CN1692239A - 自动变速机 - Google Patents

Abstract

用于输出减速旋转的行星齿轮PR及离合器C3、和接通·断开输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转的离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧(图中右侧)，接通·断开输入给行星架CR2的输入轴2的旋转的离合器C2配置在该行星齿轮单元PU的轴方向另一侧(图中左侧)。这样，与例如在行星齿轮PR与行星齿轮单元PU之间同时配置离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR与行星齿轮单元PU靠近配置，从而缩短传递减速旋转的传递部件30。还有，与例如将离合器C1、C2、C3集中配置在一侧的情况相比，油路结构变得简单。

Description

自动变速机

技术领域

本发明涉及搭载在车辆等上的自动变速机，详细地说，涉及将减速旋转自由地输入给行星齿轮单元的一个旋转要件上从而能够多级变速的自动变速机的配置构造。

背景技术

一般来说，在搭载于车辆等上的自动变速机中，有的具有连接2列行星齿轮的行星齿轮单元、和能够自由输出将输入轴的旋转减速后的减速旋转的行星齿轮(例如，参考特开平4-125345号公报、以及特开2000-274498号公报)。这些自动变速机中，通过离合器，将来自上述行星齿轮的减速旋转自由地输入给具有例如4个旋转要件的行星齿轮单元的一个旋转要件上，从而实现例如前进6挡、倒退1挡。

然而，近年来，考虑到环境问题等引起的燃料费用上升等因素，要求自动变速机实现多级化。但是，一般来说，实现多级化会增加部件的数量，从而使自动变速机大型化，而从车辆的搭载性能来说又需要自动变速机实现小型化。

上述自动变速机中，为了对上述行星齿轮单元的旋转要件输入输入轴的旋转，装备有2个离合器，同时为了将减速旋转输入给该行星齿轮单元的旋转要件，装备有行星齿轮，但是如果将这2个离合器或控制这些离合器配合的油压伺服系统配置在行星齿轮单元与行星齿轮之间，将该行星齿轮的减速旋转传递给行星齿轮单元的旋转要件的部件在轴方向上就变得很长。

传递减速旋转的部件变长，也就是传递大转矩的部件变长。设置很长的能够承受这种大转矩的部件，也就是设置很长的壁厚比较厚的部件，从而妨碍自动变速机的小型化。还有，这种部件重量大，不仅妨碍自动变速机的轻型化，而且由于惯性力增大，从而降低自动变速机的控制性，容易产生变速冲击。

还有，例如为了接通·断开从上述行星齿轮向上述行星齿轮单元输出的减速旋转，必须设置离合器或制动器。但如果设置离合器时，则需要设置该离合器和上述2个离合器、即一共3个离合器。一般来说，由于离合器具有将输入的旋转传递给摩擦板的鼓状部件(离合器鼓)，考虑到例如相对旋转等问题，在向离合器的油压伺服系统的油室供给油压时，则从自动变速机的中心侧进行供给。

但是，如果将这3个离合器配置在行星齿轮单元的轴方向一侧，在自动变速机的中心部分，向3个油压伺服系统供给油压的油路则变成例如3重结构，油路的结构可能太复杂。

发明内容

为此，本发明的目的在于提供能够实现多级化、同时利用配置结构能够实现小型化的自动变速机。

另外，本发明的目的还在于提供通过将减速旋转输出机构以及第1离合器配置在行星齿轮单元的轴方向一侧、同时将第2离合器配置在行星齿轮单元的轴方向另一侧，从而解决上述问题的自动变速机。

第1发明的自动变速机，包括：根据驱动源的输出旋转而旋转的输入轴、具有第1、第2、第3以及第4旋转要件的行星齿轮单元、将上述输入轴的旋转减速后的减速旋转自由输出给上述第1旋转要件的减速旋转输出机构、将上述输入轴和上述第2旋转要件自由配合脱离地连接的第1离合器、将上述输入轴和上述第3旋转要件自由配合脱离地连接的第2离合器、将上述第4旋转要件的旋转输出给驱动车轮传递机构的输出部件，其特征在于：将上述减速旋转输出机构及上述第1离合器配置在上述行星齿轮单元的轴方向的一侧，将上述第2离合器配置在上述行星齿轮单元的轴方向的另一侧。

这样，可以提供能够实现至少前进5挡和倒退1挡的多级化的自动变速机，同时与在减速旋转输出机构和行星齿轮单元之间配置例如第1离合器和第2离合器的情况相比，可以使减速旋转输出机构与行星齿轮单元靠近配置，从而缩短传递减速旋转的连接部件，能够实现自动变速机的小型化。

还有，由于可以缩短传递减速旋转的连接部件，从而可以实现轻型化，同时能够减小惯性力、从而提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。

还有，在例如减速旋转输出机构具有离合器时，要配置3个离合器，与在行星齿轮单元的一侧配置3个离合器的情况相比，能够容易实现供给这些油压伺服系统的油路的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

第2发明具有连接上述减速旋转输出机构和上述行星齿轮单元的连接部件，上述第1离合器配置在上述连接部件的内周侧。

第3发明中，上述减速旋转输出机构由具有始终输入上述输入轴的旋转的输入旋转要件、始终固定旋转的固定要件、以及利用上述减速旋转进行旋转的减速旋转要件的减速行星齿轮，和能够自由配合脱离地连接上述减速旋转要件和上述第1旋转要件之间的第3离合器所组成，通过上述第3离合器的配合，将上述减速旋转输出给上述第1旋转要件。

第4发明中，上述第1离合器配置在上述第3离合器的内周侧。

这样，可以在外周侧配置为了传递减速旋转而必须传递较大的转矩的第3离合器，可以使该第3离合器及其油压伺服系统大径化，特别是可以扩大油压伺服系统的油室的受压面积，增加该第3离合器的转矩传递容量，同时将与第3离合器相比可以传递小转矩容量的第1离合器配置在内周侧，从而可以实现自动变速机的小型化。

第5发明中，上述第3离合器具有摩擦部件和与该摩擦部件连接的鼓状部件及轮毂部件，将上述轮毂部件与上述减速旋转要件连接，上述鼓状部件，形成与活塞呈油密性密封的油压伺服系统，同时，与上述第1旋转要件连接，上述第1离合器配置在上述鼓状部件的内周侧。

第6发明中，上述第3离合器的摩擦部件配置在上述减速行星齿轮的外周侧，上述第3离合器的油压伺服系统配置在相对于上述减速行星齿轮的与上述行星齿轮单元沿轴方向相反一侧相邻的位置。

第7发明中，在上述第3离合器的油压伺服系统的外周，配置有对输入减速旋转的上述行星齿轮单元的上述第1旋转要件进行卡扣的第1制动器的油压伺服系统。

第8发明中，上述减速旋转输出机构由具有能够输入来自上述输入轴的旋转的输入旋转要件、始终固定旋转的固定要件、以及在始终与上述第1旋转要件连接的同时利用上述减速旋转进行旋转的减速旋转要件的减速行星齿轮，和能够自由配合脱离地连接上述输入轴和上述输入旋转要件之间的第3离合器所组成，通过上述第3离合器的配合，将上述减速旋转传递给上述第1旋转要件。

第9发明中，上述减速行星齿轮的固定要件固定配置在从壳体侧壁的一端侧延伸的第1轴孔座部上，上述第3离合器的油压伺服系统配置在上述第1轴孔座部的外周，上述第2离合器的油压伺服系统配置在从上述壳体的侧壁的另一端侧延伸的第2轴孔座部的外周，上述第1离合器，与上述行星齿轮相邻配置，同时，具有摩擦部件、推压该摩擦部件的油压伺服系统、与该油压伺服系统一体构成的鼓状部件和轮毂部件，上述鼓状部件与上述输入轴连接。

第10发明中，上述减速旋转输出机构由具有输入上述输入轴的旋转的输入旋转要件、固定旋转的固定要件、以及始终与上述第1旋转要件连接的同时利用上述减速旋转进行旋转的减速旋转要件的减速行星齿轮，能够自由配合脱离地连接上述输入轴和上述输入旋转要件之间的第3离合器，和能够固定上述固定要件的旋转的第3制动器所组成，通过上述第3离合器及第3制动器的配合，将上述减速旋转传递给上述第1旋转要件。

第11发明中，具有连接上述减速旋转输出机构和上述行星齿轮单元的连接部件，上述第3离合器配置在上述连接部件的内周侧。

第12发明中，上述第1离合器和上述第3离合器在上述连接部件的内周侧沿轴方向排列配置。

第13发明中，上述第3离合器具有摩擦部件和推压该摩擦部件的油压伺服系统，上述油压伺服系统配置在相对于上述摩擦部件的与上述减速行星齿轮沿轴方向相反一侧，将构成上述油压伺服系统的气缸的鼓状部件与上述输入轴连接。

第14发明中，上述第3离合器的油压伺服系统，与上述第1离合器的油压伺服系统相邻配置在上述第1离合器的油压伺服系统与上述第3离合器的摩擦部件之间。

第15发明中，具有连接上述减速旋转输出机构和上述行星齿轮单元的连接部件，上述第3制动器配置在相对于上述减速行星齿轮的与上述行星齿轮单元沿轴方向相反一侧。

第16发明中，上述第3制动器的油压伺服系统设置在壳体上。

第17发明中，上述第3离合器具有摩擦部件和推压该摩擦部件的油压伺服系统，上述油压伺服系统配置在相对于上述摩擦部件的与上述减速行星齿轮沿轴方向相反一侧，将构成上述油压伺服系统的气缸的鼓状部件与上述输入轴连接。

第18发明中，上述减速旋转输出机构由具有始终输入上述输入轴的旋转的输入旋转要件、固定旋转的固定要件、以及在始终与上述第1旋转要件连接的同时利用上述减速旋转进行旋转的减速旋转要件的减速行星齿轮，和能够固定上述固定要件的旋转的第3制动器所组成，通过上述第3制动器的配合，将上述减速旋转传递给上述第1旋转要件。

第19发明中，上述第3制动器配置在相对于上述减速行星齿轮的与上述行星齿轮单元沿轴方向相反一侧，上述第3制动器的油压伺服系统设置在壳体上。

第20发明能够实现前进6挡、及倒退1挡，并在前进4挡时上述第1离合器和上述第2离合器同时配合。

这样，实现前进6挡、及倒退1挡，在前进4挡时上述第1离合器和上述第2离合器同时配合，即在前进4挡处于直连状态，从而可以在前进5挡和前进6挡设定高的齿轮比，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机转速，有助于高速行驶时车辆的安静特性。

第21发明中，在纵轴分别为上述第1、第2、第3及第4旋转要件的转速，横轴与上述第1、第2、第3及第4旋转要件的齿轮比相对应进行表示的速度线图中，输入上述减速旋转的上述第1旋转要件位于横方向最端部，依次对应为上述第3旋转要件、与上述输出部件连接的上述第4旋转要件、上述第2旋转要件。

第22发明中，上述行星齿轮单元是由第1太阳轮、与该第1太阳轮啮合的长小齿轮、与该长小齿轮啮合的短小齿轮、支持该长小齿轮和该短小齿轮旋转的行星架、与该短小齿轮啮合的第2太阳轮、与该长小齿轮啮合的齿圈构成的拉维瑙式行星齿轮，上述第1旋转要件是能输入上述减速旋转输出机构的减速旋转、并通过第1制动器的卡扣而自由固定的上述第1太阳轮，上述第2旋转要件是通过上述第1离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转的上述第2太阳轮，上述第3旋转要件是通过上述第2离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转、且通过第2制动器的卡扣而自由固定的上述行星架，上述第4旋转要件是与上述输出部件连接的上述齿圈。

第23发明中，上述行星齿轮单元由具有第1太阳轮、与该第1太阳轮连接的第2太阳轮、与该第1太阳轮啮合的第1行星架、与该第2太阳轮啮合的第2行星架、与该第2行星架连接的第1齿圈、与该第2行星架啮合的第2齿圈的2个单行星齿轮构成，上述第1旋转要件是能输入上述减速旋转输出机构的减速旋转、并通过第1制动器的卡扣而自由固定的上述第2齿圈，上述第2旋转要件是通过上述第1离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转的上述第1太阳轮及上述第2太阳轮，上述第3旋转要件是通过上述第2离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转、且通过第2制动器的卡扣而自由固定的上述第2行星架及上述第1齿圈，上述第4旋转要件是与上述输出部件连接的上述第1行星架。

第24发明中，在前进1挡时配合上述第1离合器的同时、卡扣上述第2制动器，在前进2挡时配合上述第1离合器的同时、卡扣上述第1制动器，在前进3挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、配合上述第1离合器，在前进4挡时同时配合上述第1离合器和上述第2离合器，在前进5挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、配合上述第2离合器，在前进6挡时配合上述第2离合器的同时、卡扣上述第1制动器，在倒退1挡时将上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、卡扣上述第2制动器，从而实现前进6挡、及倒退1挡。

第25发明中，能够实现前进6挡、及倒退1挡，并在前进5挡时上述第1离合器和上述第2离合器同时配合。

这样，实现前进6挡、及倒退1挡，在前进5挡时上述第1离合器和上述第2离合器同时配合，即在前进5挡处于直连状态，从而可以在前进1挡至前进4挡设定较细的齿轮比幅度，特别是搭载在车辆上时，对于低中速行驶的车辆，可以以更好的转速使用发动机，提高低中速行驶时的燃费经济性。

第26发明中，在纵轴分别为上述第1、第2、第3及第4旋转要件的转速、横轴与与上述第1、第2、第3及第4旋转要件的齿轮比相对应的速度线图中，输入上述减速旋转的上述第1旋转要件位于横方向最端部，依次对应为与上述输出部件连接的上述第4旋转要件，上述第2旋转要件，上述第3旋转要件。

第27发明中，上述行星齿轮单元是由第1太阳轮、与该第1太阳轮啮合的长小齿轮、与该长小齿轮啮合的短小齿轮、支持该长小齿轮和该短小齿轮旋转的行星架、与该短小齿轮啮合的第2太阳轮、与该长小齿轮啮合的齿圈组成的拉维瑙式行星齿轮，上述第1旋转要件是能输入上述减速旋转输出机构的减速旋转的上述第2太阳轮，上述第2旋转要件是通过上述第1离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转、且通过第1制动器的卡扣而自由固定的上述行星架，上述第3旋转要件是通过上述第2离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转、且通过第2制动器的卡扣而自由固定的上述第1太阳轮，上述第4旋转要件是与上述输出部件连接的上述齿圈。

第28发明中，在前进1挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、卡扣上述第1制动器，在前进2挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、卡扣上述第2制动器，在前进3挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、配合上述第2离合器，在前进4挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、配合上述第1离合器，在前进5挡时同时配合上述第1离合器和上述2离合器，在前进6挡时上述第1离合器配合的同时、卡扣上述第2制动器，在倒退1挡时上述第2离合器配合的同时、卡扣上述第1制动器，从而实现前进6挡、及倒退1挡。

第29发明中，上述第1离合器配置在相对于上述减速行星齿轮的与上述行星齿轮单元沿轴方向相反侧。

第30发明中，上述第1离合器为在比较低中速挡配合的离合器。

这样，由于该第1离合器在比较高速挡或倒退档被释放，特别是连接该第1离合器和第2旋转要件的部件会比较高速的旋转或反向旋转，另一方面，有时产生传递减速旋转输出机构的减速旋转的连接部件处于减速旋转的情况或被固定的情况，而其转速差会很大，但由于该第1离合器隔着行星齿轮单元位于减速旋转输出机构的相反侧，即比较高速旋转或反向旋转的部件与该减速旋转输出机构的减速旋转的部件(特别是连接部件)可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转而导致降低自动变速机的效率。

第31发明中，上述第2离合器为在倒退挡配合的离合器。

这样，该第2离合器在倒退挡配合时，减速旋转输出机构的减速旋转的部件(特别是连接部件)进行反向旋转，另一方面，有时产生由于该第2离合器的配合而使连接该第2离合器和第3旋转要件的部件成为输入轴的旋转，而其转速差会很大，但由于该第2离合器隔着行星齿轮单元位于减速旋转输出机构的相反侧，即反向旋转部件(特别是连接部件)和成为输入轴的旋转的部件可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转而导致降低自动变速机的效率。

第32发明中，上述第1离合器具有：其内周侧与连接在上述第2旋转要件上的部件花键配合的摩擦板，内部包围油压伺服系统的同时花键配合在该摩擦板的外周侧的第1鼓状部件，推压该摩擦板的第1活塞部件，通过对该第1活塞部件的内周侧及外周侧与该第1鼓状部件之间进行液密性密封而形成的第1油压伺服系统用油压室；上述第2离合器具有：其内周侧与连接在上述第3旋转要件上的部件花键配合的摩擦板，内部包围油压伺服系统的同时与该摩擦板的外周侧花键配合、并配置在与上述第2旋转要件连接的部件的内周侧的第2鼓状部件，推压该摩擦板的第2活塞部件，通过对该第2活塞部件的内周侧与上述输入轴之间、以及外周侧与该第2鼓状部件之间进行液密性密封而形成的第2油压伺服系统用油压室。

第33发明中，在上述行星齿轮单元与上述减速旋转输出机构的上述轴方向之间配置上述输出部件。

可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置输出部件，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于输出部件与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

第32发明中，在上述行星齿轮单元与上述第2离合器的上述轴方向之间配置上述输出部件。

这样，可以使行星齿轮单元与减速旋转输出机构进一步靠近配置，从而缩短传递连接部件。

第34发明中，上述减速旋转输出机构具有由双小齿轮行星齿轮组成的减速行星齿轮，上述减速行星齿轮及上述行星齿轮单元、输出部件同轴设置在上述输入轴。

第35发明中，具有向驱动车轮输出旋转的差动部、与该差动部配合的中间轴部，上述输出部件是与上述中间轴部啮合的反转齿轮。

附图说明

图1为表示第1实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图2为第1实施形态的自动变速机的工作表。

图3为表示第1实施形态的自动变速机的速度线图。

图4为表示第2实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图5为表示第3实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图6为第3实施形态的自动变速机的工作表。

图7为表示第3实施形态的自动变速机的速度线图。

图8为表示第4实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图9为第4实施形态的自动变速机的工作表。

图10为表示第4实施形态的自动变速机的速度线图。

图11为表示第5实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图12为表示第6实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图13为表示第7实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图14为表示第8实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图15为表示第9实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图16为表示第10实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图17为表示第11实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图18为表示第12实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图19为表示第13实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图20为表示第14实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图21为表示第15实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图22为第15实施形态的自动变速机的工作表。

图23为表示第15实施形态的自动变速机的速度线图。

图24为表示第16实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图25为第16实施形态的自动变速机的工作表。

图26为表示第16实施形态的自动变速机的速度线图。

图27为表示第17实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图28为第17实施形态的自动变速机的工作表。

图29为表示第17实施形态的自动变速机的速度线图。

图30为表示第18实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图31为第18实施形态的自动变速机的工作表。

图32为表示第18实施形态的自动变速机的速度线图。

图33为表示第19实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图34为第19实施形态的自动变速机的工作表。

图35为表示第19实施形态的自动变速机的速度线图。

图36为表示第20实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图37为第20实施形态的自动变速机的工作表。

图38为表示第20实施形态的自动变速机的速度线图。

图39为表示第21实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图40为表示第22实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图41为表示第23实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图42为表示第24实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

图43为表示第25实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。

具体实施方式

(第1实施形态>

以下，沿着图1～图3说明本发明的第1实施形态。图1为表示第1实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。图2为第1实施形态的自动变速机的工作表。图3为表示第1实施形态的自动变速机的速度线图。

本发明的第1实施形态的自动变速机具有如图1所示的自动变速机构1₁，特别适合于FF(前置发动机，前轮驱动)车辆，具有图中未表示的外壳和变速箱体3，在该外壳内配置有图中未表示变矩器、在该变速箱体3内配置有自动变速机构1₁、图中未表示的中间轴部(驱动车轮传动机构)以及差动部(驱动车轮传动机构)。

该变矩器配置在例如以与发动机(图中未表示)的输出轴同轴上的自动变速机构1₁的输入轴2为中心的轴上，该自动变速机构1₁配置在该发动机的输出轴上，即，以与该输入轴2为中心的轴上。还有，上述中间轴部配置在与这些输入轴2平行的轴上的中间轴(图中未表示)上，上述差动部配置在与该中间轴平行的轴上，并具有图中未显示的左右车轴。

另外，沿图1说明本发明的第1实施形态的自动变速机的自动变速机构1₁。如图1所示，在输出轴2上配置有行星齿轮单元PU和行星齿轮(减速旋转输出机构)PR，该行星齿轮单元PU具有作为4个旋转要件的、太阳轮(第2旋转要件)S2、行星架(第3旋转要件)CR2、齿圈(第4旋转要件)R3、以及太阳轮(第1旋转要件)S3，该行星架CR2是以相互啮合形式具有与太阳轮S3及齿圈R3啮合的长小齿轮PL和与太阳轮S2啮合的短小齿轮PS的所谓的拉维瑙式行星齿轮。还有，上述行星齿轮PR是在行星架CR1上，以相互啮合的形式具有与齿圈R1啮合的小齿轮Pb和与太阳轮S1啮合的小齿轮Pa的、所谓的双小齿轮轮式行星齿轮。

在上述输入轴2的内周侧配置具有油压伺服系统11、摩擦板71、形成离合器鼓的鼓状部件21、与太阳轮S2连接的轮毂部件22的多板式离合器(第1离合器)C1，在其外周侧配置有具有油压伺服系统13、摩擦板73、形成离合器鼓的鼓状部件25的多板式离合器(第3离合器)C3。还有，在鼓状部件25的外周侧配置有具有油压伺服系统14、摩擦板74的多板式制动器(第1制动器)B1。

该油压伺服系统11由具有用于推压摩擦板71的活塞部件b、具有气缸部e的鼓状部件21、在该活塞部件b和该气缸部e之间由密封圈f、g密封形成的油压伺服系统用油压室(以下简称“油室”)a、使该活塞部件b朝该油室a的方向受力的复位弹簧c、承受该复位弹簧c的压力的复位板d构成。

另外，在以下的说明中，各油压伺服系统均同样由油室a、活塞部件b、复位弹簧c、复位板d、气缸部件e、密封圈f、g构成，省略其说明。

该油压伺服系统11的油室a与上述输入轴2上形成的油路2a连通，该油路2a延伸设在壳体3的一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3a的油路91连通。因此，该油路91与图中未显示的油压控制装置连通。即，由于上述油压伺服系统11配置在输入轴2上，所以通过设置密封壳体3的轴孔座部3a与输入轴2之间的1对密封圈81而构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统11的油室a的油路。

还有，上述油压伺服系统13的油室a与上述轴孔座部3a的油路92连通，该油路92与图中未显示的油压控制装置连通。即，对于上述油压伺服系统13，只要设置密封壳体3的轴孔座部3a与鼓状部件25之间的1对密封圈80，就可以构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统13的油室a的油路。

上述输入轴2上连接着上述鼓状部件21，该鼓状部件21的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C1用油压伺服系统11而自由配合的离合器C1的摩擦板71，该离合器C1的摩擦板71的内周侧以花键配合方式与轮毂部件22连接。因此，该轮毂部件22与上述太阳轮S2连接。

还有，上述鼓状部件25被上述轴孔座部3a支持被能够自由旋转，在该鼓状部件25的顶端部外周侧以花键配合方式配置有通过制动器B1用油压伺服系统14而自由卡扣的制动器B1的摩擦板74。该鼓状部件25的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C3用油压伺服系统13而自由配合的离合器C3的摩擦板73，该离合器C3的摩擦板73的内周侧以花键配合方式与齿圈R1连接。

还有，行星架CR1具有小齿轮Pa和小齿轮Pb，该小齿轮Pb与齿圈R1啮合，该小齿轮Pa与连接在输入轴2上的太阳轮S1啮合。该行星架CR1通过侧板固定在壳体3的轴孔座部3a上，该齿圈R1被支持部件26支持在轴孔座部3a上并能够自由旋转。

而且，离合器C3配合时，上述鼓状部件25与传递齿圈R1的旋转的连接部件(以下，也称为“传递部件”)30连接。还有，该传递部件30的另一侧与上述行星齿轮单元PU的太阳轮S3连接。

另一方面，上述输入轴2的另一端(图中左方)上配置具有油压伺服系统12、摩擦板72、形成离合器鼓的鼓状部件23、与行星架CR2连接的轮毂部件24的多板式离合器(第2离合器)C2。

该油压伺服系统12的油室a与形成在上述输入轴2上的油路2b连通，该油路2b延长设置在壳体3的与上述轴孔座部3a相反的一侧的另一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3b的油路93连通，该油路93与图中未显示的油压控制装置连通。即，对于上述油压伺服系统12，只要设置密封输入轴2与鼓状部件23之间的1对密封圈82，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统12的油室a的油路。

还有，在图中左方侧，在上述输入轴2连接鼓状部件23，该鼓状部件23的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C2用油压伺服系统12而自由配合的离合器C2的摩擦板72。该离合器C2的摩擦板72的内周侧以花键配合方式配置轮毂部件24，该轮毂部件24与上述行星架CR2的侧板连接。

另一方面，行星齿轮单元PU的外周侧配置具有油压伺服系统15、摩擦板75、鼓状部件28的多板式制动器(第2制动器)B2。在该行星齿轮单元PU的行星架CR2的侧板上连接有以花键配合方式与上述制动器B2的摩擦板75配合的轮毂部件28，还有，该轮毂部件28与单向离合器F1的内圈连接。另外，该行星架CR2的长小齿轮PL与上述齿圈R3啮合，该齿圈R3的一端与连接部件27连接，该齿圈R3通过该连接部件27与反转齿轮5连接。

如上说明，在行星齿轮单元PU的轴方向一侧配置行星齿轮PR和离合器C3，同时在该轴方向一侧配置离合器C1，在该轴方向另一侧配置离合器C2，在行星齿轮PR与行星齿轮单元PU之间配置反转齿轮5配置。还有，在离合器C3、特别是传递其输出的传递部件30的内周侧配置离合器C1。制动器B1配置在行星齿轮PR的外周侧，制动器B2配置在行星齿轮单元PU的外周侧。

接着，根据上述结构，沿着图1、图2以及图3说明自动变速机构1₁的作用。在图3所示的速度线图中，纵轴表示各个旋转要件的转速，横轴则对应于这些旋转要件的齿轮比进行表示。该速度线图的行星齿轮单元PU的部分中，横方向最端部(图3中右侧)的纵轴对应于太阳轮S3，之后图中纵轴向左依次对应于行星架CR2、齿圈R3、太阳轮S2。还有，在该速度线图的行星齿轮PR的部分中，横方向最端部(图3中右侧)的纵轴对应于太阳轮S1，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R1、行星架CR1。还有，这些纵轴的间隔分别与太阳轮S1、S2、S3的齿数的倒数、及分别与齿圈R1、R2、R3的齿数的倒数成正比。图中横轴方向的虚线表示利用传递部件30传递旋转。

如图1所示，通过离合器C1的配合，将输入轴2的旋转输入给上述太阳轮S2。通过离合器C2的配合，将输入轴2的旋转输入给上述行星架CR2，同时该行星架CR2的旋转通过制动器B2的卡扣而自由固定，并且通过单向离合器F3限制一个方向的旋转。还有，太阳轮S3的旋转通过制动器B1的卡扣而自由固定。

另一方面，上述太阳轮S1与输入轴2连接，并输入该输入轴2的旋转。还有，上述行星架CR1连接在壳体3上，其旋转被固定，因此齿圈R1为减速旋转。还有，通过离合器C3的配合，该齿圈R1的减速旋转输入给太阳轮S3。

然后，上述齿圈R3的旋转输出给上述反转齿轮5，并通过该反转齿轮5、图中未表示的中间轴部以及差动部输出给驱动车轮。

如图2所示，在D(驱动)位的前进1挡，离合器C1以及单向离合器F1配合。这样，如图3所示，输入轴2的旋转通过离合器C1输入给太阳轮S2，同时行星架CR2的旋转限制在一个方向(正向旋转方向)，即防止行星架CR2的反向旋转而处于固定状态。然后，输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转通过固定的行星架CR2输出给齿圈R3，从反转齿轮5输出作为前进1挡的正向旋转。还有，发动机停止时，制动器B2卡扣，行星架CR2固定，从而防止该行星架CR2的正向旋转，维持上述前进1挡的状态。还有，在该前进1挡时，通过单向离合器F1防止行星架CR2的反向旋转，而且使得正向旋转成为可能，能够通过单向离合器的自动配合实现平稳地从例如非行驶位切换到行驶位时的前进1挡。

如图2所示，在D(驱动)位的前进2挡，离合器C1配合，制动器B1卡扣。这样，如图3所示，输入轴2的旋转通过离合器C1输入给太阳轮S2，同时由于制动器B1的卡扣而使得太阳轮S3固定。这样，行星架CR2稍微减速旋转，输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转通过该减速旋转的行星架CR2输出给齿圈R3，从反转齿轮5输出作为前进2挡的正向旋转。

如图2所示，在D(驱动)位的前进3挡，离合器C1和离合器C3配合。这样，如图3所示，输入轴2的旋转通过离合器C1输入给太阳轮S2。还有，由于输入给太阳轮S1的输入轴2的旋转和固定的行星架CR1，齿圈R1减速旋转，该齿圈R1的减速旋转通过离合器C3、及传递部件30输出给太阳轮S3。这样，由于输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转和太阳轮S3的减速旋转，行星架CR2为仅比该太阳轮S3的减速旋转稍大的减速旋转。而且，输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转通过该减速旋转的行星架CR2输出给齿圈R3，从反转齿轮5输出作为前进3挡的正向旋转。还有，此时由于太阳轮S3和齿圈R1均为减速旋转，上述传递部件30传递较大的转矩。

如图2所示，在D(驱动)位的前进4挡，离合器C1和离合器C2配合。这样，如图3所示，输入轴2的旋转通过离合器C1输入给太阳轮S2、通过离合器C2输入给行星架CR2。这样，由于输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转和输入给行星架CR2的输入轴2的旋转，即处于直连旋转状态，输入轴2的旋转直接输出给齿圈R3，从反转齿轮5输出作为前进4挡的正向旋转。

如图2所示，在D(驱动)位的前进5挡，离合器C2和离合器C3配合。这样，如图3所示，输入轴2的旋转通过离合器C2输入给行星架CR2。还有，由于输入给太阳轮S1的输入轴2的旋转和固定的行星架CR1，齿圈R1减速旋转，通过离合器C3、及上述传递部件30将该减速旋转输出给太阳轮S3。这样，通过太阳轮S3的减速旋转和输入了输入轴2的旋转的行星架CR2，形成增速旋转并输出给齿圈R3，从反转齿轮5输出作为前进5挡的正向旋转。还有，此时与上述前进3挡的状态一样，由于太阳轮S3和齿圈R1均为减速旋转，上述传递部件30传递较大的转矩。

如图2所示，在D(驱动)位的前进6挡，离合器C2配合，制动器B1卡扣。这样，如图3所示，输入轴2的旋转通过离合器C2输入给行星架CR2，同时由于制动器B1的卡扣使得太阳轮S3固定。这样，由于输入给行星架CR2的输入轴2的旋转和固定的太阳轮S3，形成(大于上述前进5挡的)增速旋转，并输出给齿圈R3，从反转齿轮5输出作为前进6挡的正向旋转。

如图2所示，在R(反向)位的倒退1挡，离合器C3配合，制动器B2卡扣。这样，如图3所示，由于输入给太阳轮S1的输入轴2的旋转和和固定的行星架CR1，齿圈R1减速旋转，通过离合器C3、及上述传递部件30将该减速旋转输出给太阳轮S3。还有，由于制动器B2的卡扣，行星架CR2固定。这样，由于太阳轮S3的减速旋转和固定的行星架CR2，向齿圈R3输出反向旋转，从反转齿轮5输出作为倒退1挡的反向旋转。还有，此时与上述前进3挡或上述前进5挡的状态一样，由于太阳轮S3和齿圈R1均为减速旋转，上述传递部件30传递较大的转矩。

在P(停车)位或N(空档)位，特别是离合器C1、离合器C2及离合器C3释放，输入轴2与反转齿轮5之间的动力传递处于切断状态，自动变速机构1₁整体处于空转状态(空档状态)。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁，行星齿轮PR、以及离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击的产生。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、92、93)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室a供油。还有，油压伺服系统13可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3a供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈80，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只设置1对密封圈81、82、80，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C1配置在离合器C3的内周侧，因此可以在外周侧配置为了传递减速旋转而必须传递较大的转矩的离合器C3，可以使该离合器C3及其油压伺服系统13大径化，特别是可以扩大油压伺服系统13的油室a的受压面积，增加该离合器C3的转矩传递容量，同时将与离合器C3相比可以传递小转矩容量的离合器C1配置在内周侧，从而可以实现自动变速机的小型化。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，所以可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁是在前进4挡处于直连状态的变速机构，可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

<第2实施形态>

下面沿图4说明将第1实施形态作部分变更的第2实施形态。图4为表示第2实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第2实施形态除了部分变更外，与第1实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图4所示，第2实施形态的自动变速机的自动变速机构1₂相对于第1实施形态的自动变速机构1₁(参照图1)，输出侧与输出侧相反。还有，对于前进1挡～前进6挡、及倒退1挡，其作用相同(参照图2及图3)。

这样，与第1实施形态一样，利用本发明的自动变速机构1₂时，由于行星齿轮PR以及离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、92、93)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室a供油。还有，油压伺服系统13可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3a供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈80，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只设置1对密封圈81、82、80，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C1配置在离合器C3的内周侧，因此可以在外周侧配置为了传递减速旋转而必须传递较大的转矩的离合器C3，可以使该离合器C3及其油压伺服系统13大径化，特别是可以扩大油压伺服系统13的油室a的受压面积，增加该离合器C3的转矩传递容量，同时将与离合器C3相比可以传递小转矩容量的离合器C1配置在内周侧，从而可以实现自动变速机的小型化。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，所以可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，本实施形态的自动变速机构1₂是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

<第3实施形态>

下面沿图5～图7说明将第1实施形态作部分变更的第3实施形态。图5为表示第3实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。图6为第3实施形态的自动变速机的工作表。图7为表示第3实施形态的自动变速机的速度线图。另外，第3实施形态除了部分变更外，与第1实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图5所示，第3实施形态的自动变速机的自动变速机构1₃相对于第1实施形态的自动变速机构1₁(参照图1)，改变了行星齿轮PR和离合器C3的配置。

该自动变速机构1₃中，离合器C3配置在行星齿轮PR的行星齿轮单元PU一侧(图中左侧)。该离合器C3的鼓状部件25的顶端部内周侧通过花键方式与摩擦板73配合，该摩擦板73的内周侧通过花键方式与轮毂部件26配合。还有，鼓状部件25与输出轴2连接，轮毂部件26与太阳轮S1连接。

还有，行星架CR1的侧板被壳体3固定支持。而且，齿圈R1上连接传递部件30，该传递部件30的外周侧通过花键方式与制动器B1的摩擦板74配合，同时该传递部件30与太阳轮S3连接。

还有，离合器C3用油压伺服系统13的油室a与在上述输入轴2上与油路2a以2重结构形成的油路2c连通，该油路2c与壳体3的轴孔座部3a的油路92连通。而且，该油路92与图中未显示的油压控制装置连通。即，由于上述油压伺服系统11及油压伺服系统13配置在输入轴2上，所以只需设置密封壳体3的轴孔座部3a与输入轴2之间的1对密封圈81，就可形成从图中未显示的油压控制装置到油压伺服系统11及油压伺服系统13的油室a的油路。

接着，根据上述结构，沿着图5、图6以及图7说明自动变速机构1₃的作用。与上述第1实施形态一样，在图7所示的速度线图中，纵轴表示各个旋转要件的转速，横轴则对应于这些旋转要件的齿轮比进行表示。该速度线图的行星齿轮单元PU的部分中，横方向最端部(图7中右侧)的纵轴对应于太阳轮S3，之后图中纵轴向左依次对应于行星架CR2、齿圈R3、太阳轮S2。还有，在该速度线图的行星齿轮PR的部分中，横方向最端部(图7中右侧)的纵轴对应于太阳轮S1，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R1、行星架CR1。还有，这些纵轴的间隔分别与太阳轮S1、S2、S3的齿数的倒数、及分别与齿圈R1、R3的齿数的倒数成正比。图中横轴方向的虚线表示利用传递部件30传递旋转。

如图5所示，通过离合器C3的配合，将输入轴2的旋转输入给上述太阳轮S1。另外，上述行星架CR1相对于壳体3的旋转被固定，上述齿圈R1根据输入给该太阳轮S1的输入轴2的旋转进行减速旋转。即，利用离合器C3的配合，通过传递部件30将齿圈R1的减速旋转输入给太阳轮S3。

因此，如图6及图7所示，在前进3挡、前进5挡、倒退1挡，在行星齿轮PR中，由于离合器C3配合，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，利用固定的行星架CR1将减速旋转输出给齿圈R3，通过传递部件30将减速旋转输入给太阳轮S3。此时由于齿圈R1和太阳轮S3均为减速旋转，所以上述传递部件30传递较大的转矩。另一方面，在前进1挡、前进2挡、前进4挡、前进6挡，如图7所示，由于太阳轮S3的旋转通过传递部件30输入给齿圈R1，另外离合器C3被释放，所以太阳轮S1根据该齿圈R1的各变速挡的旋转和固定的行星架CR1进行旋转。

还有，上述行星齿轮PR以外的作用与上述第1实施形态相同(参照图2和图3)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₃，行星齿轮PR及离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、92、93)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统11、12、13设置在输入轴2上，从壳体3向利用密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b、2c供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12、13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12、13的油室供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，只需分别设置密封圈81、82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，如果使离合器C3处于齿圈R1和太阳轮S3之间，则因为需要接通·断开减速旋转，所以会成为较大的部件，但由于处于输入轴2和太阳轮S1之间，利用该离合器C3接通·断开输入轴2的旋转，来接通·断开从行星齿轮PR的齿圈R1输出的减速旋转，从而可以实现离合器C3的小型化，进而实现自动变速机的小型化。

还有，本实施形态的自动变速机构1₃是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

<第4实施形态>

下面沿图8～图10说明将第1实施形态作部分变更的第4实施形态。图8为表示第4实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。图9为第4实施形态的自动变速机的工作表。图10为表示第4实施形态的自动变速机的速度线图。另外，第4实施形态除了部分变更外，与第1实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图8所示，第4实施形态的自动变速机的自动变速机构1₄相对于第1实施形态的自动变速机构1₁(参照图1)，配置了制动器(第3制动器)B3以取代离合器C3，利用制动器B3自由固定行星齿轮PR的行星架CR1。

该自动变速机构1₄中，制动器B3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反的一侧(图中右侧)。该制动器B3具有油压伺服系统16、摩擦板76、轮毂部件33。

该制动器B3的轮毂部件33与行星架CR1的一方的侧板连接，该行星架CR1被输入轴2或轴孔座部3a支持并自由旋转。还有，太阳轮S1与输入轴2连接。而且，齿圈R1的外周侧通过花键方式与制动器B1的摩擦板74配合，同时该齿圈R1与传递部件30连接，通过该传递部件30与太阳轮S3连接。

接着，根据上述结构，沿着图8、图9以及图10说明自动变速机构1₄的作用。与上述第1实施形态一样，在图10所示的速度线图中，纵轴表示各个旋转要件的转速，横轴则对应于这些旋转要件的齿轮比进行表示。该速度线图的行星齿轮单元PU的部分中，横方向最端部(图10中右侧)的纵轴对应于太阳轮S3，之后图中纵轴向左依次对应于行星架CR2、齿圈R2、太阳轮S2。还有，在该速度线图的行星齿轮PR的部分中，横方向最端部(图10中右侧)的纵轴对应于太阳轮S1，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R1、行星架CR1。还有，这些纵轴的间隔分别与太阳轮S1、S2、S3的齿数的倒数、及分别与齿圈R1、R3的齿数的倒数成正比。图中横轴方向的虚线表示利用传递部件30传递旋转。

如图8所示，通过制动器B3的卡扣，上述行星架CR1相对于壳体3被固定。还有，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，由于该行星架CR1被固定，上述齿圈R1根据输入给该太阳轮S1的输入轴2的旋转进行减速旋转。即，利用制动器B3的卡扣，通过传递部件30将齿圈R1的减速旋转输入给太阳轮S3。

因此，如图9及图10所示，在前进3挡、前进5挡、倒退1挡，在行星齿轮PR中，由于制动器B3的卡扣，行星架CR1被固定，通过输入输入轴2的旋转的太阳轮S1的旋转，将减速旋转输入给齿圈R3，通过传递部件30将减速旋转输入给太阳轮S3。此时，由于齿圈R1和太阳轮S3均为减速旋转，所以上述传递部件30传递较大的转矩。另一方面，在前进1挡、前进2挡、前进4挡、前进6挡，如图10所示，由于太阳轮S3的旋转通过传递部件30输入给齿圈R1，制动器B3被释放，所以行星架CR1根据该齿圈R1的各变速挡的旋转和输入轴2的旋转的太阳轮S1进行旋转。

还有，上述行星齿轮PR以外的作用与上述第1实施形态相同(参照图2和图3)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₄，行星齿轮PR及离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。因此，在油压伺服系统11、12，分别只需设置密封圈81、82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，由于利用制动器B3接通·断开从行星齿轮PR输出给行星齿轮单元PU的减速旋转，所以与例如设置离合器C3的情况相比，可以减少部件数量(例如鼓状部件等)。还有，制动器B3可以从壳体3直接构成油路，与例如设置离合器C3的情况相比，可以简化油路结构。

还有，本实施形态的自动变速机构1₄是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

<第5实施形态>

下面沿图11说明将第1实施形态作部分变更的第5实施形态。图11为表示第5实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第5实施形态除了部分变更外，与第1实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图11所示，第5实施形态的自动变速机的自动变速机构1₅相对于第1实施形态的自动变速机构1₁(参照图1)，改变了行星齿轮PR和离合器C3的配置，还配置了制动器B3，利用制动器B3自由固定行星齿轮PR的行星架CR1。

该自动变速机构1₅中，离合器C3配置在行星齿轮PR的行星齿轮单元PU的一侧(图中左侧)，制动器B3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反一侧(图中右侧)。该离合器C3的鼓状部件25的顶端部内周侧以花键配合方式与摩擦板73配合，该摩擦板73的内周侧以花键配合方式与轮毂部件26配合。还有，鼓状部件25与输入轴2连接，轮毂部件26与太阳轮S1连接。

制动器B3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反侧(图中右侧)。该制动器B3具有油压伺服系统16、摩擦板76、轮毂部件33。该制动器B3的轮毂部件33的外周侧以花键配合方式与摩擦板76配合，同时该轮毂部件33与行星架CR1的一方的侧板连接，该行星架CR1被输入轴2或轴孔座部3a支持并自由旋转。还有，在齿圈R1的外周侧通过花键方式配合有制动器B1的摩擦板74，同时该齿圈R1与传递部件30连接，通过该传递部件30与太阳轮S3连接。

还有，离合器C3用油压伺服系统13的油室与在上述输入轴2上与油路2a以2重结构形成的油路2c连通，该油路2c与壳体3的轴孔座部3a的油路92连通。而且，该油路92与图中未显示的油压控制装置连通。即，由于上述油压伺服系统11及油压伺服系统13配置在输入轴2上，所只通过设置密封壳体3的轴孔座部3a与输入轴2之间的1对密封圈81，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统11及油压伺服系统13的油室的油路。

接着，根据上述结构，沿着图11、图2以及图3说明自动变速机构1₅的作用。由于与上述第1实施形态一样，本第5实施形态根据第1实施形态中说明过的配合表、及速度线图(图2及图3)进行说明。

如图11所示，通过离合器C3的配合，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1。另外，由于制动器B3的卡扣，上述行星架CR1相对于壳体3固定。因此，当离合器C3配合、制动器B3卡扣时，上述齿圈R1根据输入给该太阳轮S1的输入轴2的旋转进行减速旋转。即，利用离合器C3的配合和制动器B3的卡扣，通过传递部件30将齿圈R1的减速旋转输入给太阳轮S3。

因此，如图2及图3所示，在前进3挡、前进5挡、倒退1挡，在行星齿轮PR中，由于离合器C3的配合，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1。由于制动器B3的卡扣，行星架CR1被固定，据此将减速旋转输出给齿圈R3，通过传递部件30将减速旋转输入给太阳轮S3。此时，由于齿圈R1和太阳轮S3均为减速旋转，上述传递部件30传递较大的转矩。另一方面，在前进1挡、前进2挡、前进4挡、前进6挡，太阳轮S3的旋转通过传递部件30输入给齿圈R1，但由于离合器C3和制动器B3被释放，行星架CR1及太阳轮S1处于自由旋转状态。

还有，上述行星齿轮PR以外的作用与上述第1实施形态相同(参照图2和图3)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₅，行星齿轮PR及离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、92、93)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统11、12、13设置在输入轴2上，从壳体3向利用密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b、2c供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12、13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12、13的油室a供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只需设置密封圈81、82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮5与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，如果使离合器C3处于齿圈R1和太阳轮S3之间，因为需要接通·断开减速旋转，所以会成为较大的部件，但由于处于输入轴2和太阳轮S1之间，利用该离合器C3接通·断开输入轴2的旋转，来接通·断开从行星齿轮PR的齿圈R1输出的减速旋转，从而可以实现离合器C3的小型化，进而实现自动变速机的小型化。

还有，本实施形态的自动变速机构1₅是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

<第6实施形态>

下面沿图12说明将第1实施形态作部分变更的第6实施形态。图12为表示第6实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第6实施形态除了部分变更外，与第1实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图12所示，第6实施形态的自动变速机的自动变速机构1₆相对于第1实施形态的自动变速机构1₁(参照图1)，将离合器C2配置在行星齿轮单元PU的设置行星齿轮PR的轴方向一侧，将离合器C1配置在轴方向另一侧，即将离合器C1和离合器C2的位置进行了交换。

该自动变速机构1₆中，在上述输入轴2上，其内周侧配置具有油压伺服系统12、摩擦板72、形成离合器鼓的鼓状部件23、与太阳轮S2连接的轮毂部件24的多板式离合器C2，其外周侧配置有具有油压伺服系统13、摩擦板73、形成离合器鼓的鼓状部件25的多板式离合器C3。还有，在鼓状部件25的外周侧配置有具有油压伺服系统14、摩擦板74的多板式制动器B1。

在上述输入轴2上连接上述鼓状部件23，该鼓状部件23的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C2用油压伺服系统12而自由配合的离合器C2的摩擦板72，该离合器C2的摩擦板72的内周侧以花键配合方式连接轮毂部件24。因此，该轮毂部件24与上述行星架CR2连接。

另一方面，输入轴2的另一端(图中左方)上配置具有油压伺服系统11、摩擦板71、形成离合器鼓的鼓状部件21、与太阳轮S2连接的轮毂部件22的多板式离合器C1。

还有，在图中左侧，上述输入轴2上连接有鼓状部件21，该鼓状部件21的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C1用油压伺服系统11而自由配合的离合器C1的摩擦板71。该离合器C1的摩擦板71的内周侧以花键配合方式配置轮毂部件22。因此，该轮毂部件22与上述太阳轮S2连接。

根据上述结构的自动变速机构1₆的作用与上述第1实施形态相同(参照图2和图3)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₆，将行星齿轮PR及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、92、93)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。另外，油压伺服系统13可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3a供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈80，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只需设置密封圈81、82、80，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C2配置在离合器C3的内周侧，因此可以在外周侧配置为了传递减速旋转而必须传递较大的转矩的离合器C3，可以使该离合器C3及其油压伺服系统13大径化，特别是可以扩大油压伺服系统13的油室的受压面积，增加该离合器C3的转矩传递容量，同时将与离合器C3相比可以传递小转矩容量的离合器C2配置在内周侧，从而可以实现自动变速机的小型化。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，所以可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，由于离合器C1为在比较低中速挡的前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡配合的离合器，所以当该离合器C1在比较高速挡的前进5挡、前进6挡或倒退1挡等处于释放状态时、特别是连接该离合器C1和太阳轮S2的轮毂部件22处于比较高速旋转或反向旋转(参照图7)，另一方面，有时产生在前进5挡或倒退1挡、传递部件30为减速旋转，在前进6挡、传递部件30为固定的情况，而轮毂部件22和传递部件30的转速差很大，但由于该离合器C1隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即轮毂部件22和传递部件30可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转而导致降低自动变速机的效率。

还有，本实施形态的自动变速机构1₆是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)输入有减速后的转矩，因此需要能够承受这种转矩的刚性。将低中速挡配合的离合器或对减速旋转进行配合脱离的离合器配置在连接部件的内周侧时，由于这些离合器的容量需要大，因此，需要能够与容量对应的径方向的尺寸。所以，在连接部件为穿过那样的离合器的外周侧的类型时，其离合器的所需径方向尺寸必须进一步增大，有可能使得连接部件的径方向的尺寸过大，从而使自动变速机整体的径方向尺寸增大。这里，本实施形态的目的在于降低径方向尺寸的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，通过在连接部件、尤其是传递部件30的内周侧配置小容量的离合器C2，从而可以不会增加连接部件的径方向尺寸地配置所有的离合器。

<第7实施形态>

下面沿图13说明将第6实施形态作部分变更的第7实施形态。图13为表示第7实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第7实施形态除了部分变更外，与第6实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图13所示，第7实施形态的自动变速机的自动变速机构1₇相对于第6实施形态的自动变速机构1₆(参照图12)，改变了行星齿轮PR、离合器C2、离合器C3的配置。

该自动变速机构1₇中，离合器C2及离合器C3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反的一侧(图中右侧)。该离合器C3的鼓状部件25的顶端部内周侧以花键配合方式与摩擦板73配合，该摩擦板73的内周侧以花键配合方式连接有轮毂部件26。鼓状部件25与输入轴2连接，轮毂部件26与行星齿轮PR的太阳轮S1连接。还有，具有油压伺服系统12、摩擦板72、鼓状部件23、轮毂部件24的离合器C2配置在上述离合器C3的内周侧，即被轮毂部件26包围在内。

另一方面，在行星齿轮PR的外周侧配置具有油压伺服系统14、摩擦板74的多板式制动器B1。该行星齿轮PR的行星架CR1的侧板被壳体3固定支持。齿圈R1与传递部件30连接，该传递部件30的外周侧通过花键方式配合制动器B1的摩擦板74，同时该传递部件30与太阳轮S3连接。

根据上述结构的自动变速机构1₇的作用与上述第3实施形态相同(参照图6和图7)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₇，行星齿轮PR及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、92、93)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。另外，油压伺服系统13可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3a供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈80，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只需设置密封圈81、82、80，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，所以可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮5与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，由于离合器C1为在比较低中速挡的前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡配合的离合器，所以当该离合器C1在比较高速挡的前进5挡、前进6挡或倒退1挡处于释放状态时、特别是连接该离合器C1和太阳轮S2的轮毂部件22处于比较高速旋转或反向旋转(参照图7)，另一方面，有时产生在前进5挡或倒退1挡、传递部件30为减速旋转，在前进6挡、传递部件30为固定的情况，而轮毂部件22和传递部件30的转速差很大，但由于该离合器C1隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即轮毂部件22和传递部件30可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转产生的摩擦而导致降低自动变速机的效率。

还有，如果使离合器C3处于齿圈R1和太阳轮S3之间，因为必须接通·断开减速旋转，所以会成为较大的部件，但由于处于输入轴2和太阳轮S1之间，利用该离合器C3接通·断开输入轴2的旋转，来接通·断开从行星齿轮PR的齿圈R1输出的减速旋转，从而可以实现离合器C3的小型化，进而实现自动变速机的小型化。

还有，本实施形态的自动变速机构1₇是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，例如在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器时，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)的长度在轴方向会相应增加，由于该连接部件传递减速旋转，因此必须增加部件的厚度以能够承受这种减速旋转，从而增加了重量。这里，本实施形态的目的在于缩短减速行星齿轮和行星齿轮单元之间的长度，降低重量的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，特别是通过将离合器C2配置在相对行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU沿轴方向相反的一侧，从而不需要在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器，这样，连接部件、尤其是传递部件30的长度可以相应缩短，从而可以防止自动变速机整体的重量增加。

<第8实施形态>

下面沿图14说明将第6实施形态作部分变更的第8实施形态。图14为表示第8实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第8实施形态除了部分变更外，与第6实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图14所示，第8实施形态的自动变速机的自动变速机构18相对于第6实施形态的自动变速机构1₆(参照图12)，改变了离合器C2的配置，而且配置了制动器B3以取代离合器C3，行星齿轮PR的行星架CR1被制动器B3自由固定。

该自动变速机构1₈中，制动器B3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反的一侧(图中右侧)。该制动器B3具有油压伺服系统16、摩擦板76、轮毂部件33。还有，具有油压伺服系统12、摩擦板72、鼓状部件23、轮毂部件24的离合器C2配置在上述制动器B3的内周侧，即被轮毂部件33包围在内。该制动器B3的轮毂部件33与行星架CR1的一方的侧板连接，该行星架CR1的另一方的侧板被输入轴2支持并能够自由旋转。还有，太阳轮S1通过离合器C2的鼓状部件24与输入轴2连接。齿圈R1的外周侧通过花键方式配合有制动器B1的摩擦板74，同时该齿圈R1上连接传递部件30，通过该传递部件30与太阳轮S3连接。

根据上述结构的自动变速机构1₈的作用与上述第4实施形态相同(参照图9和图10)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₈，行星齿轮PR及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，从壳体3向利用密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。因此，在油压伺服系统11、12，分别只设置密封圈81、82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，所以可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，由于离合器C1为在比较低中速挡的前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡配合的离合器，当该离合器C1在比较高速挡的前进5挡、前进6挡或倒退1挡等处于释放状态时、特别是连接该离合器C1和太阳轮S2的轮毂部件22比较高速旋转或反向旋转(参照图10)，另一方面，有时产生在前进5挡或倒退1挡、传递部件30为减速旋转，在前进6挡、传递部件30被固定的情况，而轮毂部件22和传递部件30的转速差很大，但由于该离合器C1隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即轮毂部件22和传递部件30可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转产生的摩擦而导致降低自动变速机的效率。

还有，由于利用制动器B3接通·断开从行星齿轮PR向行星齿轮单元PU输出的减速旋转，与例如设置离合器C3的情况相比，可以减少部件数量(例如鼓状部件等)。还有，制动器B3可以从壳体3直接构成油路，与例如设置离合器C3的情况相比，可以简化油路结构。

还有，本实施形态的自动变速机构1₈是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，例如在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器时，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)的长度在轴方向会相应增加，由于该连接部件传递减速旋转，因此需要增加部件的厚度以能够承受这种减速旋转，从而增加了重量。这里，本实施形态的目的在于缩短减速行星齿轮和行星齿轮单元之间的长度，降低重量的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，特别是通过将离合器C2配置在相对行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU沿轴方向的相反侧，从而不需要在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器，这样，连接部件、尤其是传递部件30的长度可以相应缩短，从而可以防止自动变速机整体的重量增加。

<第9实施形态>

下面沿图15说明将第1实施形态作部分变更的第9实施形态。图15为表示第9实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第9实施形态除了部分变更外，与第1实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图15所示，第9实施形态的自动变速机的自动变速机构1₉相对于第1实施形态的自动变速机构1₁(参照图1)，离合器C2配置在行星齿轮单元PU的设置行星齿轮PR的轴方向一侧，离合器C1和反转齿轮5配置在轴方向另一侧，即将离合器C1和离合器C2的位置进行了交换。而且将行星齿轮PR、离合器C3、及制动器B1配置在相对行星齿轮单元PU的反转齿轮5的相反侧。

该自动变速机构1₉中，上述输入轴2上，其内周侧配置具有油压伺服系统11、摩擦板71、形成离合器鼓的鼓状部件21、与太阳轮S2连接的轮毂部件22的多板式离合器C1。

该油压伺服系统11的油室与上述输入轴2上形成的油路2a连通，该油路2a延伸设在壳体3的一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3a的油路91连通。因此，该油路91与图中未显示的油压控制装置连通。即，由于上述油压伺服系统11配置在输入轴2上，所以只需设置密封壳体3的轴孔座部3a与输入轴2之间的1对密封圈81，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统11的油室的油路。

上述输入轴2上连接上述鼓状部件21，该鼓状部件21的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C1用油压伺服系统11而自由配合的离合器C1的摩擦板71，该离合器C1的摩擦板71的内周侧以花键配合方式与轮毂部件22连接。而且，该轮毂部件22与上述太阳轮S2连接。

另一方面，在输入轴2的另一端(图中左方)上配置具有油压伺服系统12、摩擦板72、形成离合器鼓的鼓状部件23、与行星架CR2连接的轮毂部件24的多板式离合器C2，在其外周侧配置具有油压伺服系统13、摩擦板73、形成离合器鼓的鼓状部件25的多板式离合器C3。还有，在鼓状部件25的外周侧配置具有油压伺服系统14、摩擦板74的多板式制动器B1。

该油压伺服系统12的油室与上述输入轴2上形成的油路2b连通，该油路2b延伸设在壳体3的与上述轴孔座部3a相反一侧的另一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3b的油路93连通。该油路93与图中未显示的油压控制装置连通。即，对于上述油压伺服系统12，只需设置密封在壳体3的轴孔座部3b与输入轴2之间的1对密封圈82，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统12的油室的油路。

还有，上述油压伺服系统13的油室与上述轴孔座部3b的油路94连通，该油路94与图中未显示的油压控制装置连通。即，对于上述油压伺服系统13，通过密封壳体3的轴孔座部3b与鼓状部件25之间的1对密封圈84，构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统13的油室的油路。

还有，上述输入轴2在图中左侧连接有上述鼓状部件23，在该鼓状部件23的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C2用油压伺服系统12而自由配合的离合器C2的摩擦板72，在该离合器C2的摩擦板72的内周侧以花键配合方式配置轮毂部件24，该轮毂部件24与上述行星架CR2连接。

上述鼓状部件25被上述轴孔座部3b支持被能够自由旋转，该鼓状部件25的顶端部外周侧以花键配合方式配置有通过制动器B1用油压伺服系统14而自由卡扣的制动器B1的摩擦板74。该鼓状部件25的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C3用油压伺服系统13而自由配合的离合器C3的摩擦板73，该离合器C3的摩擦板73的内周侧以花键配合方式连接有齿圈R1。

还有，行星架CR1具有小齿轮Pa和小齿轮Pb，该小齿轮Pb与齿圈R1啮合，该小齿轮Pa与连接在输入轴2上的太阳轮S1啮合。该行星架CR1通过侧板固定在壳体3的轴孔座部3b上，该齿圈R1被支持部件26支持在轴孔座部3b上并能够自由旋转。

而且，离合器C3配合时，在上述鼓状部件25上连接有传递齿圈R1的旋转的传递部件30。还有，该传递部件30的另一侧连接有上述行星齿轮单元PU的太阳轮S3。

根据上述结构的自动变速机构1₉的作用与上述第1实施形态相同(参照图2和图3)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₉，行星齿轮PR及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、93、94)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。另外，油压伺服系统13可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3b供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈84，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只需设置密封圈81、82、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C2配置在离合器C3的内周侧，因此可以在外周侧配置为了传递减速旋转而必须传递较大的转矩的离合器C3，可以使该离合器C3及其油压伺服系统13大径化，特别是可以扩大油压伺服系统13的油室的受压面积，增加该离合器C3的转矩传递容量，同时将与离合器C3相比可以传递小转矩容量的离合器C2配置在内周侧，从而可以实现自动变速机的小型化。

还有，由于离合器C1为在比较低中速挡的前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡配合的离合器，所以当该离合器C1在比较高速挡的前进5挡、前进6挡或倒退1挡处于释放状态时、特别连接该离合器C1和太阳轮S2的轮毂部件22会比较高速旋转或反向旋转(参照图3)，另一方面，有时产生在前进5挡或倒退1挡、传递部件30减速旋转，在前进6挡、传递部件30被固定的情况，而轮毂部件22和传递部件30的转速差很大，但由于该离合器C1通过将行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即轮毂部件22和传递部件30可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转产生摩擦等而导致降低自动变速机的效率。

还有，本实施形态的自动变速机构1₉是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)被输入减速后的转矩，因此需要能够承受这种转矩的刚性。将低中速挡配合的离合器或对减速旋转进行配合脱离的离合器配置在连接部件的内周侧时，由于这些离合器的容量必须大，因此，需要能够与容量对应的径方向的尺寸。所以，在连接部件为穿过那些离合器的外周侧的类型时，其离合器的所需径方向尺寸必须进一步增大，有可能使得连接部件的径方向的尺寸过大，从而使自动变速机整体的径方向尺寸增大。这里，本实施形态的目的在于降低径方向尺寸的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，通过在连接部件、尤其是传递部件30的内周侧配置有小容量的离合器C2，从而可以配置所有的离合器，却不会增加连接部件的径方向尺寸。

<第10实施形态>

下面沿图16说明将第9实施形态作部分变更的第10实施形态。图16为表示第10实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第10实施形态除了部分变更外，与第9实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图16所示，第10实施形态的自动变速机的自动变速机构1₁₀相对于第9实施形态的自动变速机构1₉(参照图15)，改变了行星齿轮PR、离合器C3的配置。

该自动变速机构1₁₀中，离合器C3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反一侧(图中左侧)。该离合器C3的鼓状部件25的顶端部内周侧以花键配合方式与摩擦板73配合，该摩擦板73的内周侧以花键配合方式配合有轮毂部件26。鼓状部件25与输入轴2连接，轮毂部件26与太阳轮S1连接。还有，具有油压伺服系统12、摩擦板72、鼓状部件23、轮毂部件24的离合器C2配置在上述离合器C3的内周侧，即被轮毂部件26包围在内。

另一方面，在行星齿轮PR的外周侧配置具有油压伺服系统14、摩擦板74的多板式制动器B1。该行星齿轮PR的行星架CR1的侧板被壳体3固定支持。而且，齿圈R1与传递部件30连接，该传递部件30的外周侧通过花键方式配合制动器B1的摩擦板74，同时该传递部件30与太阳轮S3连接。

根据上述结构的自动变速机构1₁₀的作用与上述第3实施形态相同(参照图6和图7)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁₀，行星齿轮PR及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，并且由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、93、94)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本等。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。并且，油压伺服系统13可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3b供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈84，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只设置密封圈81、82、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C1为在比较低中速挡的前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡配合的离合器，所以当该离合器C1在比较高速挡的前进5挡、前进6挡或倒退1挡处于释放状态时、特别连接该离合器C1和太阳轮S2的轮毂部件22会比较高速旋转或反向旋转(参照图7)，另一方面，有时产生在前进5挡或倒退1挡、传递部件30为减速旋转，在前进6挡、传递部件30被固定的情况，而轮毂部件22和传递部件30的转速差很大，但由于该离合器C1隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即轮毂部件22和传递部件30可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由这些部件之间的相对旋转而导致降低自动变速机的效率。

还有，如果使离合器C3处于齿圈R1和太阳轮S3之间，则因为需要接通·断开减速旋转，所以会成为较大的部件，但由于处于输入轴2和太阳轮S1之间，利用该离合器C3接通·断开输入轴2的旋转，来接通·断开从行星齿轮PR的齿圈R1输出的减速旋转，从而可以实现离合器C3的小型化，进而实现自动变速机的小型化。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁₀是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，例如在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器时，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)的长度在轴方向会相应增加，由于该连接部件传递减速旋转，因此必须增加部件的厚度以能够承受这种减速旋转，从而增加了重量。这里，本实施形态的目的在于缩短减速行星齿轮和行星齿轮单元之间的长度，降低重量的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，特别是通过将离合器C2配置在相对行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU沿轴方向相反一侧，从而不需要在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器，这样，连接部件、尤其是传递部件30的长度可以相应缩短，从而可以防止自动变速机整体的重量增加。

<第11实施形态>

下面沿图17说明将第9实施形态作部分变更的第11实施形态。图17为表示第11实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第11实施形态除了部分变更外，与第9实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图17所示，第11实施形态的自动变速机的自动变速机构1₁₁相对于第9实施形态的自动变速机构1₉(参照图15)，改变了离合器C2的配置，还有，配置了制动器B3以取代离合器C3，利用制动器B3自由固定行星齿轮PR的行星架CR1。

该自动变速机构1₁₁中，制动器B3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反一侧(图中左侧)。该制动器B3具有油压伺服系统16、摩擦板76、轮毂部件33。还有，具有油压伺服系统12、摩擦板72、鼓状部件23、轮毂部件24的离合器C2配置在上述制动器B3的内周侧，即被轮毂部件33包围在内。该制动器B3的轮毂部件33与行星架CR1的一方的侧板连接，该行星架CR1的另一方的侧板被输入轴2支持并自由旋转。还有，太阳轮S1通过离合器C2的鼓状部件23而与输入轴2连接。齿圈R1的外周侧通过花键方式配合制动器B1的摩擦板74，同时该齿圈R1与传递部件30连接，通过该传递部件30与太阳轮S3连接。

根据上述结构的自动变速机构1₁₁的作用与上述第4实施形态相同(参照图9和图10)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁₁，将行星齿轮PR及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。因此，在油压伺服系统11、12，分别只需设置密封圈81、82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C1为在比较低中速挡的前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡配合的离合器，所以当该离合器C1在比较高速挡的前进5挡、前进6挡或倒退1挡处于释放状态时、特别是连接该离合器C1和太阳轮S2的轮毂部件22会比较高速旋转或反向旋转(参照图10)，另一方面，有时产生在前进5挡或倒退1挡、传递部件30减速旋转，在前进6挡、传递部件30被固定的情况，而轮毂部件22和传递部件30的转速差很大，但由于该离合器C1隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即轮毂部件22和传递部件30可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转产生摩擦等而导致降低自动变速机的效率。

还有，由于利用制动器B3接通·断开从行星齿轮PR输出给行星齿轮单元PU的减速旋转，所以与例如设置离合器C3的情况相比，可以减少部件数量(例如鼓状部件等)。还有，制动器B3可以从壳体3直接构成油路，与例如设置离合器C3的情况相比，可以简化油路结构。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁₁是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，例如在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器时，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)的长度在轴方向会相应增加，由于该连接部件传递减速旋转，因此需要增加部件的厚度以能够承受这种减速旋转，从而增加了重量。这里，本实施形态的目的在于提供能够缩短减速行星齿轮和行星齿轮单元之间的长度，降低重量的增加的自动变速机。

本实施形态中，特别是通过将离合器C2配置在相对行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU的轴方向相反侧，从而不需要在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器，这样，连接部件、尤其是传递部件30的长度可以相应缩短，从而可以防止自动变速机整体的重量增加。

<第12实施形态>

下面沿图18说明将第1实施形态作部分变更的第12实施形态。图18为表示第12实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第12实施形态除了部分变更外，与第1实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图18所示，第12实施形态的自动变速机的自动变速机构1₁₂相对于第1实施形态的自动变速机构1₁(参照图1)，将行星齿轮PR、离合器C3、及制动器B1配置在相对于行星齿轮单元PU的反转齿轮5的相反侧(图中左侧)。

在该自动变速机构1₁₂中，上述输入轴2上，其内周侧配置具有油压伺服系统12、摩擦板72、形成离合器鼓的鼓状部件23、与太阳轮S2连接的轮毂部件24的多板式离合器C2。

该油压伺服系统12的油室与形成在上述输入轴2上的油路2a连通，该油路2a延伸设在壳体3的一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3a的油路91连通。并且，该油路91与图中未显示的油压控制装置连通。即，由于上述油压伺服系统12配置在输入轴2上，所以只需设置密封壳体3的轴孔座部3a与输入轴2之间的1对密封圈81，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统12的油室a的油路。

在上述输入轴2连接上述鼓状部件23，该鼓状部件23的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C2用油压伺服系统12而自由配合的离合器C2的摩擦板72，该离合器C2的摩擦板72的内周侧以花键配合方式与轮毂部件24连接。因此，该轮毂部件24与上述行星架CR2连接。

另一方面，在输入轴2的另一端(图中左方)上配置具有油压伺服系统11、摩擦板71、形成离合器鼓的鼓状部件21、与太阳轮S2连接的轮毂部件22的多板式离合器C1。其外周侧配置具有油压伺服系统13、摩擦板73、形成离合器鼓的鼓状部件25的多板式离合器C3。还有，在鼓状部件25的外周侧配置有具有油压伺服系统14、摩擦板74的多板式制动器B1。

该油压伺服系统11的油室与形成在上述输入轴2上的油路2b连通，该油路2b延伸设在壳体3的与上述轴孔座部3a相反一侧的另一端上，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3b的油路93连通，该油路93与图中未显示的油压控制装置连通。即，对于上述油压伺服系统11，只要设置密封壳体3的轴孔座部3b与输入轴2之间的1对密封圈82，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统11的油室的油路。

还有，上述油压伺服系统13的油室与上述轴孔座部3b的油路94连通，该油路94与图中未显示的油压控制装置连通。即，对于上述油压伺服系统13，通过密封壳体3的轴孔座部3b与鼓状部件25之间的1对密封圈84，可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统13的油室的油路。

还有，在图中左侧，在上述输入轴2上连接鼓状部件21，在该鼓状部件21的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C1用油压伺服系统11而自由配合的离合器C1的摩擦板71。在该离合器C1的摩擦板71的内周侧以花键配合方式配置轮毂部件22，该轮毂部件22与上述太阳轮S2连接。

上述鼓状部件25被上述轴孔座部3b支持并能够自由旋转，在该鼓状部件25的顶端部外周侧以花键配合方式配置有通过上述制动器B1用油压伺服系统14而自由卡扣的制动器B1的摩擦板74。该鼓状部件25的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C3用油压伺服系统13而自由配合的离合器C3的摩擦板73，该离合器C3的摩擦板73的内周侧以花键配合方式连接齿圈R1。

另外，行星架CR1具有小齿轮Pa和小齿轮Pb，该小齿轮Pb与齿圈R1啮合，该小齿轮Pa与连接在输入轴2上的太阳轮S1啮合。该行星架CR1通过侧板固定在壳体3的轴孔座部3b上，该齿圈R1被支持部件26支持在轴孔座部3b上并能够自由旋转。

而且，在离合器C3配合时，上述鼓状部件25与传递齿圈R1的旋转的传递部件30连接。还有，该传递部件30的另一侧与上述行星齿轮单元PU的太阳轮S3连接。

根据上述结构的自动变速机构1₁₂的作用与上述第1实施形态相同(参照图2和图3)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁₂，将行星齿轮PR及离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，因此，与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。另外，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、93、94)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不设置例如密封输入轴2与油压伺服系统11、12之间的密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。还有，油压伺服系统13可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3b供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈84，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只需设置1对密封圈81、82、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于将离合器C1配置在离合器C3的内周侧，因此可以在外周侧配置为了传递减速旋转而必须传递较大的转矩的离合器C3，可以使该离合器C3及其油压伺服系统13大径化，特别是可以扩大油压伺服系统13的油室的受压面积，增加该离合器C3的转矩传递容量，同时将与离合器C3相比可以传递小转矩容量的离合器C1配置在内周侧，从而可以实现自动变速机的小型化。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁₂是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

<第13实施形态>

下面沿图19说明将第12实施形态作部分变更的第13实施形态。图19为表示第13实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第13实施形态除了部分变更外，与第12实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图19所示，第13实施形态的自动变速机的自动变速机构1₁₃相对于第12实施形态的自动变速机构1₁₂(参照图18)，改变了行星齿轮PR、离合器C1、离合器C3的配置。

该自动变速机构1₁₃中，离合器C1及离合器C3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反的一侧(图中左侧)。该离合器C3的鼓状部件25的顶端部内周侧通过花键方式与摩擦板73配合，该摩擦板73的内周侧通过花键方式与轮毂部件26配合。鼓状部件25与输出轴2连接，轮毂部件26与太阳轮S1连接。还有，具有油压伺服系统11、摩擦板71、鼓状部件21、轮毂部件22的离合器C1配置在上述离合器C3的内周侧，即被轮毂部件26包围在内。

另一方面，在行星齿轮PR的外周侧配置具有油压伺服系统14、摩擦板74的多板式制动器B1。该行星齿轮PR的行星架CR1的侧板被壳体3固定支持。而且，齿圈R1与传递部件30连接，该传递部件30的外周侧通过花键方式与制动器B1的摩擦板74配合，同时该传递部件30与太阳轮S3连接。

根据上述结构的自动变速机构1₁₃的作用与上述第3实施形态相同(参照图6和图7)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁₃，将行星齿轮PR及离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，因此，与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、93、94)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本等。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。另外，油压伺服系统13可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3b供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈84，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只设置密封圈81、82、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C1配置在离合器C3的内周侧，因此可以在外周侧配置为了传递减速旋转而必须传递较大的转矩的离合器C3，可以使该离合器C3及其油压伺服系统13大径化，特别是可以扩大油压伺服系统13的油室的受压面积，增加该离合器C3的转矩传递容量，同时将与离合器C3相比可以传递小转矩容量的离合器C1配置在内周侧，从而可以实现自动变速机的小型化。

还有，如果使离合器C3处于齿圈R1和太阳轮S3之间，则因为需要接通·断开减速旋转，所以会成为较大的部件，但由于处于输入轴2和太阳轮S1之间，利用该离合器C3接通·断开输入轴2的旋转，来接通·断开从行星齿轮PR的齿圈R1输出的减速旋转，从而可以实现离合器C3的小型化，进而实现自动变速机的小型化。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁₃是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，例如在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器时，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)的长度在轴方向会相应增加，由于该连接部件传递减速旋转，因此必须增加部件的厚度以能够承受这种减速旋转，从而增加了重量。这里，本实施形态的目的在于提供能够缩短减速行星齿轮和行星齿轮单元之间的长度，降低重量的增加的自动变速机。

本实施形态中，特别是通过将离合器C1配置在相对行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU沿轴方向相反侧，从而不需要在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器，这样，连接部件、尤其是传递部件30的长度可以相应缩短，从而可以防止自动变速机整体的重量增加。

<第14实施形态>

下面沿图20说明将第12实施形态作部分变更的第14实施形态。图20为表示第14实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第14实施形态除了部分变更外，与第12实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图20所示，第14实施形态的自动变速机的自动变速机构1₁₄相对于第12实施形态的自动变速机构1₁₂(参照图18)，改变了离合器C2的配置，配置了制动器B3以取代离合器C3，利用制动器B3自由固定行星齿轮PR的行星架CR1。

该自动变速机构1₁₄中，制动器B3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反的一侧(图中左侧)。该制动器B3具有油压伺服系统16、摩擦板76、轮毂部件33。还有，具有油压伺服系统11、摩擦板71、鼓状部件21、轮毂部件22的离合器C1配置在上述制动器B3的内周侧，即被轮毂部件33包围在内。该制动器B3的轮毂部件33与行星架CR1的一方的侧板连接，该行星架CR1的另一方的侧板被输入轴2支持并能自由旋转。还有，太阳轮S1通过离合器C1的鼓状部件21而与输入轴2连接。而且，齿圈R1的外周侧通过花键方式配合制动器B1的摩擦板74，同时该齿圈R1与传递部件30连接，通过该传递部件30与太阳轮S3连接。

根据上述结构的自动变速机构1₁₄的作用与上述第4实施形态相同(参照图9和图10)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁₄，将行星齿轮PR及离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2的油压伺服系统11、12的油路(例如2a、2b、91、93)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本等。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。因此，在油压伺服系统11、12，分别只需设置密封圈81、82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于利用制动器B3接通·断开从行星齿轮PR输出给行星齿轮单元PU的减速旋转，与例如设置离合器C3的情况相比，可以减少部件数量(例如鼓状部件等)。还有，制动器B3可以从壳体3直接构成油路，与例如设置离合器C3的情况相比，可以简化油路结构。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁₄是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，例如在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器时，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)的长度在轴方向会相应增加，由于该连接部件传递减速旋转，因此必须增加部件的厚度以能够承受这种减速旋转，从而增加了重量。这里，本实施形态的目的在于提供能够缩短减速行星齿轮和行星齿轮单元之间的长度，降低重量的增加的自动变速机。

本实施形态中，特别是通过将离合器C1配置在相对行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU没轴方向相反侧，从而不需要在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器，这样，连接部件、尤其是传递部件30的长度可以相应缩短，从而可以防止自动变速机整体的重量增加。

<第15实施形态>

下面沿图21～23说明将第1～第14实施形态作部分变更的第15实施形态。图21为表示第15实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。图22为第15实施形态的自动变速机的工作表。图23为表示第15实施形态的自动变速机的速度线图。另外，第15实施形态除了部分变更外，与第1实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图21所示，第15实施形态的自动变速机的自动变速机构1₁₅与第1实施形态的自动变速机构1₁一样，在输出轴2上配置有行星齿轮单元PU和行星齿轮PR。该行星齿轮单元PU由第1单行星齿轮SP2和第2单行星齿轮SP3组成，作为4个旋转要件，具有连接在一起的太阳轮S2及太阳轮S3，连接在一起的行星架CR3及齿圈R2、齿圈R3、行星架CR2，即所谓的辛普森行星齿轮。还有，上述行星齿轮PR，是在行星架CR1上以相互啮合的形式具有与齿圈R1啮合的小齿轮P1b和与太阳轮S1啮合的小齿轮P1a的、即所谓的双小齿轮式行星齿轮。

在上述输入轴2上配置具有油压伺服系统11、摩擦板71、形成离合器鼓的鼓状部件121、轮毂部件122的多板式离合器C1。该油压伺服系统11的油室延伸设在壳体3的一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3a的油路91连通，该油路91与图中未显示的油压控制装置连通。即，相对于上述油压伺服系统11，只需设置密封壳体3的轴孔座部3a与鼓状部件122之间的1对密封圈81，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统11的油室的油路。

在上述输入轴2上连接上述鼓状部件121，在该鼓状部件121的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C1用油压伺服系统11而自由配合的离合器C1的摩擦板71，该离合器C1的摩擦板71的内周侧以花键配合方式与轮毂部件122连接。而且，该轮毂部件122与上述太阳轮S2连接。

另一方面，在上述输入轴2的另一端上配置具有油压伺服系统12、摩擦板72、形成离合器鼓的鼓状部件123、与上述行星架CR3连接的轮毂部件124的多板式离合器C2。其外周侧配置具有油压伺服系统13、摩擦板73、形成离合器鼓的鼓状部件125的多板式离合器C3。还有，在鼓状部件125的外周侧配置具有油压伺服系统14、摩擦板74的多板式制动器B1。

该油压伺服系统12的油室与形成在上述输入轴2上的油路2b连通，该油路2b延伸设在壳体3的与上述轴孔座部3a相反的一侧的另一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3b的油路93连通，该油路93与图中未显示的油压控制装置连通。即，相对于上述油压伺服系统12，只需设置密封输入轴2与鼓状部件23之间的1对密封圈82，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统12的油室的油路。

还有，上述油压伺服系统13的油室与上述轴孔座部3b的油路94连通，该油路94与图中未显示的油压控制装置连通。即，相对于上述油压伺服系统13，通过密封壳体3的轴孔座部3b与鼓状部件125之间的1对密封圈84，构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统13的油室的油路。

还有，上述输入轴2在图中左侧连接上述鼓状部件123，在该鼓状部件123的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C2用油压伺服系统12而自由配合的离合器C2的摩擦板72，在该离合器C2的摩擦板72的内周侧以花键配合方式配置轮毂部件124，该轮毂部件124与上述行星架CR3连接。

上述鼓状部件125被上述轴孔座部3b支持并能够自由旋转，在该鼓状部件125的顶端部外周侧以花键配合方式配置有通过制动器B1用油压伺服系统14而自由卡扣的制动器B1的摩擦板74。在该鼓状部件125的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C3用油压伺服系统13而自由配合的离合器C3的摩擦板73，在该离合器C3的摩擦板73的内周侧以花键配合方式连接齿圈R1。

还有，行星架CR1具有小齿轮P1a和小齿轮P1b，该小齿轮P1b与齿圈R1啮合，该小齿轮P1a与连接在输入轴2上的太阳轮S1啮合。该行星架CR1通过侧板固定在壳体3的轴孔座部3b上，该齿圈R1通过支持部件126支持在轴孔座部3b上并能够自由旋转。

而且，在离合器C3配合时，在上述鼓状部件125上连接着传递齿圈R1的旋转的传递部件130。还有，在该传递部件130的另一侧连接着上述行星齿轮单元PU的第2单行星齿轮SP3的齿圈R3。

另一方面，在第1单行星齿轮SP2的外周侧配置有单向离合器F1，该单向离合器F1的内圈与连接在第1单行星齿轮SP1的齿圈R2的轮毂部件128连接。还有，在该齿圈R2的外周侧设置具有油压伺服系统15、摩擦板75的制动器B2，该摩擦板75的内周侧以花键配合方式与齿圈R2及轮毂部件128配合，同时该摩擦板75的外周侧以花键配合方式与壳体3的内周侧配合，即利用制动器B2使齿圈R2自由卡扣。

还有，具有被侧板支持的行星轮P3的行星架CR3通过该行星轮P3与上述齿圈R3的内周侧啮合，该行星架CR3通过该行星轮P3而与上述太阳轮S3啮合的同时，与齿圈R2连接。另外，具有被侧板支持的行星轮P2的行星架CR2通过该行星轮P2而与上述齿圈R2的内周侧啮合，该行星架CR2通过该行星轮P2而与上述太阳轮S2啮合。这样，该行星架CR2通过该侧板127而与反转齿轮5连接。

如上所述，行星齿轮PR及离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧的同时，离合器C2也配置在该轴方向一侧，离合器C1则配置在轴方向另一侧，反转齿轮5配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反一侧(图中右侧)。另外，离合器C2配置在离合器C3、特别是传递其输出的传递部件130的内周侧。还有，制动器B1配置在行星齿轮PR的外周侧，制动器B2配置在行星齿轮单元PU的外周侧。

接着，根据上述结构，沿着图21、图22以及图23说明自动变速机构115的作用。在图23所示的速度线图中，纵轴表示各个旋转要件的转速，横轴则对应于这些旋转要件的齿轮比。该速度线图的行星齿轮单元PU的部分中，横方向最端部(图23中右侧)的纵轴对应于齿圈R3，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R2及行星架CR3、行星架CR2、太阳轮S2及太阳轮S3。还有，在该速度线图的行星齿轮PR的部分中，横方向最端部(图23中右侧)的纵轴对应于太阳轮S1，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R1、行星架CR1。还有，这些纵轴的间隔分别与太阳轮S1、S2、S3的齿数的倒数、及分别与齿圈R1、R3的齿数的倒数成正比。而且，图中横轴方向的虚线表示利用传递部件130传递旋转。

如图21所示，通过离合器C1的配合，将输入轴2的旋转输入给上述太阳轮S2及太阳轮S3。通过离合器C2的配合，将输入轴2的旋转输入给上述行星架CR3及齿圈R2，同时该行星架CR3及齿圈R2的旋转通过制动器B2的卡扣而自由固定，并且通过单向离合器F1限制一个方向的旋转。

另一方面，输入轴2的旋转输入给上述太阳轮S1。上述行星架CR1相对于壳体3旋转被固定，上述齿圈R1通过该行星架CR1，根据输入给该太阳轮S1的输入轴2的旋转进行减速旋转。通过离合器C3的配合，齿圈R1的减速旋转通过传递部件130输入给上述齿圈R3。还有，该齿圈R3的旋转通过制动器B1的卡扣而自由固定。而且，上述行星架CR2的旋转输出给上述反转齿轮5，通过该反转齿轮5、图中未表示的中间轴部及差动部输出给图中未表示的驱动车轮。

如图22所示，在D(驱动)位的前进1挡，离合器C1以及单向离合器F1被配合。这样，如图23所示，输入轴2的旋转通过离合器C1输入给太阳轮S2及太阳轮S3，同时行星架CR3及齿圈R2的旋转限制在一个方向(正向旋转方向)，即防止齿圈R2的反向旋转而处于固定状态。然后，利用输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转和固定的齿圈R2，向行星架CR2输出减速旋转，从反转齿轮5输出作为前进1挡的正向旋转。

还有，此时在行星齿轮PR中，虽然利用输入输入轴2的旋转的太阳轮S1和固定的行星架CR1，向齿圈R3输出减速旋转，但由于离合器C3释放，所以不向传递部件130传递转矩。还有，发动机制动(滑行)时，制动器B2卡扣，齿圈R2固定，从而防止该齿圈R2的正向旋转，维持上述前进1挡的状态。

还有，在该前进1挡时，通过单向离合器F1防止齿圈R2的反向旋转，而且使得正向旋转成为可能，能够通过单向离合器F1的自动配合实现平稳地从例如非行驶位切换到行驶位时的前进1挡。

如图22所示，在D(驱动)位的前进2挡，离合器C1和制动器B1配合。这样，如图23所示，输入轴2的旋转通过离合器C1输入给太阳轮S2和太阳轮S3，同时成为齿圈R3的旋转被固定的状态。而且，利用输入给太阳轮S3的输入轴2的旋转和固定的齿圈R3，向行星架CR3及齿圈R2输出减速旋转。利用输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转和输入给该齿圈R2的减速旋转，向行星架CR2输出大于上述前进1挡的减速旋转，从反转齿轮5输出作为前进2挡的正向旋转。

还有，此时在行星齿轮PR中，虽然利用输入输入轴2的旋转的太阳轮S1和固定的行星架CR1，向齿圈R3输出减速旋转，但由于离合器C3释放，所以不向传递部件130传递转矩。

如图22所示，在D(驱动)位的前进3挡，离合器C1和离合器C3配合。这样，如图23所示，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，齿圈R1通过固定的行星架CR1进行减速旋转。利用离合器C3的配合，该齿圈R1的减速旋转通过上述传递部件130输出给齿圈R3。另一方面，输入轴2的旋转输入给太阳轮S3，利用输入给该太阳轮S3的输入轴2的旋转和齿圈R3的减速旋转，向行星架CR3及齿圈R2输出稍微大的减速旋转，利用输入给该太阳轮S2的输入轴2的旋转和输入给该齿圈R2的稍微大的减速旋转，向行星架CR2输出大于上述前进2挡的减速旋转，从反转齿轮5输出作为前进3挡的正向旋转。还有，此时由于齿圈R1及齿圈R3处于减速旋转，所以上述传递部件130传递较大的转矩。

如图22所示，在D(驱动)位的前进4挡，离合器C1和离合器C2配合。这样，如图23所示，输入轴2的旋转通过离合器C1输入给太阳轮S2及太阳轮S3、通过离合器C2输入给行星架CR3及齿圈R2。这样，由于输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转和输入给齿圈R2的输入轴2的旋转，即处于直连旋转状态，输入轴2的旋转直接输出给行星架CR2，从反转齿轮5输出作为前进4挡的正向旋转。还有，此时在行星齿轮PR中，虽然利用输入有输入轴2的旋转的太阳轮S1和固定的行星架CR1，向齿圈R3输出减速旋转，但由于离合器C3释放，所以不向传递部件130传递转矩。

如图22所示，在D(驱动)位的前进5挡，离合器C2和离合器C3配合。这样，如图23所示，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，齿圈R1利用固定的行星架CR1进行减速旋转。还有，利用离合器C3的配合，齿圈R1的减速旋转通过上述传递部件130输出给齿圈R3。另一方面，输入轴2的旋转输入给行星架CR3及齿圈R2，利用输入给行星架CR3的输入轴2的旋转和齿圈R3的减速旋转，向太阳轮S3及太阳轮S3输出增速旋转。这样，利用输入给齿圈R2的输入轴2的旋转和输入给该太阳轮S2的增速旋转，向行星架CR2输出增速旋转，从反转齿轮5输出作为前进5挡的正向旋转。还有，此时与上述前进3挡的状态一样，由于齿圈R1和齿圈R3均为减速旋转，上述传递部件30传递较大的转矩。

如图22所示，在D(驱动)位的前进6挡，离合器C2配合，制动器B1卡扣。这样，如图23所示，输入轴2的旋转通过离合器C2输入给行星架CR3及齿圈R2，同时由于制动器B1的卡扣使得齿圈R3固定。这样，由于输入给行星架CR3的输入轴2的旋转和固定的齿圈R3，形成(大于上述前进5挡的)增速旋转，并输出给太阳轮S3及太阳轮S2，利用输入给齿圈R2的输入轴2的旋转和输入给该太阳轮S2的增速旋转，向行星架CR2输出大于上述前进5挡的增速旋转，从反转齿轮5输出作为前进6挡的正向旋转。还有，此时在行星齿轮PR中，虽然利用输入输入轴2的旋转的太阳轮S1和固定的行星架CR1，向齿圈R3输出减速旋转，但由于离合器C3释放，所以尤其在传递部件130不传递转矩。

如图22所示，在R(反向)位的倒退1挡，离合器C3配合，制动器B2卡扣。这样，如图23所示，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，齿圈R1通过固定的行星架CR1而减速旋转。还有，利用离合器C3的配合，该齿圈R1的减速旋转通过上述传递部件130输出给齿圈R3。另一方面，由于制动器B2的卡扣，行星架CR3及齿圈R2的旋转被固定，利用固定的行星架CR3和齿圈R3的减速旋转，向太阳轮S2和太阳轮S3输出反向旋转。而且，利用输入给固定的齿圈R2和该太阳轮S2的反向旋转，在行星架CR2输出反向旋转，从反转齿轮5输出作为倒退1挡的反向旋转。还有，此时与上述前进3挡或上述前进5挡的状态一样，由于齿圈R1和齿圈R3均为减速旋转，上述传递部件30传递较大的转矩。

在P(停车)位或N(空档)位，特别是离合器C1、离合器C2及离合器C3释放，输入轴2与反转齿轮5之间的动力传递处于切断状态，自动变速机构1₁₅整体处于空转状态(空档状态)。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁₅，行星齿轮PR、以及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，因此，与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件130长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、93、94)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。还有，油压伺服系统13可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3b供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈84，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只需设置1对密封圈81、82、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C2配置在离合器C3的内周侧，因此可以在外周侧配置为了传递减速旋转而必须传递较大的转矩的离合器C3，可以使该离合器C3及其油压伺服系统13大径化，特别是可以扩大油压伺服系统13的油室的受压面积，增加该离合器C3的转矩传递容量，同时将与离合器C3相比可以传递小转矩容量的离合器C2配置在内周侧，从而可以实现自动变速机的小型化。

还有，由于离合器C1为在比较低中速挡的前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡配合的离合器，所以当该离合器C1在比较高速挡的前进5挡、前进6挡或倒退1挡处于释放状态时、特别是连接该离合器C1和太阳轮S2的轮毂部件122处于比较高速旋转或反向旋转(参照图3)，另一方面，有时产生在前进5挡或倒退1挡、传递部件130为减速旋转，在前进6挡、传递部件130被固定的情况，而轮毂部件122和传递部件130的转速差很大，但由于该离合器C1隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即轮毂部件122和传递部件130可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转产生摩擦等而导致降低自动变速机的效率。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁₅是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)输入有减速后的转矩，因此需要能够承受这种转矩的刚性。在将低中速挡配合的离合器或对减速旋转进行配合脱离的离合器配置在连接部件的内周侧时，由于这些离合器的容量必须大，因此，需要能够与容量对应的径方向的尺寸。所以，连接部件为穿过那些离合器的外周侧的类型时，其离合器的所需径方向尺寸必须进一步增大，有可能使得连接部件的径方向的尺寸过大，从而使自动变速机整体的径方向尺寸增大。这里，本实施形态的目的在于降低径方向尺寸的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，通过在连接部件、尤其是在传递部件130的内周侧配置小容量的离合器C2，从而可以配置所有的离合器，却不会增加连接部件的径方向尺寸。

<第16实施形态>

下面沿图24～图26说明将第15实施形态作部分变更的第16实施形态。图24为表示第16实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。图25为第16实施形态的自动变速机的工作表。图26为表示第16实施形态的自动变速机的速度线图。另外，第16实施形态除了部分变更外，与第15实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图24所示，第16实施形态的自动变速机的自动变速机构1₁₆相对于第15实施形态的自动变速机构1₁₅(参照图21)，变更了行星齿轮PR和离合器C3的配置。

该自动变速机构1₁₆中，离合器C3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反一侧(图中左侧)。在该离合器C3的鼓状部件125的顶端部内周侧以花键配合方式与摩擦板73配合，在该摩擦板73的内周侧以花键配合方式配合轮毂部件126。鼓状部件125与输入轴2连接，轮毂部件126与太阳轮S1连接。还有，具有油压伺服系统12、摩擦板72、鼓状部件123、轮毂部件124的离合器C2配置在上述离合器C3的内周侧，即被轮毂部件126包围在内。

另一方面，在行星齿轮PR的外周侧配置具有油压伺服系统14、摩擦板74的多板式制动器B1。该行星齿轮PR的行星架CR1的侧板被壳体3固定支持。齿圈R1与传递部件130连接，该传递部件130的外周侧通过花键方式配合制动器B1的摩擦板74，同时该传递部件130与太阳轮S3连接。

接着，根据上述结构，沿着图24、图25以及图26说明自动变速机构1₁₆的作用。与上述第1实施形态一样，在图26所示的速度线图中，纵轴表示各个旋转要件的转速，横轴则对应于这些旋转要件的齿轮比进行表示。该速度线图的行星齿轮单元PU的部分中，横方向最端部(图26中右侧)的纵轴对应于齿圈R3，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R2及行星架CR3、行星架CR2、太阳轮S2及太阳轮S3。还有，在该速度线图的行星齿轮PR的部分中，横方向最端部(图26中右侧)的纵轴对应于太阳轮S1，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R1、行星架CR1。还有，这些纵轴的间隔分别与太阳轮S1、S2、S3的齿数的倒数、及分别与齿圈R1、R3的齿数的倒数成正比。图中横轴方向的虚线表示利用传递部件130传递旋转。

如图24所示，通过离合器C3的配合，将输入轴2的旋转输入给上述太阳轮S1。还有，上述行星架CR1相对于壳体3固定旋转，上述齿圈R1根据输入给该太阳轮S1的输入轴2的旋转而进行减速旋转。即，利用离合器C3的配合，通过传递部件30将齿圈R1的减速旋转输入给齿圈R3。

因此，如图25及图26所示，在前进3挡、前进5挡、倒退1挡，在行星齿轮PR中，由于离合器C3配合，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，利用固定的行星架CR1将减速旋转输出给齿圈R3，通过传递部件130将减速旋转输入给齿圈R3。此时由于齿圈R1和齿圈R3均为减速旋转，所以上述传递部件130传递较大的转矩。另一方面，在前进1挡、前进2挡、前进4挡、前进6挡，如图7所示，由于齿圈R3的旋转通过传递部件130输入给齿圈R1，离合器C3被释放，太阳轮S1根据该齿圈R1的各变速挡的旋转和固定的行星架CR1进行旋转。

还有，上述行星齿轮PR以外的作用与上述第15实施形态相同(参照图22和图23)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁₆，行星齿轮PR及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以，与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件130长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、93、94)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本等。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。还有，油压伺服系统13可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3b供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈84，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只设置1对密封圈81、82、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C1是在比较低中速挡的前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡配合的离合器，当该离合器C1在比较高速挡的前进5挡、前进6挡或倒退1挡处于释放状态时、特别是连接该离合器C1和太阳轮S2的轮毂部件122会比较高速旋转或反向旋转(参照图3)，另一方面，有时产生在前进5挡或倒退1挡、传递部件130减速旋转，在前进6挡、传递部件130被固定的情况，而轮毂部件122和传递部件130的转速差很大，但由于该离合器C1隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即轮毂部件122和传递部件130可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转产生摩擦等而导致降低自动变速机的效率。

还有，如果使离合器C3处于齿圈R1和太阳轮S3之间，则因为必须接通·断开减速旋转，所以会成为较大的部件，但由于处于输入轴2和太阳轮S1之间，利用该离合器C3接通·断开输入轴2的旋转，来接通·断开从行星齿轮PR的齿圈R1输出的减速旋转，从而可以实现离合器C3的小型化，进而实现自动变速机的小型化。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁₆是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，例如在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器时，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)的长度在轴方向会相应增加，由于该连接部件传递减速旋转，因此必须增加部件的厚度以能够承受这种减速旋转，从而增加了重量。这里，本实施形态的目的在于缩短减速行星齿轮和行星齿轮单元之间的长度，降低重量的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，特别是通过将离合器C2配置在相对于行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU沿轴方向相反侧，从而不需要在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器，这样，连接部件、尤其是传递部件130的长度可以相应缩短，从而可以防止自动变速机整体的重量增加。

<第17实施形态>

下面沿图27至图29说明将第15实施形态作部分变更的第17实施形态。图27为表示第17实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。图28为第17实施形态的自动变速机的工作表。图29为表示第17实施形态的自动变速机的速度线图。另外，第17实施形态除了部分变更外，与第15实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图27所示，第17实施形态的自动变速机的自动变速机构1₁₇相对于第15实施形态的自动变速机构1₁₅(参照图21)，改变了离合器C2的配置，而且配置了制动器B3以取代离合器C3，行星齿轮PR的行星架CR1被制动器B3自由固定。

该自动变速机构1₁₇中，制动器B3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反一侧(图中右侧)。该制动器B3具有油压伺服系统16、摩擦板76、轮毂部件133。还有，具有油压伺服系统12、摩擦板72、鼓状部件123、轮毂部件124的离合器C2配置在上述制动器B3的内周侧，即被轮毂部件133包围在内。该制动器B3的轮毂部件133与行星架CR1的一方的侧板连接，该行星架CR1的另一方的侧板被输入轴2支持并能够自由旋转。还有，太阳轮S1通过离合器C2的鼓状部件123与输入轴2连接。在齿圈R1的外周侧通过花键方式配合制动器B1的摩擦板74，同时该齿圈R1与传递部件130连接，通过该传递部件130而与齿圈R3连接。

接着，根据上述结构，沿着图27、图28以及图29说明自动变速机构1₁₇的作用。与上述第1实施形态一样，在图29所示的速度线图中，纵轴表示各个旋转要件的转速，横轴则对应于这些旋转要件的齿轮比。该速度线图的行星齿轮单元PU的部分中，横方向最端部(图29中右侧)的纵轴对应于齿圈R3，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R2及行星架CR3、行星架CR2、太阳轮S2及太阳轮S3。还有，在该速度线图的行星齿轮PR的部分中，横方向最端部(图29中右侧)的纵轴对应于太阳轮S1，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R1、行星架CR1。还有，这些纵轴的间隔分别与太阳轮S1、S2、S3的齿数的倒数、及分别与齿圈R1、R3的齿数的倒数成正比。图中横轴方向的虚线表示利用传递部件130传递旋转。

如图27所示，通过制动器B3的卡扣，上述行星架CR1相对于壳体3被固定。还有，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，由于该行星架CR1被固定，而上述齿圈R1根据输入给该太阳轮S1的输入轴2的旋转进行减速旋转。即，利用制动器B3的卡扣，通过传递部件130将齿圈R1的减速旋转输入给齿圈R3。

因此，如图28及图29所示，在前进3挡、前进5挡、倒退1挡，在行星齿轮PR中，由于制动器B3的卡扣，行星架CR1被固定，由于输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，据此太阳轮S1的旋转将减速旋转输入给齿圈R3，通过传递部件130将减速旋转输入给齿圈R3。此时，由于齿圈R1和齿圈R3均为减速旋转，所以上述传递部件130传递较大的转矩。另一方面，在前进1挡、前进2挡、前进4挡、前进6挡，如图29所示，通过传递部件130将齿圈R3的旋转输入给齿圈R1，制动器B3被释放，因此行星架CR1根据该齿圈R1的各变速挡的旋转和输入轴2的旋转的太阳轮S1进行旋转。

还有，上述行星齿轮PR以外的作用与上述第15实施形态相同(参照图22和图23)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁₇，将行星齿轮PR及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C1配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C1、C2的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件130长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。

还有，由于油压伺服系统11、12设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、12之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、12的油室供油。因此，在油压伺服系统11、12，分别只设置密封圈81、82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C1为在比较低中速挡的前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡配合的离合器，所以当该离合器C1在比较高速挡的前进5挡、前进6挡或倒退1挡处于释放状态时、特别是连接该离合器C1和太阳轮S2的轮毂部件122会比较高速旋转或反向旋转(参照图3)，另一方面，有时产生在前进5挡或倒退1挡、传递部件130减速旋转，在前进6挡、传递部件130被固定的情况，而轮毂部件122和传递部件130的转速差很大，但由于该离合器C1隔着行星齿轮单元PU位于行星齿轮PR的相反侧，即轮毂部件122和传递部件130可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转产生摩擦等而导致降低自动变速机的效率。

还有，由于利用制动器B3接通·断开从行星齿轮PR向行星齿轮单元PU输出的减速旋转，所以与例如设置离合器C3的情况相比，可以减少部件数量(例如鼓状部件等)。还有，制动器B3可以从壳体3直接构成油路，与例如设置离合器C3的情况相比，可以简化油路结构。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁₇是在前进4挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较高的前进5挡以及前进6挡的齿轮比。这样，特别是搭载在车辆上时，对于高速行驶的车辆，可以降低发动机的转速，从而有助于高速行驶车辆的安静特性。

但是，例如在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器时，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)的长度在轴方向会相应增加，由于该连接部件传递减速旋转，因此必须增加部件的厚度以能够承受这种减速旋转，从而增加了重量。这里，本实施形态的目的在于提供能够缩短减速行星齿轮和行星齿轮单元之间的长度、降低重量的增加的自动变速机。

本实施形态中，特别是通过将离合器C2配置在相对于行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU沿轴方向相反一侧，从而不需要在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间设置离合器，这样，连接部件、尤其是传递部件130的长度可以相应缩短，从而可以防止自动变速机整体的重量增加。

<第18实施形态>

下面沿图30～图32说明将第1～第17实施形态作部分变更的第18实施形态。图30为表示第18实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。图31为第18实施形态的自动变速机的工作表。图32为表示第18实施形态的自动变速机的速度线图。另外，第18实施形态除了部分变更外，与第1实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图30所示，自动变速机构1₁₈，在输出轴2上具有行星齿轮单元PU和行星齿轮PR。该行星齿轮单元PU具有作为4个旋转要件的太阳轮S2、行星架CR2、齿圈R3、以及太阳轮S3，该行星架CR2上，以相互啮合的形式具有被侧板支持的与太阳轮S2及齿圈R2啮合的长小齿轮PL和与太阳轮S3啮合的短小齿轮PS，即为所谓的拉维瑙式行星齿轮。还有，上述行星齿轮PR是在行星架CR1上以相互啮合的形式具有与齿圈R1啮合的小齿轮Pb和与太阳轮S1啮合的小齿轮Pa的、所谓的双小齿轮式行星齿轮。

上述输入轴2上，其内周侧配置有具有油压伺服系统12、摩擦板72、形成离合器鼓的鼓状部件223、与太阳轮S2连接的轮毂部件224的多板式离合器(第2离合器)C2，其外周侧配置有具有油压伺服系统15、与上述轮毂部件224通过花键形式配合的摩擦板75、形成离合器鼓的鼓状部件25的多板式制动器B2。

该油压伺服系统12的油室，与延伸设置在壳体3的一端、呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3a的油路91连通。而且，该油路91与图中未显示的油压控制装置连通。即，由于上述油压伺服系统12配置在轴孔座部3a上，所以通过密封该轴孔座部3a与鼓状部件223之间的1对密封圈81形成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统12的油室的油路。

还有，上述输入轴2上连接上述鼓状部件223，在该鼓状部件223的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C2用油压伺服系统12而自由配合的离合器C2的摩擦板72，该离合器C2的摩擦板72的内周侧以花键配合方式与轮毂部件224连接。因此，该轮毂部件224与上述太阳轮S2连接。还有，在上述鼓状部件224的外周侧以花键配合方式配置有通过制动器B2用油压伺服系统15而自由配合的制动器B2。

另一方面，输入轴2的另一端(图中左方)上配置具有油压伺服系统13、摩擦板73、形成离合器鼓的鼓状部件225、轮毂部件226的多板式离合器(第1离合器)C3。在该离合器C3的鼓状部件225的顶端内周侧以花键配合方式配合摩擦板73，该摩擦板73以花键配合方式配合在轮毂部件226的顶端部外周侧，该轮毂部件226与行星架CR2连接。

该油压伺服系统13的油室与上述输入轴2上形成的油路2b连通，该油路2b延伸设在壳体3的与上述轴孔座部3a相反一侧的另一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3b的油路93连通。该油路93与图中未显示的油压控制装置连通。即，上述油压伺服系统13利用密封壳体3的轴孔座部3b与鼓状部件225之间的1对密封圈82，构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统13的油室的油路。

还有，在轴孔座部3b上配置具有油压伺服系统11、摩擦板71、鼓状部件221的多板式离合器(第3离合器)C1。上述油压伺服系统11的油室与上述轴孔座部3b的油路94连通，该油路94与图中未显示的油压控制装置连通。即，对于上述油压伺服系统11，通过密封壳体3的轴孔座部3b与鼓状部件221之间的1对密封圈84，构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统11的油室的油路。

还有，在图中左侧，上述鼓状部件221被支持在上述轴孔座部3b上且能够自由旋转，在该鼓状部件221的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C1用油压伺服系统11而自由配合的离合器C1的摩擦板71，在该离合器C1的内周侧以花键配合方式配置形成有上述齿圈R1的轮毂部件222，该轮毂部件222被输入轴2支持且能够自由旋转。还有，行星架CR1具有小齿轮Pa和小齿轮Pb，该小齿轮Pb与上述齿圈R1啮合，该小齿轮Pa与连接在输入轴2上的太阳轮S1啮合。该行星架CR1通过侧板固定在壳体3的轴孔座部3b上。

而且，以花键配合方式配合上述离合器C1的鼓状部件221被上述轴孔座部3b支持且能够自由旋转，当离合器C1配合时，与传递齿圈R1的旋转的传递部件230连接，还有，在该传递部件230的另一侧连接上述行星齿轮单元PU的太阳轮S3。

另一方面，在行星齿轮单元PU的外周侧配置具有油压伺服系统14、摩擦板74、鼓状部件228的多板式制动器B1。在上述行星齿轮单元PU的行星架CR2的侧板上连接有以花键配合方式与上述制动器B1的摩擦板74配合的轮毂部件228，还有，该轮毂部件228上连接单向离合器F1的内圈。在该行星架CR2的短小齿轮PS上啮合太阳轮S3，而且，在该行星架CR2的长小齿轮PL上啮合上述太阳轮S2及齿圈R2，在该齿圈R2的一端连接连接部件227，该齿圈R2通过该连接部件227与反转齿轮5连接。

如上说明，在行星齿轮单元PU的轴方向一侧配置行星齿轮PR和离合器C3，同时在该轴方向一侧配置离合器C1，在该轴方向另一侧配置离合器C2，在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反的一侧(图中右侧)配置反转齿轮5。还有，在离合器C1、特别是传递其输出的传递部件230的内周侧配置离合器C3。另外，制动器B2配置在离合器C2的外周侧，制动器B1配置在行星齿轮单元PU的外周侧。

接着，根据上述结构，沿着图30、图31以及图32说明自动变速机构1₁₈的作用。在图32所示的速度线图中，纵轴表示各个旋转要件的转速，横轴则对应于这些旋转要件的齿轮比。该速度线图的行星齿轮单元PU的部分中，横方向最端部(图32中右侧)的纵轴对应于太阳轮S3，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R2、行星架CR2、太阳轮S2。还有，在该速度线图的行星齿轮PR的部分中，横方向最端部(图32中右侧)的纵轴对应于太阳轮S1，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R1、行星架CR1。还有，这些纵轴的间隔分别与太阳轮S1、S2、S3的齿数的倒数、及分别与齿圈R1、R3的齿数的倒数成正比。图中横轴方向的虚线表示利用传递部件230传递旋转。

如图30所示，通过离合器C2的配合，将输入轴2的旋转输入给上述太阳轮S2，同时，该太阳轮S2由于制动器B2的卡扣而自由固定。通过离合器C3的配合，将输入轴2的旋转输入给上述行星架CR2，同时该行星架CR2的旋转通过制动器B2的卡扣而可自由固定，并且通过单向离合器F3限制一个方向的旋转。

另一方面，上述太阳轮S1与输入轴2连接，并输入该输入轴2的旋转。还有，上述行星架CR1连接在壳体3上，其旋转被固定，因此齿圈R1减速旋转。还有，通过离合器C1的配合，该齿圈R1的减速旋转输入给太阳轮S3。而且，上述齿圈R2的旋转输出给上述反转齿轮5，并通过该反转齿轮5、图中未表示的上述中间轴部以及差动部输出给驱动车轮。

如图31所示，在D(驱动)位的前进1挡，离合器C1以及单向离合器F1配合。这样，如图32所示，齿圈R1的减速旋转通过离合器C1、传递部件230输入给太阳轮S3。由于单向离合器F1，行星架CR2的旋转限制在一个方向(正向旋转方向)，即防止行星架CR2的反向旋转而处于固定状态。而且，利用输入给太阳轮S3的减速旋转和固定的行星架CR2，齿圈R2为作为前进1挡的正向旋转，并从反转齿轮5输出该旋转。

还有，发动机制动(滑行)时，制动器B1卡扣，行星架CR2固定，从而防止该行星架CR2的正向旋转，维持上述前进1挡的状态。还有，在该前进1挡时，通过单向离合器F1防止行星架CR2的反向旋转，而且使得正向旋转成为可能，能够通过单向离合器的自动配合实现平稳地从例如非行驶位切换到行驶位时的前进1挡。另外，由于此时太阳轮S3及齿圈R1均为减速旋转，所以上述传递部件230传递较大的转矩。

如图31所示，在D(驱动)位的前进2挡，离合器C1配合，制动器B1卡扣。这样，如图32所示，齿圈R1的减速旋转通过离合器C1和传递部件230输入给太阳轮S3，同时太阳轮S2的旋转被制动器B2固定。这样，行星架CR2稍微减速旋转。利用输入给太阳轮S3的减速旋转和该稍微减速旋转的行星架CR2，齿圈R2为作为前进2挡的正向旋转，并从反转齿轮5输出该旋转。还有，由于此时太阳轮S3及齿圈R1也均为减速旋转，所以上述传递部件230传递较大的转矩。

如图31所示，在D(驱动)位的前进3挡，离合器C1和离合器C2配合。这样，如图32所示，齿圈R1的减速旋转通过离合器C1和传递部件230输入给太阳轮S3，同时由于离合器C2的配合，输入轴2的旋转输入给太阳轮S2。这样，利用输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转和太阳轮S3的减速旋转，行星架CR2输出仅比该太阳轮S3的减速旋转稍大的减速旋转。而且，利用太阳轮S2的输入旋转和太阳轮S3的减速旋转，齿圈R2为前进3挡的正向旋转，并从反转齿轮5输出该旋转。还有，由于此时太阳轮S3及齿圈R1也均为减速旋转，所以上述传递部件230传递较大的转矩。

如图31所示，在D(驱动)位的前进4挡，离合器C1和离合器C3配合。这样，如图32所示，齿圈R1的减速旋转通过离合器C1和传递部件230输入给太阳轮S3，同时输入轴2的旋转通过离合器C3输入给行星架CR2。而且，由于输入给行星架CR2的输入轴2的旋转和输入给太阳轮S3的减速旋转，齿圈R2为前进4挡的正向旋转，并从反转齿轮5输出该旋转。还有，由于此时太阳轮S3及齿圈R1也均为减速旋转，所以上述传递部件230传递较大的转矩。

如图31所示，在D(驱动)位的前进5挡，离合器C2和离合器C3配合。这样，如图32所示，输入轴2的旋转通过离合器C3输入给行星架CR2，同时输入轴2的旋转通过离合器C2输入给太阳轮S2。而且，由于输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转和输入给行星架CR2的输入轴2的旋转，即齿圈R2处于直连旋转状态，作为前进5挡成为与输入轴2相同的正向旋转，并从反转齿轮5输出该旋转。

如图31所示，在D(驱动)位的前进6挡，离合器C3配合，制动器B2卡扣。这样，如图32所示，输入轴2的旋转通过离合器C3输入给行星架CR2，同时由于制动器B2的卡扣使得太阳轮S2的旋转被固定。这样，由于输入给行星架CR2的输入轴2的旋转和固定的太阳轮S2，齿圈R2为前进6挡的增速旋转，并从反转齿轮5输出该旋转。

如图31所示，在R(反向)位的倒退1挡，离合器C2配合，制动器B1卡扣。这样，如图32所示，输入轴2的旋转通过离合器C2的配合而输入给太阳轮S2，同时行星架CR1的旋转由于制动器B1的卡扣而固定。由于输入给太阳轮S2的输入轴2的旋转和固定的行星架CR2，齿圈R2成为倒退1挡的反向旋转，并从反转齿轮5输出该旋转。

在P(停车)位或N(空档)位，特别是离合器C1、离合器C2及离合器C3释放，输入轴2与反转齿轮5之间的动力传递处于切断状态，自动变速机构1₁₈整体处于空转状态(空档状态)。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁₈，将行星齿轮PR、以及离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C2、C3的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件230长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2b、91、93、94)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统13设置在输入轴2上，从壳体3向利用1对密封圈82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统13的油室供油。还有，油压伺服系统11、12可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3a、3b供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈81、84，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只设置1对密封圈81、82、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C3配置在离合器C1的内周侧，因此可以在外周侧配置为了传递减速旋转而必须传递较大的转矩的离合器C1，可以使该离合器C1及其油压伺服系统11大径化，特别是可以扩大油压伺服系统11的油室的受压面积，增加该离合器C1的转矩传递容量，同时将与离合器C1相比可以传递小转矩容量的离合器C3配置在内周侧，从而可以实现自动变速机的小型化。

还有，由于离合器C2为在倒退1挡配合的离合器，所以当该离合器C2在倒退1挡配合时，由于该离合器C2的配合，连接该离合器C2和太阳轮S2的轮毂部件224与输入轴2的旋转相同，另一方面，有时产生传递部件230反向旋转的情况，而传递部件230与轮毂部件224的转速差很大，但由于该离合器C2隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即传递部件230和轮毂部件224可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转产生摩擦等而导致降低自动变速机的效率。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁₈为在前进5挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较细的前进1挡至前进4挡的齿轮比的幅度。这样，特别是搭载在车辆上时，对于中低速行驶的车辆，可以以更好的转速使用发动机，从而提高中低速行驶的燃费经济性。

但是，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)输入有减速后的转矩，因此需要能够承受这种转矩的刚性。将低中速挡配合的离合器或对减速旋转进行配合脱离的离合器配置在连接部件的内周侧时，由于这些离合器的容量必须大，因此，需要能够与容量对应的径方向的尺寸。所以，在连接部件为穿过那些离合器的外周侧的类型时，其离合器的所需径方向尺寸必须进一步增大，有可能使得连接部件的径方向的尺寸过大，从而使自动变速机整体的径方向尺寸增大。这里，本实施形态的目的在于降低径方向尺寸的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，通过在连接部件、尤其是传递部件230的内周侧配置有小容量的离合器C3，从而可以配置所有的离合器，却不会增加连接部件的径方向尺寸。

<第19实施形态>

下面沿图33～图36说明将第18实施形态作部分变更的第19实施形态。图33为表示第18实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。图34为第18实施形态的自动变速机的工作表。图35为表示第18实施形态的自动变速机的速度线图。另外，第19实施形态除了部分变更外，与第18实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图33所示，第19实施形态的自动变速机的自动变速机构1₁₉中，相对于第18实施形态的自动变速机构1₁₈(参照图30)，变更了离合器C1的配置，还有，变更了离合器C2的油压伺服系统12的油路结构。

在该自动变速机构1₁₉中，离合器C1配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反的一侧(图中左侧)。该离合器C1的鼓状部件221的顶端部内周侧以花键配合方式与摩擦板71配合，该摩擦板71的内周侧以花键配合方式与轮毂部件222连接。鼓状部件221与输入轴2连接，轮毂部件222与行星齿轮PR的太阳轮S1连接。该行星齿轮PR的行星架CR1的侧板被壳体3固定支持。齿圈R1与传递部件230连接，该传递部件230与太阳轮S3连接。还有，具有油压伺服系统13、摩擦板73、鼓状部件225、轮毂部件226的离合器C3被该传递部件230包围在内配置。

还有，油压伺服系统12的油室与形成在上述输入轴2上的油路2a连通，该油路2a延伸设在壳体3的一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3a的油路91连通。该油路91与图中未显示的油压控制装置连通。即，对于上述油压伺服系统12，只需设置密封壳体3的轴孔座部3a与输入轴2之间的1对密封圈81，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统12的油室的油路。

接着，根据上述结构，沿着图33、图34以及图35说明自动变速机构1₁₉的作用。与上述第1实施形态一样，在图35所示的速度线图中，纵轴表示各个旋转要件的转速，横轴则对应于这些旋转要件的齿轮比。该速度线图的行星齿轮单元PU的部分中，横方向最端部(图35中右侧)的纵轴对应于太阳轮S3，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R2、行星架CR2、太阳轮S2。还有，在该速度线图的行星齿轮PR的部分中，横方向最端部(图35中右侧)的纵轴对应于太阳轮S1，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R1、行星架CR1。还有，这些纵轴的间隔分别与太阳轮S1、S2、S3的齿数的倒数、及分别与齿圈R1、R3的齿数的倒数成正比。图中横轴方向的虚线表示利用传递部件230传递旋转。

如图33所示，通过离合器C1的配合，将输入轴2的旋转输入给上述太阳轮S1。上述行星架CR1的旋转相对壳体3固定，上述齿圈R1根据输入给该太阳轮S1的输入轴2的旋转而进行减速旋转。即利用离合器C1的配合，齿圈R1的减速旋转通过传递部件230输入给太阳轮S3。

因此，如图34及图35所示，在前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡，在行星齿轮PR中，由于离合器C1配合，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，利用固定的行星架CR1将减速旋转输出给齿圈R3，通过传递部件230将减速旋转输入给太阳轮S3。此时，由于齿圈R1和太阳轮S3均为减速旋转，所以上述传递部件230传递较大的转矩。另一方面，在前进5挡、前进6挡、倒退1挡，如图35所示，由于太阳轮S3的旋转通过传递部件230输入给齿圈R1，离合器C1被释放，太阳轮S1根据该齿圈R1的各变速挡的旋转和固定的行星架CR1进行旋转。

还有，上述行星齿轮PR以外的作用与上述第18实施形态相同(参照图31和图32)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₁₉，将行星齿轮PR及离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C2、C3的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件230长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、93、94)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本等。

还有，由于油压伺服系统12、13设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统12、13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统12、13的油室供油。还有，油压伺服系统11可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3b供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈84，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只需设置密封圈81、82、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C2为在倒退1挡配合的离合器，所以当该离合器C2在倒退1挡配合时，由于该离合器C2的配合，连接该离合器C2和太阳轮S2的轮毂部件224与输入轴2的旋转相同，另一方面，有时产生传递部件230反向旋转的情况，而传递部件230与轮毂部件224的转速差很大，但由于该离合器C2隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即传递部件230和轮毂部件224可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转而导致降低自动变速机的效率。

还有，如果使离合器C1处于齿圈R1和太阳轮S3之间，因为需要接通·断开减速旋转，所以会成为较大的部件，但由于处于输入轴2和太阳轮S1之间，利用该离合器C1接通·断开输入轴2的旋转，来接通·断开从行星齿轮PR的齿圈R1输出的减速旋转，从而可以实现离合器C1的小型化，进而实现自动变速机的小型化。

还有，本实施形态的自动变速机构1₁₉是在前进5挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较细的前进1挡至前进4挡的齿轮比的幅度。这样，特别是搭载在车辆上时，对于中低速行驶的车辆，可以以更好的转速使用发动机，从而提高中低速行驶的燃费经济性。

但是，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)输入有减速后的转矩，因此需要能够承受这种转矩的刚性。将低中速挡配合的离合器或对减速旋转进行配合脱离的离合器配置在连接部件的内周侧时，由于这些离合器的容量需要大，因此，需要能够与容量对应的径方向的尺寸。所以，在连接部件为穿过那些离合器的外周侧的类型时，其离合器的所需径方向尺寸必须进一步增大，有可能使得连接部件的径方向的尺寸过大，从而使自动变速机整体的径方向尺寸增大。这里，本实施形态的目的在于降低径方向尺寸的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，通过在连接部件、尤其是传递部件230的内周侧配置有小容量的离合器C3，从而可以配置所有的离合器，却不会增加连接部件的径方向尺寸。

<第20实施形态>

下面沿图36～图38说明将第18实施形态作部分变更的第20实施形态。图36为表示第20实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。图37为第20实施形态的自动变速机的工作表。图380为表示第20实施形态的自动变速机的速度线图。另外，第20实施形态除了部分变更外，与第18实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图36所示，第20实施形态的自动变速机的自动变速机构1₂₀相对于第18实施形态的自动变速机构1₁₈(参照图30)，配置了制动器B3以取代离合器C1，利用制动器B3自由固定行星齿轮PR的行星架CR1，还有，变更了离合器C2的油压伺服系统12的油路结构。

该自动变速机构1₂₀中，制动器B3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反侧(图中左侧)。该制动器B3具有油压伺服系统16、摩擦板76、轮毂部件233。

该制动器B3的轮毂部件233与行星架CR1的一方的侧板连接，该行星架CR1被输入轴2或轴孔座部3a支持并自由旋转。还有，太阳轮S1与输入轴2连接。该齿圈R1上连接传递部件230，通过该传递部件230与太阳轮S3连接。

还有，油压伺服系统12的油室与上述输入轴2上形成的油路2a连通，该油路2a延伸设在壳体3的一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3a的油路91连通。该油路91与图中未显示的油压控制装置连通。即，对于上述油压伺服系统12。只需设置密封壳体3的轴孔座部3a与输入轴2之间的1对密封圈81，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统12的油室的油路。

接着，根据上述结构，沿着图36、图37以及图38说明自动变速机构120的作用。与上述第1实施形态一样，在图38所示的速度线图中，纵轴表示各个旋转要件的转速，横轴则对应于这些旋转要件的齿轮比。该速度线图的行星齿轮单元PU的部分中，横方向最端部(图38中右侧)的纵轴对应于太阳轮S3，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R2、行星架CR2、太阳轮S2。还有，在该速度线图的行星齿轮PR的部分中，横方向最端部(图38中右侧)的纵轴对应于太阳轮S1，之后图中纵轴向左依次对应于齿圈R1、行星架CR1。还有，这些纵轴的间隔分别与太阳轮S1、S2、S3的齿数的倒数、及分别与齿圈R1、R3的齿数的倒数成正比。图中横轴方向的虚线表示利用传递部件230传递旋转。

如图36所示，通过制动器B3的卡扣，上述行星架CR1相对于壳体3被固定。还有，输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，由于该行星架CR1被固定，上述齿圈R1根据输入给该太阳轮S1的输入轴2的旋转进行减速旋转。即，利用制动器B3的卡扣，通过传递部件230将齿圈R1的减速旋转输入给太阳轮S3。

因此，如图37及图38所示，在前进1挡、前进2挡、前进3挡、前进4挡，在行星齿轮PR中，由于制动器B3的卡扣，行星架CR1被固定，由于输入轴2的旋转输入给太阳轮S1，据此太阳轮S1的旋转将减速旋转输入给齿圈R3，通过传递部件230将减速旋转输入给太阳轮S3。此时，由于齿圈R1和太阳轮S3均为减速旋转，所以上述传递部件230传递较大的转矩。另一方面，在前进5挡、前进6挡、倒退1挡，如图38所示，由于太阳轮S3的旋转通过传递部件230输入给齿圈R1，制动器B3被释放，行星架CR1根据该齿圈R1的各变速挡的旋转和输入轴2的旋转的太阳轮S1进行旋转。

还有，上述行星齿轮PR以外的作用与上述第18实施形态相同，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₂₀，将行星齿轮PR及离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C2、C3的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件230长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。

还有，由于油压伺服系统12、13设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81、82堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a、2b供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统12、13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统12、13的油室供油。因此，在油压伺服系统12、13上，分别只需设置密封圈81、82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C2为在倒退1挡配合的离合器，所以当该离合器C2在倒退1挡配合时，由于该离合器C2的配合，连接该离合器C2和太阳轮S2的轮毂部件224与输入轴2的旋转相同，另一方面，有时产生传递部件230反向旋转的情况，而传递部件230与轮毂部件224的转速差很大，但由于该离合器C2隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即传递部件230和轮毂部件224可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转而导致降低自动变速机的效率。

还有，由于利用制动器B3接通·断开从行星齿轮PR输出给行星齿轮单元PU的减速旋转，所以与例如设置离合器C1的情况相比，可以减少部件数量(例如鼓状部件等)。还有，制动器B3可以从壳体3直接构成油路，与例如设置离合器C1的情况相比，可以简化油路结构。

还有，本实施形态的自动变速机构1₂₀是在前进5挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较细的前进1挡至前进4挡的齿轮比的幅度。这样，特别是搭载在车辆上时，对于中低速行驶的车辆，可以以更好的转速使用发动机，从而提高中低速行驶的燃费经济性。

但是，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)输入有减速后的转矩，因此需要能够承受这种转矩的刚性。在将低中速挡配合的离合器或对减速旋转进行配合脱离的离合器配置在连接部件的内周侧时，由于这些离合器的容量需要大，因此，需要能够与容量对应的径方向的尺寸。所以，在连接部件为穿过那些离合器的外周侧的类型时，其离合器的所需径方向尺寸必须进一步增大，有可能使得连接部件的径方向的尺寸过大，从而使自动变速机整体的径方向尺寸增大。这里，本实施形态的目的在于降低径方向尺寸的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，通过在连接部件、尤其是传递部件230的内周侧配置有小容量的离合器C3，从而可以配置所有的离合器，却不会增加连接部件的径方向尺寸。

<第21实施形态>

下面沿图39说明将第18实施形态作部分变更的第21实施形态。图39为表示第21实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第21实施形态除了部分变更外，与第18实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图39所示，第21实施形态的自动变速机的自动变速机构1₂₁相对于第18实施形态的自动变速机构1₁₈(参照图30)，改变了离合器C1和行星齿轮PR的配置(即将行星齿轮PR和离合器C1配置在行星齿轮单元PU的图中右侧，将反转齿轮5配置在该行星齿轮PR与行星齿轮单元PU之间)。

该自动变速机构1₂₁中，上述输入轴2上，其内周侧配置有具有油压伺服系统11、摩擦板71、形成离合器鼓的鼓状部件221、与太阳轮S3连接的轮毂部件222的多板式离合器C1，其外周侧配置有具有油压伺服系统12、摩擦板72、形成离合器鼓的鼓状部件223、轮毂部件224的多板式离合器C2。还有，在轮毂部件224的外周侧配置有具有油压伺服系统15、摩擦板75的多板式制动器B2。

上述鼓状部件221被上述输入轴2支持并自由旋转，该鼓状部件221的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C1用油压伺服系统11而自由配合的离合器C1的摩擦板71，该离合器C1的摩擦板71的内周侧以花键配合方式与轮毂部件222连接。

另外，太阳轮S1固定支持在上述轴孔座部3a上，行星架CR1通过侧板与输入轴2连接。齿圈R1被轴孔座部3a支持并自由旋转，同时与上述鼓状部件221连接。而且，上述轮毂部件222上连接传递部件230，该传递部件230与太阳轮S3连接。

还有，油压伺服系统11的油室与形成在上述输入轴2上的油路2a连通，该油路2a与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3a的油路91连通。该油路91与图中未显示的油压控制装置连通。上述油压伺服系统11利用密封壳体3的轴孔座部3b与输入轴2之间的1对密封圈81、和密封输入轴2与鼓状部件221之间的1对密封圈85、即具有2对密封圈，构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统11的油室的油路。

另一方面，在上述输入轴2的另一端上(图中左方)，配置具有油压伺服系统13、摩擦板73、形成离合器鼓的鼓状部件225、轮毂部件226的多板式离合器C3。在该离合器C3的鼓状部件225的顶端部内周侧以花键配合方式配合摩擦板73，该摩擦板73以花键配合方式配合在轮毂部件226的顶端外周侧，该轮毂部件226与行星架CR2的侧板连接。

该油压伺服系统13的油室与形成在上述输入轴2上的油路2b连通，该油路2b延伸到壳体3的与上述轴孔座部3a相反一侧的另一端，与呈套筒状设在输入轴2的套筒状的轴孔座部3b的油路93连通。该油路93与图中未显示的油压控制装置连通。即，上述油压伺服系统13利用密封壳体3的轴孔座部3b与鼓状部件225之间的1对密封圈82，构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统13的油室的油路

另一方面，在行星齿轮单元PU的外周侧配置具有油压伺服系统14、摩擦板74、轮毂部件228的多板式制动器B1。在在上述行星齿轮单元PU的行星架CR2的侧板上连接有以花键配合方式与上述制动器B1的摩擦板74配合的轮毂部件228，还有，该轮毂部件228上连接单向离合器F1的内圈。在该行星架CR2的短小齿轮PS上啮合太阳轮S3，而且，在该行星架CR2的长小齿轮PL上啮合上述太阳轮S2和齿圈R2，该齿圈R2的一端与连接部件227连接，该齿圈R2通过该连接部件227与反转齿轮5连接。

基于上述结构的自动变速机构1₂₁的作用，在行星齿轮PR的部分中，将行星架CR1与太阳轮S1互换，即太阳轮S1固定，将输入轴2的旋转输入给行星架CR1，其它部分与上述第18实施形态相同(参照图31和图32)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₂₁，将行星齿轮PR及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C2、C3的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件230长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、91、92、93)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，所以可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，本实施形态的自动变速机构1₂₁是在前进5挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较细的前进1挡至前进4挡的齿轮比的幅度。这样，特别是搭载在车辆上时，对于中低速行驶的车辆，可以以更好的转速使用发动机，从而提高中低速行驶的燃费经济性。

<第22实施形态>

下面沿图40说明将第21实施形态作部分变更的第22实施形态。图40为表示第22实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第22实施形态除了部分变更外，与第21实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图40所示，第22实施形态的自动变速机的自动变速机构1₂₂相对于第21实施形态的自动变速机构1₂₁(参照图39)，改变了行星齿轮PR和离合器C2的配置，还配置了制动器B3以取代离合器C1，利用制动器B3自由固定行星齿轮PR的行星架CR1。

该自动变速机构1₂₁中，制动器B3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反一侧(图中右侧)。该制动器B3具有油压伺服系统16、摩擦板76、轮毂部件233。该轮毂部件233与太阳轮S1连接，被轴孔座部3a支持并自由旋转。还有，在该制动器B3的轮毂部件233的外周侧配置具有油压伺服系统12、摩擦板72、鼓状部件223、轮毂部件224的多板式离合器C2。该离合器C2的鼓状部件223与行星架CR1的一方的侧板连接，该行星架CR1的另一方的侧板与输入轴2连接。这样，齿圈R1上连接传递部件230，通过该传递部件230而与太阳轮S3连接。

还有，油压伺服系统12的油室通过形成在轮毂部件233上的油孔(图中未表示)，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3a的油路91连通。该油路91与图中未显示的油压控制装置连通。该油压伺服系统11利用密封壳体3的轴孔座部3a与轮毂部件233之间的1对密封圈80、和密封该轮毂部件233与鼓状部件223之间的1对密封圈86，即具有2对密封圈，构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统12的油室的油路。

根据上述结构的自动变速机构1₂₂的作用，在行星齿轮PR的部分中，将行星架CR1与太阳轮S1互换，即输入轴2的旋转输入给行星架CR1，太阳轮S1被制动器B3自由固定，其它部分与上述第20实施形态相同(参照图37和图38)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₂₂，将行星齿轮PR及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C2、C3的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件230长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，所以可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮5与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，由于利用制动器B3接通·断开从行星齿轮PR输出给行星齿轮单元PU的减速旋转，所以与例如设置离合器C1的情况相比，可以减少部件数量(例如鼓状部件等)。还有，制动器B3可以从壳体3直接构成油路，与例如设置离合器C1的情况相比，可以简化油路结构。

还有，本实施形态的自动变速机构1₂₂是在前进5挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较细的前进1挡至前进4挡的齿轮比的幅度。这样，特别是搭载在车辆上时，对于中低速行驶的车辆，可以以更好的转速使用发动机，从而提高中低速行驶的燃费经济性。

但是，例如在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器时，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)的长度在轴方向会相应增加，由于该连接部件传递减速旋转，因此必须增加部件的厚度以能够承受这种减速旋转，从而增加了重量。这里，本实施形态的目的在于缩短减速行星齿轮和行星齿轮单元之间的长度，降低重量的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，特别是通过将离合器C2配置在相对行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU的轴方向相反侧，从而不需要在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器，这样，连接部件、尤其是传递部件230的长度可以相应缩短，从而可以防止自动变速机整体的重量增加。

<第23实施形态>

下面沿图41说明将第18实施形态作部分变更的第23实施形态。图41为表示第23实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第23实施形态除了部分变更外，与第18实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图41所示，第23实施形态的自动变速机的自动变速机构1₂₃相对于第18实施形态的自动变速机构1₁₈(参照图30)，改变了离合器C1和行星齿轮PR的配置(即行星齿轮PR及离合器C1配置在行星齿轮单元PU的图中右侧，将反转齿轮5配置在该行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间)，还将离合器C2及制动器B2和离合器C3互换配置。

该自动变速机构1₂₃中，在上述输入轴2上，其内周侧配置有具有油压伺服系统13、摩擦板73、形成离合器鼓的鼓状部件225、与太阳轮S2连接的轮毂部件226的多板式离合器C3，其外周侧配置有具有油压伺服系统11、摩擦板71、形成离合器鼓的鼓状部件221、轮毂部件222的多板式离合器C1。

该油压伺服系统13的油室与上述输入轴2上的油路2a，该油路2a延伸设在壳体3的一端，与呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3a的油路91连通。因此，该油路91与图中未显示的油压控制装置连通。即，由于上述油压伺服系统13配置在输入轴3上，所以只需设置密封壳体3的轴孔座部3a与输入轴2之间的1对密封圈81，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统13的油室的油路。

还有，上述油压伺服系统11的油室与上述轴孔座部3a的油路92连通。该油路92与图中未显示的油压控制装置连通。即，对于上述油压伺服系统11，只需设置密封壳体3的轴孔座部3a与鼓状部件221之间的1对密封圈80，就可构成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统11的油室的油路。

上述输入轴2上连接离合器C3的鼓状部件225，在该鼓状部件225的顶端内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C3用油压伺服系统13而自由配合的摩擦板73。在该摩擦板73的内周侧以花键配合方式配合轮毂部件226，该轮毂部件226与太阳轮S2连接。

还有，上述鼓状部件221被上述输入轴2支持并自由旋转，在该鼓状部件221的顶端部内周侧以花键配合方式配置有通过离合器C1用油压伺服系统11而自由配合的离合器C1的摩擦板71，该离合器C1的摩擦板71的内周侧以花键配合方式与连接在齿圈R1上的轮毂部件222连接。该齿圈R1通过该轮毂部件222被轴孔座部3a支持并自由旋转。还有，太阳轮S1与上述输入轴2连接，行星架CR1通过侧板被轴孔座部3a固定支持。上述鼓状部件221与传递部件230连接，该传递部件230与太阳轮S3连接。

另一方面，在壳体3的与上述轴孔座部3a相反侧的另一端上延伸设置的、呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3b上(图中左侧)，配置具有油压伺服系统12、摩擦板72、形成离合器鼓的鼓状部件223、轮毂部件224的多板式离合器C2。该油压伺服系统12的油室与轴孔座部3b的油路93连通。该油路93与图中未显示的油压控制装置连通。即，上述油压伺服系统12通过密封壳体3的轴孔座部3b与鼓状部件223之间的1对密封圈84，形成从图中未显示的油压控制装置至油压伺服系统12的油室的油路。

还有，该离合器C2的鼓状部件223的顶端内周侧以花键配合方式与通过离合器C2用油压伺服系统12而自由配合的摩擦板72配合，该摩擦板72以花键配合方式配合在轮毂部件224的顶端外周侧。还有，在离合器C2的外周侧配置具有油压伺服系统15、摩擦板75的多板式制动器B2。该轮毂部件224的外周侧以花键配合方式与通过制动器B2用油压伺服系统15而自由配合的摩擦板75配合，该轮毂部件224与太阳轮S2连接。

另一方面，在行星齿轮单元PU的外周侧配置具有油压伺服系统14、摩擦板74、鼓状部件228的多板式制动器B1。在上述行星齿轮单元PU的行星架CR2的侧板上连接有以花键配合方式与上述制动器B1的摩擦板74配合的轮毂部件228，还有，该轮毂部件228与单向离合器F1的内圈连接。该行星架CR2的短小齿轮PS与太阳轮S3啮合，该行星架CR2的长小齿轮PL与上述太阳轮S2及齿圈R2啮合，该齿圈R2的一端与连接部件227连接，该齿圈R2通过该连接部件227与反转齿轮5连接。

根据上述结构的自动变速机构1₂₃的作用与上述第18实施形态相同(参照图31和图32)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₂₃，将行星齿轮PR及离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C2、C3的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件230长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、91、92、93)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统13设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统13的油室供油。并且，油压伺服系统11、12可以由从壳体3延伸设置的轴孔座部3a、3b供油，而不通过例如其它部件，即可以利用设置1对密封圈80、84，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13上，分别只需设置1对密封圈81、80、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C3配置在离合器C1的内周侧，因此可以在外周侧配置为了传递减速旋转而必须传递较大的转矩的离合器C1，可以使该离合器C1及其油压伺服系统11大径化，特别是可以扩大油压伺服系统11的油室的受压面积，增加该离合器C1的转矩传递容量，同时将与离合器C1相比可以传递小转矩容量的离合器C3配置在内周侧，从而可以实现自动变速机的小型化。

还有，由于离合器C2为在倒退1挡配合的离合器，当该离合器C2在倒退1挡配合时，传递部件230会反向旋转，另一方面，由于该离合器C2的配合，有时产生连接该离合器C2和太阳轮S2的轮毂部件224与输入轴2的旋转相同的情况，而传递部件230与轮毂部件224的转速差很大，但由于该离合器C2隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即传递部件230和轮毂部件224可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转产生摩擦等而导致降低自动变速机的效率。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，所以可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮5与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，本实施形态的自动变速机构1₂₃是在前进5挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较细的前进1挡至前进4挡的齿轮比的幅度。这样，特别是搭载在车辆上时，对于中低速行驶的车辆，可以以更好的转速使用发动机，从而提高中低速行驶的燃费经济性。

但是，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)输入减速后的转矩，因此需要能够承受这种转矩的刚性。将低中速挡配合的离合器或对减速旋转进行配合脱离的离合器配置在连接部件的内周侧时，由于这些离合器的容量需要大，因此，需要能够与容量对应的径方向的尺寸。所以，在连接部件为穿过那些离合器的外周侧的类型时，其离合器的所需径方向尺寸必须进一步增大，有可能使得连接部件的径方向的尺寸过大，从而使自动变速机整体的径方向尺寸增大。这里，本实施形态的目的在于降低径方向尺寸的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，通过在连接部件、尤其是传递部件230的内周侧配置有小容量的离合器C3，从而可以配置所有的离合器，却不会增加连接部件的径方向尺寸。

<第24实施形态>

下面，沿图42说明将第23实施形态作部分变更的第24实施形态。图42为表示第24实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第24实施形态除了部分变更外，与第23实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图42所示，第24实施形态的自动变速机的自动变速机构1₂₄相对于第23实施形态的自动变速机构1₂₃(参照图41)，改变了离合器C1的配置。

该自动变速机构1₂₄中，离合器C1配置在行星齿轮PR的行星齿轮单元PU相反侧(图中右侧)。该离合器C1的鼓状部件221的顶端部内周侧以花键配合方式与摩擦板71配合，该摩擦板71的内周侧以花键配合方式与轮毂部件222配合。还有，鼓状部件222与行星齿轮PR的太阳轮S1连接。

还有，行星齿轮PR的行星架CR1的侧板被壳体3固定支持。齿圈R1与传递部件230连接，该传递部件230与太阳轮S3连接。还有，具有油压伺服系统13、摩擦板73、鼓状部件225、轮毂部件226的离合器C3配置在上述传递部件230的内周侧，即被该传递部件230包围在内。

根据上述结构的自动变速机构1₂₄的作用与上述第19实施形态相同(参照图34和图35)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₂₄，将行星齿轮PR及离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C2、C3的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。还有，与在行星齿轮单元PU的一侧配置3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易实现供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、91、92、93)的结构，从而可以简化制造工艺，降低成本。

还有，由于油压伺服系统13设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统13的油室供油。还有，油压伺服系统11、12由从壳体3处延伸的轴孔座部3a、3b进行供油，而不需通过例如其它部件，即可以设置1对密封圈80、84，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12、13，分别只设置密封圈81、80、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C2为在倒退1挡配合的离合器，所以当该离合器C2在倒退1挡配合时，传递部件230为反向旋转，另一方面，由于该离合器C2的配合，有时产生连接该离合器C2和太阳轮S2的轮毂部件224与输入轴2的旋转相同的情况，而传递部件230与轮毂部件224的转速差很大，但由于该离合器C2通过行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即传递部件230和轮毂部件224可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转而导致降低自动变速机的效率。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，所以可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮5与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，如果使离合器C1处于齿圈R1和太阳轮S3之间，因为需要接通·断开减速旋转，所以会成为较大的部件，但由于处于输入轴2和太阳轮S1之间，利用该离合器C1接通·断开输入轴2的旋转，来接通·断开从行星齿轮PR的齿圈R1输出的减速旋转，从而可以实现离合器C1的小型化，进而实现自动变速机的小型化。

还有，本实施形态的自动变速机构1₂₄是在前进5挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较细的前进1挡至前进4挡的齿轮比的幅度。这样，特别是搭载在车辆上时，对于中低速行驶的车辆，可以以更好的转速使用发动机，从而提高中低速行驶的燃费经济性。

但是，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)输入有减速后的转矩，因此需要能够承受这种转矩的刚性。将低中速挡配合的离合器或对减速旋转进行配合脱离的离合器配置在连接部件的内周侧时，由于这些离合器的容量必须大，因此，需要能够与容量对应的径方向的尺寸。所以，连接部件为穿过那些离合器的外周侧的类型时，其离合器的所需径方向尺寸必须进一步增大，有可能使得连接部件的径方向的尺寸过大，从而使自动变速机整体的径方向尺寸增大。这里，本实施形态的目的在于降低径方向尺寸的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，通过在连接部件、尤其是传递部件230的内周侧配置有小容量的离合器C3，从而可以配置所有的离合器，却不会增加连接部件的径方向尺寸。

<第25实施形态>

下面沿图43说明将第23实施形态作部分变更的第25实施形态。图43为表示第25实施形态的自动变速机的自动变速机构的示意剖面图。另外，第25实施形态除了部分变更外，与第23实施形态相同的部分采用了相同的符号，其说明省略。

如图43所示，第25实施形态的自动变速机的自动变速机构1₂₅相对于第23实施形态的自动变速机构1₂₃(参照图41)，配置了制动器B3以取代离合器C3，利用制动器B3自由固定行星齿轮PR的行星架CR1。

该自动变速机构1₂₅中，制动器B3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU相反的一侧(图中右侧)。该制动器B3具有油压伺服系统16、摩擦板76、轮毂部件233。该制动器B3的轮毂部件233与行星架CR1连接，该行星架CR1被输入轴2支持并能够自由旋转。还有，太阳轮S1与输入轴2连接。而且，齿圈R1上连接传递部件230，通过该传递部件230与太阳轮S3连接。还有，具有油压伺服系统13、摩擦板73、鼓状部件225、轮毂部件226的离合器C3配置在上述传递部件230的内周侧，即被该传递部件230包围在内。

根据上述结构的自动变速机构1₂₅的作用与上述第20实施形态相同(参照图37和图38)，从而省略说明。

如上所述，根据本发明的自动变速机构1₂₅，将行星齿轮PR及离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，将离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如2个离合器C2、C3的情况相比，可以使行星齿轮PR和行星齿轮单元PU靠近配置，从而传递减速旋转的传递部件30长度可以较短。这样，能够实现自动变速机的小型化、轻型化，同时由于能够减小惯性力、从而可以提高自动变速机的控制性、减少变速冲击。

还有，由于油压伺服系统13设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用1对密封圈81堵漏密封的设置在输入轴2内的油路2a供油，可以不在例如输入轴2与油压伺服系统13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统13的油室供油。还有，油压伺服系统11、12由从壳体3处延伸的轴孔座部3a、3b进行供油，而不需通过例如其它部件，即可以设置1对密封圈80、84，进行供油。因此，在油压伺服系统12、13，分别只设置密封圈81、84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑动阻力减至最小，从而提高自动变速机的效率。

还有，由于离合器C2为在倒退1挡配合的离合器，当该离合器C2在倒退1挡配合时，传递部件230反向旋转，另一方面，由于该离合器C2的配合，连接该离合器C2和太阳轮S2的轮毂部件224与输入轴2的旋转相同，有时传递部件230与轮毂部件224的转速差很大，但由于该离合器C2隔着行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反侧，即传递部件230和轮毂部件224可以分离配置，与例如利用多重结构将这些部件接触配置的情况相比，可以防止由于这些部件之间的相对旋转产生摩擦等而导致降低自动变速机的效率。

还有，由于反转齿轮5配置在行星齿轮单元PU和行星齿轮PR的轴方向之间，所以可以在自动变速机的轴方向的大致中央处配置反转齿轮5，当在例如车辆上搭载自动变速机时，由于反转齿轮5与驱动车轮传递机构相匹配搭载，从而可以防止轴方向的任一方向(特别是以从驱动源的输入侧为前方时的后方侧)出现的肥大化。这样，特别是对于FF车辆，可以减少对前轮的干涉，例如可以增大转向角等，从而提高车辆的搭载性。

还有，由于利用制动器B3接通·断开从行星齿轮PR输出给行星齿轮单元PU的减速旋转，所以与例如设置离合器C1的情况相比，可以减少部件数量(例如鼓状部件等)。还有，制动器B3可以从壳体3直接构成油路，与例如设置离合器C1的情况相比，可以简化油路结构。

还有，本实施形态的自动变速机构1₂₅是在前进5挡处于直连状态的变速机构，从而可以设定较细的前进1挡至前进4挡的齿轮比的幅度。这样，特别是搭载在车辆上时，对于中低速行驶的车辆，可以以更好的转速使用发动机，从而提高中低速行驶的燃费经济性。

但是，连接行星齿轮PR和行星齿轮单元PU的连接部件(特别是传递部件)输入有减速后的转矩，因此需要能够承受这种转矩的刚性。在将低中速挡配合的离合器或对减速旋转进行配合脱离的离合器配置在连接部件的内周侧时，由于这些离合器的容量需要大，因此，需要能够与容量对应的径方向的尺寸。所以，在连接部件为穿过那些离合器的外周侧的类型时，其离合器的所需径方向尺寸必须进一步增大，有可能使得连接部件的径方向的尺寸过大，从而使自动变速机整体的径方向尺寸增大。这里，本实施形态的目的在于降低径方向尺寸的增加，提供小型化的自动变速机。

本实施形态中，通过在连接部件、尤其是传递部件230的内周侧配置有小容量的离合器C3，从而可以配置所有的离合器，却不会增加连接部件的径方向尺寸。

还有，在上述本发明的第1～第25实施形态中，说明了适用于自动变速机中具有变矩器的装置，但并不局限于此，只要是启动时传递转矩(旋转)的启动设备，可以为任何形式。还有，说明了将发动机作为驱动源搭载在车辆上的情况，但并不局限于此，也可以搭载在复合动力车辆，驱动源也可以为任何类型。还有，上述自动变速机最适合用于FF车辆，但并不局限于此，也可以适用于FR车辆、4轮驱动车辆等其它驱动方式的车辆。

还有，在上述第1～第25实施形态中，说明了作为减速旋转输出机构的行星齿轮PR为双小齿轮行星齿轮，但并不局限于此，也可以采用单小齿轮行星齿轮。

还有，在上述第1～第20实施形态、以及第23～第25实施形态中，说明了输入轴2的旋转输入给该行星齿轮PR的太阳轮S1、行星架CR1的旋转被固定、使齿圈R1减速旋转的情况。也可以固定太阳轮S1的旋转、将输入轴2的旋转输入给行星架CR1、从而使齿圈R1减速旋转。

另外，在例如第1实施形态和第2实施形态中，说明了将输入侧与输出侧互换的情况，但并不局限于此，在其它实施形态中的自动变速机构中，也能够将输入侧与输出侧互换。

产业应用的可能性

如上所述，本发明的自动变速机可以用于搭载在轿车、卡车、公共汽车等车辆，特别适合搭载在由于车辆的搭载性而要求小型化、进而要求降低变速冲击的车辆。

Claims (36)

1.一种自动变速机，

包括：

根据驱动源的输出旋转而旋转的输入轴、

具有第1、第2、第3以及第4旋转要件的行星齿轮单元、

将上述输入轴的旋转减速后的减速旋转自由输出给上述第1旋转要件的减速旋转输出机构、

将上述输入轴和上述第2旋转要件自由配合脱离地连接的第1离合器、

将上述输入轴和上述第3旋转要件自由配合脱离地连接的第2离合器、

将上述第4旋转要件的旋转输出给驱动车轮传递机构的输出部件，其特征在于：

将上述减速旋转输出机构及上述第1离合器配置在上述行星齿轮单元的轴方向的一侧，

将上述第2离合器配置在上述行星齿轮单元的轴方向的另一侧。

2.根据权利要求1所述的自动变速机，其特征在于：具有连接上述减速旋转输出机构和上述行星齿轮单元的连接部件，

上述第1离合器配置在上述连接部件的内周侧。

3.根据权利要求1或2所述的自动变速机，其特征在于：上述减速旋转输出机构由具有始终输入上述输入轴的旋转的输入旋转要件、始终固定旋转的固定要件、以及利用上述减速旋转进行旋转的减速旋转要件的减速行星齿轮，和能够自由配合脱离地连接上述减速旋转要件和上述第1旋转要件之间的第3离合器所组成，

通过上述第3离合器的配合，将上述减速旋转传递给上述第1旋转要件。

4.根据权利要求3所述的自动变速机，其特征在于：上述第1离合器配置在上述第3离合器的内周侧。

5.根据权利要求4所述的自动变速机，其特征在于：上述第3离合器具有摩擦部件和与该摩擦部件连接的鼓状部件及轮毂部件，

将上述轮毂部件与上述减速旋转要件连接，

上述鼓状部件，形成与活塞呈油密性密封的油压伺服系统，同时，与上述第1旋转要件连接，

上述第1离合器配置在上述鼓状部件的内周侧。

6.根据权利要求5所述的自动变速机，其特征在于：上述第3离合器的摩擦部件配置在上述减速行星齿轮的外周侧，

上述第3离合器的油压伺服系统配置在相对于上述减速行星齿轮的与上述行星齿轮单元沿轴方向相反一侧相邻的位置。

7.根据权利要求6所述的自动变速机，其特征在于：在上述第3离合器的油压伺服系统的外周，配置有对输入减速旋转的上述行星齿轮单元的上述第1旋转要件进行卡扣的第1制动器的油压伺服系统。

8.根据权利要求1或2所述的自动变速机，其特征在于：上述减速旋转输出机构由具有能够输入来自上述输入轴的旋转的输入旋转要件、始终固定旋转的固定要件、以及在始终与上述第1旋转要件连接的同时利用上述减速旋转进行旋转的减速旋转要件的减速行星齿轮，和能够自由配合脱离地连接上述输入轴和上述输入旋转要件之间的第3离合器所组成，

通过上述第3离合器的配合，将上述减速旋转传递给上述第1旋转要件。

9.根据权利要求3～8中任一项所述的自动变速机，其特征在于：上述减速行星齿轮的固定要件固定配置在从壳体侧壁的一端侧延伸的第1轴孔座部上，

上述第3离合器的油压伺服系统配置在上述第1轴孔座部的外周，

上述第2离合器的油压伺服系统配置在从上述壳体的侧壁的另一端侧延伸的第2轴孔座部的外周，

上述第1离合器，与上述行星齿轮相邻配置，同时，具有摩擦部件、推压该摩擦部件的油压伺服系统、与该油压伺服系统一体构成的鼓状部件和轮毂部件，

上述鼓状部件与上述输入轴连接。

10.根据权利要求1或2所述的自动变速机，其特征在于：上述减速旋转输出机构由具有输入上述输入轴的旋转的输入旋转要件、固定旋转的固定要件、以及始终与上述第1旋转要件连接的同时利用上述减速旋转进行旋转的减速旋转要件的减速行星齿轮，能够自由配合脱离地连接上述输入轴和上述输入旋转要件之间的第3离合器，和能够固定上述固定要件的旋转的第3制动器所组成，

通过上述第3离合器及第3制动器的配合，将上述减速旋转传递给上述第1旋转要件。

11.根据权利要求8～10中任一项所述的自动变速机，其特征在于：具有连接上述减速旋转输出机构和上述行星齿轮单元的连接部件，

上述第3离合器配置在上述连接部件的内周侧。

12.根据权利要求11所述的自动变速机，其特征在于：上述第1离合器和上述第3离合器沿轴方向排列配置在上述连接部件的内周侧。

13.根据权利要求12所述的自动变速机，其特征在于：上述第3离合器具有摩擦部件和推压该摩擦部件的油压伺服系统，

上述油压伺服系统配置在相对于上述摩擦部件的与上述减速行星齿轮沿轴方向相反一侧，

将构成上述油压伺服系统的气缸的鼓状部件与上述输入轴连接。

14.根据权利要求13所述的自动变速机，其特征在于：上述第3离合器的油压伺服系统，与上述第1离合器的油压伺服系统相邻配置在上述第1离合器的油压伺服系统与上述第3离合器的摩擦部件之间。

15.根据权利要求10所述的自动变速机，其特征在于：具有连接上述减速旋转输出机构和上述行星齿轮单元的连接部件，

上述第3制动器配置在相对于上述减速行星齿轮的与上述行星齿轮单元沿轴方向相反一侧。

16.根据权利要求15所述的自动变速机，其特征在于：上述第3制动器的油压伺服系统设置在壳体上。

17.根据权利要求15或16所述的自动变速机，其特征在于：上述第3离合器具有摩擦部件和推压该摩擦部件的油压伺服系统，

上述油压伺服系统配置在相对于上述摩擦部件的与上述减速行星齿轮沿轴方向相反一侧，

将构成上述油压伺服系统的气缸的鼓状部件与上述输入轴连接。

18.根据权利要求1或2所述的自动变速机，其特征在于：上述减速旋转输出机构由具有始终输入上述输入轴的旋转的输入旋转要件、固定旋转的固定要件、以及在始终与上述第1旋转要件连接的同时利用上述减速旋转进行旋转的减速旋转要件的减速行星齿轮，和能够固定上述固定要件的旋转的第3制动器所组成，

通过上述第3制动器的配合，将上述减速旋转传递给上述第1旋转要件。

19.根据权利要求18所述的自动变速机，其特征在于：上述第3制动器配置在相对于上述减速行星齿轮的与上述行星齿轮单元沿轴方向相反一侧，

将上述第3制动器的油压伺服系统设置在壳体上。

20.根据权利要求1～19中任一项所述的自动变速机，其特征在于：能够实现前进6挡、及倒退1挡，并在前进4挡时同时配合上述第1离合器和上述第2离合器。

21.根据权利要求20所述的自动变速机，其特征在于：在纵轴分别表示上述第1、第2、第3及第4旋转要件的各转速，横轴与上述第1、第2、第3及第4旋转要件的齿轮比相对应进行表示的速度线图中，

输入上述减速旋转的上述第1旋转要件位于横方向最端部，依次对应为上述第3旋转要件、与上述输出部件连接的上述第4旋转要件、上述第2旋转要件。

22.根据权利要求20或21所述的自动变速机，其特征在于：上述行星齿轮单元是由第1太阳轮、与该第1太阳轮啮合的长小齿轮、与该长小齿轮啮合的短小齿轮、支持该长小齿轮和该短小齿轮旋转的行星架、与该短小齿轮啮合的第2太阳轮、与该长小齿轮啮合的齿圈构成的拉维瑙式行星齿轮，

上述第1旋转要件是能输入上述减速旋转输出机构的减速旋转、并通过第1制动器的卡扣而自由固定的上述第1太阳轮，

上述第2旋转要件是通过上述第1离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转的上述第2太阳轮，

上述第3旋转要件是通过上述第2离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转、且通过第2制动器的卡扣而自由固定的上述行星架，

上述第4旋转要件是与上述输出部件连接的上述齿圈。

23.根据权利要求20或21所述的自动变速机，其特征在于：上述行星齿轮单元由具有第1太阳轮、与该第1太阳轮连接的第2太阳轮、与该第1太阳轮啮合的第1行星架、与该第2太阳轮啮合的第2行星架、与该第2行星架连接的第1齿圈、与该第2行星架啮合的第2齿圈的2个单行星齿轮构成，

上述第1旋转要件是能输入上述减速旋转输出机构的减速旋转、并通过第1制动器的卡扣而自由固定的上述第2齿圈，

上述第2旋转要件是通过上述第1离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转的上述第1太阳轮及上述第2太阳轮，

上述第3旋转要件是通过上述第2离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转、且通过第2制动器的卡扣而自由固定的上述第2行星架及上述第1齿圈，

上述第4旋转要件是与上述输出部件连接的上述第1行星架。

24.根据权利要求22或23所述的自动变速机，其特征在于：

在前进1挡时配合上述第1离合器的同时、卡扣上述第2制动器，

在前进2挡时配合上述第1离合器的同时、卡扣上述第1制动器，

在前进3挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、配合上述第1离合器，

在前进4挡时同时配合上述第1离合器和上述第2离合器，

在前进5挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、配合上述第2离合器，

在前进6挡时配合上述第2离合器的同时、卡扣上述第1制动器，

在倒退1挡时将上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、卡扣上述第2制动器，

从而实现前进6挡、及倒退1挡。

25.根据权利要求1～19中任一项所述的自动变速机，其特征在于：能够实现前进6挡、及倒退1挡，并在前进5挡时同时配合上述第1离合器和上述第2离合器。

26.根据权利要求25所述的自动变速机，其特征在于：在纵轴分别表示上述第1、第2、第3及第4旋转要件的各转速、横轴与上述第1、第2、第3及第4旋转要件的齿轮比相对应进行表示的速度线图中，

输入上述减速旋转的上述第1旋转要件位于横方向最端部，依次对应为与上述输出部件连接的上述第4旋转要件，上述第2旋转要件，上述第3旋转要件。

27.根据权利要求25或26所述的自动变速机，其特征在于：上述行星齿轮单元是由第1太阳轮、与该第1太阳轮啮合的长小齿轮、与该长小齿轮啮合的短小齿轮、支持该长小齿轮和该短小齿轮旋转的行星架、与该短小齿轮啮合的第2太阳轮、与该长小齿轮啮合的齿圈构成的拉维瑙式行星齿轮，

上述第1旋转要件是能输入上述减速旋转输出机构的减速旋转的上述第2太阳轮，

上述第2旋转要件是通过上述第1离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转、且通过第1制动器的卡扣而自由固定的上述行星架，

上述第3旋转要件是通过上述第2离合器的配合而能输入上述输入轴的旋转、且通过第2制动器的卡扣而自由固定的上述第1太阳轮，

上述第4旋转要件是与上述输出部件连接的上述齿圈。

28.根据权利要求27所述的自动变速机，其特征在于：

在前进1挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、卡扣上述第1制动器，

在前进2挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、卡扣上述第2制动器，

在前进3挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、配合上述第2离合器，

在前进4挡时将来自上述减速旋转输出机构的减速旋转输入给上述第1旋转要件的同时、配合上述第1离合器，

在前进5挡时同时配合上述第1离合器和上述2离合器，

在前进6挡时配合上述第1离合器的同时、卡扣上述第2制动器，

在倒退1挡时配合上述第2离合器的同时、卡扣上述第1制动器，

从而实现前进6挡、及倒退1挡。

29.根据权利要求1～28中任一项所述的自动变速机，其特征在于：上述第1离合器配置在相对于上述减速行星齿轮的与上述行星齿轮单元沿轴方向相反侧。

30.根据权利要求20～24中任一项所述的自动变速机，其特征在于：上述第1离合器是在比较低中速挡配合的离合器。

31.根据权利要求25～28中任一项所述的自动变速机，其特征在于：上述第2离合器是在倒退挡配合的离合器。

32.根据权利要求1～31中任一项所述的自动变速机，其特征在于：

上述第1离合器具有：其内周侧与连接在上述第2旋转要件上的部件花键配合的摩擦板，内部包围油压伺服系统的同时花键配合在该摩擦板的外周侧的第1鼓状部件，推压该摩擦板的第1活塞部件，通过对该第1活塞部件的内周侧及外周侧与该第1鼓状部件之间进行液密性密封而形成的第1油压伺服系统用油压室；

上述第2离合器具有：其内周侧与连接在上述第3旋转要件上的部件花键配合的摩擦板，内部包围油压伺服系统的同时与该摩擦板的外周侧花键配合、并配置在与上述第2旋转要件连接的部件的内周侧的第2鼓状部件，推压该摩擦板的第2活塞部件，通过对该第2活塞部件的内周侧与上述输入轴之间、以及外周侧与该第2鼓状部件之间进行液密性密封而形成的第2油压伺服系统用油压室。

33.根据权利要求1～32中任一项所述的自动变速机，其特征在于：在上述行星齿轮单元与上述减速旋转输出机构的上述轴方向之间配置上述输出部件。

34.根据权利要求1～33中任一项所述的自动变速机，其特征在于：在上述行星齿轮单元与上述第2离合器的上述轴方向之间配置上述输出部件。

35.根据权利要求1～34中任一项所述的自动变速机，其特征在于：上述减速旋转输出机构具有由双小齿轮行星齿轮组成的减速行星齿轮，

上述减速行星齿轮及上述行星齿轮单元、输出部件同轴设置在上述输入轴上。

36.根据权利要求1～35中任一项所述的自动变速机，其特征在于：具有向驱动车轮输出旋转的差动部、与该差动部配合的中间轴部，

上述输出部件是与上述中间轴部啮合的反转齿轮。

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