CN1692240A - 自动变速机 - Google Patents

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Abstract

用于输出减速旋转的行星齿轮PR和离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧(图中右侧)，接通·断开输入到太阳轮S2的输入轴2的旋转的离合器C1、及接通·断开输入到行星架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)，将输出部件配置在行星齿轮单元、与减速行星齿轮及配合机构之间。这样，与在行星齿轮PR与行星齿轮单元PU之间配置离合器C1或离合器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到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)。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到具有例如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。还有，在例如前进4挡时，在将输入轴的旋转输入到行星齿轮单元的2个旋转元素的同时，该前进4挡可以与输入轴的旋转处于相同状态、即直连状态。
但是，上述自动变速机中，为了对上述行星齿轮单元的2个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到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，则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。设置较长的能够承受这种大转矩的部件，也就是设置较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)，所以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，则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一种通过将行星齿轮、以及处于输入轴和输入旋转要件之间的第1离合器或自由固定固定旋转要件的制动器配置在行星齿轮单元的轴方向一侧，同时将第2离合器以及第3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项发明的自动变速机，包括：根据驱动源的输出旋转而旋转的输入轴，具有能够输入上述输入轴的旋转的输入旋转要件、固定旋转的固定旋转要件、根据该输入旋转要件和该固定旋转要件的旋转能够进行减速旋转的减速旋转要件的减速行星齿轮，对上述输入旋转要件的旋转或上述固定旋转要件的旋转进行操作的配合机构，具有输入上述减速旋转要件的减速旋转的第1旋转要件、第2旋转要件、第3旋转要件、第4旋转要件的行星齿轮单元，将上述输入轴和上述第2旋转要件能够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旋转要件能够自由配合脱离地连接的第2离合器，以及将上述第4旋转要件的旋转输出给驱动车轮传递机构的输出部件，至少能实现前进5挡和倒退1挡、并且在前进4挡时同时配合上述第1离合器和上述第2离合器，其特征在于：将上述行星齿轮及上述配合机构配置在上述行星齿轮单元的轴方向一侧，将上述第1离合器和上述第2离合器配置在上述行星齿轮单元的轴方向另一侧，将上述输出部件配置在上述行星齿轮单元、和上述减速行星齿轮及上述配合机构之间。
这样，可以提供在前进4挡为所谓直连状态的、能够实现至少前进5挡和倒退1挡的自动变速机，与例如在行星齿轮与行星齿轮单元之间配置2个离合器的情况相比，可以使行星齿轮与行星齿轮单元靠近配置，从而缩短传递减速旋转的传递部件。这样，能够实现自动变速机的小型化、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，由于在行星齿轮单元和减速行星齿轮及配合机构的轴方向之间配置输出部件，从而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地进行搭载，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，从而提高车辆的搭载性。
第2项发明的上述配合机构是自由固定上述固定旋转要件的第1制动器。
第3项发明的上述配合机构是处于上述输入轴和输入旋转要件之间的第3离合器、和自由固定固定旋转要件的第1制动器。
这样，配置了3个离合器，但与例如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。还有，由于第3离合器处于输入轴和输入旋转要件之间，与例如使第3离合器处于输入旋转要件和第1旋转要件之间的情况相比，可以降低第3离合器承担的负荷，从而可以实现第3离合器的小型化。
第4项发明的上述配合机构是处于上述输入轴和输入旋转要件之间的第3离合器。
这样，配置了3个离合器，但与例如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。还有，由于第3离合器处于输入轴和输入旋转要件之间，所以与例如使第3离合器处于输入旋转要件和第1旋转要件之间的情况相比，可以降低第3离合器承担的负荷，从而可以实现第3离合器的小型化。
第5项发明中，具有对输入上述减速旋转的第1旋转要件自由固定的第2制动器，上述第2制动器及上述第3离合器分别具有摩擦部件和推压该摩擦部件的油压伺服系统，上述第3离合器的摩擦部件配置在上述第2制动器的摩擦部件的径方向内周侧。
这样，由于第3离合器处于输入轴和输入旋转要件之间，与例如第3离合器处于输入旋转要件和第1旋转要件之间的情况相比，可以降低第3离合器承担的负荷，实现第3离合器的小型化，从而可以缩小第3离合器的摩擦部件及油压伺服系统，能够将其配置在第2制动器的径方向内周侧，实现自动变速机的小型化。
第6项发明中，将上述第3制动器配置在上述减速行星齿轮和上述输出部件之间，将上述第3离合器的鼓状部件朝向上述减速行星齿轮方向开口。
第7项发明中，具有连接上述减速旋转要件和上述第1旋转要件的连接部件，上述第3离合器配置在上述连接部件的内周侧。
第8项发明中，上述第3离合器的油压伺服系统，被配置在上述输入轴上，且通过设置在上述输入轴上的油路而与设置在壳体上的油路连通。
第9项发明中，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的一侧，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10项发明中，上述第1制动器配置在上述减速行星齿轮的与上述行星齿轮单元沿轴方向相反的一侧，将上述第1制动器的油压伺服系统设置在壳体上。
第11项发明中，具有对输入上述减速旋转的第1旋转要件自由固定的第2制动器，上述第1制动器及上述第2制动器分别具有摩擦部件和推压该摩擦部件的油压伺服系统，在上述第2制动器的油压伺服系统的径方向内周侧配置有上述第1制动器的油压伺服系统、同时上述第1制动器的摩擦部件与从上述第1制动器的油压伺服系统和上述第2制动器的油压伺服系统之间延伸设置的部件啮合。
第12项发明中，具有对输入上述减速旋转的第1旋转要件自由固定的第2制动器，将上述配合机构在上述第2制动器的内周侧沿径方向重叠配置。
第13项发明中，上述第1离合器是在比较低中挡配合的离合器。
这样，当第1离合器C1在比较高速挡或倒退挡处于释放状态时、特别是连接该第1离合器和第2旋转要件的部件处于比较高速旋转或反向旋转，另一方面，有时产生传递来自行星齿轮的减速旋转的传递部件进行减速旋转或被固定的情况，而其转速差很大，但由于该第1离合器通过行星齿轮单元配置在行星齿轮的相反侧，即进行比较高速旋转或反向旋转的部件和进行减速旋转的部件(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14项发明中，将上述第1离合器与上述行星齿轮单元相邻配置，上述第1离合器具有摩擦部件、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，连接上述鼓状部件与上述输入轴，连接上述轮毂部件与上述第2旋转要件。
第15项发明中，连接上述行星齿轮的减速旋转要件和上述行星齿轮单元的第1旋转要件的连接部件通过上述输出部件的内周相互连接。
第16项发明中，具有向驱动车轮输出旋转的差动部、和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。
第17项发明中，在纵轴表示上述第1、第2、第3及第4旋转要件的各自的转速、横轴对应于上述第1、第2、第3及第4旋转要件的齿轮比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，依次对应于上述第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18项发明中，上述行星齿轮单元为由第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旋转要件为输入上述减速旋转输出机构的减速旋转、并被第2制动器的卡扣而自由固定的上述第1太阳轮，上述第2旋转要件为通过上述第1离合器的配合而输入上述输入轴的旋转的上述第2太阳轮，上述第3旋转要件为通过上述第2离合器的配合而输入上述输入轴的旋转、且通过第3制动器的卡扣而自由固定的上述行星架，上述第4旋转要件为与上述输出部件连接的上述齿圈。
第19项发明中，在前进1挡时，配合上述第1离合器的同时、卡扣上述第3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2制动器，在倒退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3制动器，从而实现前进6挡、及倒退1挡。
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。
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，具有由图中未表示的外壳和变速箱体3构成的壳体，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，即，以与该输入轴2为中心的轴上。还有，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，上述差动部在与该中间轴平行的轴上具有图中未显示的左右车轴。
接着，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，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是以相互啮合的形式具有被侧板支持并与太阳轮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(固定旋转要件)CR1上以相互啮合的形式具有与齿圈(减速旋转要件)R1啮合的小齿轮Pb、和与太阳轮(输入旋转要件)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，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、轮毂部件26的多板式离合器(第3离合器)C3。
该油压伺服系统13包括具有用于压住摩擦板73的活塞部件b、具有气缸部e的鼓状部件25、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。
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13的油室a与形成在上述输入轴2上的油路2a连通，该油路2a延长到壳体3的一端，与形成在输入轴2上的套筒状的轴孔座部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，由于上述油压伺服系统13配置在输入轴2上，所以通过密封轴孔座部3a与输入轴2之间的1对密封圈81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。
还有，上述输入轴2上连接有上述鼓状部件25，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配置轮毂部件26。因此，该轮毂部件26与上述太阳轮S2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。
该齿圈R1的外周侧配置有具有油压伺服系统14、摩擦板74、轮毂部件29的多板式制动器(第2制动器)B1，该轮毂部件29的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。而且，该轮毂部件29上连接有传递部件30，该传递部件30与该齿圈R1连接的同时，在该离合器C3配合时传递齿圈R1的旋转，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。即，齿圈R1与太阳轮S3之间不设有离合器而始终连接在一起，处于始终传递旋转的状态。
另一方面，上述输入轴2的另一端(图中左方)上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21、轮毂部件22的多板式离合器(第1离合器)C1。还有，在壳体3的向与上述轴孔座部3a相反侧的另一端延伸设置、且呈套筒状设在输入轴2上的轴孔座部3b上，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23、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11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与上述轴孔座部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11，通过密封壳体3的轴孔座部3b与输入轴2之间的1对密封圈82，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。
该油压伺服系统12的油室a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12，通过密封壳体3的轴孔座部3b与鼓状部件23之间的1对密封圈83，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。
上述输入轴2与上述离合器C1的鼓状部件21连接，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有轮毂部件22，该轮毂部件22与太阳轮S2连接。
上述输入轴2也与上述离合器C2的鼓状部件23连接，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有轮毂部件24，该轮毂部件24与行星架CR2连接。
另一方面，行星齿轮单元PU的外周侧配置有具有油压伺服系统15、摩擦板75、鼓状部件28的多板式制动器B2。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。该行星架CR2的短小齿轮PS与太阳轮S2啮合，该行星架CR2的长小齿轮PL与上述太阳轮S3及齿圈R3啮合。而且，该齿圈R3的一端与连接部件27连接，该齿圈R2通过该连接部件27与反转齿轮(输出部件)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，同时在该轴方向另一侧配置离合器C1及离合器C2。另外，在行星齿轮PR与行星齿轮单元PU的轴方向之间配置反转齿轮5。还有，分别在行星齿轮的外周侧配置制动器B1，在行星齿轮单元PU的外周侧配置制动器B2。
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的旋转输入到上述太阳轮S2。通过离合器C2的配合，将输入轴2的旋转输入到上述行星架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。
另一方面，通过离合器C3的配合，将输入轴2的旋转输入到上述太阳轮S1。还有，上述行星架CR1与壳体3连接，其旋转被固定，因此当输入轴2的旋转输入到该太阳轮S1时，齿圈R1为减速旋转。该齿圈R1的减速旋转通过传递部件30输入到太阳轮S3。还有，离合器C3没有配合、制动器B1卡扣时，太阳轮S3的旋转通过该传递部件30而被固定。
然后，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输入到太阳轮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，输入到太阳轮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输入到太阳轮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，输入到太阳轮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输入到太阳轮S2。还有，输入轴2的旋转通过离合器C3输入到太阳轮S1，由于固定的行星架CR1，齿圈R1减速旋转，该齿圈R1的减速旋转通过传递部件30输出给太阳轮S3。这样，由于输入到太阳轮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。然后，输入到太阳轮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，所上述传递部件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输入到太阳轮S2、通过离合器C2输入到行星架CR2。这样，由于输入到太阳轮S2的输入轴2的旋转和输入到行星架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输入到行星架CR2。还有，输入轴2的旋转通过离合器C3输入到太阳轮S1，由于固定的行星架CR1，齿圈R1减速旋转，该齿圈R1的减速旋转通过传递部件30输出给太阳轮S3。这样，由于输入到太阳轮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输入到行星架CR2，同时由于制动器B1的卡扣使得太阳轮S3固定。这样，由于输入到行星架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，输入轴2的旋转通过离合器C3输入到太阳轮S1，由于固定的行星架CR1，齿圈R1减速旋转，该齿圈R1的减速旋转通过传递部件30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，所以上述传递部件30传递较大的转矩。
在P(停车)位或N(空挡)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(空挡状态)。
还有，如图2、图3所示，在行星齿轮PR中，在前进1挡、前进2挡、前进4挡、前进6挡，由于太阳轮S3的旋转通过传递部件30输入到齿圈R1，离合器C3被释放，如图3所示，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。
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C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，从而可以提供实现如在前进4挡时成为所谓直连状态那样的前进6挡、倒退1挡的自动变速机，同时与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如离合器C1和离合器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，由于离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮单元PU的一侧配置例如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、92、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、13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、13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、13的油室供油。还有，油压伺服系统12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83，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、83，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通过行星齿轮单元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可以分开配置，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，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，从而提高车辆的搭载性。
还有，当例如使油压伺服系统13与行星齿轮PR相邻配置，并将轮毂部件26作为油压伺服系统13的气缸部件时，必须在轮毂部件26与输入轴2之间设置1对密封圈，但由于离合器C3的油压伺服系统13配置在相对于摩擦板74的与行星齿轮PR的轴方向相反的一侧，所以可以不设置密封圈，即可以减少密封圈的数量，从而减少滑动阻力，提高自动变速机的效率。
还有，本实施形态的自动变速机构11的前进4挡中处于直连状态，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，作为解决上述问题的方案，已有特开平8-68456号公报。然而，该公报的结构为在将减速行星齿轮的减速旋转传递给行星齿轮单元的旋转要件的通路上设置离合器，由于传递该减速旋转的通路为输入大转矩的通路，该离合器或转矩传递部件等必须能够承受这种大转矩。即，必须或增加离合器的摩擦部件的片数，或使其增大，或者增大推压摩擦部件的油压伺服系统。还有，由于必须配置对行星齿轮单元的旋转要件进行卡扣的制动器，损害了自动变速机的小型化。本实施形态的目的在于，利用使减速行星齿轮周边的离合器及制动器小型化，从而提供解决上述问题的自动变速机。
即，利用本实施形态的自动变速机构11，由于离合器C3设在输入轴2与太阳轮S1之间，所以与将离合器C3设在例如齿圈R1和太阳轮S3之间相比，可以降低加在离合器C3上的负荷，从而可以实现离合器C3的小型化。另外，由于可以减小离合器C3的摩擦部件及油压伺服系统，从而可以配置在制动器B1的径方向内周侧，也可以实现自动变速机的小型化。
<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挡至前进6挡、及倒退1挡，其作用相同(参照图2及图3)。
如上所述，根据本发明的自动变速机构12，由于行星齿轮PR、以及离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，从而可以提供能够实现在前进4挡时成为所谓的直连状态那样的前进6挡、倒退1挡的自动变速机，同时与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如离合器C1和离合器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，由于离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，与在行星齿轮单元PU的一侧配置例如3个离合器C1、C2、C3的情况相比，能够容易构成供给这些离合器C1、C2、C3的油压伺服系统11、12、13的油路(例如2a、2b、92、93、94)，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、13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、13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、13的油室供油。还有，油压伺服系统12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83，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、83，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3)，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通过行星齿轮单元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，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，从而提高车辆的搭载性。
还有，当例如使油压伺服系统13与行星齿轮PR相邻配置，并将轮毂部件26作为油压伺服系统13的气缸部件时，必须在轮毂部件26与输入轴2之间设置1对密封圈，但由于离合器C3的油压伺服系统13配置在相对于摩擦板74的与行星齿轮PR的轴方向相反一侧，所以可以不设置密封圈，即可以减少密封圈的数量，从而减少滑动阻力，提高自动变速机的效率。
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。
但是，作为解决上述问题的方案，已有特开平8-68456号公报。然而，该公报的结构为在减速行星齿轮的减速旋转传递给行星齿轮单元的旋转要件的通路上设置离合器，由于传递该减速旋转的通路为输入大转矩的通路，该离合器或转矩传递部件等必须能够承受这种大转矩。即，必须或增加离合器的摩擦部件的片数，或使其增大，或者增大推压摩擦部件的油压伺服系统。还有，由于必须配置对行星齿轮单元的旋转要件进行卡扣的制动器，损害了自动变速机的小型化。本实施形态的目的在于，利用使减速行星齿轮周边的离合器及制动器小型化，从而提供解决上述问题的自动变速机。
即，利用本实施形态的自动变速机构12，由于离合器C3设在输入轴2与太阳轮S1之间，与将离合器C3位于例如齿圈R1和太阳轮S3之间相比，可以降低离合器C3承受的负荷，从而可以实现离合器C3的小型化。另外，由于可以减小离合器C3的摩擦部件及油压伺服系统，从而可以配置在制动器B1的径方向内周侧，也可以实现自动变速机的小型化。
(第3实施形态)
以下，沿着图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。
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的配置，还配置了制动器(第1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13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，制动器B1配置在制动器B3的外周侧。
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，在齿圈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连接着传递部件30，通过该传递部件30而与太阳轮S3连接。即，齿圈R1与太阳轮S3之间不通过离合器而始终连接在一起，处于始终传递旋转的状态。
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，横轴对应于这些旋转要件的齿轮比进行表示。另外，在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的旋转输入到太阳轮S1，由于该行星架CR1被固定，上述齿圈R1根据输入到该太阳轮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的减速旋转输入到太阳轮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的旋转输入到太阳轮S1，通过太阳轮S的旋转将减速旋转输入到齿圈R3，通过传递部件30将减速旋转输入到太阳轮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输入到齿圈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及制动器B3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，从而可以提供能够实现如在前进4挡时成为所谓的直连状态那样的前进6挡、倒退1挡的自动变速机，同时与例如在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置离合器C1和离合器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设置在输入轴2上，所以从壳体3向利用密封圈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11之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11的油室供油。还有，油压伺服系统12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83，进行供油。因此，在油压伺服系统11、12，分别只设置密封圈82、83，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，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，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，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，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13是在前进4挡成为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。
但是，作为解决上述问题的方案，已有特开平8-68456号公报。然而，该公报的结构为在将减速行星齿轮的减速旋转传递给行星齿轮单元的旋转要件的通路上设置离合器，由于传递该减速旋转的通路为输入大转矩的通路，该离合器或转矩传递部件等必须能够承受这种大转矩。即，必须或增加离合器的摩擦部件的片数，或使其增大，或者增大推压摩擦部件的油压伺服系统。还有，由于必须配置对行星齿轮单元的旋转要件进行卡扣的制动器，损害了自动变速机的小型化。本实施形态的目的在于，利用使减速行星齿轮周边的离合器及制动器小型化，从而提供解决上述问题的自动变速机。
即，利用本实施形态的自动变速机构13，由于利用制动器B1固定行星架CR1，与将离合器设在例如齿圈R1和太阳轮S3之间相比，可以降低制动器B3承受的负荷，减小制动器B3的摩擦部件及油压伺服系统，从而可以配置在制动器B1的径方向内周侧，也可以实现自动变速机的小型化。
(第4实施形态)
以下，沿着图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。
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)，改变了行星齿轮PR的配置，还配置了制动器B3，利用离合器C3将输入轴2的旋转自由输入到行星齿轮PR的太阳轮S1，同时利用制动器B3自由固定行星架CR1。
该自动变速机构14中，离合器C3配置在行星齿轮PR的与行星齿轮单元PU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。
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33。该制动器B3的轮毂部件33的外周侧通过花键方式与摩擦板76配合。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。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连接着传递部件30，通过该传递部件30与太阳轮S3连接。即，齿圈R1与太阳轮S3之间不通过离合器而始终连接在一起，处于始终传递旋转的状态。
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8所示，通过离合器C3的配合，输入轴2的旋转输入到上述太阳轮S1。还有，由于上述制动器B3的卡扣，上述行星架CR1相对于壳体3被固定。因此，当离合器C3配合、且制动器B3卡扣时，上述齿圈R1根据输入到该太阳轮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的减速旋转输入到太阳轮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，由于离合器C3的配合，输入轴2的旋转输入到太阳轮S1。由于制动器B3的卡扣，行星架CR1被固定，据此将减速旋转输入到齿圈R3，通过传递部件30将减速旋转输入到太阳轮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输入到齿圈R1，但由于离合器C3和制动器B3被释放，行星架CR1和太阳轮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14，行星齿轮PR、离合器C3及制动器B3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，从而可以提供能够实现如在前进4挡时处于直连状态那样的前进6挡、倒退1挡的自动变速机，同时与在行星齿轮PR和行星齿轮单元PU之间配置例如离合器C1和离合器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，由于离合器C3配置在行星齿轮单元PU的轴方向一侧，离合器C1及离合器C2配置在行星齿轮单元PU的轴方向另一侧，所以与在行星齿轮单元PU的一侧配置例如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、92、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、13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，所以可以不在例如输入轴2与油压伺服系统11、13之间设置密封圈，而能够向油压伺服系统11、13的油室供油。还有，油压伺服系统12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83，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、83，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，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3)，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通过行星齿轮单元PU配置在行星齿轮PR的相反一侧，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，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，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，从而提高车辆的搭载性。
还有，当例如使油压伺服系统13与行星齿轮PR相邻配置、并将轮毂部件26作为油压伺服系统13的气缸部件时，必须在轮毂部件26与输入轴2之间设置1对密封圈，但由于离合器C3的油压伺服系统13配置在相对于摩擦板74的与行星齿轮PR的轴方向相反侧，所以可以不设置密封圈，即可以减少密封圈的数量，从而减少滑动阻力，提高自动变速机的效率。
还有，本实施形态的自动变速机构14的前进4挡中处于直连状态，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，作为解决上述问题的方案，已有特开平8-68456号公报。然而，该公报的结构为在减速行星齿轮的减速旋转传递给行星齿轮单元的旋转要件的通路上设置离合器，由于传递该减速旋转的通路为输入大转矩的通路，该离合器或转矩传递部件等必须能够承受这种大转矩。即，必须或增加离合器的摩擦部件的片数，或使其增大，或者增大推压摩擦部件的油压伺服系统。还有，由于必须配置对行星齿轮单元的旋转要件进行卡扣的制动器，损害了自动变速机的小型化。本实施形态的目的在于，利用使减速行星齿轮周边的离合器及制动器小型化，从而提供解决上述问题的自动变速机。
即，利用本实施形态的自动变速机构14，由于离合器C3设在输入轴2与太阳轮S1之间，所以与将离合器C3位于例如齿圈R1和太阳轮S3之间相比，可以降低离合器C3承受的负荷，从而可以实现离合器C3的小型化。另外，由于可以减小离合器C3的摩擦部件及油压伺服系统，从而可以配置在制动器B1的径方向内周侧，也可以实现自动变速机的小型化。
还有，在上述本发明的第1～第4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至第4实施形态的减速行星齿轮中，对在将输入轴的旋转输入到太阳轮的同时、固定行星架、从而使齿圈减速旋转的情况进行了说明。但并不局限于此，也可以在将输入轴的旋转输入到行星架的同时、固定太阳轮、从而使齿圈减速旋转。
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、公共汽车等车辆上，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上。

Claims (19)

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，
具有能够输入上述输入轴的旋转的输入旋转要件、固定旋转的固定旋转要件、根据该输入旋转要件和该固定旋转要件的旋转能够进行减速旋转的减速旋转要件的减速行星齿轮，
对上述输入旋转要件的旋转或上述固定旋转要件的旋转进行操作的配合机构，
具有输入上述减速旋转要件的减速旋转的第1旋转要件、第2旋转要件、第3旋转要件、第4旋转要件的行星齿轮单元，
将上述输入轴和上述第2旋转要件能够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旋转要件能够自由配合脱离地连接的第2离合器，以及
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，
至少能实现前进5挡和倒退1挡、并且在前进4挡时同时配合上述第1离合器和上述第2离合器，其特征在于：
将上述行星齿轮及上述配合机构配置在上述行星齿轮单元的轴方向一侧，
将上述第1离合器和上述第2离合器配置在上述行星齿轮单元的轴方向另一侧，
将上述输出部件配置在上述行星齿轮单元、和上述减速行星齿轮及上述配合机构之间。
2.根据权利要求1所述的自动变速机，其特征在于：
上述配合机构是自由固定上述固定旋转要件的第1制动器。
3.根据权利要求1所述的自动变速机，其特征在于：
上述配合机构是处于上述输入轴和上述输入旋转要件之间的第3离合器、和自由固定上述固定旋转要件的第1制动器。
4.根据权利要求1所述的自动变速机，其特征在于：
上述配合机构是处于上述输入轴和输入旋转要件之间的第3离合器。
5.根据权利要求3或4所述的自动变速机，其特征在于：
具有对输入上述减速旋转的第1旋转要件自由固定的第2制动器，
上述第2制动器及上述第3离合器分别具有摩擦部件和推压该摩擦部件的油压伺服系统，
上述第3离合器的摩擦部件配置在上述第2制动器的摩擦部件的径方向内周侧。
6.根据权利要求3～5中任一项所述的自动变速机，其特征在于：
将上述第3制动器配置在上述减速行星齿轮和上述输出部件之间，
将上述第3离合器的鼓状部件配置成朝向上述减速行星齿轮方向开口。
7.根据权利要求3～6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要件和上述第1旋转要件的连接部件，
上述第3离合器配置在上述连接部件的内周侧。
8.根据权利要求3～7中任一项所述的自动变速机，其特征在于：
上述第3离合器的油压伺服系统，被配置在上述输入轴上，且通过设置在上述输入轴上的油路而与设置在壳体上的油路连通。
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的一侧，
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。
10.根据权利要求2或3所述的自动变速机，其特征在于：
上述第1制动器配置在上述减速行星齿轮的与上述行星齿轮单元沿轴方向相反的一侧，
将上述第1制动器的油压伺服系统设置在壳体上。
11.根据权利要求2、3或10所述的自动变速机，其特征在于：
具有对输入上述减速旋转的第1旋转要件自由固定的第2制动器，
上述第1制动器及上述第2制动器分别具有摩擦部件和推压该摩擦部件的油压伺服系统，
在上述第2制动器的油压伺服系统的径方向内周侧配置有上述第1制动器的油压伺服系统、同时上述第1制动器的摩擦部件与从上述第1制动器的油压伺服系统和上述第2制动器的油压伺服系统之间延伸设置的部件啮合。
12.根据权利要求1～11中任一项所述的自动变速机，其特征在于：
具有对输入上述减速旋转的第1旋转要件自由固定的第2制动器，
将上述配合机构在上述第2制动器的内周侧沿径方向重叠配置。
13.根据权利要求1～12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挡配合的离合器。
14.根据权利要求1～13中任一项所述的自动变速机，其特征在于：
将上述第1离合器与上述行星齿轮单元相邻配置，
上述第1离合器具有摩擦部件、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，
连接上述鼓状部件与上述输入轴，连接上述轮毂部件与上述第2旋转要件。
15.根据权利要求1～14中任一项所述的自动变速机，其特征在于：
连接上述行星齿轮的减速旋转要件和上述行星齿轮单元的第1旋转要件的连接部件通过上述输出部件的内周相互连接。
16.根据权利要求1～15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、和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。
17.根据权利要求1～16中任一项所述的自动变速机，其特征在于：
在纵轴表示上述第1、第2、第3及第4旋转要件的各自的转速、横轴对应于上述第1、第2、第3及第4旋转要件的齿轮比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，依次对应于上述第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。
18.根据权利要求1～17中任一项所述的自动变速机，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、与上述长小齿轮啮合的齿圈构成的拉维瑙式行星齿轮，
上述第1旋转要件是输入上述减速旋转输出机构的减速旋转、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2旋转要件是通过上述第1离合器的配合而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离合器的配合而输入上述输入轴的旋转、且通过第3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。
19.根据权利要求18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3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2制动器，
在倒退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3制动器，
从而实现前进6挡、及倒退1挡。
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