油路通过纵面部分别被引向第一、第二、第三圆筒部61d、61d’、61d”的外周面，这些油路经第一、第二、第三圆筒部61d、61d’、61d”的外周面与构成第一、第二、第三气缸67、67’、67”的内周侧部的内周面之间的间隙与压力油室P1-P3连通，亦即这些油路与设置在该内周侧部的油路连通。通过这些油路形成从变速器壳61通到压力油室P1-P3的压力油供给油路a、b、c。

因此，在第六实施方式所涉及的自动变速器60中，也是压力油不经由设置在该离合器构成部件以外的部件上的油路从变速器壳61供向各离合器CL1-CL3，压力油供给油路a、b、c缩短且被简化。而且，因为工作油从压力油室P1-P3的内周侧供向该压力油室P1-P3,所以作用于该该工作油的离心力会促进压力油供向压力油室P1-P3，变速控制的响应性提高。因为压力油室P1、P2在变速器轴向的大致相同位置处内外设置，自动变速器60的变速器轴向的尺寸能缩短。

与上述第六实施方式所涉及的自动变速器60一样，在图19所示的第七实施方式所涉及的自动变速器70中，第一离合器CL1的直径比第二、第三离合器CL2、CL3的直径小，由第一气缸77构成的压力油室P1被布置在由第二气缸77’(外周侧共用旋转部件74)构成的压力油室P2的内周侧。

在该自动变速器70中，构成压力油室P1的第一气缸77与外周侧共用旋转部件74分离，设置在第一离合器CL1的内周侧旋转部件79A上。第一、第二、第三离合器CL1、CL2、CL3的外周侧旋转部件79B彼此一体化，是由该第一、第二、第三离合器CL1、CL2、CL3共用的外周侧共用旋转部件74。

其它结构与上述第六实施方式所涉及的自动变速器60一样，构成第一、第二、第三气缸77、77’、77”的内周侧部的内周面与经纵面部设置在变速器壳71的筒状壁部71a的第一、第二、第三圆筒部71d、71d’、71d”的外周面嵌合。变速器壳71的油路通过纵面部分别被引向第一、第二、第三圆筒部71d、71d’、71d”的外周面，这些油路第一、第二、第三圆筒部71d、71d’、71d”的外周面和构成第一、第二、第三气缸77、77’、77”的内周侧部的内周面之间的间隙与压力油室P1-P3连通，亦即这些油路与设置在该内周侧部的油路连通。通过这些油路形成从变速器壳71通到压力油室P1-P3的压力油供给油路a、b、c。

因此，在第七实施方式所涉及的自动变速器70中，也是压力油不经由设置在该离合器构成部件以外的部件上的油路，从变速器壳71供向各离合器CL1-CL3，从而压力油供给油路a、b、c缩短且被简化。而且，因为工作油从压力油室P1-P3的内周侧供向该压力油室P1-P3,所以作用于该该工作油的离心力会促进压力油供向压力油室P1-P3，变速控制的响应性提高。因为压力油室P1、P2在变速器轴向的大致相同位置处内外设置，所以能够缩短自动变速器70的变速器轴向的尺寸。

本发明并不限于上述实施方式，可以在不脱离权利要求保护范围主旨的范围内做出各种改变。

上述实施方式仅为示例而已，不得以此对本发明的保护范围做限定性解释。本发明的保护范围由权利要求书所表示的范围定义，等同于权利要求保护范围的各种变形、变更都包括在本发明范围内。

－产业实用性－

本发明对于安装在车辆上的自动变速器有用，在简化从变速器壳到各离合器的压力油供给油路，抑制自动变速器不紧凑且抑制变速控制的响应性恶化这几方面，产业实用性较高。

－符号说明－

10-70 自动变速器

11-71 变速器壳

12-72 输入轴(输入部)

13-73 输出齿轮(输出部)

14 外周侧共用旋转部件

19A 第一到第三离合器的内周侧旋转部件

19B 第一到第三离合器的外周侧旋转部件

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

P1-P3 第一到第三离合器的压力油室

a、b、c 压力油供给油路

Claims (6)

1.一种自动变速器，其被安装在车辆上，在变速器壳内在同一轴上包括：

与驱动源相连结的输入部、

输出部、

具有第一太阳轮、第一行星架以及第一环齿轮的单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单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：

上述第一、第二、第三以及第四行星齿轮组按照从上述自动变速器的轴向一侧到轴向另一侧的顺序设置，

上述输入部与上述第一行星架固定连接，

上述第一太阳轮与上述第四太阳轮固定连接，

上述第一环齿轮与上述第二太阳轮固定连接，

上述第二行星架与上述第四行星架固定连接，

上述第三行星架与上述第四环齿轮固定连接，

上述输出部、上述第二行星架以及上述第四行星架固定连接，

上述第一离合器使上述输入部和上述第一行星架与上述第三太阳轮分离与接合，

上述第二离合器使上述第一环齿轮和上述第二太阳轮与上述第三太阳轮分离与接合，

上述第三离合器使上述第二环齿轮和上述第三太阳轮分离与接合，

上述第一制动器使上述第三环齿轮和上述变速器壳分离与接合，

上述第二制动器使上述第一太阳轮和上述第四太阳轮与上述变速器壳分离与接合。

2.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征在于：

上述第一、第二以及第三离合器分别具有根据压力油的供排而彼此结合或者分离的内周侧旋转部件和外周侧旋转部件，

上述第一、第二以及第三离合器的外周侧旋转部件彼此一体化，该外周侧旋转部件是该第一、第二以及第三离合器共用的外周侧共用旋转部件，上述外周侧共用旋转部件的上述轴向上的上述另一侧的端部与上述第三太阳轮固定连接，

上述第一离合器的内周侧旋转部件与上述输入部和上述第一行星架固定连接，

上述第二离合器的内周侧旋转部件与上述第一环齿轮和上述第二太阳轮固定连接，

上述第三离合器的内周侧旋转部件与上述第二环齿轮固定连接。

3.根据权利要求2所述的自动变速器，其特征在于：

上述变速器壳具有轴心沿上述轴向延伸的筒状壁部，

上述外周侧共用旋转部件被设置成：该外周侧共用旋转部件的外周面与上述变速器壳的上述筒状壁部的内周面直接相对，

从上述变速器壳到上述第一、第二以及第三离合器的各压力油供给油路被设置成从上述变速器壳通过上述筒状壁部的内周面和上述外周侧共用旋转部件的外周面之间的间隙被引向上述第一、第二以及第三离合器。

4.根据权利要求2所述的自动变速器，其特征在于：

上述变速器壳具有从设置在该变速器壳的上述轴向上的上述一侧的端部的端壁部向上述轴向上的上述另一侧延伸的壳侧圆筒部，

上述外周侧共用旋转部件具有设置在该外周侧共用旋转部件的上述轴向上的上述一侧的端部且外嵌在上述壳侧圆筒部的旋转部件侧圆筒部，

从上述变速器壳到上述第一、第二以及第三离合器的各压力油供给油路被设置成从上述变速器壳通过上述壳侧圆筒部的外周面和上述旋转部件侧圆筒部的内周面之间的间隙被引向上述第一、第二以及第三离合器。

5.根据权利要求2所述的自动变速器，其特征在于：

从上述变速器壳到上述第一、第二以及第三离合器的各压力油供给油路从设置在上述外周侧共用旋转部件上的油路到达上述第一、第二以及第三离合器的压力油室，该各压力油供给油路从该压力油室的内周侧引入工作油。

6.根据权利要求1到5中任一项权利要求所述的自动变速器，其特征在于：

上述自动变速器实现8个前进档和1个倒档，

上述第一离合器、上述第一制动器以及上述第二制动器接合来形成第一档，

上述第二离合器、上述第一制动器以及上述第二制动器接合来形成第二档，

上述第一离合器、上述第二离合器以及上述第一制动器接合来形成第三档，

上述第二离合器、上述第三离合器以及上述第一制动器接合来形成第四档，

上述第一离合器、上述第三离合器以及上述第一制动器接合来形成第五档，

上述第一离合器、上述第二离合器以及上述第三离合器接合来形成上述自动变速器的减速比为1的第六档，

上述第一离合器、上述第三离合器以及上述第二制动器接合来形成第七档，

上述第二离合器、上述第三离合器以及上述第二制动器接合来形成第八档，

上述第三离合器、上述第一制动器以及上述第二制动器接合来形成倒档。