CN105683606B - 多挡变速器 - Google Patents

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Abstract

自动变速器(20)的制动器(B2)具有：第一以及第二凹部(111，112)，形成在中心支撑件(11c)上；第一活塞(641)，具有配置在第一凹部(111)内并划分形成第一接合油室(651)的第一受压部(641a)以及对摩擦板(601)以及分离板(602)进行按压的板按压部(641b)；第二活塞(642)，具有配置在第二凹部(112)内并划分形成第二接合油室(652)的第二受压部(642a)以及伴随向第二接合油室(652)供给油压而按压第一活塞(641)的活塞按压部(642b)；复位弹簧(SP6)，对第一活塞(641)施力以使第一活塞(641)从摩擦板(601)以及分离板(602)离开。

Description

多挡变速器
技术领域
本发明涉及一种多挡变速器，该多挡变速器包括制动器，该制动器能够使多个旋转部件中的的固定对象部件与箱体连接以将固定对象部件固定为不能旋转并且能够解除两者的连接，该多挡变速器对从车辆的原动机传递至输入构件的动力进行变速并向输出构件传递。
背景技术
以往，作为这种变速器包含的制动器，公知有如下的制动器，即，具有：1体的活塞，能够在箱体内或与箱体结合的缸体内滑动，用于使摩擦件和圆盘接合或分离；相对于该活塞设置的第一油压室；相对于该活塞与第一油压室独立设置的第二油压室；复位弹簧，总是对活塞向第一以及第二油压室侧施力(例如参照专利文献1以及2)。在这样的制动器中，在扭矩分担比较小时，向第一以及第二油压室中的某一个供给接合油压(动作油)，在扭矩分担比较大时，向第一以及第二油压室都供给接合油压。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2001-032928号公报
专利文献2：日本特开2007-064400号公报
发明内容
但是，在上述以往的制动器中，在接合油压仅向第一以及第二的油压室中的一个供给时，因活塞的移动导致第一以及第二的油压室中的另一个的内部处于负压状态，因此，可能妨碍活塞的顺利的移动而导致变速性能恶化。
因此，本发明的主要目的在于，提高多挡变速器的变速性能，该多挡变速器包括具有2个接合油室的制动器。
本发明的多挡变速器包括制动器，该制动器能够使多个旋转部件中的固定对象部件与箱体连接以将该固定对象部件固定为不能旋转，并且能够解除两者的连接，该多挡变速器对从车辆的原动机传递至输入构件的动力进行变速并向输出构件传递，其特征在于，
所述制动器具有：
制动器毂，与所述固定对象部件总是连接，
第一摩擦接合板，与所述制动器毂嵌合，
第二摩擦接合板，与所述箱体嵌合，
第一以及第二凹部，形成在所述箱体的一部分上，
第一活塞，具有第一受压部和板按压部，该第一受压部配置在所述第一凹部内，与所述箱体的一部分一起划分形成第一接合油室，该板按压部按压所述第一以及第二摩擦接合板，
第二活塞，具有第二受压部和活塞按压部，该第二受压部配置在所述第二凹部内，与所述箱体的一部分一起划分形成第二接合油室，该活塞按压部伴随向所述第二接合油室供给油压而与所述第一活塞的一部分抵接，并按压该第一活塞；
复位弹簧，对所述第一活塞施力以使所述第一活塞从所述第一以及第二摩擦接合板离开。
在该多挡变速器的制动器中，如果仅向第一接合油室供给油压(动作油)，则能借助由第一接合油室内的油压产生的力使第一活塞克服复位弹簧的作用力移动以按压第一以及第二摩擦接合板，使第一以及第二摩擦接合板摩擦接合。并且，在仅向第一接合油室供给油压时，由于第二活塞在形成于箱体的一部分上的第二凹部内静止，所以第二接合油室内不会处于负压状态。因此，在仅向第一接合油室供给油压时，不会因第二活塞的状态和第二接合油室内的压力的状态而妨碍第一活塞的移动，能够根据向第一接合油室供给的油压使第一活塞顺利地移动。进而，如果向第一以及第二接合油室内都供给油压，则伴随向第二接合油室供给油压而使第二活塞与第一活塞的一部分抵接并按压该第一活塞。由此，第一活塞受到由第一接合油室内的油压产生的力和经由第二活塞传递来的由第二接合油室内的油压产生的力，来按压第一以及第二摩擦接合板。其结果，不管制动器的扭矩分担的大小，都能够使与扭矩分担相应的油压适当作用于对第一以及第二摩擦接合板进行按压的第一活塞，使该第一活塞顺利地移动，因此能够提高多挡变速器的变速性能。此外，不言而喻，在本发明的多挡变速器所包含的制动器中，即使仅向第二接合油室供给油压，也能借助由第二接合油室内的油压产生的力使第一以及第二活塞克服复位弹簧的作用力移动来按压第一以及第二摩擦接合板，使第一以及第二摩擦接合板摩擦接合。
附图说明
图1是包含本发明的多挡变速器的动力传递装置的概略结构图。
图2是本发明的多挡变速器中的各旋转部件的旋转速度与输入旋转速度之比的速度线图。
图3是表示本发明的多挡变速器中的各变速挡和离合器以及制动器的动作状态的关系的动作表。
图4是表示本发明的多挡变速器的剖视图。
图5是表示本发明的多挡变速器的放大剖视图。
图6是表示本发明的多挡变速器的放大剖视图。
图7是表示本发明的多挡变速器的放大剖视图。
具体实施方式
下面，参照附图对用于实施本发明的方式进行说明。
图1是包含作为本发明的一实施方式的多挡变速器的自动变速器20的动力传递装置10的概略结构图。该图所示的动力传递装置10能够与在后轮驱动车辆的前部纵置搭载的作为驱动源的未图示的发动机(内燃机)的曲轴及/或电动马达的转子连接，并且能够将来自发动机等的动力(扭矩)传递至未图示的左右的后轮(驱动轮)。如图所示，动力传递装置10除了对从发动机等传递至输入轴20i的动力进行变速并向输出轴20o传递的自动变速器20外，还包括变速器箱体(静止构件)11、起步装置(流体传动装置)12、油泵17等。
起步装置12包括液力变矩器，该液力变矩器具有如下等构件：输入侧的泵轮14p，与如上述那样的驱动源连接；输出侧的涡轮14t，与自动变速器20的输入轴(输入构件)20i连接；导轮14s，配置在泵轮14p以及涡轮14t的内侧并对从涡轮14t流向泵轮14p的动作油的液流进行整流；单向离合器14o，由未图示的导轮轴支撑并将导轮14s的旋转方向限制在一个方向。起步装置12还具有：锁止离合器15，能够使与发动机的曲轴等连接的前盖和自动变速器20的输入轴20i相互连接，并且能够解除两者的连接；减震机构16，在前盖和自动变速器20的输入轴20i之间对振动进行衰减。此外，起步装置12也可以是不具有导轮14s的液力耦合器。
油泵17构成为齿轮泵，具有包括泵体和泵盖的泵组件、经由链条或齿轮系与起步装置12的泵轮14p连接的外齿齿轮(内转子)、与该外齿齿轮啮合的内齿齿轮(外转子)等。油泵17由来自发动机等的动力驱动，对在未图示的油盘贮存的动作油(ATF)进行吸引并向油压控制装置60(参照图4)压送。
自动变速器20构成为10挡变速式的变速器，如图1所示，除了输入轴20i外，还具有经由未图示的差速齿轮以及驱动轴与左右的后轮连接的输出轴(输出构件)20o、在自动变速器20(输入轴20i或输出轴20o)的轴向上并排配设的单小齿轮式的第一行星齿轮21以及第二行星齿轮22、组合双小齿轮式行星齿轮和单小齿轮式行星齿轮而构成的作为复合行星齿轮机构的拉威挪式行星齿轮机构25。自动变速器20还包括用于对从输入轴20i至输出轴20o的动力传递路径进行变更的作为第一接合构件的离合器C1(第一离合器)、作为第二接合构件的离合器C2(第二离合器)、作为第三接合构件的离合器C3(第三离合器)、作为第四接合构件的离合器C4(第四离合器)、作为第五接合构件的制动器B1(第一制动器)以及作为第六接合构件的制动器B2(第二制动器)。
在本实施方式中，第一以及第二行星齿轮21、22以及拉威挪式行星齿轮机构25配置在变速器箱体11内，并且，从起步装置12即发动机侧(图1中的左侧)开始依次排列有拉威挪式行星齿轮机构25、第二行星齿轮22、第一行星齿轮21、即排列有构成拉威挪式行星齿轮机构25的单小齿轮式行星齿轮、构成拉威挪式行星齿轮机构25的双小齿轮式行星齿轮、第二行星齿轮22、第一行星齿轮21。由此，拉威挪式行星齿轮机构25以接近起步装置12的方式配置车辆的前部侧。另外，第一行星齿轮21以接近输出轴20o的方式配置在车辆的后部侧。进而，第二行星齿轮22在输入轴20i和输出轴20o等的轴向上配置在拉威挪式行星齿轮机构25和第一行星齿轮21之间。
第一行星齿轮21具有作为外齿齿轮的第一太阳轮21s；作为内齿齿轮的第一齿圈21r，与第一太阳轮21s配置在同心圆上；多个第一小齿轮21p，分别与第一太阳轮21s以及第一齿圈21r啮合；第一行星架21c，将多个第一小齿轮21p保持为能够自由自转(旋转)且自由公转。在本实施方式中，第一行星齿轮21的齿轮比λ1(第一太阳轮21s的齿数/第一齿圈21r的齿数)例如被设定为λ1＝0.277。
如图1所示，第一行星齿轮21的第一行星架21c与连接在输入轴20i上的自动变速器20的中间轴(中间传动轴)20m总是连接(固定)。由此，在从发动机等向输入轴20i传递动力时，来自发动机等的动力经由输入轴20i以及中间轴20m总是传递至第一行星架21c。第一行星架21c在离合器C4接合时作为第一行星齿轮21的输入部件(自动变速器20的第一输入部件)发挥功能，在离合器C4分离时空转。另外，第一齿圈21r在离合器C4接合时作为该第一行星齿轮21的输出部件(自动变速器20的第一输出部件)发挥功能。
第二行星齿轮22具有：作为外齿齿轮的第二太阳轮22s；作为内齿齿轮的第二齿圈22r，与第二太阳轮22s配置在同心圆上；多个第二小齿轮22p，分别与第二太阳轮22s以及第二齿圈22r啮合；第二行星架(行星齿轮架)22c，将多个第二小齿轮22p保持为能够自由自转(旋转)且自由公转。在本实施方式中，第二行星齿轮22的齿轮比λ2(第二太阳轮22s的齿数/第二齿圈22r的齿数)例如被设定为λ2＝0.244。
如图1所示，第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与第一行星齿轮21的第一太阳轮21s一体化(总是连接)，与该第一太阳轮21s总是一体(且同轴)地旋转或停止。但是，第一太阳轮21s和第二太阳轮22s也可以分别单独构成，并经由未图示的连接构件(第一连接构件)总是连接。另外，第二行星齿轮22的第二行星架22c与输出轴20o总是连接，与该输出轴20o总是一体(且同轴)地旋转或停止。由此，第二行星架22c作为第二行星齿轮22的输出部件(自动变速器20的第二输出部件)发挥功能。进而，第二行星齿轮22的第二齿圈22r作为该第二行星齿轮22的可固定部件(自动变速器20的第一可固定部件)发挥功能。
拉威挪式行星齿轮机构25具有：作为外齿齿轮的第三太阳轮23s以及第四太阳轮24s；作为内齿齿轮的第三齿圈23r，与第三太阳轮23s配置在同心圆上；多个第三小齿轮(短小齿轮)23p，与第三太阳轮23s啮合；多个第四小齿轮(长小齿轮)24p，与第四太阳轮24s以及多个第三小齿轮23p啮合，并且与第三齿圈23r啮合；第三行星架23c，将多个第三小齿轮23p以及多个第四小齿轮24p保持为能够自由自转(自由旋转)且自由公转。
这样的拉威挪式行星齿轮机构25是组合双小齿轮式行星齿轮(第三行星齿轮)和单小齿轮式行星齿轮(第四行星齿轮)而构成的复合行星齿轮机构。即，拉威挪式行星齿轮机构25的第三太阳轮23s、第三行星架23c、第三以及第四小齿轮23p、24p和第三齿圈23r构成双小齿轮式的第三行星齿轮。另外，拉威挪式行星齿轮机构25的第四太阳轮24s、第三行星架23c、第四小齿轮24p、以及第三齿圈23r构成单小齿轮式的第四行星齿轮。并且，在本实施方式中，拉威挪式行星齿轮机构25构成为，双小齿轮式的第三行星齿轮的齿轮比λ3(第三太阳轮23s的齿数/第三齿圈23r的齿数)例如为λ3＝0.488，且单小齿轮式的第四行星齿轮的齿轮比λ4(第四太阳轮24s的齿数/第三齿圈23r的齿数)例如为λ4＝0.581。
另外，在构成拉威挪式行星齿轮机构25(第三以及第四行星齿轮)的旋转部件中，第四太阳轮24s作为拉威挪式行星齿轮机构25的可固定部件(自动变速器20的第二可固定部件)发挥功能。进而，如图1所示，第三行星架23c与输入轴20i总是连接(固定)，并且经由作为连接构件(第二连接构件)的中间轴20m与第一行星齿轮21的第一行星架21c总是连接。由此，在从发动机等向输入轴20i传递有动力时，来自发动机等的动力经由输入轴20i总是传递至第三行星架23c。因此，第三行星架23c作为拉威挪式行星齿轮机构25的输入部件(自动变速器20的第二输入部件)发挥功能。另外，第三齿圈23r作为该拉威挪式行星齿轮机构25的第一输出部件发挥功能，第三太阳轮23s作为该拉威挪式行星齿轮机构25的第二输出部件发挥功能。
离合器C1能够使总是连接的第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与作为拉威挪式行星齿轮机构25的第一输出部件的第三齿圈23r相互连接，并且能够解除两者的连接。离合器C2能够使总是连接的第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与作为拉威挪式行星齿轮机构25的第二输出部件的第三太阳轮23s相互连接，并且能够解除两者的连接。离合器C3是能够使第二行星齿轮22的第二齿圈22r与作为拉威挪式行星齿轮机构25的第一输出部件的第三齿圈23r相互连接，并且能够解除两者的连接。离合器C4能够使作为第一行星齿轮21的输出部件的第一齿圈21r与输出轴20o相互连接，并且能够解除两者的连接。
制动器B1能够使作为拉威挪式行星齿轮机构25的可固定部件的第四太阳轮24s与作为静止构件的变速器箱体11固定(连接)以使第四太阳轮24s不能旋转，并且能够解除该第四太阳轮24s与变速器箱体11的固定以使第四太阳轮24s能够自由旋转。制动器B2能够使作为第二行星齿轮22的可固定部件的第二齿圈22r与变速器箱体11固定(连接)以使第二齿圈22r不能旋转，并且能够解除该第二齿圈22r与作为静止构件的变速器箱体11的固定以使该第二齿圈22r能自由旋转。
在本实施方式中，作为离合器C1～C4，采用多板摩擦式油压离合器(摩擦接合构件)，其具有由活塞、多个摩擦接合板(例如在环状构件的两面上粘贴摩擦件而构成的摩擦板以及两面平滑地形成的作为环状构件的分离板)、分别被供给动作油的接合油室以及离心油压解除室等构成的油压伺服器。另外，作为制动器B1以及B2，采用多板摩擦式油压制动器，其具有由活塞、多个摩擦接合板(摩擦板以及分离板)、被供给动作油的接合油室等构成的油压伺服器。并且，离合器C1～C4、制动器B1以及B2接受油压控制装置60的动作油的供排进行动作。
图2是表示自动变速器20中的各旋转部件的旋转速度与输入轴20i的旋转速度(输入旋转速度)之比的速度线图(其中，将输入轴20i即第一行星架21c以及第三行星架23c的旋转速度设为值1)。另外，图3是表示自动变速器20的各变速挡和离合器C1～C4、制动器B1以及B2的动作状态的关系的动作表。
如图2所示，构成单小齿轮式的第一行星齿轮21的3个旋转部件、即第一太阳轮21s、第一齿圈21r以及第一行星架21c在该第一行星齿轮21的速度线图(图2中的左侧的速度线图)上以与齿轮比λ1对应的间隔从图中左侧开始按照第一太阳轮21s、第一行星架21c、第一齿圈21r的顺序排列。根据在这样的速度线图中的排列顺序，在本发明中，将第一太阳轮21s作为自动变速器20的第一旋转部件，将第一行星架21c作为自动变速器20的第二旋转部件，将第一齿圈21r作为自动变速器20的第三旋转部件。因此，第一行星齿轮21具有在速度线图上以与齿轮比λ1对应的间隔依次排列的自动变速器20的第一旋转部件、第二旋转部件以及第三旋转部件。
另外，构成单小齿轮式的第二行星齿轮22的3个旋转部件、即第二太阳轮22s、第二齿圈22r以及第二行星架22c在该第二行星齿轮22的速度线图(图2中的中央的速度线图)上以与齿轮比λ2对应的间隔从图中左侧开始按照第二太阳轮22s、第二行星架22c、第二齿圈22r的顺序排列。根据在这样的速度线图中的排列顺序，在本发明中，将第二太阳轮22s作为自动变速器20的第四旋转部件，将第二行星架22c作为自动变速器20的第五旋转部件，将第二齿圈22r作为自动变速器20的第四旋转部件。因此，第二行星齿轮22具有在速度线图上以与齿轮比λ2对应的间隔依次排列的自动变速器20的第四旋转部件、第五旋转部件以及第六旋转部件。
进而，构成拉威挪式行星齿轮机构25的4个旋转部件、即作为可固定部件的第四太阳轮24s、作为输入部件的第三行星架23c、作为第一输出部件的第三齿圈23r、以及作为第二输出部件的第三太阳轮23s按照该顺序从图中左侧开始以与单小齿轮式的第三行星齿轮的齿轮比λ3以及双小齿轮式的第四行星齿轮的齿轮比λ4对应的间隔在该拉威挪式行星齿轮机构25的速度线图(图2中的右侧的速度线图)上排列。根据在这样的速度线图中的排列顺序，在本发明中，将第四太阳轮24s作为自动变速器20的第七旋转部件，将第三行星架23c作为自动变速器20的第八旋转部件，将第三齿圈23r作为自动变速器20的第九旋转部件，将第三太阳轮23s作为自动变速器20的第十旋转部件。因此，拉威挪式行星齿轮机构25具有在速度线图上以与齿轮比λ3、λ4对应的间隔依次排列的自动变速器20的第七旋转部件、第八旋转部件、第九旋转部件以及第十旋转部件。
并且，在自动变速器20中，通过使离合器C1～C4、制动器B1以及B2如图3所示那样接合或分离来变更上述的第一～第十旋转部件(其中，由于第一旋转部件和第四旋转部件总是连接，所以实质上是共计9个旋转部件)的连接关系，由此，能够在输入轴20i至输出轴20o之间，设定前进旋转方向10条动力传递路径以及后退旋转方向1条的动力传递路径、即设定第1挡至第10挡的前进挡和后退挡。
具体地说，前进第1挡通过使离合器C1、C2以及制动器B2接合并且使剩余的离合器C3、C4以及制动器B1分离来形成。即，在形成前进第1挡时，通过离合器C1使第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)相互连接。另外，通过离合器C2使第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与拉威挪式行星齿轮机构25的第三太阳轮23s(第二输出部件)相互连接。进而，通过制动器B2将第二行星齿轮22的第二齿圈22r(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。在本实施方式(第一以及第二行星齿轮21、22以及第三以及第四行星齿轮的齿轮比为λ1＝0.277、λ2＝0.244、λ3＝0.488、λ4＝0.581的情况下，以下相同)中，前进第1挡中的齿轮比(输入轴20i的旋转速度/输出轴20o的旋转速度)旋转速度/输出轴20o的旋转速度)γ1为γ1＝5.091。
前进第2挡通过使离合器C1、制动器B1以及B2接合并使剩余的离合器C2、C3以及C4分离来形成。即，在形成前进第2挡时，通过离合器C1使第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)相互连接。另外，通过制动器B1将拉威挪式行星齿轮机构25的第四太阳轮24s(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。进而，通过制动器B2将第二行星齿轮22的第二齿圈22r(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。在本实施方式中，前进第2挡中的齿轮比γ2为γ2＝3.219。另外，前进第1挡和前进第2挡之间的级比为γ1/γ2＝1.581。
前进第3挡通过使离合器C2、制动器B1以及B2接合并且使剩余的离合器C1、C3以及C4分离来形成。即，在形成前进第3挡时，通过离合器C2使第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与拉威挪式行星齿轮机构25的第三太阳轮23s(第二输出部件)相互连接。另外，通过制动器B1将拉威挪式行星齿轮机构25的第四太阳轮24s(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。进而，通过制动器B2将第二行星齿轮22的第二齿圈22r(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。在本实施方式中，前进第3挡中的齿轮比γ3为γ3＝2.324。另外，前进第2挡和前进第3挡之间的级比为γ2/γ3＝1.385。
前进第4挡通过使离合器C4、制动器B1以及B2接合并且使剩余的离合器C1、C2以及C3分离来形成。即，在形成前进第1挡时，通过离合器C4使第一行星齿轮21的第一齿圈21r(输出部件)和输出轴20o相互连接。另外，通过制动器B1将拉威挪式行星齿轮机构25的第四太阳轮24s(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。进而，通过制动器B2将第二行星齿轮22的第二齿圈22r(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。在本实施方式中，前进第4挡中的齿轮比γ4为γ4＝1.886。另外，前进第3挡和前进第4挡之间的级比为γ3/γ4＝1.232。
前进第5挡通过使离合器C2、C4以及制动器B1接合并且使剩余的离合器C1、C3以及制动器B2分离来形成。即，在形成前进第5挡时，通过离合器C2使第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与拉威挪式行星齿轮机构25的第三太阳轮23s(第二输出部件)相互连接。另外，通过离合器C4使第一行星齿轮21的第一齿圈21r(输出部件)和输出轴20o相互连接。进而，通过制动器B1将拉威挪式行星齿轮机构25的第四太阳轮24s(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。在本实施方式中，前进第5挡中的齿轮比γ5为γ5＝1.491。另外，前进第4挡和前进第5挡之间的级比为γ4/γ5＝1.265。
前进第6挡通过使离合器C1、C4以及制动器B1接合并且使剩余的离合器C2、C3以及制动器B2分离来形成。即，在形成前进第6挡时，通过离合器C1使第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)相互连接。另外，通过离合器C4使第一行星齿轮21的第一齿圈21r(输出部件)与输出轴20o相互连接。进而，通过制动器B1将拉威挪式行星齿轮机构25的第四太阳轮24s(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。在本实施方式中，前进第6挡中的齿轮比γ6为γ6＝1.192。另外，前进第5挡和前进第6挡之间的级比为γ5/γ6＝1.251。
前进第7挡通过使离合器C1、C3以及C4接合并且使剩余的离合器C2、制动器B1以及B2分离来形成。即，在形成前进第7挡时，通过离合器C1使第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)相互连接。另外，通过离合器C3使第二行星齿轮22的第二齿圈22r与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)相互连接。进而，通过离合器C4使第一行星齿轮21的第一齿圈21r(输出部件)与输出轴20o相互连接。在本实施方式中，前进第7挡中的齿轮比γ7为γ7＝1.000。另外，前进第6挡和前进第7挡之间的级比为γ6/γ7＝1.192。
前进第8挡通过使离合器C3、C4以及制动器B1接合并且使剩余的离合器C1、C2以及制动器B2分离来形成。即，在形成前进第8挡时，通过离合器C3使第二行星齿轮22的第二齿圈22r与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)相互连接。另外，通过离合器C4使第一行星齿轮21的第一齿圈21r(输出部件)与输出轴20o相互连接。进而，通过制动器B1将拉威挪式行星齿轮机构25的第四太阳轮24s(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。在本实施方式中，前进第8挡中的齿轮比γ8为γ8＝0.785。另外，前进第7挡和前进第8挡之间的级比为γ7/γ8＝1.273。
前进第9挡通过使离合器C1、C3以及制动器B1接合并且使剩余的离合器C2、C4以及制动器B2分离来形成。即，在形成前进第9挡时，通过离合器C1使第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)相互连接。另外，通过离合器C3使第二行星齿轮22的第二齿圈22r与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)相互连接。进而，通过制动器B1将拉威挪式行星齿轮机构25的第四太阳轮24s(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。在本实施方式中，前进第9挡中的齿轮比γ9为γ9＝0.632。另外，前进第8挡和前进第9挡之间的级比为γ8/γ9＝1.242。
前进第10挡通过使离合器C2、C3以及制动器B1接合并且使剩余的离合器C1、C4以及制动器B2分离来形成。即，在形成前进第10挡时，通过离合器C2使第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与拉威挪式行星齿轮机构25的第三太阳轮23s(第二输出部件)相互连接。另外，通过离合器C3使第二行星齿轮22的第二齿圈22r与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)相互连接。进而，通过制动器B1将拉威挪式行星齿轮机构25的第四太阳轮24s(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。在本实施方式中，前进第10挡中的齿轮比γ10为γ10＝0.588。另外，前进第9挡和前进第10挡之间的级比为γ9/γ10＝1.076。并且，自动变速器20中的幅度(齿轮比幅度＝最低变速挡即前进第1挡的齿轮比γ1/最高变速挡即前进第10挡的齿轮比γ10)为γ1/γ10＝8.660。
后退挡通过使离合器C2、C3以及制动器B2接合并且使剩余的离合器C1、C4以及制动器B1分离来形成。即，在形成后退挡时，通过离合器C2使第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s与拉威挪式行星齿轮机构25的第三太阳轮23s(第二输出部件)相互连接。另外，通过离合器C3使第二行星齿轮22的第二齿圈22r与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)相互连接。进而，通过制动器B2将第二行星齿轮22的第二齿圈22r(可固定部件)固定为不能相对于变速器箱体11旋转。在本实施方式中，后退挡中的齿轮比γrev为γrev＝-4.860。另外，前进第1挡和后退挡之间的级比为|γrev/γ1|＝0.955。
如上所述，根据自动变速器20，通过离合器C1～C4、制动器B1以及B2的接合或分离，能够提供第1挡至第10挡的前进挡和后退挡。其结果，在自动变速器20中，能够使幅度进一步变大(在本实施方式中为8.660)，特别能够使高车速时的车辆的燃油经济性和在各变速挡下的加速性能提高。进而，使级比合理化(抑制进一步变大)，使变速感觉提高。因此，根据自动变速器20，能够使车辆的燃油经济性和驾驶性能都良好地提高。
另外，在自动变速器20中，通过使6个接合构件、即离合器C1～C4、制动器B1以及B2中的某3个接合并且使剩余的3个分离，来形成前进第1挡至前进第10挡以及后退挡。由此，与例如通过使6个离合器和制动器中的2个接合并且使剩余的4个分离来形成多个变速挡的变速器相比，能够减少在形成变速挡时分离的接合构件的数量。其结果，能够降低由在形成变速挡时分离的接合构件中的部件间的稍微的接触引起的拖曳损失，使自动变速器20中的动力的传递效率更进一步提高。
进而，在自动变速器20中，与拉威挪式行星齿轮机构25的第三行星架23c(输入部件)同样，第一行星齿轮21的第一行星架21c(第二旋转部件)经由中间轴20m与输入轴20i总是连接。另外，在形成前进第4挡至前进第8挡时，第一行星齿轮21的第一齿圈21r(第三旋转部件)通过离合器C4与输出轴20o(第二行星齿轮22的第二行星架22c)连接。由此，与在例如第一行星齿轮的第一齿圈(第三旋转部件)与第二行星齿轮的第二行星架(第五旋转部件)一起与输出轴总是连接，且第一行星齿轮的第一行星架(第二旋转部件)与输入轴有选择地连接的以往的变速器(参照美国专利第8，202，190号说明书的图2、图3)中使第一行星架(第二旋转部件)和输入轴有选择地连接的离合器相比，能够使离合器C4的扭矩分担减小。
即，在自动变速器20中，将第一行星齿轮21的第一行星架21c作为与输入轴20i总是连接的第二旋转部件，并且将第一行星齿轮21的第一齿圈21r作为通过离合器C4与输出轴20o有选择地连接的第三旋转部件。由此，与使上述以往的变速器的第一行星架与输入轴有选择地连接的离合器相比，能够使经由已接合的离合器C4传递的扭矩下降至1/(1+λ1)。因此，在自动变速器20中，能够使离合器C4的扭矩分担良好地下降，并能够使离合器C4在轴向以及径向中的至少某一方实现紧凑化。其结果，根据自动变速器20，能够使动力的传递效率和驾驶性能都提高，并且抑制装置整体的大型化。
另外，通过使第一以及第二行星齿轮21、22为单小齿轮式的行星齿轮，与使两者中的至少某一方为例如双小齿轮式的行星齿轮的情况相比，能够使第一以及第二行星齿轮21、22中的旋转部件间的啮合损失下降，使自动变速器20中的动力的传递效率进一步提高。进而，能够抑制减少部件个数，抑制装置整体的重量增加并提高组装性。并且，如果如上述自动变速器20那样采用组合双小齿轮式的第三行星齿轮和单小齿轮式的第四行星齿轮而构成的复合行星齿轮系即拉威挪式行星齿轮机构25，则能够减少部件个数，抑制装置整体的重量增加并提高组装性。
接着，对自动变速器20的具体的结构进行详细说明。
图4是表示自动变速器20的剖视图，图5至图7是表示自动变速器20的放大剖视图。如图1以及图4所示，能够使拉威挪式行星齿轮机构25的可固定部件即第四太阳轮24s与变速器箱体11固定(连接)以使第四太阳轮24s不能旋转的制动器B1，在4个离合器C1～C4以及2个制动器B1、B2中最接近起步装置12(发动机)配置。即，制动器B1相对于拉威挪式行星齿轮机构25配置在与第一以及第二行星齿轮21、22相反一侧，即配置在拉威挪式行星齿轮机构25的车辆前部侧(图1中的左侧)。
如图4以及图5所示，制动器B1包括：与第四太阳轮24s总是连接(固定)的制动器毂500、多个摩擦板501、与摩擦板501交替配设的多个分离板502以及底板(backing plate)、按压摩擦板501以及分离板502来实现摩擦接合的活塞540、以使活塞540从摩擦板501以及分离板502离开的方式对活塞540施力的多个复位弹簧(螺旋弹簧)SP5。
制动器B1的多个摩擦板501(各自的内周部)与在制动器毂500的外周面形成的花键嵌合。由此，各摩擦板501被该制动器毂500支撑为能够与制动器毂500一体旋转并能够在轴向上移动。另外，制动器B1的多个分离板502(各自的外周部)与在从环状的前支撑件(前侧的支撑部)11f沿输入轴20i的轴向延伸的鼓部11d的内周面形成的花键嵌合，前支撑件11f固定在变速器箱体11上，并构成该变速器箱体11(静止构件)的一部分。由此，多个分离板502被前支撑件11f支撑为不能够相对于变速器箱体11旋转而能够在轴向上移动。活塞540被前支撑件11f支撑为不能够相对于变速器箱体11旋转而能够在轴向自由移动，与该前支撑件11f一起划分形成制动器B1的接合油室550。
经由在输入轴20i和前支撑件11f上形成的油路，向制动器B1的接合油室550供给由油压控制装置调压后的用于使制动器B1接合的接合油压(动作油)。另外，多个复位弹簧SP5在活塞540和环状的弹簧支撑构件570之间沿周向隔着间隔配设，并与接合油室550相向。弹簧支撑构件570以相对于活塞540位于与接合油室550相反一侧的方式，使用挡圈固定在前支撑件11f上。此外，作为制动器B1的复位弹簧SP5，可以取代多个螺旋弹簧而使用一个板簧。
如图1以及图4所示，离合器C1以接近拉威挪式行星齿轮机构25(第三行星齿轮)的方式配置在第二行星齿轮22和拉威挪式行星齿轮机构25之间。另外，离合器C2以由离合器C1的构成构件包围至少一部分并且接近拉威挪式行星齿轮机构25(第三行星齿轮)的方式，配置在第二行星齿轮22和拉威挪式行星齿轮机构25之间。进而，离合器C3以接近第二行星齿轮22的方式配置在该第二行星齿轮22和拉威挪式行星齿轮机构25之间。另外，制动器B2以包围离合器C3的至少一部分并且接近第二行星齿轮22的方式，配置在该第二行星齿轮22和拉威挪式行星齿轮机构25之间。
如上所述，离合器C1以及C2将第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s作为共同的连接对象部件。因此，如图5所示，离合器C1以及C2共用鼓构件120，该鼓构件120与第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s总是连接(固定)，并且作为离合器C1的离合器毂以及离合器C2的离合器鼓发挥功能。另外，如上所述，离合器C1以及C3将拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r作为共同的连接对象部件。因此，离合器C1以及C3共用鼓构件130，该鼓构件130与第三齿圈23r总是连接(固定)，并且作为离合器C1的离合器鼓以及离合器C3的离合器毂发挥功能。进而，如上所述，离合器C3以及制动器B2将第二行星齿轮22的第二齿圈22r作为连接对象部件或固定对象部件。因此，离合器C3以及制动器B2共用鼓构件360，该鼓构件360作为离合器C3的离合器鼓以及制动器B2的制动器毂发挥功能。
鼓构件120包括：毂部121，由离合器C1利用；鼓部122，由离合器C2利用；连接部125，与离合器C1以及C2的连接对象部件即第一行星齿轮21的第一太阳轮21s以及第二行星齿轮22的第二太阳轮22s总是连接(固定)。毂部121包括具有在外周面形成的花键的筒状部121a和从筒状部121a的一端(图5中的左端)向径向内侧延伸的环状的凸缘部121b。在本实施方式中，筒状部121a的内周面形成为不具有凹凸的凹圆柱面状。由此，不使筒状部121a的厚度增大就能够确保毂部121的强度。此外，凸缘部121b的在径向上的长度根据离合器C1以及C2要求的扭矩容量来任意设定。
鼓部122形成为一端(图5中的左端)开口的有底圆筒状，具有圆筒部以及从该圆筒部的一端(图5中的右端)向径向内侧延伸的环状侧壁部。在鼓部122(圆筒部)的内周面形成有花键，鼓部122(圆筒部)的外周面形成为不具有凹凸的圆柱面状。由此不使鼓部122的厚度增加就能够确保其强度。连接部125具有长条状的筒状部以及从该筒状部的一端(图5中的左端)向径向外侧延伸的凸缘部，经由衬套(bush)或径向轴承等被输入轴20i支撑为同轴且能够自由旋转。连接部125的筒状部(另一端)经由花键等与第一以及第二太阳轮21s、22s连接，连接部125的凸缘部通过焊接等牢固地固定在鼓部122的内周部。由此，鼓部122经由连接部125与第一以及第二太阳轮21s、22s总是连接。
如图5所示，鼓部122的开口侧的端部压入毂部121的凸缘部121b(开口)内，鼓部122的开口侧的端部的外周面和凸缘部121b的内周面通过焊接而牢固地固定。由此，毂部121经由鼓部122以及连接部125与第一以及第二太阳轮21s、22s总是连接。并且，在鼓部122的开口侧的端部的外周固定的凸缘部121b作为环状的肋发挥功能。另外，毂部121的筒状部121a的内周面隔着与凸缘部121b的在径向上的尺寸相应的间隔，与鼓部122的外周面相向。在毂部121的筒状部121a和鼓部122之间，划分形成在与鼓部122的开口侧的端部或凸缘部121b相反一侧开口的环状的空间121c(储油部)。
鼓构件130包括：鼓部131，由离合器C1利用；毂部133，由离合器C3利用；环状的支撑部135。在本实施方式中，鼓部131、毂部133以及支撑部135通过对例如铝合金等进行铸造而一体成形。鼓部131具有：圆筒部，具有与离合器C1以及C3的连接对象部件即拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r总是连接(固定)的开口侧端部(图5中的左端部)；环状侧壁部，从该圆筒部的一端(图5中的右端)向径向内侧延伸。在鼓部131(圆筒部)的内周面形成有花键，鼓部131(圆筒部)的外周面形成为不具有凹凸的圆柱面状。由此，不使鼓部131的厚度增大就能够确保其强度。
鼓构件130的毂部133从鼓部131的环状侧壁部向与该鼓部131(圆筒部)的开口侧端部相反一侧(图5中的右侧)延伸。在本实施方式中，毂部133形成为具有比鼓部131小的外径的筒状。另外，在毂部133的外周面形成有花键，毂部133的内周面形成为不具有凹凸的凹圆柱面状。由此，不使毂部133的厚度增大就能够确保其强度。在本实施方式中，支撑部135从毂部133的内周面向径向内侧延伸，其内周部经由衬套或径向轴承等被鼓构件120的连接部125(的外周面)支撑为同轴且能够自由旋转。进而，在鼓构件130的支撑部135和鼓构件120的连接部125的凸缘部之间配置有推力轴承。
鼓构件360包括：鼓部361，形成为一端(图5中的左端)开口的有底圆筒状；连接部365，与齿圈凸缘(连接构件)220总是连接(固定)，该齿圈凸缘(连接构件)220与离合器C3以及制动器B2的连接对象部件(固定对象部件)即第二行星齿轮22的第二齿圈22r一体旋转。鼓构件360的鼓部361具有圆筒部以及从该圆筒部的一端(图5中的右端)向径向内侧延伸的环状侧壁部。在鼓部361(圆筒部)的内周面以及外周面形成有花键，在鼓部361(环状侧壁部)的内周部通过焊接等牢固地固定有连接部365的外周部。
如图6所示，鼓构件360的连接部365被环状的中心支撑件(中间的支撑部)11c在径向上支撑(调心)，该中心支撑件11c以位于鼓部361(拉威挪式行星齿轮机构25)与第二行星齿轮22之间的方式固定在变速器箱体11上并构成该变速器箱体11(静止构件)的一部分。如图所示，中心支撑件11c从变速器箱体11的内周面向径向内侧延伸，并包括具有中心孔的内筒部115。并且，鼓构件360的连接部365经由滚针轴承(径向轴承)被中心支撑件11c的内筒部115的外周面支撑为能够自由旋转。由此，能够通过内筒部115的外周面(中心支撑件11c)高精度地对鼓构件360相对于变速器箱体11进行调心。另外，连接部365具有在自动变速器20(输入轴20i或输出轴20o)的轴向上延伸的筒状部366，该筒状部366经由衬套插入中心支撑件11c的内筒部115并与第二齿圈22r连接。
连接部365的筒状部366的顶端部367形成为，具有比被中心支撑件11c的内筒部115(其内周面)包围的部分小的外径，在该顶端部367的外周面形成有花键。进而，齿圈凸缘220具有与连接部365的顶端部367的花键嵌合(花键嵌合)的内周部221和与在第二齿圈22r的内周面形成的花键嵌合(花键嵌合)的外周部222。由此，鼓构件360(鼓部361)经由在齿圈凸缘220的内周侧以及外周侧设置的两处的嵌合部(花键嵌合部)与第二齿圈22r总是连接。
在本实施方式中，齿圈凸缘220的内周部221和鼓构件360的顶端部367的嵌合部以及齿圈凸缘220的外周部222和第二齿圈22r的嵌合部中的至少某一个为不具有调心功能的嵌合部。不具有调心功能的嵌合部具有比相互相邻的花键齿彼此的在周向上的齿隙更大的径向的间隙(内周部221和/或外周部222的花键的齿底面与顶端部367和/或第二齿圈22r的花键的齿顶面的间隙即游隙)。另外，如上所述，鼓构件360的筒状部366的顶端部367具有比由中心支撑件11c的内筒部115的外周面支撑的部分小的外径。因此，连接部365的顶端部在比中心支撑件11c对连接部365(筒状部366)的支撑位置更靠内侧的位置(更接近中间轴20m的位置)与齿圈凸缘220的内周部221嵌合。
将上述的鼓构件120、130作为构成构件的离合器C1除了该鼓构件120、130外，还具有多个摩擦板(摩擦接合板)101、与摩擦板101交替配设的多个分离板(摩擦接合板)102以及底板、按压摩擦板101以及分离板102来实现摩擦接合的活塞140、以使活塞140从摩擦板101以及分离板102离开的方式对活塞140施力的多个复位弹簧(螺旋弹簧)SP1、环状的解除板(解除油室划分形成构件)170。
离合器C1的多个摩擦板101(各自的内周部)与在以由鼓构件130的鼓部131包围的方式配置的鼓构件120的毂部121即筒状部121a的外周面形成的花键嵌合。由此，多个摩擦板101被作为离合器毂发挥功能的鼓构件120支撑为，能够与毂部121一体旋转并且能够在轴向上移动。另外，离合器C1的多个分离板102(各自的外周部)与在鼓构件130的鼓部131的内周面形成的花键嵌合。由此，多个分离板102被作为离合器鼓发挥功能的鼓构件130支撑为能够与鼓部131一体旋转并且能够在轴向上移动。
活塞140配置在鼓构件130的鼓部131和鼓构件120的鼓部122之间，被该鼓构件130的支撑部135支撑为，能够与鼓构件130一体旋转并能在轴向上自由移动。另外，解除板170配置在活塞140和鼓构件120的鼓部122之间，即，相对于活塞140配置在与鼓构件130的支撑部135相反一侧，使用挡圈固定在该支撑部135上。并且，活塞140与鼓构件130的支撑部135一起划分形成离合器C1的接合油室(第一接合油室)150。进而，解除板170与活塞140以及支撑部135一起划分形成用于解除在接合油室150内产生的离心油压的离心油压解除室(第一离心油压解除室)190。
由此，离合器C1的所有油室、即接合油室150以及离心油压解除室190由与拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)一体旋转的鼓构件130(支撑部135)、活塞140以及解除板170划分形成。另外，在本实施方式中，如图4以及图5所示，离合器C1的接合油室150以及离心油压解除室190划分形成为，比鼓构件120的毂部121和鼓部122更远离拉威挪式行星齿轮机构25，并且接近第二行星齿轮22。
经由在输入轴20i、鼓构件120的连接部125、鼓构件130的支撑部135等形成的油路，向离合器C1的接合油室150供给由油压控制装置调压后的用于使离合器C1接合的接合油压(动作油)。另外，经由在输入轴20i、鼓构件120的连接部125、鼓构件130的支撑部135等形成的油路，向离心油压解除室190供给来自油压控制装置的动作油(例如润滑及冷却用的排放油)。多个复位弹簧SP1以位于活塞140和解除板170之间的方式，在离心油压解除室190的内部在周向上隔开间隔配设。此外，作为离合器C1的复位弹簧SP1，可以取代多个螺旋弹簧而使用一个板簧。
将上述的鼓构件120作为构成构件的离合器C2除了该鼓构件120外，还具有离合器毂200、多个摩擦板(第一摩擦接合板)201、多个分离板202(第二摩擦接合板)以及底板、按压摩擦板201以及分离板202来实现摩擦接合的活塞240、环状的油室划分形成构件270、以使活塞240从摩擦板201以及分离板202离开的方式对活塞240施力的多个复位弹簧(螺旋弹簧)SP2。
离合器毂200具有：筒状部，具有在外周面形成的花键；环状的连接部，从该筒状部向径向内侧延伸，与从拉威挪式行星齿轮机构25的第三太阳轮23s沿轴向延伸的轴部230总是连接(固定)。离合器C2的多个摩擦板201(各自的外周部)与在以包围离合器毂200的方式配置的鼓构件120的鼓部122的内周面形成的花键嵌合。由此，多个摩擦板201被作为离合器鼓发挥功能的鼓构件120支撑为，能够与鼓部122一体旋转并且能在轴向上自由移动。另外，离合器C2的多个分离板202(各自的内周部)与在离合器毂200(筒状部)的外周面形成的花键嵌合。由此，多个分离板202被该离合器毂200支撑为，能够与离合器毂200一体旋转并且能在轴向上自由移动。
活塞240配置为，被鼓构件120的鼓部122包围，并且内周侧的一部分进入离合器毂200的筒状部的内侧。活塞240被该轴部230支撑为，与第三太阳轮23s的轴部230一体旋转并且能在轴向上自由移动。另外，油室划分形成构件270以位于活塞240和鼓构件120之间的方式使用挡圈固定在轴部230上。即，油室划分形成构件270相对于活塞240(其内周部)，位于与离合器毂200的连接部和第三太阳轮23s相反一侧。活塞240与油室划分形成构件270以及轴部230一起划分形成离合器C2的接合油室(第二接合油室)250。进而，活塞240与离合器毂200以及轴部230一起划分形成用于解除在接合油室250内产生的离心油压的离心油压解除室(第二离心油压解除室)290。
由此，离合器C2的所有油室、即接合油室250以及离心油压解除室290由与拉威挪式行星齿轮机构25的第三太阳轮23s(第二输出部件)一体旋转的轴部230、活塞240以及油室划分形成构件270划分形成。另外，在本实施方式中，如图4以及图5所示，离合器C2的接合油室250以及离心油压解除室290以比离合器C1的解除板170、即离合器C1的接合油室150以及离心油压解除室190更接近拉威挪式行星齿轮机构25的方式划分形成。进而，接合油室250以及离心油压解除室290离开第二行星齿轮22且接近输入轴20i。
经由在输入轴20i、第三太阳轮23s的轴部230等形成的油路，向离合器C2的接合油室250供给由油压控制装置60调压后的用于使离合器C2接合的接合油压(动作油)。另外，经由在输入轴20i、第三太阳轮23s的轴部230等形成的油路，向离心油压解除室290供给来自油压控制装置60的动作油(例如润滑及冷却用的排放油)。多个复位弹簧SP2以位于活塞240和离合器毂200(连接部)之间的方式在离心油压解除室290的内部沿周向隔开间隔配设。此外，作为离合器C2的复位弹簧SP2，也可以取代多个螺旋弹簧而使用一个板簧。进而，在本实施方式中，作为毂构件的第三太阳轮23s的轴部230以及离合器毂200经由衬套或径向轴承被输入轴20i支撑为同轴且自由旋转，并且，经由推力轴承被拉威挪式行星齿轮机构25的第三行星架23c和鼓构件120的连接部125在轴向上支撑。
将上述的鼓构件130以及360作为构成构件的离合器C3除了该鼓构件130、360外，还具有多个摩擦板301、与摩擦板301交替配设的多个分离板302以及底板、按压摩擦板301以及分离板302来实现摩擦接合的活塞340、以使活塞340从摩擦板301以及分离板302离开的方式对活塞340施力的多个复位弹簧(螺旋弹簧)SP3、环状的解除板(解除油室划分形成构件)370。
离合器C3的多个摩擦板301(各自的内周部)与在向第二行星齿轮22侧即车辆后部侧延伸的鼓构件130的毂部133的外周面上形成的花键嵌合。由此，多个摩擦板301被作为离合器毂发挥功能的鼓构件130支撑为，与毂部133一体旋转并且能在轴向上自由移动。另外，离合器C3的多个分离板302(各自的外周部)与在以包围鼓构件130的毂部133方式配置的鼓构件360的鼓部361的内周面上形成的花键嵌合。由此，多个分离板302被作为离合器鼓发挥功能的鼓构件360支撑为，与鼓部361一体旋转并且在轴向上自由移动。
活塞340配置在鼓构件130和鼓构件360的鼓部361之间，并被该鼓构件360的连接部365支撑为与鼓构件360一体旋转并能在轴向上自由移动。另外，解除板370配置在活塞340和鼓构件130之间、即相对于活塞340配置在与鼓构件360的连接部365相反一侧，使用挡圈固定在该连接部365上。并且，活塞340与鼓构件360一起划分形成离合器C3的接合油室(第三接合油室)350。进而，解除板370与活塞340一起划分形成用于解除在接合油室350内产生的离心油压的离心油压解除室(第三离心油压解除室)390。
由此，离合器C3的所有油室、即接合油室350以及离心油压解除室390由与第二行星齿轮22的第二齿圈22r一体旋转的鼓构件360、活塞340以及解除板370划分形成。另外，在本实施方式中，如图5所示，离合器C3的接合油室350以及离心油压解除室390划分形成为，比鼓构件130的支撑部135、即离合器C1的接合油室150以及离心油压解除室190更远离拉威挪式行星齿轮机构25并且更接近第二行星齿轮22。
经由在中心支撑件11c、鼓构件360的连接部365等形成的油路，向离合器C3的接合油室350供给由油压控制装置60调压后的用于使离合器C3接合的接合油压(动作油)。这样，通过经由在中心支撑件11c设置的油路向离合器C3的接合油室350供给动作油，能够抑制自动变速器20中的油路结构的复杂化。另外，经由在中间轴20m、鼓构件120的连接部125、鼓构件360的连接部365等形成的油路，向离心油压解除室390供给来自油压控制装置60的动作油(例如润滑及冷却用的排放油)。多个复位弹簧SP3以位于活塞340和解除板370之间的方式在离心油压解除室390的内部沿周向隔开间隔配设。此外，作为离合器C3的复位弹簧SP3，可以取代多个螺旋弹簧而使用一个板簧。
如图6所示，将上述的鼓构件360作成构成构件的制动器B2具有多个摩擦板(摩擦接合板)601、与摩擦板601交替配设的多个分离板(摩擦接合板)602以及底板、按压摩擦板601以及分离板602以实现摩擦接合的第一活塞641、能够按压第一活塞641的第二活塞642、以使第一活塞641从摩擦板601以及分离板602离开的方式对第一活塞641施力的多个复位弹簧(螺旋弹簧)SP6。
制动器B2的多个摩擦板601(各自的内周部)与在鼓构件360的鼓部361的外周面形成的花键嵌合。各摩擦板601被作为制动器毂发挥功能的鼓构件360支撑为，与鼓部361一体旋转并能在轴向上自由移动。另外，制动器B2的多个分离板602(各自的外周部)与在变速器箱体11的内周面形成的花键嵌合。各分离板602被该变速器箱体11支撑为不能相对于变速器箱体11旋转而能够在轴向上移动。如图4至图6所示，制动器B2的摩擦板601以及分离板602相对于中心支撑件11c配置在与第二行星齿轮22相反一侧、即配置在中心支撑件11c的拉威挪式行星齿轮机构25侧。
如图5至图7所示，在中心支撑件11c上形成有朝向与第二行星齿轮22相反一侧即拉威挪式行星齿轮机构25侧(图中左侧)开口的环状的第一凹部111和同样朝向与第二行星齿轮22相反一侧开口的环状的第二凹部112。第一凹部111形成在第二凹部112的径向内侧，并被第二凹部112包围。即，第一凹部111在第二凹部112的径向内侧与该第二凹部112在中心支撑件11c(变速器箱体11)的径向上排列。第一以及第二凹部111、112被环状的间隔壁113(参照图6)隔开以使第一以及第二凹部111、112相互不连通，在本实施方式中，第一以及第二凹部111、112形成为彼此具有大致相同的轴长。
第一活塞641具有环状的第一受压部641a、按压第一以及第二摩擦接合板的筒状的板按压部641b、在第一受压部641a和板按压部641b之间沿中心支撑件11c即变速器箱体11的径向延伸的平板状(凸缘状)的环状部641c。第一受压部641a形成为短的圆筒状。环状部641c从第一受压部641a沿轴向偏移并从该第一受压部641a向径向外侧延伸。板按压部641b从环状部641c的外周部向与第一受压部641a相反一侧且沿轴向延伸，在本实施方式，例如形成为圆筒状。如图6所示，第一受压部641a嵌合在第一凹部111内并能够自由移动。另外，在第一受压部641a的内周面和第一凹部111的内侧内面之间以及第一受压部641a的外周面和第一凹部111的外侧内面之间分别配置有一个O型圈等密封构件。由此，第一受压部641a被中心支撑件11c支撑为能够在轴向上自由移动，并与该中心支撑件11c一起划分形成制动器B1的第一接合油室651。进而，板按压部641b与变速器箱体11的花键嵌合，以能够与最靠第二行星齿轮22侧的分离板602抵接的方式向拉威挪式行星齿轮机构25(与第二行星齿轮22相反一侧)突出。此外，板按压部641b可以以在第一活塞641的周向上隔开间隔排列的方式从环状部641c延伸。由此，能够实现第一活塞641的轻量化。
第二活塞642具有环状的第二受压部642a和环状的活塞按压部642b。第二受压部642a嵌合在第二凹部112内并能够自由移动，在第二受压部642a的内周面和第二凹部112的内侧内面之间以及第二受压部642a的外周面和第二凹部112的外侧内面之间分别配置有一个O型圈等密封构件。由此，第二受压部642a被中心支撑件11c支撑为能够在轴向上自由移动，并与该中心支撑件11c一起划分形成制动器B1的第二接合油室652。另外，活塞按压部642b以能够与第一活塞641的环状部641c的背面抵接的方式从第二受压部642a向拉威挪式行星齿轮机构25(与第二行星齿轮22相反一侧)延伸。在本实施方式中，从输入轴20i或输出轴20o等轴向观察，第二活塞642的活塞按压部642b与第一活塞641的板按压部641b的大致整体重叠。由此，能够通过活塞按压部642b从板按压部641b的背后对第一活塞641的环状部641c进行按压。此外，活塞按压部642b也可以在第二受压部642a的周向上隔开间隔排列的方式形成有多个。
经由在中心支撑件11c上形成的油路，向制动器B2的第一以及第二接合油室651以及652分别独立供给由油压控制装置60调压后的接合油压(动作油)。另外，多个复位弹簧SP6位于第一活塞641和环状的弹簧支撑构件670之间并在周向上隔开间隔配置，并且与第一接合油室651相向。弹簧支撑构件670以相对于第一活塞641位于与第一接合油室651相反一侧的方式使用挡圈固定在中心支撑件11c上。另外，在第一活塞641的第一受压部641a上以位于与第一接合油室651相反一侧的方式在周向上隔开间隔形成有多个孔部，各复位弹簧SP6的一端插入该孔部内。由此，多个复位弹簧SP6分别与第一接合油室651相向，并且按压第一活塞641的第一受压部641a。另外，从径向观察，各复位弹簧SP6与中心支撑件11c的第二凹部112局部重叠。此外，作为制动器B2的复位弹簧SP6，可以取代多个螺旋弹簧而使用一个板簧。
如图4以及图7所示，离合器C4在4个离合器C1～C4以及2个制动器B1、B2中最接近输出轴20o配置。即，离合器C4相对于第二行星齿轮22配置在与拉威挪式行星齿轮机构25相反一侧，即，配置在第一行星齿轮21的车辆后部侧(图1中的右侧)。如图7所示，离合器C4包括离合器毂400、离合器鼓410、多个摩擦板401、与摩擦板401交替配设的多个分离板402以及底板、按压摩擦板401以及分离板402来实现摩擦接合的活塞440、以使活塞440从摩擦板401以及分离板402离开的方式对活塞440施力的多个复位弹簧(螺旋弹簧)SP4、环状的解除板(解除油室划分形成构件)470。
离合器毂400经由衬套或径向轴承被中间轴20m支撑为能自由旋转，并且经由在前后配置的2个推力轴承被在中间轴20m形成的凸缘部和输出轴20o在轴向上支撑。另外，离合器毂400经由花键以及挡圈与第一行星齿轮21的第一齿圈21r总是连接(固定)。。离合器鼓410具有：环状侧壁部411，通过焊接等固定于在输出轴20o上形成的扩径部；圆筒部412，形成为一端(图6中的左端)开口的有底圆筒状，并且通过焊接等接合在环状侧壁部411的外周部，并沿输出轴20o等的轴向延伸。圆筒部412的开口侧的端部(图7中的左端部)经由花键等与第二行星齿轮22的第二行星架22c总是连接(固定)。
离合器C4的多个摩擦板401(各自的内周部)与在离合器毂400的外周面形成的花键嵌合。由此，多个摩擦板401被该离合器毂400支撑为，与离合器毂400一体旋转并能在轴向上自由移动。另外，离合器C4的多个分离板4(各自的外周部)与在离合器鼓410的圆筒部412的内周面形成的花键嵌合。由此，多个分离板402(各自的外周部)被该离合器鼓410支撑为，与离合器鼓410一体旋转并能在轴向上自由移动。
活塞440在离合器鼓410的圆筒部412内比环状侧壁部411更靠第一行星齿轮21侧(车辆前部侧)，被该输出轴20o支撑为，能与输出轴20o一体旋转并能在轴向上自由移动。另外，解除板470以相比活塞440位于第一行星齿轮21侧(车辆前部侧)的方式使用挡圈固定在输出轴20o上。并且，活塞440与作为油室划分形成部的离合器鼓410、输出轴20o一起划分形成离合器C4的接合油室(第一接合油室)450。进而，解除板170与活塞440以及输出轴20o一起划分形成用于解除在接合油室450内产生的离心油压的离心油压解除室(第四离心油压解除室)490。由此，离合器C4的所有油室、即接合油室450以及离心油压解除室490由与第二行星齿轮22的第二行星架22c以及输出轴20o一体旋转的离合器鼓410、活塞440以及解除板470划分形成。
经由在变速器箱体11和输出轴20o等形成的油路，向离合器C4的接合油室450供给由油压控制装置60调压后的用于使离合器C4接合的接合油压(动作油)。另外，经由在变速器箱体11和输出轴20o等形成的油路，向离心油压解除室490供给来自油压控制装置60的动作油(例如润滑及冷却用的排放油)。多个复位弹簧SP4以位于活塞440和解除板470之间的方式在离心油压解除室490的内部沿周向隔着间隔配设。此外，作为离合器C4的复位弹簧SP4，也可以取代多个螺旋弹簧而使用一个板簧。另外，输出轴20o经由衬套、径向轴承、推力轴承被变速器箱体11支撑为能自由旋转。
在如上述那样构成的自动变速器20中，离合器C2是对应于拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)以及第三太阳轮23s(第二输出部件)中的以更高的速度旋转的第三太阳轮23s(参照图2)的离合器。并且，离合器C2配置在拉威挪式行星齿轮机构25与比第一行星齿轮21更接近拉威挪式行星齿轮机构25配置的第二行星齿轮22之间。因此，在自动变速器20中，无需以绕过大径的第一以及第二行星齿轮21、22的方式构成离合器C2的构成构件。进而，离合器C2的接合油室250以及离心油压解除室290以比离合器C1的接合油室150以及离心油压解除室190更接近输入轴20i的方式划分形成。
由此，能够抑制伴随确保轴部230、活塞240、油室划分形成构件270这样的离合器C2的构成构件的强度引起的尺寸(外径、轴长、厚度等)即重量的增加，抑制自动变速器20的大型化。另外，能够减小以比第三齿圈23r更高的速度旋转的第三太阳轮23s以及与其一体旋转的轴部230、活塞240以及油室划分形成构件270旋转时的惯性(相对于输入轴20i的等价惯性)，并提高变速性能。进而，通过在第三太阳轮23s上连接与作为离合器鼓的鼓构件120相比小径化的离合器毂200，能够进一步减小与比第三齿圈23r以更高的速度旋转的第三太阳轮23s一体旋转的构件旋转时的惯性。
另外，在自动变速器20中，离合器C1的接合油室150以及离心油压解除室190和离合器C3的接合油室350以及离心油压解除室390配置在离合器C2(接合油室250以及离心油压解除室290)与比第一行星齿轮21更接近拉威挪式行星齿轮机构25配置的第二行星齿轮22之间。而且，离合器C4相对于比第一行星齿轮21更接近拉威挪式行星齿轮机构25配置的第二行星齿轮22，配置在与拉威挪式行星齿轮机构25相反一侧(车辆后部侧)。由此，和以比第三齿圈23r更高的速度旋转的第三太阳轮23s对应的离合器C2更接近拉威挪式行星齿轮机构25。因此，能够实现与第三太阳轮23s一体旋转的轴部230、活塞240、油室划分形成构件270这样的离合器C2的构成构件的轴长缩短化、即轻量化。其结果，能够减小轴部230、活塞240、油室划分形成构件270等旋转时的惯性，使变速性能进一步提高，并且能够抑制自动变速器20轴长的增加。
进而，在自动变速器20中，和拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)对应的离合器C1(鼓部131等)以包围离合器C2的大致整体、即鼓构件120的鼓部122、离合器毂200、摩擦板201、分离板202、油室划分形成构件270等的方式配置。由此，能够更良好地抑制自动变速器20的轴长的增加。另外，在自动变速器20中，制动器B1相对于拉威挪式行星齿轮机构25配置在与第一以及第二行星齿轮21、22相反一侧(车辆前部侧)。进而，制动器B2(鼓构件360的鼓部361、摩擦板601、分离板602等)在离合器C2和比第一行星齿轮21更接近拉威挪式行星齿轮机构25配置的第二行星齿轮22之间，以包围离合器C3的一部分、即毂部133、摩擦板301、分离板302、油室划分形成构件270等的方式配置。由此，在拉威挪式行星齿轮机构25和比第一行星齿轮21更接近拉威挪式行星齿轮机构25配置的第二行星齿轮22之间，充分确保离合器C1、C2以及C3的配置空间，并抑制自动变速器20的轴长的增加。
接着，对自动变速器20的动作进行说明。
在自动变速器20中，在形成前进第2挡至第6挡以及第8挡至第10挡时，通过使制动器B1接合，将拉威挪式行星齿轮机构25的第四太阳轮24s(可固定部件)固定为不能旋转(参照图3)。由此，拉威挪式行星齿轮机构25以第三太阳轮23s(第二输出部件)的旋转速度高于第三齿圈23r(第一输出部件)的旋转速度的方式对从输入轴20i传递至第三行星架23c(输入部件)的动力进行增速并传递至第三太阳轮23s以及第三齿圈23r(参照图2)。因此，在自动变速器20的动作中，拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r以及第三太阳轮23s除了在形成后退挡时外，以第三行星架23c即输入轴20i以上的旋转速度进行旋转。
据此，在自动变速器20中，如上所述，和第三齿圈23r对应的离合器C1的接合油室150以及离心油压解除室190由与该第三齿圈23r一体旋转的鼓构件130(支撑部135)、活塞140以及解除板170划分形成。另外，和第三太阳轮23s对应的离合器C2的接合油室250以及离心油压解除室290由与该第三太阳轮23s一体旋转的轴部230、活塞240以及油室划分形成构件270划分形成。由此，在自动变速器20动作中，将离合器C1以及C2的离心油压解除室190、290的旋转速度保持得高，良好地抑制一旦被供给的动作油从离心油压解除室190、290流出。其结果，在自动变速器20中，能够使与拉威挪式行星齿轮机构25的输出部件即第三齿圈23r以及第三太阳轮23s对应的离合器C1以及C2顺利地接合，良好地确保变速性能。
另外，在上述自动变速器20中，离合器C1具有与第三齿圈23r一体旋转的作为离合器鼓发挥功能的鼓构件130、与鼓构件130的支撑部135一起划分形成接合油室150的活塞140、固定在鼓构件130的支撑部135上并与活塞140一起划分形成离心油压解除室190的解除板170。进而，离合器C2具有与第三太阳轮23s总是连接的离合器毂200、与离合器毂200一起划分形成离心油压解除室290的活塞240、相对于离合器毂200固定并与活塞240一起划分形成接合油室250的油室划分形成构件270。由此，离合器C1的接合油室150以及离心油压解除室190能够由与第三齿圈23r(第一输出部件)一体旋转的构件划分形成，并且，离合器C2的接合油室250以及离心油压解除室290能够由与第三太阳轮23s(第二输出部件)一体旋转的构件划分形成。
并且，在上述自动变速器20中，如图2所示，离合器C1以及C2共同的连接对象部件即第一以及第二行星齿轮21、22的第一以及第二太阳轮21s、22s的最高旋转速度在输出轴20o正转(向车辆前进方向旋转)时自动变速器20所包含的多个旋转部件、即第一～第四太阳轮21s～24s、第一～第三齿圈21r～23r以及第一～第三行星架21c～23c中也最高。据此，在自动变速器20中，离合器C1的接合油室150以及离心油压解除室190由与最高转速比第一以及第二太阳轮21s、22s低的第三齿圈23r一体旋转的构件划分形成，离合器C2的接合油室250以及离心油压解除室290由与最高转速比第一以及第二太阳轮21s、22s低的第三太阳轮23s一体旋转的构件划分形成。由此，使与第一以及第二太阳轮21s、22s一体旋转的离合器C1以及C2的构成构件数减少。其结果，能够减小与以高速旋转的第一以及第二太阳轮21s、22s一体旋转的离合器C1以及C2的构成构件、即鼓构件120、摩擦板101、201等旋转时的惯性，使自动变速器20的变速性能进一步提高。进而，在自动变速器20中，取代在转速因变速挡而变动得大的第一以及第二太阳轮21s、22s侧设置接合油室和离心油压解除室，而在旋转比较稳定的第三齿圈23r和第三太阳轮23s侧设置接合油室150、250、离心油压解除室190、290。由此，能够减小各变速挡的离心油压的变动，并提高变速性能。
另外，即使离合器C1以及C2的连接对象部件即第一以及第二太阳轮21s、22s以非常高的旋转速度进行旋转，通过使由离合器C1以及C2共用的鼓构件120如上述那样构成，也能良好地抑制该鼓构件120的变形、特别是成为离合器C2的离合器鼓的鼓部122的开口侧的端部的扩展。即，成为离合器C1的离合器毂的筒状的毂部121固定在成为离合器C2的离合器鼓的、一端开口的鼓部122的开口侧的端部的外周。由此，能够大幅度提高鼓构件120、特别是成为离合器C2的离合器鼓的鼓部122的开口侧的端部的强度。因此，即使鼓构件120、即第一以及第二太阳轮21s、22s的旋转速度高，也能够良好地抑制其变形、特别是鼓部122的开口侧的端部的扩展。
进而，鼓构件120的毂部121包括与离合器C1的摩擦板101的内周部嵌合的筒状部121a和从该筒状部121a的一端向径向内侧延伸并固定在鼓部122的开口侧的端部的外周上的环状的凸缘部121b，凸缘部121b作为环状的肋发挥功能。因此，能够更良好地提高鼓部122的开口侧的端部乃至鼓构件120整体的强度。并且，通过使鼓构件120、即作为离合器鼓的鼓部122的强度提高，能够抑制该鼓构件120(鼓部122)的重量的增加并减小旋转时的惯性，因此，能够提高自动变速器20的变速性能。
另外，在自动变速器20中，成为离合器C1的离合器毂的毂部121的筒状部121a的内周面和成为离合器C2的离合器鼓的鼓部122的外周面隔开间隔相向。因此，在筒状部121a和鼓部122之间划分形成在与鼓部122的开口侧的端部相反一侧开口的环状的空间121c(储油部)。由此，除了通过内侧、即通过与鼓部122嵌合的离合器C2的摩擦板201、与离合器C2的离合器毂200嵌合的分离板202的动作油，还将向鼓构件120(鼓部122)的周边飞散的动作油收容在毂部121和鼓部122之间的空间121c内。其结果，能够从空间121c向与毂部121嵌合的离合器C1的摩擦板101和与鼓构件130嵌合的离合器C1的分离板102供给作为润滑及冷却介质的动作油。
因此，在自动变速器20中，能够良好地抑制由离合器C1以及C2作为一方离合器毂以及另一方离合器鼓共用的鼓构件120的变形、即以由离合器C1的构成构件包围至少一部分的方式配置的鼓部122(离合器C2的离合器鼓)的变形。另外，能够对与毂部121嵌合并在鼓部122的周围配置的摩擦板101和与鼓构件130嵌合的分离板102良好地接进行润滑及冷却。并且，通过在和拉威挪式行星齿轮机构25的第三齿圈23r(第一输出部件)以及第三太阳轮23s(第二输出部件)对应的离合器C1以及C2应用上述那样的鼓构件120(离合器毂以及离合器鼓)，能够使自动变速器20紧凑化。
另外，在上述构成的自动变速器20中，与第二行星齿轮22的第二齿圈22r对应的制动器B2的扭矩分担的变化幅度大。因此，在制动器B2的扭矩分担比较小的情况下(例如形成前进第4挡时)，在制动器B2接合时从油压控制装置60仅向第一接合油室651供给油压(动作油)，不向第二接合油室652供给油压(动作油)。相对于此，在制动器B2的扭矩分担比较大的情况下(例如形成前进第1挡至第3挡、后退挡时)，在制动器B2接合时从油压控制装置60向第一以及第二接合油室651、652都供给油压(动作油)。
在为了使制动器B2接合而从油压控制装置60仅向第一接合油室651供给油压时，第一活塞641借助由第一接合油室651内的油压产生的力而克服复位弹簧SP6的作用力进行移动，通过由第一活塞641的板按压部641b按压，使第一以及第二摩擦接合板摩擦接合。这样，在仅向第一接合油室651供给动作油时，由于第二活塞642在形成于构成变速器箱体11的一部分的中心支撑件11c上的第二凹部112内静止，第二接合油室652内的压力不发生变动，第二接合油室652内不会处于负压状态。因此，在制动器B2的扭矩分担比较小，仅向第一接合油室651供给油压时，不会因第二活塞642的状态和第二接合油室652内的压力的状态妨碍第一活塞641的移动，能够根据向第一接合油室651供给的油压使第一活塞641顺畅地移动。
另外，在为了使制动器B2接合而从油压控制装置60向第一以及第二接合油室651、652内都供给油压时，伴随着向第二接合油室652供给油压，第二活塞642与第一活塞641的板按压部641b的背面抵接，使该第一活塞641向摩擦板601和分离板602按压。由此，第一活塞641受到由第一接合油室651内的油压产生的力和经由第二活塞642传递来的由第二接合油室652内的油压产生的力，来对摩擦板601以及分离板602进行按压。因此，在扭矩分担比较大，向第一以及第二接合油室651、652内都供给油压时，使第一活塞641作用有由与制动器B2的扭矩分担相应的充分的油压产生的力。
其结果，不管制动器B2的扭矩分担的大小，都能够使与扭矩分担相应的油压适当作用于对第一以及第二摩擦接合板进行按压的第一活塞641，使该第一活塞641顺利地移动。因此，在自动变速器20中，能够良好地提高变速性能。此外，在上述的制动器B2中，即使仅向第二接合油室652供给油压，也能借助由第二接合油室652内的油压产生的力使第一以及第二活塞641、642克服复位弹簧SP6的作用力移动以按压摩擦板601以及分离板602，使两者摩擦接合。
进而，在自动变速器20中，与第一活塞641一起划分形成第一接合油室651的第一凹部111以位于与第二活塞642一起划分形成第二接合油室652的第二凹部112的径向内侧的方式形成在中心支撑件11c上，多个复位弹簧SP6与第一接合油室651相向配置。由此，由于能够将第一接合油室651作为制动器B2的扭矩分担变小时或变速初期使用的油室而构成为适当的尺寸，因此，能够提高油压响应性，并且能够抑制动作油的消耗流量的增加。而且，由于能够使在第一凹部111和第一活塞641的第一受压部641a之间配置的密封构件小径化，所以能够减小第一活塞641的滑动阻力。
另外，第一凹部111以在第二凹部112的径向内侧与该第二凹部112在径向上排列的方式形成在中心支撑件11c即变速器箱体11的一部分上，从径向观察，多个复位弹簧SP6以至少一部分与第二凹部112重叠的方式配置。由此，各复位弹簧SP6与第二凹部112和在该第二凹部112内配置的第二活塞642的第二受压部642a在轴向上重叠，能够缩短制动器B2乃至自动变速器20的轴长。进而，第一活塞641具有从第一受压部641a向径向外侧延伸的环状部641c，板按压部641b从环状部641c向与第一受压部641a相反一侧延伸。另外，第二活塞642的活塞按压部642b按压第一活塞641的环状部641c，各复位弹簧SP6按压第一活塞641的第一受压部641a。由此，能够通过第一接合油室651内的油压以及第二接合油室652内的油压中的至少某一方，使第一活塞641顺利地在轴向上移动。而且，第一活塞641的板按压部641b从环状部641c的外周部延伸，从输入轴20i等轴向观察，第一活塞641的板按压部641b和第二活塞642的活塞按压部642b至少局部重叠。由此，与例如活塞按压部642b按压环状部641c的径向的中央部附近的情况(活塞按压部642b不按压板按压部641b的背后的情况)相比，在活塞按压部642b按压环状部641c时，能够减小在板按压部641b的基端部附近作用的弯曲力矩。其结果，能够使第一活塞641的耐久性进一步提高。
进而，上述的制动器B2包括相对于中心支撑件11c配置在与第二行星齿轮22相反一侧的摩擦板601以及分离板602、与第二齿圈22r总是连接的作为制动器毂的鼓构件360。鼓构件360包括在摩擦板601以及分离板602与第二行星齿轮22之间被中心支撑件11c的内筒部115的外周面相对于变速器箱体11调心的作为制动器毂的鼓构件360。进而，在自动变速器20中，构成第二行星齿轮22的齿轮组构成为渐开线齿轮(第一行星齿轮21和拉威挪式行星齿轮机构25也同样)，第二齿圈22r被第二太阳轮22s以及第二行星架22c相对于中间轴20m调心。并且，作为制动器毂的鼓构件360和第二齿圈22r以具有径向的间隙(游隙)的方式在旋转方向上连接。
这样，在自动变速器20中，与第二齿圈22r对应的制动器B2的作为制动器毂的鼓构件360被构成变速器箱体11的一部分的中心支撑件11c的内筒部115的外周面调心(在径向上支撑)。因此，即使鼓构件360和第二齿圈22r的连接部、即、齿圈凸缘220的内周部221和鼓构件360的顶端部367的嵌合部以及齿圈凸缘220的外周部222和第二齿圈22r的嵌合部中的至少某一方中的径向的间隙变大，也能总是稳定地保持鼓构件360的姿势。由此，在自动变速器20中，能够相对于变速器箱体11高精度地对鼓构件360调心，通过使鼓构件360和第二齿圈22r之间的间隙(游隙)变大，能够进一步提高第二齿圈22r和鼓构件360即变速器箱体11之间的振动的遮断效果。
进而，通过使鼓构件360和第二齿圈22r的连接部中的径向的间隙变大，不会因制动器B2的接合而损害第二行星齿轮22自身即第二太阳轮22s以及第二行星架22c对第二齿圈22r的调心功能，并且能够在制动器B2接合时抑制产生由第二行星齿轮22的旋转部件间的轴心的偏移引起的无用的力。由此，能够良好地减小在制动器B2接合时在第二齿圈22r激发的振动。另外，通过将制动器B2的摩擦板601以及分离板602相对于中心支撑件11c配置在与第二行星齿轮22相反一侧，能够使从第二齿圈22r经由鼓构件360等至变速器箱体11的路径更长。由此，在通过制动器B2使第二行星齿轮22的第二齿圈22r与变速器箱体11连接(固定)时，能够良好地衰减在第二齿圈22r激发的振动。而且，通过如上述那样总是稳定保持作为制动器毂的鼓构件360的姿势，能够抑制摩擦板601以及分离板602的倾斜，能够降低由板间的面压的偏差引起的扭矩容量的偏差，进一步提高自动变速器20的变速性能。
其结果，在自动变速器20中，在通过制动器B2使第二行星齿轮22的第二齿圈22r与变速器箱体11连接而将第二齿圈22r固定为不能旋转时，能够良好地抑制振动向该变速器箱体11的传递，提高变速性能。
另外，在上述实施方式中，作为制动器毂的鼓构件360具有通过内筒部115的中心孔与第二齿圈22r连接的筒状部366，并且被中心支撑件11c(内筒部115)的外周面在径向上支撑，鼓构件360和第二齿圈22r经由具有与筒状部366的顶端部367嵌合的内周部221以及与第二齿圈22r嵌合的外周部222的环状的齿圈凸缘(连接构件)220连接。并且，齿圈凸缘220与鼓构件360(顶端部367)和第二齿圈22r中的至少某一方以具有径向的间隙的方式嵌合。由此，能够相对于变速器箱体11对鼓构件360高精度地进行调心，并且，进一步提高第二齿圈22r与鼓构件360即变速器箱体11之间的振动的遮断效果，且能使从第二齿圈22r经由鼓构件360等至变速器箱体11的路径更长。
进而，在自动变速器20中，鼓构件360被构成为(被利用为)，作为能够使第二齿圈22r与作为拉威挪式行星齿轮机构25的第一输出部件的第三齿圈23r相互连接并且能够解除两者的连接的离合器C3的离合器鼓发挥功能。由此，通过将鼓构件360的姿势总是保持稳定，能够使离合器C3更顺利地动作并提高变速性能，并且能够实现自动变速器20的部件个数的削减和紧凑化。
此外，在上述的自动变速器20中，离合器C1～C4、制动器B1以及B2中至少某个可以为爪形离合器或爪形制动器这样的啮合接合构件。例如，在自动变速器20中，作为在形成前进第1挡至前进第4挡时连续接合并且在形成后退挡时接合的制动器B2，可以采用爪形制动器。另外，在自动变速器20中，第一以及第二行星齿轮21、22以及拉威挪式行星齿轮机构25中的齿轮比λ1～λ4并不限于在上述说明中例示的值。进而，在自动变速器中，也可以使第一以及第二行星齿轮21、22中的至少某个为双小齿轮式的行星齿轮，也可以将拉威挪式行星齿轮机构25置换成例如辛普森型或CR-CR型这样的复合行星齿轮系。另外，上述的自动变速器20也可以为在前轮驱动车辆上搭载的变速器。
如以上说明那样，本发明的多挡变速器包括制动器，该制动器能够使多个旋转部件中的固定对象部件与箱体连接以将该固定对象部件固定为不能旋转，并且能够解除两者的连接，该多挡变速器对从车辆的原动机传递至输入构件的动力进行变速并向输出构件传递，其特征在于，
所述制动器具有：
制动器毂，与所述固定对象部件总是连接，
第一摩擦接合板，与所述制动器毂嵌合，
第二摩擦接合板，与所述箱体嵌合，
第一以及第二凹部，形成在所述箱体的一部分上，
第一活塞，具有第一受压部和板按压部，该第一受压部配置在所述第一凹部内，与所述箱体的一部分一起构成第一接合油室，该板按压部按压所述第一以及第二摩擦接合板，
第二活塞，具有第二受压部和活塞按压部，该第二受压部配置在所述第二凹部内，与所述箱体的一部分一起划分形成第二接合油室，该活塞按压部伴随向所述第二接合油室供给油压而与所述第一活塞的一部分抵接，并按压该第一活塞；
复位弹簧，对所述第一活塞施力以使所述第一活塞从所述第一以及第二摩擦接合板离开。
该多挡变速器所包含的制动器具有在箱体的一部分上形成的第一以及第二凹部、第一以及第二的活塞、对第一活塞施力以使所述第一活塞从第一以及第二摩擦接合板离开的复位弹簧。并且，第一活塞具有配置在第一凹部内并与箱体的一部分一起划分形成第一接合油室的第一受压部和按压第一以及第二摩擦接合板的板按压部。另外，第二活塞具有配置在第二凹部内并与箱体的一部分一起划分形成第二接合油室的第二受压部和伴随向第二接合油室供给油压而与第一活塞的一部抵接并按压该第一活塞的活塞按压部。
在这样构成的制动器中，如果仅向第一接合油室供给油压(动作油)，则能借助由第一接合油室内的油压产生的力使第一活塞克服复位弹簧的作用力移动以按压第一以及第二摩擦接合板，使第一以及第二摩擦接合板摩擦接合。并且，在仅向第一接合油室供给油压时，由于第二活塞在形成于箱体的一部分上的第二凹部内静止，所以第二接合油室内不会处于负压状态。因此，在仅向第一接合油室供给油压时，不会因第二活塞的状态和第二接合油室内的压力的状态而妨碍第一活塞的移动，能够根据向第一接合油室供给的油压使第一活塞顺利地移动。
另外，如果向第一以及第二接合油室内都供给油压，则伴随向第二接合油室供给油压而使第二活塞与第一活塞的一部分抵接并按压该第一活塞。由此，第一活塞受到由第一接合油室内的油压产生的力和经由第二活塞传递来的由第二接合油室内的油压产生的力，来按压第一以及第二摩擦接合板。其结果，不管制动器的扭矩分担的大小，都能够使与扭矩分担相应的油压适当作用于对第一以及第二摩擦接合板进行按压的第一活塞，使该第一活塞顺利地移动，因此能够提高多挡变速器的变速性能。此外，不言而喻，在本发明的多挡变速器所包含的制动器中，即使仅向第二接合油室供给油压，也能借助由第二接合油室内的油压产生的力使第一以及第二活塞克服复位弹簧的作用力移动来按压第一以及第二摩擦接合板，使第一以及第二摩擦接合板摩擦接合。
进而，所述第一凹部以与所述第二凹部在所述箱体的径向上排列的方式形成在该箱体的一部分上，
从所述径向观察，所述复位弹簧以至少一部分与所述第二活塞重叠的方式配置。由此，由此，复位弹簧和在第二凹部内配置有第二受压部的第二活塞在轴向上重叠，能够使制动器乃至多挡变速器的轴长缩短。
另外，所述第一活塞具有从所述第一受压部沿径向延伸的环状部，
所述第二活塞的所述活塞按压部按压所述第一活塞的所述环状部，
所述复位弹簧按压所述第一活塞的所述第一受压部。由此，能够通过第一接合油室内的油压以及第二接合油室内的油压中的至少某一个来使第一活塞顺利地在轴向上移动。
进而，所述环状部从所述第一受压部向径向外侧延伸，
所述第一活塞的所述板按压部从所述环状部的外周部向与所述第一受压部相反一侧延伸，
从所述输入构件的轴向观察，所述第一活塞的所述板按压部和所述第二活塞的所述活塞按压部至少局部重叠。由此，与例如活塞按压部按压环状部的径向上的中央部附近的情况相比，能够减小第二活塞的活塞按压部按压第一活塞的环状部时在该第一活塞的板按压部的基端部附近作用的弯曲力矩。其结果，能够进一步提高第一活塞的耐久性。
另外，所述第一凹部以位于所述第二凹部的径向内侧的方式形成在所述箱体的一部分上，
所述复位弹簧与所述第一接合油室相向配置。由此，由于能够将第一接合油室作为制动器的扭矩分担变小时或变速初期使用的油室而构成为适当的尺寸，因此，能够提高油压响应性，并且能够抑制动作油的消耗流量的增加。而且，由于能够使在第一凹部和第一活塞的第一受压部之间配置的密封构件小径化，所以能够减小第一活塞的滑动阻力。
进而，所述制动器毂通过所述箱体的一部分相对于该箱体调心。由此，能够抑制第一以及第二摩擦接合板的倾斜，能够降低由两者间的面压的偏差引起的扭矩容量的偏差，所以能够进一步提高多挡变速器的变速性能。
另外，该多挡变速器还具有离合器，该离合器能够使所述固定对象部件与其他旋转部件连接，并且能够解除两者的连接，
所述制动器毂能够作为所述离合器的离合器鼓来使用，并与所述离合器的活塞一起划分形成该离合器的接合油室。由此，能够削减多挡变速器的部件个数并且实现该多挡变速器的紧凑化。
进而，该多挡变速器具有：
第一行星齿轮，具有在速度线图上以与齿轮比对应的间隔依次排列的第一旋转部件、第二旋转部件以及第三旋转部件，
第二行星齿轮，具有在速度线图上以与齿轮比对应的间隔依次排列的第四旋转部件、第五旋转部件以及第六旋转部件，
拉威挪式行星齿轮机构，具有输入部件、可固定部件、第一输出部件以及第二输出部件，
第一、第二、第三以及第四离合器，
第一以及第二制动器；
所述拉威挪式行星齿轮机构的所述输入部件和所述第一行星齿轮的所述第二旋转部件与所述输入构件总是连接，
所述第一行星齿轮的所述第一旋转部件和所述第二行星齿轮的所述第四旋转部件总是连接，
所述第二行星齿轮的所述第五旋转部件和所述输出构件总是连接，
所述第一离合器能够使总是连接的所述第一行星齿轮的所述第一旋转部件以及所述第二行星齿轮的所述第四旋转部件与所述拉威挪式行星齿轮机构的所述第一输出部件相互连接，并且能够解除两者的连接，
所述第二离合器能够使总是连接的所述第一行星齿轮的所述第一旋转部件以及所述第二行星齿轮的所述第四旋转部件与所述拉威挪式行星齿轮机构的所述第二输出部件相互连接，并且能够解除两者的连接，
所述第三离合器是能够使作为所述固定对象部件的所述第二行星齿轮的所述第六旋转部件和所述拉威挪式行星齿轮机构的所述第一输出部件相互连接，并且能够解除两者的连接的所述离合器，
所述第四离合器能够使总是连接的所述第二行星齿轮的所述第五旋转部件以及所述输出构件与所述第一行星齿轮的所述第三旋转部件相互连接，并且能够解除两者的连接，
所述第一制动器能够使所述拉威挪式行星齿轮机构的所述可固定部件与静止构件连接以将所述可固定部件固定为不能旋转，并且能够解除两者的连接，
所述第二制动器是能够使作为所述固定对象部件的所述第二行星齿轮的所述第六旋转部件与所述静止构件连接以将所述第六旋转部件固定为不能旋转，并且能够解除两者的连接的所述制动器。
该方式的多挡变速器具有拉威挪式行星齿轮机构、第一以及第二行星齿轮、第一至第四离合器、第一以及第二制动器。并且，在该多挡变速器中，通过使第一至第四离合器、第一以及第二制动器中的某3个有选择地接合，而能够形成第1挡至第10挡的前进挡和后退挡。其结果，在该多挡变速器中，能够使幅度(齿轮比幅度＝最低变速挡的齿轮比/最高变速挡的齿轮比)更大，提高动力的传递效率即车辆的燃油经济性和加速性能。进而，使级比(某变速挡的齿轮比/高1挡的变速挡的齿轮比)合理化(抑制进一步变大)，使变速感觉提高。因此，根据该多挡变速器，能够良好地提高动力的传递效率和驾驶性能。
另外，在该多挡变速器中，与拉威挪式行星齿轮机构的输入部件同样，、第一行星齿轮的第二旋转部件与输入构件总是连接，第一行星齿轮的第三旋转部件通过第四离合器与输出构件(以及第二行星齿轮的第五旋转部件)有选择地连接。由此，与例如在第一行星齿轮的第三旋转部件和第二行星齿轮的第五旋转部件一起与输出构件总是连接且第一行星齿轮的第二旋转部件与输入构件有选择地连接的变速器中使第二旋转部件和输入构件有选择地连接的离合器相比，能够减小第四离合器的扭矩分担。其结果，能够使第四离合器在轴向以及径向中的至少某一方实现紧凑化。因此，根据该多挡变速器，能够使动力的传递效率和驾驶性能都提高，并且抑制装置整体的大型化。
并且，在这样的多挡变速器中，通过如下使第一至第四离合器、第一以及第二制动器接合，能够形成第1挡至第10挡的前进挡和后退挡。即，前进第1挡通过使第一离合器、第二离合器以及第二制动器接合来形成。另外，前进第2挡通过使第一离合器、第一制动器以及第二制动器接合来形成。进而，前进第3挡通过使第二离合器、第一制动器以及第二制动器接合来形成。另外，前进第通过使第四离合器、第一制动器以及第二制动器接合来形成。进而，前进第5挡通过使第二离合器、第四离合器以及第一制动器接合来形成。另外，前进第6挡通过使第一离合器、第四离合器以及第一制动器接合来形成。进而，前进第7挡通过使第一离合器、第三离合器以及第四离合器接合来形成。另外，前进第8挡通过使第三离合器、第四离合器以及第一制动器接合来形成。进而，前进第9挡通过使第一离合器、第三离合器以及第一制动器接合来形成。进而，前进第10挡通过使第二离合器、第三离合器以及第一制动器接合来形成。另外，后退挡通过使第二离合器、第三离合器以及第二制动器接合来形成。
这样，在上述方式的多挡变速器中，通过使6个接合构件、即第一至第四离合器、第一以及第二制动器中的某3个接合并且使剩余的3个分离来形成前进第1挡至前进第10挡以及后退挡。由此，与例如使6个接合构件中的2接合并且使剩余的4个分离来形成多个变速挡的变速器相比，能够减少伴随形成变速挡而分离的接合构件的数量。其结果，能够降低伴随形成变速挡而分离的接合构件中的拖曳损失，进一步提高多挡变速器中的动力的传递效率。
进而，所述输出构件是经由差速齿轮与车辆的后轮连接的输出轴。即，本发明的多挡变速器可以为在后轮驱动车辆搭载的变速器。但是，如上所述，本发明的多挡变速器能够为在前轮驱动车辆上搭载的变速器。
并且，不言而喻，本发明并不限于上述实施方式，能够在本发明的外延的范围内进行各种变更。进而，具体实施方式只不过是在发明内容记载的发明的具体的一个方式，并不对发明内容记载的发明的要素进行限定。
产业上的可利用性
本发明能够利用于多挡变速器的制造产业等。

Claims (10)

1.一种多挡变速器，包括制动器，该制动器能够使多个旋转部件中的固定对象部件与箱体连接以将该固定对象部件固定为不能旋转，并且能够解除两者的连接，该多挡变速器对从车辆的原动机传递至输入构件的动力进行变速并向输出构件传递，其特征在于，
所述制动器具有：
制动器毂，与所述固定对象部件总是连接，
第一摩擦接合板，与所述制动器毂嵌合，
第二摩擦接合板，与所述箱体嵌合，
第一以及第二凹部，形成在所述箱体的一部分上，
第一活塞，具有第一受压部和板按压部，该第一受压部配置在所述第一凹部内，与所述箱体的一部分一起划分形成第一接合油室，该板按压部按压所述第一以及第二摩擦接合板，
第二活塞，具有第二受压部和活塞按压部，该第二受压部配置在所述第二凹部内，与所述箱体的一部分一起划分形成第二接合油室，该活塞按压部伴随向所述第二接合油室供给油压而与所述第一活塞的一部分抵接，并按压该第一活塞；
复位弹簧，对所述第一活塞施力以使所述第一活塞从所述第一以及第二摩擦接合板离开，
所述第一以及第二凹部被环状的间隔壁隔开以使所述第一凹部以及所述第二凹部相互不连通，所述第一凹部以位于所述第二凹部的径向内侧的方式形成在所述箱体的一部分上，向所述第一接合油室和所述第二接合油室分别独立地供给油压。
2.如权利要求1所述的多挡变速器，其特征在于，
从所述径向观察，所述复位弹簧以至少一部分与所述第二活塞重叠的方式配置。
3.如权利要求2所述的多挡变速器，其特征在于，
所述第一活塞具有从所述第一受压部沿径向延伸的环状部，
所述第二活塞的所述活塞按压部按压所述第一活塞的所述环状部，
所述复位弹簧按压所述第一活塞的所述第一受压部。
4.如权利要求3所述的多挡变速器，其特征在于，
所述环状部从所述第一受压部向径向外侧延伸，
所述第一活塞的所述板按压部从所述环状部的外周部向与所述第一受压部相反一侧延伸，
从所述输入构件的轴向观察，所述第一活塞的所述板按压部和所述第二活塞的所述活塞按压部至少局部重叠。
5.如权利要求1至4中任一项所述的多挡变速器，其特征在于，
所述复位弹簧与所述第一接合油室相向配置。
6.如权利要求1至4中任一项所述的多挡变速器，其特征在于，
所述制动器毂通过所述箱体的一部分相对于该箱体调心。
7.如权利要求1至4中任一项所述的多挡变速器，其特征在于，
该多挡变速器还具有离合器，该离合器能够使所述固定对象部件与其他旋转部件连接，并且能够解除两者的连接，
所述制动器毂能够作为所述离合器的离合器鼓来使用，并与所述离合器的活塞一起划分形成该离合器的接合油室。
8.如权利要求7所述的多挡变速器，其特征在于，
该多挡变速器具有：
第一行星齿轮，具有在速度线图上以与齿轮比对应的间隔依次排列的第一旋转部件、第二旋转部件以及第三旋转部件，
第二行星齿轮，具有在速度线图上以与齿轮比对应的间隔依次排列的第四旋转部件、第五旋转部件以及第六旋转部件，
拉威挪式行星齿轮机构，具有输入部件、可固定部件、第一输出部件以及第二输出部件，
第一、第二、第三以及第四离合器，
第一以及第二制动器；
所述拉威挪式行星齿轮机构的所述输入部件和所述第一行星齿轮的所述第二旋转部件与所述输入构件总是连接，
所述第一行星齿轮的所述第一旋转部件和所述第二行星齿轮的所述第四旋转部件总是连接，
所述第二行星齿轮的所述第五旋转部件和所述输出构件总是连接，
所述第一离合器能够使总是连接的所述第一行星齿轮的所述第一旋转部件以及所述第二行星齿轮的所述第四旋转部件与所述拉威挪式行星齿轮机构的所述第一输出部件相互连接，并且能够解除两者的连接，
所述第二离合器能够使总是连接的所述第一行星齿轮的所述第一旋转部件以及所述第二行星齿轮的所述第四旋转部件与所述拉威挪式行星齿轮机构的所述第二输出部件相互连接，并且能够解除两者的连接，
所述第三离合器是能够使作为所述固定对象部件的所述第二行星齿轮的所述第六旋转部件和所述拉威挪式行星齿轮机构的所述第一输出部件相互连接，并且能够解除两者的连接的所述离合器，
所述第四离合器能够使总是连接的所述第二行星齿轮的所述第五旋转部件以及所述输出构件与所述第一行星齿轮的所述第三旋转部件相互连接，并且能够解除两者的连接，
所述第一制动器能够使所述拉威挪式行星齿轮机构的所述可固定部件与静止构件连接以将所述可固定部件固定为不能旋转，并且能够解除两者的连接，
所述第二制动器是能够使作为所述固定对象部件的所述第二行星齿轮的所述第六旋转部件与所述静止构件连接以将所述第六旋转部件固定为不能旋转，并且能够解除两者的连接的所述制动器。
9.如权利要求8所述的多挡变速器，其特征在于，
通过所述第一离合器、所述第二离合器以及所述第二制动器的接合来形成前进第1挡，
通过所述第一离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器的接合来形成前进第2挡，
通过所述第二离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器的接合来形成前进第3挡，
通过所述第四离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器的接合来形成前进第4挡，
通过所述第二离合器、所述第四离合器以及所述第一制动器的接合来形成前进第5挡，
通过所述第一离合器、所述第四离合器以及所述第一制动器的接合来形成前进第6挡，
通过所述第一离合器、所述第三离合器以及所述第四离合器的接合来形成前进第7挡，
通过所述第三离合器、所述第四离合器以及所述第一制动器的接合来形成前进第8挡，
通过所述第一离合器、所述第三离合器以及所述第一制动器的接合来形成前进第9挡，
通过所述第二离合器、所述第三离合器以及所述第一制动器的接合来形成前进第10挡，
通过所述第二离合器、所述第三离合器以及所述第二制动器的接合来形成后退挡。
10.如权利要求1至4中任一项所述的多挡变速器，其特征在于，
所述输出构件是经由差速齿轮与车辆的后轮连接的输出轴。
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