自動變速機的制作方法

專利名稱：自動變速機的制作方法
技術領域：
本發明涉及搭載在車輛等上的自動變速機，詳細地說，涉及將減速旋 轉自由地輸入給行星齒輪單元的一個旋轉要件上從而能夠多級變速的自 動變速機的配置構造。
背景技術：
一般來說，在搭載于車輛等上的自動變速機中，有的具有連接2列行 星齒輪的行星齒輪單元、和能夠自由輸出將輸入軸的旋轉減速后的減速旋 轉的行星齒輪(例如，參考特開平4-125345號公報、以及特開2000-274498 號公報)。這些自動變速機中，通過離合器，將來自上述行星齒輪的減速 旋轉自由地輸入給具有例如4個旋轉要件的行星齒輪單元的一個旋轉要件 上，從而實現例如前進6擋、倒退1擋。然而，近年來，考慮到環境問題等引起的燃料費用上升等因素，要求 自動變速機實現多級化。但是， 一般來說，實現多級化會增加部件的數量， 從而使自動變速機大型化，而從車輛的搭載性能來說又需要自動變速機實 現小型化。上述自動變速機中，為了對上述行星齒輪單元的旋轉要件輸入輸入軸 的旋轉，裝備有2個離合器，同時為了將減速旋轉輸入給該行星齒輪單元 的旋轉要件，裝備有行星齒輪，但是如果將這2個離合器或控制這些離合 器配合的油壓伺服系統配置在行星齒輪單元與行星齒輪之間，將該行星齒 輪的減速旋轉傳遞給行星齒輪單元的旋轉要件的部件在軸方向上就變得 很長。 傳遞減速旋轉的部件變長，也就是傳遞大轉矩的部件變長。設置很長 的能夠承受這種大轉矩的部件，也就是設置很長的壁厚比較厚的部件，從 而妨礙自動變速機的小型化。還有，這種部件重量大，不僅妨礙自動變速 機的輕型化，而且由于慣性力增大，從而降低自動變速機的控制性，容易 產生變速沖擊。還有，例如為了接通 斷開從上述行星齒輪向上述行星齒輪單元輸出 的減速旋轉，必須設置離合器或制動器。但如果設置離合器時，則需要設置該離合器和上述2個離合器、即一共3個離合器。 一般來說，由于離合 器具有將輸入的旋轉傳遞給摩擦板的鼓狀部件(離合器鼓)，考慮到例如 相對旋轉等問題，在向離合器的油壓伺服系統的油室供給油壓時，則從自 動變速機的中心側進行供給。但是，如果將這3個離合器配置在行星齒輪單元的軸方向一側，在自 動變速機的中心部分，向3個油壓伺服系統供給油壓的油路則變成例如3 重結構，油路的結構可能太復雜。發明內容為此，本發明的目的在于提供能夠實現多級化、同時利用配置結構能 夠實現小型化的自動變速機。另外，本發明的目的還在于提供通過將減速旋轉輸出機構以及第1離 合器配置在行星齒輪單元的軸方向一側、同時將第2離合器配置在行星齒 輪單元的軸方向另一側，從而解決上述問題的自動變速機。第l發明的自動變速機，包括根據驅動源的輸出旋轉而旋轉的輸入 軸、具有第1、第2、第3以及第4旋轉要件的行星齒輪單元、將上述輸 入軸的旋轉減速后的減速旋轉自由輸出給上述第1旋轉要件的減速旋轉輸 出機構、將上述輸入軸和上述第2旋轉要件自由配合脫離地連接的第1離 合器、將上述輸入軸和上述第3旋轉要件自由配合脫離地連接的第2離合 器、將上述第4旋轉要件的旋轉輸出給驅動車輪傳遞機構的輸出部件，其 特征在于將上述減速旋轉輸出機構及上述第1離合器配置在上述行星齒 輪單元的軸方向的一側，將上述第2離合器配置在上述行星齒輪單元的軸 方向的另一側，上述減速旋轉輸出機構由具有能夠輸入來自上述輸入軸的
旋轉的輸入旋轉要件、始終固定旋轉的固定要件、以及在始終與上述第1 旋轉要件連接的同時利用上述減速旋轉進行旋轉的減速旋轉要件的減速 行星齒輪，和能夠自由配合脫離地連接上述輸入軸和上述輸入旋轉要件之間的第3離合器所組成，通過上述第3離合器的配合，將上述減速旋轉傳 遞給上述第1旋轉要件。這樣，可以提供能夠實現至少前進5擋和倒退1擋的多級化的自動變 速機，同時與在減速旋轉輸出機構和行星齒輪單元之間配置例如第1離合 器和第2離合器的情況相比，可以使減速旋轉輸出機構與行星齒輪單元靠 近配置，從而縮短傳遞減速旋轉的傳遞部件，能夠實現自動變速機的小型 化。還有，由于可以縮短傳遞減速旋轉的傳遞部件，從而可以實現輕型化， 同時能夠減小慣性力、從而提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，在例如減速旋轉輸出機構具有離合器時，要配置3個離合器， 與在行星齒輪單元的一側配置3個離合器的情況相比，能夠容易實現供給 這些油壓伺服系統的油路的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。第2發明具有連接上述減速旋轉輸出機構和上述行星齒輪單元的傳遞 部件，上述第1離合器配置在上述傳遞部件的內周側。第3發明中，上述減速行星齒輪的固定要件固定配置在從殼體側壁的 一端側延伸的第1軸孔座部上，上述第3離合器的油壓伺服系統配置在上 述第1軸孔座部的外周，上述第2離合器的油壓伺服系統配置在從上述殼 體的側壁的另一端側延伸的第2軸孔座部的外周，上述第l離合器，與上 述行星齒輪相鄰配置，同時，具有摩擦部件、推壓該摩擦部件的油壓伺服 系統、與該油壓伺服系統一體構成的鼓狀部件和輪轂部件，上述鼓狀部件 與上述輸入軸連接。第4發明中，具有連接上述減速旋轉輸出機構和上述行星齒輪單元的 傳遞部件，上述第3離合器配置在上述傳遞部件的內周側。第5發明中，上述第1離合器和上述第3離合器在上述傳遞部件的內 周側沿軸方向排列配置。第6發明中，上述第3離合器具有摩擦部件和推壓該摩擦部件的油壓 伺服系統，上述油壓伺服系統配置在相對于上述摩擦部件的與上述減速行
星齒輪沿軸方向相反一側，將構成上述油壓伺服系統的氣缸的鼓狀部件與 上述輸入軸連接。第7發明中，上述第3離合器的油壓伺服系統，與上述第l離合器的 油壓伺服系統相鄰配置在上述第1離合器的油壓伺服系統與上述第3離合 器的摩擦部件之間。第8發明能夠實現前進6擋、及倒退1擋，并在前進4擋時上述第1 離合器和上述第2離合器同時配合。這樣，實現前進6擋、及倒退1擋，在前進4擋時上述第1離合器和 上述第2離合器同時配合，即在前進4擋處于直連狀態，從而可以在前進 5擋和前進6擋設定高的齒輪比，特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛 的車輛，可以降低發動機轉速，有助于高速行駛時車輛的安靜特性。第9發明中，在縱軸分別為上述第l、第2、第3及第4旋轉要件的 轉速，橫軸與上述第1、第2、第3及第4旋轉要件的齒輪比相對應進行 表示的速度線關系中，輸入上述減速旋轉的上述第1旋轉要件位于橫方向 最端部，依次對應為上述第2旋轉要件及上述第3旋轉要件之一、與上述 輸出部件連接的上述第4旋轉要件、上述第2旋轉要件及上述第3旋轉要 件之另一個。第10發明中，上述行星齒輪單元是由第1太陽輪、與該第1太陽輪 嚙合的長小齒輪、與該長小齒輪嚙合的短小齒輪、支持該長小齒輪和該短 小齒輪旋轉的行星架、與該短小齒輪嚙合的第2太陽輪、與該長小齒輪嚙 合的齒圈構成的拉維瑙式行星齒輪，上述第1旋轉要件是能輸入上述減速 旋轉輸出機構的減速旋轉、并通過第1制動器的卡扣而自由固定的上述第 1太陽輪，上述第2旋轉要件是通過上述第1離合器的配合而能輸入上述 輸入軸的旋轉的上述第2太陽輪及通過上述第1離合器的配合而能輸入上 述輸入軸的旋轉、且通過第2制動器的卡扣而自由固定的上述行星架之一， 上述第3旋轉要件是通過上述第2離合器的配合而能輸入上述輸入軸的旋 轉的上述第2太陽輪及通過上述第2離合器的配合而能輸入上述輸入軸的 旋轉、且通過第2制動器的卡扣而自由固定的上述行星架之另一個，上述 第4旋轉要件是與上述輸出部件連接的上述齒圈。第11發明中，上述行星齒輪單元由具有第1太陽輪、與該第1太陽
輪連接的第2太陽輪、與該第1太陽輪嚙合的第1行星架、與該第2太陽 輪嚙合的第2行星架、與該第2行星架連接的第1齒圈、與該第2行星架 嚙合的第2齒圈的2個單行星齒輪構成，上述第1旋轉要件是能輸入上述 減速旋轉輸出機構的減速旋轉、并通過第1制動器的卡扣而自由固定的上 述第2齒圈，上述第2旋轉要件是通過上述第2離合器的配合而能輸入上 述輸入軸的旋轉的上述第1太陽輪及上述第2太陽輪，上述第3旋轉要件 是通過上述第1離合器的配合而能輸入上述輸入軸的旋轉、且通過第2制 動器的卡扣而自由固定的上述第2行星架及上述第l齒圈，上述第4旋轉 要件是與上述輸出部件連接的上述第1行星架。第12發明中，在前進1擋時配合上述第1離合器及第2離合器之一 的同時、卡扣上述第2制動器，在前進2擋時配合上述第1離合器及第2 離合器之一的同時、卡扣上述第l制動器，在前進3擋時將來自上述減速 旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給上述第1旋轉要件的同時、配合上述第1 離合器及第2離合器之一，在前進4擋時同時配合上述第1離合器和上述 第2離合器，在前進5擋時將來自上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入 給上述第1旋轉要件的同時、配合上述第1離合器及第2離合器之另一個， 在前進6擋時配合上述第1離合器及第2離合器之另一個的同時、卡扣上 述第1制動器，在倒退1擋時將上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給 上述第l旋轉要件的同時、卡扣上述第2制動器，從而實現前進6擋、及 倒退1擋。第13發明中，能夠實現前進6擋、及倒退1擋，并在前進5擋時上 述第1離合器和上述第2離合器同時配合。這樣，實現前進6擋、及倒退1擋，在前進5擋時上述第1離合器和 上述第2離合器同時配合，即在前進5擋處于直連狀態，從而可以在前進 1擋至前進4擋設定較細的齒輪比幅度，特別是搭載在車輛上時，對于低 中速行駛的車輛，可以以更好的轉速使用發動機，提高低中速行駛時的燃 費經濟性。第14發明中，在縱軸分別為上述第l、第2、第3及第4旋轉要件的 轉速、橫軸與上述第l、第2、第3及第4旋轉要件的齒輪比相對應的速 度線關系中，輸入上述減速旋轉的上述第1旋轉要件位于橫方向最端部，
依次對應為與上述輸出部件連接的上述第4旋轉要件，上述第2旋轉要件， 上述第3旋轉要件。第15發明中，上述行星齒輪單元是由第1太陽輪、與該第1太陽輪 嚙合的長小齒輪、與該長小齒輪嚙合的短小齒輪、支持該長小齒輪和該短 小齒輪旋轉的行星架、與該短小齒輪嚙合的第2太陽輪、與該長小齒輪嚙 合的齒圈組成的拉維瑙式行星齒輪，上述第1旋轉要件是能輸入上述減速 旋轉輸出機構的減速旋轉的上述第2太陽輪，上述第2旋轉要件是通過上 述第1離合器的配合而能輸入上述輸入軸的旋轉、且通過第1制動器的卡 扣而自由固定的上述行星架，上述第3旋轉要件是通過上述第2離合器的 配合而能輸入上述輸入軸的旋轉、且通過第2制動器的卡扣而自由固定的 上述第1太陽輪，上述第4旋轉要件是與上述輸出部件連接的上述齒圈。第16發明中，在前進1擋時將來自上述減速旋轉輸出機構的減速旋 轉輸入給上述第l旋轉宴件的同時、卡扣上述第l制動器，在前進2擋時 將來自上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給上述第1旋轉要件的同 時、卡扣上述第2制動器，在前進3擋時將來自上述減速旋轉輸出機構的 減速旋轉輸入給上述第1旋轉要件的同時、配合上述第2離合器，在前進 4擋時將來自上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給上述第1旋轉要件 的同時、配合上述第1離合器，在前進5擋時同時配合上述第1離合器和 上述2離合器，在前進6擋時上述第1離合器配合的同時、卡扣上述第2 制動器，在倒退1擋時上述第2離合器配合的同時、卡扣上述第1制動器， 從而實現前進6擋、及倒退1擋。第17發明中，上述第1離合器配置在相對于上述減速行星齒輪的與 上述行星齒輪單元沿軸方向相反側。第18發明中，上述第2離合器為在倒退擋配合的離合器。這樣，該第2離合器在倒退擋配合時，減速旋轉輸出機構的減速旋轉 的部件(特別是傳遞部件)進行反向旋轉，另一方面，有時產生由于該第 2離合器的配合而使連接該第2離合器和第3旋轉要件的部件成為輸入軸 的旋轉，而其轉速差會很大，但由于該第2離合器隔著行星齒輪單元位于 減速旋轉輸出機構的相反側，即反向旋轉部件(特別是傳遞部件)和成為 輸入軸的旋轉的部件可以分離配置，與例如利用多重結構將這些部件接觸
配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對旋轉而導致降低自動 變速機的效率。第19發明中，上述第1離合器具有其內周側與連接在上述第2旋 轉要件上的部件花鍵配合的摩擦板，內部包圍油壓伺服系統的同時花鍵配 合在該摩擦板的外周側的第1鼓狀部件，推壓該摩擦板的第1活塞部件， 通過對該第1活塞部件的內周側及外周側與該第1鼓狀部件之間進行液密 性密封而形成的第1油壓伺服系統用油壓室；上述第2離合器摩擦板、與 該摩擦板的外周側花鍵配合并配置在與上述第2旋轉要件連接的部件的內 周側的第2鼓狀部件、推壓該摩擦板的第2活塞部件以及第2油壓伺服系 統用油壓室，上述摩擦板的內周側與連接在上述第3旋轉要件上的部件花 鍵配合，上述第2鼓狀部件的內部包圍油壓伺服系統，上述第2油壓伺服 系統用油壓室通過對該第2活塞部件的內周側與上述輸入軸之間、以及外 周側與該第2鼓狀部件之間進行液密性密封而形成。第20發明中，在上述行星齒輪單元與上述減速旋轉輸出機構的上述 軸方向之間配置上述輸出部件。可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置輸出部件，當在例如車 輛上搭載自動變速機時，由于輸出部件與驅動車輪傳遞機構相匹配搭載， 從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入側為前方時的 后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以減少對前輪的 干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。第21發明中，在上述行星齒輪單元與上述第2離合器的上述軸方向 之間配置上述輸出部件。這樣，可以使行星齒輪單元與減速旋轉輸出機構進一步靠近配置，從 而縮短傳遞傳遞部件。第22發明中，上述減速旋轉輸出機構具有由雙小齒輪行星齒輪組成 的減速行星齒輪，上述減速行星齒輪及上述行星齒輪單元、輸出部件同軸 設置在上述輸入軸。第23發明中，具有向驅動車輪輸出旋轉的差動部、與該差動部配合 的中間軸部，上述輸出部件是與上述中間軸部嚙合的反轉齒輪。


圖1為表示第1實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖2為第1實施形態的自動變速機的工作表。圖3為表示第1實施形態的自動變速機的速度線圖。圖4為表示第2實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖5為表示第3實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖6為第3實施形態的自動變速機的工作表。圖7為表示第3實施形態的自動變速機的速度線圖。圖8為表示第4實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖9為第4實施形態的自動變速機的工作表。圖10為表示第4實施形態的自動變速機的速度線圖。圖11為表示第5實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖12為表示第6實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖13為表示第7實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖14為表示第8實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖15為表示第9實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖16為表示第10實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖17為表示第11實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖18為表示第12實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖19為表示第13實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖20為表示第14實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖21為表示第15實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖22為第15實施形態的自動變速機的工作表。圖23為表示第15實施形態的自動變速機的速度線圖。圖24為表示第16實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖25為第16實施形態的自動變速機的工作表。圖26為表示第16實施形態的自動變速機的速度線圖。圖27為表示第17實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖28為第17實施形態的自動變速機的工作表。圖29為表示第17實施形態的自動變速機的速度線圖。圖30為表示第18實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖31為第18實施形態的自動變速機的工作表。圖32為表示第18實施形態的自動變速機的速度線圖。圖33為表示第19實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖34為第19實施形態的自動變速機的工作表。圖35為表示第19實施形態的自動變速機的速度線圖。圖36為表示第20實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖37為第20實施形態的自動變速機的工作表。圖38為表示第20實施形態的自動變速機的速度線圖。圖39為表示第21實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖40為表示第22實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖41為表示第23實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖42為表示第24實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖43為表示第25實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。
具體實施方式
(第1實施形態〉以下，沿著圖1 圖3說明本發明的第1實施形態。圖1為表示第1 實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖2為第1實施形 態的自動變速機的工作表。圖3為表示第1實施形態的自動變速機的速度 線圖。本發明的第1實施形態的自動變速機具有如圖1所示的自動變速機構 特別適合于FF (前置發動機，前輪驅動)車輛，具有圖中未表示的外 殼和變速箱體3，在該外殼內配置有圖中未表示變矩器、在該變速箱體3 內配置有自動變速機構l,、圖中未表示的中間軸部(驅動車輪傳動機構) 以及差動部(驅動車輪傳動機構)。該變矩器配置在例如以與發動機(圖中未表示)的輸出軸同軸上的自 動變速機構h的輸入軸2為中心的軸上，該自動變速機構h配置在該發 動機的輸出軸上，即，以與該輸入軸2為中心的軸上。還有，上述中間軸 部配置在與這些輸入軸2平行的軸上的中間軸(圖中未表示)上，上述差 動部配置在與該中間軸平行的軸上，并具有圖中未顯示的左右車軸。另外，沿圖1說明本發明的第1實施形態的自動變速機的自動變速機 構11(>如圖1所示，在輸入軸2上配置有行星齒輪單元PU和行星齒輪(減 速旋轉輸出機構)PR，該行星齒輪單元PU具有作為4個旋轉要件的、太 陽輪(第2旋轉要件)S2、行星架(第3旋轉要件)CR2、齒圈(第4旋
轉要件)R3、以及太陽輪(第1旋轉要件)S3，該行星架CR2是以相互 嚙合形式具有與太陽輪S3及齒圈R3嚙合的長小齒輪PL和與太陽輪S2 嚙合的短小齒輪PS的所謂的拉維瑙式行星齒輪。還有，上述行星齒輪PR 是在行星架CR1上，以相互嚙合的形式具有與齒圈Rl嚙合的小齒輪Pb 和與太陽輪S1嚙合的小齒輪Pa的、所謂的雙小齒輪式行星齒輪。在上述輸入軸2的內周側配置具有油壓伺服系統11、摩擦板71、形 成離合器鼓的鼓狀部件21、與太陽輪S2連接的輪轂部件22的多板式離合 器(第1離合器)Cl，在其外周側配置有具有油壓伺服系統13、摩擦板 73、形成離合器鼓的鼓狀部件25的多板式離合器(第3離合器)C3。還 有，在鼓狀部件25的外周側配置有具有油壓伺服系統14、摩擦板74的多 板式制動器(第l制動器)Bl。該油壓伺服系統ll由具有用于推壓摩擦板71的活塞部件b、具有氣 缸部e的鼓狀部件21、在該活塞部件b和該氣缸部e之間由密封圈f、 g 密封形成的油壓伺服系統用油壓室(以下簡稱"油室")a、使該活塞部件 b朝該袖室a的方向受力的復位彈簧c、承受該復位彈簧c的壓力的復位板 d構成。另外，在以下的說明中，各油壓伺服系統均同樣由油室a、活塞部件 b、復位彈簧c、復位板d、氣缸部件e、密封圈f、 g構成，省略其說明。該油壓伺服系統11的油室a與上述輸入軸2上形成的油路2a連通， 該油路2a延伸設在殼體3的一端，與呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座 部3a的油路91連通。因此，該油路91與屈中未顯示的油壓控制裝置連 通。g卩，由于上述油壓伺服系統11配置在輸入軸2上，所以通過設置密 封殼體3的軸孔座部3a與輸入軸2之間的1對密封圈81而構成從圖中未 顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統11的油室a的油路。還有，上述油壓伺服系統13的油室a與上述軸孔座部3a的油路92 連通，該油路92與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。即，對于上述油壓 伺服系統13，只要設置密封殼體3的軸孔座部3a與鼓狀部件25之間的1 對密封圈80，就可以構成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統 13的油室a的油路。上述輸入軸2上連接著上述鼓狀部件21，該鼓狀部件21的頂端部內
周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C1用油壓伺服系統11而自由配合的離合器C1的摩擦板71，該離合器C1的摩擦板71的內周側以花鍵配合 方式與輪轂部件22連接。因此，該輪轂部件22與上述太陽輪S2連接。還有，上述鼓狀部件25被上述軸孔座部3a支持被能夠自由旋轉，在 該鼓狀部件25的頂端部外周側以花鍵配合方式配置有通過制動器B1用油 壓伺服系統14而自由卡扣的制動器B1的摩擦板74。該鼓狀部件25的頂 端部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C3用油壓伺服系統13而自 由配合的離合器C3的摩擦板73，該離合器C3的摩擦板73的內周側以花 鍵配合方式與齒圈R1連接。還有，行星架CRl具有小齒輪Pa和小齒輪Pb，該小齒輪Pb與齒圈 Rl嚙合，該小齒輪Pa與連接在輸入軸2上的太陽輪Sl嚙合。該行星架 CR1通過側板固定在殼體3的軸孔座部3a上，該齒圈Rl被支持部件26 支持在軸孔座部3a上并能夠自由旋轉。而且，離合器C3配合時，上述鼓狀部件25與傳遞齒圈R1的旋轉的 連接部件(以下，也稱為"傳遞部件")30連接。還有，該傳遞部件30 的另一側與上述行星齒輪單元PU的太陽輪S3連接。另一方面，上述輸入軸2的另一端(圖中左方)上配置具有油壓伺服 系統12、摩擦板72、形成離合器鼓的鼓狀部件23、與行星架CR2連接的 輪轂部件24的多板式離合器(第2離合器)C2。該油壓伺服系統12的油室a與形成在上述輸入軸2上的油路2b連通， 該油路2b延長設置在殼體3的與上述軸孔座部3a相反的一側的另一端， 與呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部3b的油路93連通，該油路93與 圖中未顯示的油壓控制裝置連通。即，對于上述油壓伺服系統12,只要設 置密封輸入軸2與鼓狀部件23之間的1對密封圈82，就可構成從圖中未 顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統12的油室a的油路。還有，在圖中左方側，在上述輸入軸2連接鼓狀部件23，該鼓狀部件 23的頂端部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C2用油壓伺服系統 12而自由配合的離合器C2的摩擦板72。該離合器C2的摩擦板72的內周 側以花鍵配合方式配置輪轂部件24，該輪轂部件24與上述行星架CR2的 側板連接。
另一方面，行星齒輪單元PU的外周側配置具有油壓伺服系統15、摩 擦板75、輪轂部件28的多板式制動器(第2制動器)B2。在該行星齒輪 單元PU的行星架CR2的側板上連接有以花鍵配合方式與上述制動器B2 的摩擦板75配合的輪轂部件28，還有，該輪轂部件28與單向離合器F1 的內圈連接。另外，該行星架CR2的長小齒輪PL與上述齒圈R3嚙合， 該齒圈R3的一端與連接部件27連接，該齒圈R3通過該連接部件27與反 轉齒輪5連接。如上說明，在行星齒輪單元PU的軸方向一側配置行星齒輪PR和離 合器C3，同時在該軸方向一側配置離合器C1，在該軸方向另一側配置離 合器C2，在行星齒輪PR與行星齒輪單元PU之間配置反轉齒輪5配置。 還有，在離合器C3、特別是傳遞其輸出的傳遞部件30的內周側配置離合 器Cl。制動器Bl配置在行星齒輪PR的外周側，制動器B2配置在行星 齒輪單元PU的外周側。接著，根據上述結構，沿著圖l、圖2以及圖3說明自動變速機構h 的作用。在圖3所示的速度線圖中，縱軸表示各個旋轉要件的轉速，橫軸 則對應于這些旋轉要件的齒輪比進行表示。該速度線圖的行星齒輪單元 PU的部分中，橫方向最端部(圖3中右側)的縱軸對應于太陽輪S3，之 后圖中縱軸向左依次對應于行星架CR2、齒圈R3、太陽輪S2。還有，在 該速度線圖的行星齒輪PR的部分中，橫方向最端部(圖3中右側)的縱 軸對應于太陽輪S1，之后圖中縱軸向左依次對應于齒圈R1、行星架CR1。 還有，這些縱軸的間隔分別與太陽輪S1、 S2、 S3的齒數的倒數、及分別 與齒圈R1、 R3的齒數的倒數成正比。圖中橫軸方向的虛線表示利用傳遞 部件30傳遞旋轉。如圖1所示，通過離合器Cl的配合，將輸入軸2的旋轉輸入給上述 太陽輪S2。通過離合器C2的配合，將輸入軸2的旋轉輸入給上述行星架 CR2，同時該行星架CR2的旋轉通過制動器B2的卡扣而自由固定，并且 通過單向離合器F3限制一個方向的旋轉。還有，太陽輪S3的旋轉通過制 動器B1的卡扣而自由固定。另一方面，上述太陽輪Sl與輸入軸2連接，并輸入該輸入軸2的旋 轉。還有，上述行星架CR1連接在殼體3上，其旋轉被固定，因此齒圈Rl為減速旋轉。還有，通過離合器C3的配合，該齒圈Rl的減速旋轉輸 入給太陽輪S3。然后，上述齒圈R3的旋轉輸出給上述反轉齒輪5，并通過該反轉齒輪 5、圖中未表示的中間軸部以及差動部輸出給驅動車輪。如圖2所示，在D (驅動)位的前進1擋，離合器Cl以及單向離合 器Fl配合。這樣，如圖3所示，輸入軸2的旋轉通過離合器Cl輸入給太 陽輪S2，同時行星架CR2的旋轉限制在一個方向(正向旋轉方向)，即防 止行星架CR2的反向旋轉而處于固定狀態。然后，輸入給太陽輪S2的輸 入軸2的旋轉通過固定的行星架CR2輸出給齒圈R3，從反轉齒輪5輸出 作為前進l擋的正向旋轉。還有，發動機停止時，制動器B2卡扣，行星 架CR2固定，從而防止該行星架CR2的正向旋轉，維持上述前進1擋的 狀態。還有，在該前進l擋時，通過單向離合器F1防止行星架CR2的反 向旋轉，而且使得正向旋轉成為可能，能夠通過單向離合器的自動配合實 現平穩地從例如非行駛位切換到行駛位時的前進1擋。如圖2所示，在D (驅動)位的前進2擋，離合器C1配合，制動器 Bl卡扣。這樣，如圖3所示，輸入軸2的旋轉通過離合器Cl輸入給太陽 輪S2，同時由于制動器B1的卡扣而使得太陽輪S3固定。這樣，行星架 CR2稍微減速旋轉，輸入給太陽輪S2的輸入軸2的旋轉通過該減速旋轉 的行星架CR2輸出給齒圈R3，從反轉齒輪5輸出作為前進2擋的正向旋 轉。如圖2所示，在D (驅動)位的前進3擋，離合器Cl和離合器C3 配合。這樣，如圖3所示，輸入軸2的旋轉通過離合器Cl輸入給太陽輪 S2。還有，由于輸入給太陽輪Sl的輸入軸2的旋轉和固定的行星架CR1， 齒圈Rl減速旋轉，該齒圈Rl的減速旋轉通過離合器C3、及傳遞部件30 輸出給太陽輪S3。這樣，由于輸入給太陽輪S2的輸入軸2的旋轉和太陽 輪S3的減速旋轉，行星架CR2為僅比該太陽輪S3的減速旋轉稍大的減 速旋轉。而且，輸入給太陽輪S2的輸入軸2的旋轉通過該減速旋轉的行 星架CR2輸出給齒圈R3，從反轉齒輪5輸出作為前進3擋的正向旋轉。 還有，此時由于太陽輪S3和齒圈R1均為減速旋轉，上述傳遞部件30傳 遞較大的轉矩。如圖2所示，在D (驅動)位的前進4擋，離合器Cl和離合器C2 配合。這樣，如圖3所示，輸入軸2的旋轉通過離合器C1輸入給太陽輪 S2、通過離合器C2輸入給行星架CR2。這樣，由于輸入給太陽輪S2的 輸入軸2的旋轉和輸入給行星架CR2的輸入軸2的旋轉，即處于直連旋轉 狀態，輸入軸2的旋轉直接輸出給齒圈R3，從反轉齒輪5輸出作為前進4 擋的正向旋轉。
如圖2所示，在D (驅動)位的前進5擋，離合器C2和離合器C3 配合。這樣，如圖3所示，輸入軸2的旋轉通過離合器C2輸入給行星架 CR2。還有，由于輸入給太陽輪Sl的輸入軸2的旋轉和固定的行星架CR1， 齒圈Rl減速旋轉，通過離合器C3、及上述傳遞部件30將該減速旋轉輸 出給太陽輪S3。這樣，通過太陽輪S3的減速旋轉和輸入了輸入軸2的旋 轉的行星架CR2，形成增速旋轉并輸出給齒圈R3，從反轉齒輪5輸出作 為前進5擋的正向旋轉。還有，此時與上述前進3擋的狀態一樣，由于太 陽輪S3和齒圈Rl均為減速旋轉，上述傳遞部件30傳遞較大的轉矩。
如圖2所示，在D (驅動)位的前進6擋，離合器C2配合，審慟器 Bl卡扣。這樣，如圖3所示，輸入軸2的旋轉通過離合器C2輸入給行星 架CR2，同時由于制動器B1的卡扣使得太陽輪S3固定。這樣，由于輸入 給行星架CR2的輸入軸2的旋轉和固定的太陽輪S3，形成(大于上述前 進5擋的)增速旋轉，并輸出給齒圈R3，從反轉齒輪5輸出作為前進6 擋的正向旋轉。
如圖2所示，在R(反向)位的倒退1擋，離合器C3配合，制動器 B2卡扣。這樣，如圖3所示，由于輸入給太陽輪Sl的輸入軸2的旋轉和 和固定的行星架CR1，齒圈R1減速旋轉，通過離合器C3、及上述傳遞部 件30將該減速旋轉輸出給太陽輪S3。還有，由于制動器B2的卡扣，行 星架CR2固定。這樣，由于太陽輪S3的減速旋轉和固定的行星架CR2， 向齒圈R3輸出反向旋轉，從反轉齒輪5輸出作為倒退1擋的反向旋轉。 還有，此時與上述前進3擋或上述前進5擋的狀態一樣，由于太陽輪S3 和齒圈Rl均為減速旋轉，上述傳遞部件30傳遞較大的轉矩。
在P (停車)位或N (空檔)位，特別是離合器C1、離合器C2及離 合器C3釋放，輸入軸2與反轉齒輪5之間的動力傳遞處于切斷狀態，自
動變速機構h整體處于空轉狀態(空檔狀態)。如上所述，根據本發明的自動變速機構lp行星齒輪PR、以及離合 器Cl配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器C2配置在行星齒輪 單元PU的軸方向另一側，與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置 例如2個離合器C1、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪單 元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣， 能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、從而 可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊的產生。還有，與在行星齒 輪單元PU的一側配置3個離合器Cl、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實 現供給這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例 如2a、 2b、 91、 92、 93)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，從殼體3向利 用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供油， 可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而能夠 向油壓伺服系統ll、 12的油室a供油。還有，油壓伺服系統13可以由從 殼體3延伸設置的軸孔座部3a供油，而不通過例如其它部件，即可以利 用設置1對密封圈80，進行供油。因此，在油壓伺服系統11、 12、 13， 分別只設置1對密封圈81、 82、 80，就可以供油，可以使密封圈引起的滑 動阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C1配置在離合器C3的內周側，因此可以在外周 側配置為了傳遞減速旋轉而必須傳遞較大的轉矩的離合器C3，可以使該 離合器C3及其油壓伺服系統13大徑化，特別是可以擴大油壓伺服系統 13的油室a的受壓面積，增加該離合器C3的轉矩傳遞容量，同時將與離 合器C3相比可以傳遞小轉矩容量的離合器Cl配置在內周側，從而可以實 現自動變速機的小型化。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，所以可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪， 當在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪與驅動車輪傳遞機構相 匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入側 為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以減 少對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，本實施形態的自動變速機構h是在前進4擋處于直連狀態的變 速機構，可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣，特別是 搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速，從而有 助于高速行駛車輛的安靜特性。 〈第2實施形態〉下面沿圖4說明將第1實施形態作部分變更的第2實施形態。圖4為 表示第2實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另外，第 2實施形態除了部分變更外，與第1實施形態相同的部分采用了相同的符 號，其說明省略。如圖4所示，第2實施形態的自動變速機的自動變速機構12相對于 第1實施形態的自動變速機構h(參照圖1)，輸出側與輸出側相反。還有， 對于前進1擋 前進6擋、及倒退1擋，其作用相同(參照圖2及圖3)。這樣，與第i實施形態一樣，利用本發明的自動變速機構12時，由 于行星齒輪PR以及離合器Cl配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離 合器C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR 和行星齒輪單元PU之間配置例如2個離合器C1、 C2的情況相比，可以 使行星齒輪PR和行星齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞 部件30長度可以較短。這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化， 同時由于能夠減小慣性力、從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速 沖擊。還有，與在行星齒輪單元PU的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3 的情況相比，能夠容易實現供給這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統 11、 12、 13的油路(例如2a、 2b、 91、 92、 93)的結構，從而可以簡化 制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統l、12設置在輸入軸2上，從殼體3向利 用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供油， 可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而能夠 向油壓伺服系統ll、 12的油室a供油。還有，油壓伺服系統13可以由從 殼體3延伸設置的軸孔座部3a供油，而不通過例如其它部件，即可以利 用設置1對密封圈80,進行供油。因此，在油壓伺服系統11、 12、 13，
分別只設置1對密封圈81、 82、 80，就可以供油，可以使密封圈引起的滑 動阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C1配置在離合器C3的內周側，因此可以在外周 側配置為了傳遞減速旋轉而必須傳遞較大的轉矩的離合器C3，可以使該 離合器C3及其油壓伺服系統13大徑化，特別是可以擴大油壓伺服系統 13的油室a的受壓面積，增加該離合器C3的轉矩傳遞容量，同時將與離 合器C3相比可以傳遞小轉矩容量的離合器Cl配置在內周側，從而可以實 現自動變速機的小型化。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，所以可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5， 當在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪與驅動車輪傳遞機構相 匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入側 為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以減 少對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，本實施形態的自動變速機構12是在前進4擋處于直連狀態的變 速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣，特 別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速，從 而有助于高速行駛車輛的安靜特性。 〈第3實施形態〉下面沿圖5 圖7說明將第1實施形態作部分變更的第3實施形態。 圖5為表示第3實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖 6為第3實施形態的自動變速機的工作表。圖7為表示第3實施形態的自 動變速機的速度線圖。另外，第3實施形態除了部分變更外，與第l實施 形態相同的部分采用了相同的符號，其說明省略。如圖5所示，第3實施形態的自動變速機的自動變速機構13相對于 第1實施形態的自動變速機構h (參照圖1)，改變了行星齒輪PR和離合 器C3的配置。該自動變速機構13中，離合器C3配置在行星齒輪PR的行星齒輪單 元PU —側(圖中左側)。該離合器C3的鼓狀部件25的頂端部內周側通 過花鍵方式與摩擦板73配合，該摩擦板73的內周側通過花鍵方式與輪轂
部件26配合。還有，鼓狀部件25與輸入軸2連接，輪轂部件26與太陽 輪S1連接。還有，行星架CR1的側板被殼體3固定支持。而且，齒圈R1上連接 傳遞部件30，該傳遞部件30的外周側通過花鍵方式與制動器Bl的摩擦 板74配合，同時該傳遞部件30與太陽輪S3連接。還有，離合器C3用油壓伺服系統13的油室a與在上述輸入軸2上 與油路2a以2重結構形成的油路2c連通，該油路2c與殼體3的軸孔座部 3a的油路92連通。而且，該油路92與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。 即，由于上述油壓伺服系統11及油壓伺服系統13配置在輸入軸2上，所 以只需設置密封殼體3的軸孔座部3a與輸入軸2之間的1對密封圈81， 就可形成從圖中未顯示的油壓控制裝置到油壓伺服系統11及油壓伺服系 統13的油室a的油路。接著，根據上述結構，沿著圖5、圖6以及圖7說明自動變速機構13 的作用。與上述第l實施形態一樣，在圖7所示的速度線圖中，縱軸表示 各個旋轉要件的轉速，橫軸則對應于這些旋轉要件的齒輪比進行表示。該 速度線圖的行星齒輪單元PU的部分中，橫方向最端部(圖7中右側)的 縱軸對應于太陽輪S3，之后圖中縱軸向左依次對應于行星架CR2、齒圈 R3、太陽輪S2。還有，在該速度線圖的行星齒輪PR的部分中，橫方向最 端部(圖7中右側)的縱軸對應于太陽輪S1，之后圖中縱軸向左依次對應 于齒圈R1、行星架CR1。還有，這些縱軸的間隔分別與太陽輪S1、 S2、 S3的齒數的倒數、及分別與齒圈R1、 R3的齒數的倒數成正比。圖中橫軸 方向的虛線表示利用傳遞部件30傳遞旋轉。如圖5所示，通過離合器C3的配合，將輸入軸2的旋轉輸入給上述 太陽輪S1。另外，上述行星架CR1相對于殼體3的旋轉被固定，上述齒 圈Rl根據輸入給該太陽輪Sl的輸入軸2的旋轉進行減速旋轉。即，利用 離合器C3的配合，通過傳遞部件30將齒圈Rl的減速旋轉輸入給太陽輪 S3。因此，如圖6及圖7所示，在前進3擋、前進5擋、倒退1擋，在行 星齒輪PR中，由于離合器C3配合，輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪S1， 利用固定的行星架CR1將減速旋轉輸出給齒圈Rl，通過傳遞部件30將減 速旋轉輸入給太陽輪S3。此時由于齒圈Rl和太陽輪S3均為減速旋轉， 所以上述傳遞部件30傳遞較大的轉矩。另一方面，在前進1擋、前進2 擋、前進4擋、前進6擋，如圖7所示，由于太陽輪S3的旋轉通過傳遞 部件30輸入給齒圈R1，另外離合器C3被釋放，所以太陽輪S1根據該齒 圈Rl的各變速擋的旋轉和固定的行星架CR1進行旋轉。還有，上述行星齒輪PR以外的作用與上述第1實施形態相同(參照 圖2和圖3)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構13，行星齒輪PR及離合器 Cl配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器C2配置在行星齒輪單 元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配 置例如2個離合器Cl、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪 單元PU靠近配置,從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣， 能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、從而 可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪單元 PU的一側配置3個離合器Cl、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現供給 這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如2a、 2b、 91、 92、 93)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統ll、 12、 13設置在輸入軸2上，從殼體3 向利用密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b、 2c供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12、 13之間設置密封圈， 而能夠向油壓伺服系統11、 12、 13的油室供油。因此，在油壓伺服系統 11、 12、 13，只需分別設置密封圈81、 82，就可以供油，可以使密封圈引 起的滑動阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5，當 在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪與驅動車輪傳遞機構相匹 配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入側為 前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以減少 對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，如果使離合器C3處于齒圈R1和太陽輪S3之間，則因為需要
接通*斷開減速旋轉，所以會成為較大的部件，但由于處于輸入軸2和太 陽輪Sl之間，利用該離合器C3接通 斷開輸入軸2的旋轉，來接通 斷 開從行星齒輪PR的齒圈Rl輸出的減速旋轉，從而可以實現離合器C3的 小型化，進而實現自動變速機的小型化。
還有，本實施形態的自動變速機構13是在前進4擋處于直連狀態的變 速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣，特 別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速，從 而有助于高速行駛車輛的安靜特性。 〈第4實施形態〉下面沿圖8 圖IO說明將第1實施形態作部分變更的第4實施形態。 圖8為表示第4實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。圖 9為第4實施形態的自動變速機的工作表。圖10為表示第4實施形態的自 動變速機的速度線圖。另外，第4實施形態除了部分變更外，與第l實施 形態相同的部分采用了相同的符號，其說明省略。
如圖8所示，第4實施形態的自動變速機的自動變速機構14相對于 第1實施形態的自動變速機構h (參照圖1)，配置了制動器(第3制動器) B3以取代離合器C3，利用制動器B3自由固定行星齒輪PR的行星架CR1 。
該自動變速機構14中，制動器B3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反的一側(圖中右側)。該制動器B3具有油壓伺服系統16、摩 擦板76、輪轂部件33。該制動器B3的輪轂部件33與行星架CR1的一方的側板連接，該行 星架CR1被輸入軸2或軸孔座部3a支持并自由旋轉。還有，太陽輪Sl 與輸入軸2連接。而且，齒圈R1的外周側通過花鍵方式與制動器B1的摩 擦板74配合，同時該齒圈Rl與傳遞部件30連接，通過該傳遞部件30與 太陽輪S3連接。接著，根據上述結構，沿著圖8、圖9以及圖10說明自動變速機構 14的作用。與上述第1實施形態一樣，在圖IO所示的速度線圖中，縱軸 表示各個旋轉要件的轉速，橫軸則對應于這些旋轉要件的齒輪比進行表 示。該速度線圖的行星齒輪單元PU的部分中，橫方向最端部(圖10中右 側)的縱軸對應于太陽輪S3，之后圖中縱軸向左依次對應于行星架CR2、
齒圈R2、太陽輪S2。還有，在該速度線圖的行星齒輪PR的部分中，橫 方向最端部(圖10中右側)的縱軸對應于太陽輪S1，之后圖中縱軸向左 依次對應于齒圈Rl、行星架CR1。還有，這些縱軸的間隔分別與太陽輪 Sl、 S2、 S3的齒數的倒數、及分別與齒圈R1、 R3的齒數的倒數成正比。 圖中橫軸方向的虛線表示利用傳遞部件30傳遞旋轉。如圖8所示，通過制動器B3的卡扣，上述行星架CR1相對于殼體3 被固定。還有，輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪S1，由于該行星架CR1被 固定，上述齒圈Rl根據輸入給該太陽輪Sl的輸入軸2的旋轉進行減速旋 轉。即，利用制動器B3的卡扣，通過傳遞部件30將齒圈R1的減速旋轉 輸入給太陽輪S3。因此，如圖9及圖10所示，在前進3擋、前進5擋、倒退1擋，在 行星齒輪PR中，由于制動器B3的卡扣，行星架CR1被固定，通過輸入 輸入軸2的旋轉的太陽輪S1的旋轉，將減速旋轉輸入給齒圈R1，通過傳 遞部件30將減速旋轉輸入給太陽輪S3。此時，由于齒圈R1和太陽輪S3 均為減速旋轉，所以上述傳遞部件30傳遞較大的轉矩。另一方面，在前 進1擋、前進2擋、前進4擋、前進6擋，如圖10所示，由于太陽輪S3 的旋轉通過傳遞部件30輸入給齒圈R1，制動器B3被釋放，所以行星架 CR1根據該齒圈Rl的各變速擋的旋轉和輸入軸2的旋轉的太陽輪Sl進行 旋轉。還有，上述行星齒輪PR以外的作用與上述第1實施形態相同(參照 圖2和圖3)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構14，行星齒輪PR及離合器 Cl配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器C2配置在行星齒輪單 元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配 置例如2個離合器C1、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪 單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣， 能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、從而 可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而能夠 向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。'因此，在油壓伺服系統ll、 12，分 別只需設置密封圈81、 82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動阻力減 至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪，當在 例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪與驅動車輪傳遞機構相匹配 搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入側為前 方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以減少對 前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，由于利用制動器B3接通 斷開從行星齒輪PR輸出給行星齒 輪單元PU的減速旋轉，所以與例如設置離合器C3的情況相比，可以減 少部件數量(例如鼓狀部件等)。還有，制動器B3可以從殼體3直接構成 油路，與例如設置離合器C3的情況相比，可以簡化油路結構。還有，本實施形態的自動變速機構U是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。 〈第5實施形態〉下面沿圖11說明將第1實施形態作部分變更的第5實施形態。圖11 為表示第5實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另外， 第5實施形態除了部分變更外，與第1實施形態相同的部分采用了相同的 符號，其說明省略。如圖ll所示，第5實施形態的自動變速機的自動變速機構15相對于 第1實施形態的自動變速機構1,(參照圖1)，改變了行星齒輪PR和離合 器C3的配置，還配置了制動器B3，利用制動器B3自由固定行星齒輪PR 的行星架CR1。該自動變速機構15中，離合器C3配置在行星齒輪PR的行星齒輪單 元PU的一側(圖中左側)，制動器B3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反一側(圖中右側)。該離合器C3的鼓狀部件25的頂端部內 周側以花鍵配合方式與摩擦板73配合，該摩擦板73的內周側以花鍵配合 方式與輪轂部件26配合。還有，鼓狀部件25與輸入軸2連接，輪轂部件 26與太陽輪S1連接。制動器B3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪單元PU相反側(圖中 右側)。該制動器B3具有油壓伺服系統16、摩擦板76、輪轂部件33。該 制動器B3的輪轂部件33的外周側以花鍵配合方式與摩擦板76配合，同 時該輪轂部件33與行星架CR1的一方的側板連接，該行星架CR1被輸入 軸2或軸孔座部3a支持并自由旋轉。還有，在齒圈R1的外周側通過花鍵 方式配合有制動器Bl的摩擦板74，同時該齒圈Rl與傳遞部件30連接， 通過該傳遞部件30與太陽輪S3連接。還有，離合器C3用油壓伺服系統13的油室與在上述輸入軸2上與 油路2a以2重結構形成的油路2c連通，該油路2c與殼體3的軸孔座部 3a的油路92連通。而且，該油路92與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。 即，由于上述油壓伺服系統11及油壓伺服系統13配置在輸入軸2上，所 以只通過設置密封殼體3的軸孔座部3a與輸入軸2之間的1對密封圈81 ， 就可構成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統11及油壓伺服系 統13的油室的油路。接著，根據上述結構，沿著圖11、圖2以及圖3說明自動變速機構 15的作用。由于與上述第1實施形態一樣，本第5實施形態根據第1實施 形態中說明過的配合表、及速度線圖(圖2及圖3)進行說明。如圖11所示，通過離合器C3的配合，輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪 Sl。另外，由于制動器B3的卡扣，上述行星架CR1相對于殼體3固定。 因此，當離合器C3配合、制動器B3卡扣時，上述齒圈R1根據輸入給該 太陽輪Sl的輸入軸2的旋轉進行減速旋轉。即，利用離合器C3的配合和 制動器B3的卡扣，通過傳遞部件30將齒圈Rl的減速旋轉輸入給太陽輪 S3。因此，如圖2及圖3所示，在前進3擋、前進5擋、倒退1擋，在行 星齒輪PR中，由于離合器C3的配合，輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪S1。 由于制動器B3的卡扣，行星架CR1被固定，據此將減速旋轉輸出給齒圈 Rl，通過傳遞部件30將減速旋轉輸入給太陽輪S3。此時，由于齒圈R1
和太陽輪S3均為減速旋轉，上述傳遞部件30傳遞較大的轉矩。另一方面， 在前進1擋、前進2擋、前進4擋、前進6擋，太陽輪S3的旋轉通過傳 遞部件30輸入給齒圈R1，但由于離合器C3和制動器B3被釋放，行星架 CR1及太陽輪Sl處于自由旋轉狀態。
還有，上述行星齒輪PR以外的作用與上述第1實施形態相同(參照 圖2和圖3)，從而省略說明。
如上所述，根據本發明的自動變速機構15，行星齒輪PR及離合器 Cl配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器C2配置在行星齒輪單 元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配 置例如2個離合器Cl、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪 單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣， 能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、從而 可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪單元 PU的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現供給 這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如2a、 2b、 91、 92、 93)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。
還有，由于油壓伺服系統ll、 12、 13設置在輸入軸2上，從殼體3 向利用密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b、 2c供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12、 13之間設置密封圈， 而能夠向油壓伺服系統11、 12、 13的油室a供油。因此，在油壓伺服系 統11、 12、 13，分別只需設置密封圈81、 82，就可以供油，可以使密封 圈引起的滑動阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。
還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5，當 在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪5與驅動車輪傳遞機構相 匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入側 為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以減 少對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。
還有，如果使離合器C3處于齒圈R1和太陽輪S3之間，因為需要接 通《斷開減速旋轉，所以會成為較大的部件，但由于處于輸入軸2和太陽
輪Sl之間，利用該離合器C3接通 斷開輸入軸2的旋轉，來接通 斷開 從行星齒輪PR的齒圈R1輸出的減速旋轉，從而可以實現離合器C3的小 型化，進而實現自動變速機的小型化。還有，本實施形態的自動變速機構15是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。 〈第6實施形態〉下面沿圖12說明將第1實施形態作部分變更的第6實施形態。圖12 為表示第6實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另外， 第6實施形態除了部分變更外，與第1實施形態相同的部分采用了相同的 符號，其說明省略。如圖12所示，第6實施形態的自動變速機的自動變速機構16相對于 第1實施形態的自動變速機構h (參照圖1)，將離合器C2配置在行星齒 輪單元PU的設置行星齒輪PR的軸方向一側，將離合器Cl配置在軸方向 另一側，即將離合器C1和離合器C2的位置進行了交換。該自動變速機構l6中，在上述輸入軸2上，其內周側配置具有油壓伺 服系統12、摩擦板72、形成離合器鼓的鼓狀部件23、與行星架CR2連接 的輪轂部件24的多板式離合器C2，其外周側配置有具有油壓伺服系統13、 摩擦板73、形成離合器鼓的鼓狀部件25的多板式離合器C3。還有，在鼓 狀部件25的外周側配置有具有油壓伺服系統14、摩擦板74的多板式制動 器B1。在上述輸入軸2上連接上述鼓狀部件23，該鼓狀部件23的頂端部內 周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C2用油壓伺服系統12而自由配合 的離合器C2的摩擦板72，該離合器C2的摩擦板72的內周側以花鍵配合 方式連接輪轂部件24。因此，該輪轂部件24與上述行星架CR2連接。另一方面，輸入軸2的另一端(圖中左方)上配置具有油壓伺服系統 11、摩擦板71、形成離合器鼓的鼓狀部件21、與太陽輪S2連接的輪轂部 件22的多板式離合器C1。還有，在圖中左側，上述輸入軸2上連接有鼓狀部件21，該鼓狀部
件21的頂端部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C1用油壓伺服系 統11而自由配合的離合器C1的摩擦板71。該離合器C1的摩擦板71的 內周側以花鍵配合方式配置輪轂部件22。因此，該輪轂部件22與上述太 陽輪S2連接。根據上述結構的自動變速機構16的作用與上述第1實施形態相同(參 照圖2和圖3)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構16，將行星齒輪PR及離合器 C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器Cl配置在行星齒輪單 元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配 置例如2個離合器C1、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪 單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣， 能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、從而 可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪單元 PU的一側配置3個離合器Cl、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現供給 這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如2a、 2b、 91、 92、 93)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用l對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而 能夠向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。另外，油壓伺服系統13可以由 從殼體3延伸設置的軸孔座部3a供油，而不通過例如其它部件，即可以 利用設置1對密封圈80，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13， 分別只需設置密封圈81、 82、 80，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動 阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C2配置在離合器C3的內周側，因此可以在外周 側配置為了傳遞減速旋轉而必須傳遞較大的轉矩的離合器C3，可以使該 離合器C3及其油壓伺服系統13大徑化，特別是可以擴大油壓伺服系統 13的油室的受壓面積，增加該離合器C3的轉矩傳遞容量，同時將與離合 器C3相比可以傳遞小轉矩容量的離合器C2配置在內周側，從而可以實現 自動變速機的小型化。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，所以可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5， 當在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪與驅動車輪傳遞機構相 匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入側 為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以減 少對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。
還有，由于離合器C1為在比較低中速擋的前進1擋、前進2擋、前 進3擋、前進4擋配合的離合器，所以當該離合器C1在比較高速擋的前 進5擋、前進6擋或倒退1擋等處于釋放狀態時、特別是連接該離合器 Cl和太陽輪S2的輪轂部件22處于比較高速旋轉或反向旋轉(參照圖7)， 另一方面，有時產生在前進5擋或倒退1擋、傳遞部件30為減速旋轉， 在前進6擋、傳遞部件30為固定的情況，而輪轂部件22和傳遞部件30 的轉速差很大，但由于該離合器C1隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒 輪PR的相反側，即輪轂部件22和傳遞部件30可以分離配置，與例如利 用多重結構將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間 的相對旋轉而導致降低自動變速機的效率。
還有，本實施形態的自動變速機構16是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。
但是，連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳 遞部件)輸入有減速后的轉矩，因此需要能夠承受這種轉矩的剛性。將低 中速擋配合的離合器或對減速旋轉進行配合脫離的離合器配置在連接部 件的內周側時，由于這些離合器的容量需要大，因此，需要能夠與容量對 應的徑方向的尺寸。所以，在連接部件為穿過那樣的離合器的外周側的類 型時，其離合器的所需徑方向尺寸必須進一步增大，有可能使得連接部件 的徑方向的尺寸過大，從而使自動變速機整體的徑方向尺寸增大。這里， 本實施形態的目的在于降低徑方向尺寸的增加，提供小型化的自動變速 機。
本實施形態中，通過在連接部件、尤其是傳遞部件30的內周側配置
小容量的離合器C2，從而可以不會增加連接部件的徑方向尺寸地配置所 有的離合器。〈第7實施形態〉下面沿圖13說明將第6實施形態作部分變更的第7實施形態。圖13 為表示第7實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另外， 第7實施形態除了部分變更外，與第6實施形態相同的部分采用了相同的 符號，其說明省略。如圖13所示，第7實施形態的自動變速機的自動變速機構17相對于 第6實施形態的自動變速機構16 (參照圖12)，改變了行星齒輪PR、離合 器C2、離合器C3的配置。該自動變速機構17中，離合器C2及離合器C3配置在行星齒輪PR 的與行星齒輪單元PU相反的一側(圖中右側)。該離合器C3的鼓狀部件 25的頂端部內周側以花鍵配合方式與摩擦板73配合，該摩擦板73的內周 側以花鍵配合方式連接有輪轂部件26。鼓狀部件25與輸入軸2連接，輪 轂部件26與行星齒輪PR的太陽輪Sl連接。還有，具有油壓伺服系統12、 摩擦板72、鼓狀部件23、輪轂部件24的離合器C2配置在上述離合器C3 的內周側，即被輪轂部件26包圍在內。另一方面，在行星齒輪PR的外周側配置具有油壓伺服系統14、摩擦 板74的多板式制動器Bl 。該行星齒輪PR的行星架CR1的側板被殼體3 固定支持。齒圈R1與傳遞部件30連接，該傳遞部件30的外周側通過花 鍵方式配合制動器Bl的摩擦板74，同時該傳遞部件30與太陽輪S3連接。根據上述結構的自動變速機構17的作用與上述第3實施形態相同(參 照圖6和圖7)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構17，行星齒輪PR及離合器 C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器Cl配置在行星齒輪單 元PU的軸方向另一側，與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置例 如2個離合器Cl、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪單元 PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣，能 夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、從而可 以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪單元PU
的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現供給這些 離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如2a、 2b、 91、 92、 93)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而 能夠向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。另外，油壓伺服系統13可以由 從殼體3延伸設置的軸孔座部3a供油，而不通過例如其它部件，即可以 利用設置1對密封圈80，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13， 分別只需設置密封圈81、 82、 80,就可以供油，可以使密封圈引起的滑動 阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，所以可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5， 當在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪5與驅動車輪傳遞機構 相匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入 側為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以 減少對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，由于離合器C1為在比較低中速擋的前進1擋、前進2擋、前 進3擋、前進4擋配合的離合器，所以當該離合器C1在比較高速擋的前 進5擋、前進6擋或倒退1擋處于釋放狀態時、特別是連接該離合器Cl 和太陽輪S2的輪轂部件22處于比較高速旋轉或反向旋轉(參照圖7)，另 一方面，有時產生在前進5擋或倒退1擋、傳遞部件30為減速旋轉，在 前進6擋、傳遞部件30為固定的情況，而輪轂部件22和傳遞部件30的 轉速差很大，但由于該離合器Cl隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒輪 PR的相反側，即輪轂部件22和傳遞部件30可以分離配置，與例如利用 多重結構將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的 相對旋轉產生的摩擦而導致降低自動變速機的效率。還有，如果使離合器C3處于齒圈R1和太陽輪S3之間，因為必須接 通'斷開減速旋轉，所以會成為較大的部件，但由于處于輸入軸2和太陽 輪Sl之間，利用該離合器C3接通 斷開輸入軸2的旋轉，來接通 斷開 從行星齒輪PR的齒圈R1輸出的減速旋轉，從而可以實現離合器C3的小 型化，進而實現自動變速機的小型化。還有，本實施形態的自動變速機構17是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。但是，例如在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置離合器時， 連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳遞部件)的 長度在軸方向會相應增加，由于該連接部件傳遞減速旋轉，因此必須增加 部件的厚度以能夠承受這種減速旋轉，從而增加了重量。這里，本實施形 態的目的在于縮短減速行星齒輪和行星齒輪單元之間的長度，降低重量的 增加，提供小型化的自動變速機。本實施形態中，特別是通過將離合器C2配置在相對行星齒輪PR的 與行星齒輪單元PU沿軸方向相反的一側，從而不需要在行星齒輪PR和 行星齒輪單元PU之間配置離合器，這樣，連接部件、尤其是傳遞部件30 的長度可以相應縮短，從而可以防止自動變速機整體的重量增加。 〈第8實施形態〉下面沿圖14說明將第6實施形態作部分變更的第8實施形態。圖14 為表示第8實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另外， 第8實施形態除了部分變更外，與第6實施形態相同的部分采用了相同的 符號，其說明省略。如圖14所示，第8實施形態的自動變速機的自動變速機構18相對于 第6實施形態的自動變速機構16 (參照圖12)，改變了離合器C2的配 置，而且配置了制動器B3以取代離合器C3，行星齒輪PR的行星架CR1 被制動器B3自由固定。該自動變速機構18中，制動器B3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反的一側(圖中右側)。該制動器B3具有油壓伺服系統16、摩 擦板76、輪轂部件33。還有，具有油壓伺服系統12、摩擦板72、鼓狀部 件23、輪轂部件24的離合器C2配置在上述制動器B3的內周側，即被輪 轂部件33包圍在內。該制動器B3的輪轂部件33與行星架CR1的一方的
側板連接，該行星架CR1的另一方的側板被輸入軸2支持并能夠自由旋轉。還有，太陽輪Sl通過離合器C2的鼓狀部件23與輸入軸2連接。齒圈Rl 的外周側通過花鍵方式配合有制動器B1的摩擦板74，同時該齒圈Rl上 連接傳遞部件30，通過該傳遞部件30與太陽輪S3連接。根據上述結構的自動變速機構18的作用與上述第4實施形態相同(參 照圖9和圖10)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構18，行星齒輪PR及離合器 C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器Cl配置在行星齒輪單 元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配 置例如2個離合器C1、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪 單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣， 能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、從而 可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，從殼體3向利 用密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供油，可以 不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而能夠向油 壓伺服系統1K 12的油室供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12，分別只 設置密封圈81、 82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動阻力減至最小， 從而提高自動變速機的效率。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，所以可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5， 當在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪與驅動車輪傳遞機構相 匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入側 為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以減 少對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，由于離合器C1為在比較低中速擋的前進1擋、前進2擋、前 進3擋、前進4擋配合的離合器,當該離合器Cl在比較高速擋的前進5 擋、前進6擋或倒退1擋等處于釋放狀態時、特別是連接該離合器Cl和 太陽輪S2的輪轂部件22比較高速旋轉或反向旋轉(參照圖IO)，另一方 面，有時產生在前進5擋或倒退1擋、傳遞部件30為減速旋轉，在前進6
擋、傳遞部件30被固定的情況，而輪轂部件22和傳遞部件30的轉速差 很大，但由于該離合器C1隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR的相 反側，即輪轂部件22和傳遞部件30可以分離配置，與例如利用多重結構 將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對旋轉 產生的摩擦而導致降低自動變速機的效率。還有，由于利用制動器B3接通 斷開從行星齒輪PR向行星齒輪單 元PU輸出的減速旋轉，與例如設置離合器C3的情況相比，可以減少部 件數量(例如鼓狀部件等)。還有，制動器B3可以從殼體3直接構成油路， 與例如設置離合器C3的情況相比，可以簡化油路結構。還有，本實施形態的自動變速機構18是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。但是，例如在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置離合器時， 連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳遞部件)的 長度在軸方向會相應增加，由于該連接部件傳遞減速旋轉，因此需要增加 部件的厚度以能夠承受這種減速旋轉，從而增加了重量。這里，本實施形 態的目的在于縮短減速行星齒輪和行星齒輪單元之間的長度，降低重量的 增加，提供小型化的自動變速機。本實施形態中，特別是通過將離合器C2配置在相對行星齒輪PR的 與行星齒輪單元PU沿軸方向的相反側，從而不需要在行星齒輪PR和行 星齒輪單元PU之間配置離合器，這樣，連接部件、尤其是傳遞部件30 的長度可以相應縮短，從而可以防止自動變速機整體的重量增加。 〈第9實施形態〉下面沿圖15說明將第1實施形態作部分變更的第9實施形態。圖15 為表示第9實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另外， 第9實施形態除了部分變更外，與第1實施形態相同的部分采用了相同的 符號，其說明省略。如圖15所示，第9實施形態的自動變速機的自動變速機構19相對于 第1實施形態的自動變速機構h (參照圖1)，離合器C2配置在行星齒輪 單元PU的設置行星齒輪PR的軸方向一側，離合器Cl和反轉齒輪5配置 在軸方向另一側，即將離合器C1和離合器C2的位置進行了交換。而且將 行星齒輪PR、離合器C3、及制動器Bl配置在相對行星齒輪單元PU的反 轉齒輪5的相反側。該自動變速機構19中，上述輸入軸2上，其內周側配置具有油壓伺 服系統ll、摩擦板71、形成離合器鼓的鼓狀部件21、與太陽輪S2連接的 輪轂部件22的多板式離合器Cl 。該油壓伺服系統11的油室與上述輸入軸2上形成的油路2a連通，該 油路2a延伸設在殼體3的一端，與呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部 3a的油路91連通。因此，該油路91與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。 即，由于上述油壓伺服系統11配置在輸入軸2上，所以只需設置密封殼 體3的軸孔座部3a與輸入軸2之間的1對密封圈81，就可構成從圖中未 顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統11的油室的油路。上述輸入軸2上連接上述鼓狀部件21，該鼓狀部件21的頂端部內周 側以花鍵配合方式配置有通過離合器C1用油壓伺服系統11而自由配合的 離合器C1的摩擦板71，該離合器C1的摩擦板71的內周側以花鍵配合方 式與輪轂部件22連接。而且，該輪轂部件22與上述太陽輪S2連接。另一方面，在輸入軸2的另一端(圖中左方)上配置具有油壓伺服系 統12、摩擦板72、形成離合器鼓的鼓狀部件23、與行星架CR2連接的輪 轂部件24的多板式離合器C2，在其外周側配置具有油壓伺服系統13、摩 擦板73、形成離合器鼓的鼓狀部件25的多板式離合器C3。還有，在鼓狀 部件25的外周側配置具有油壓伺服系統14、摩擦板74的多板式制動器 Bl。該油壓伺服系統12的油室與上述輸入軸2上形成的油路2b連通，該 油路2b延伸設在殼體3的與上述軸孔座部3a相反一側的另一端，與呈套 筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部3b的油路93連通。該油路93與圖中未 顯示的油壓控制裝置連通。即，對于上述油壓伺服系統12，只需設置密封 在殼體3的軸孔座部3b與輸入軸2之間的1對密封圈82，就可構成從圖 中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統12的油室的油路。還有，上述油壓伺服系統13的油室與上述軸孔座部3b的油路94連
通，該油路94與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。g卩，對于上述油壓伺 服系統13，通過密封殼體3的軸孔座部3b與鼓狀部件25之間的1對密封 圈84，構成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統13的油室的油 路。還有，上述輸入軸2在圖中左側連接有上述鼓狀部件23，在該鼓狀 部件23的頂端部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C2用油壓伺服 系統12而自由配合的離合器C2的摩擦板72，在該離合器C2的摩擦板72 的內周側以花鍵配合方式配置輪轂部件24,該輪轂部件24與上述行星架 CR2連接。上述鼓狀部件25被上述軸孔座部3b支持被能夠自由旋轉，該鼓狀部 件25的頂端部外周側以花鍵配合方式配置有通過制動器B1用油壓伺服系 統14而自由卡扣的制動器B1的摩擦板74。該鼓狀部件25的頂端部內周 側以花鍵配合方式配置有通過離合器C3用油壓伺服系統13而自由配合的 離合器C3的摩擦板73，該離合器C3的摩擦板73的內周側以花鍵配合方 式連接有齒圈R1。還有，行星架CRl具有小齒輪Pa和小齒輪Pb，該小齒輪Pb與齒圈 Rl嚙合，該小齒輪Pa與連接在輸入軸2上的太陽輪Sl嚙合。該行星架 CR1通過側板固定在殼體3的軸孔座部3b上，該齒圈Rl被支持部件26 支持在軸孔座部3b上并能夠自由旋轉。而且，離合器C3配合時，在上述鼓狀部件25上連接有傳遞齒圈R1 的旋轉的傳遞部件30。還有，該傳遞部件30的另一側連接有上述行星齒 輪單元PU的太陽輪S3。根據上述結構的自動變速機構19的作用與上述第1實施形態相同(參 照圖2和圖3)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構19，行星齒輪PR及離合器 C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器Cl配置在行星齒輪單 元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配 置例如2個離合器Cl、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪 單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣， 能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、從而
可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪單元PU的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現供給 這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如2a、 2b、 91、 93、 94)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而 能夠向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。另外，油壓伺服系統13可以由 從殼體3延伸設置的軸孔座部3b供油，而不通過例如其它部件，即可以 利用設置1對密封圈84，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13， 分別只需設置密封圈81、 82、 84,就可以供油，可以使密封圈引起的滑動 阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C2配置在離合器C3的內周側，因此可以在外周 側配置為了傳遞減速旋轉而必須傳遞較大的轉矩的離合器C3，可以使該 離合器C3及其油壓伺服系統13大徑化，特別是可以擴大油壓伺服系統 13的油室的受壓面積，增加該離合器C3的轉矩傳遞容量，同時將與離合 器C3相比可以傳遞小轉矩容量的離合器C2配置在內周側，從而可以實現 自動變速機的小型化。還有，由于離合器C1為在比較低中速擋的前進1擋、前進2擋、前 進3擋、前進4擋配合的離合器，所以當該離合器C1在比較高速擋的前 進5擋、前進6擋或倒退1擋處于釋放狀態時、特別連接該離合器Cl和 太陽輪S2的輪轂部件22會比較高速旋轉或反向旋轉(參照圖3)，另一方 面，有時產生在前進5擋或倒退1擋、傳遞部件30減速旋轉，在前進6 擋、傳遞部件30被固定的情況，而輪轂部件22和傳遞部件30的轉速差 很大，但由于該離合器C1通過將行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR的 相反側，即輪轂部件22和傳遞部件30可以分離配置，與例如利用多重結 構將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對旋 轉產生摩擦等而導致降低自動變速機的效率。還有，本實施形態的自動變速機構19是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。但是，連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳 遞部件)被輸入減速后的轉矩，因此需要能夠承受這種轉矩的剛性。將低 中速擋配合的離合器或對減速旋轉進行配合脫離的離合器配置在連接部 件的內周側時，由于這些離合器的容量必須大，因此，需要能夠與容量對 應的徑方向的尺寸。所以，在連接部件為穿過那些離合器的外周側的類型 時，其離合器的所需徑方向尺寸必須進一步增大，有可能使得連接部件的 徑方向的尺寸過大，從而使自動變速機整體的徑方向尺寸增大。這里，本 實施形態的目的在于降低徑方向尺寸的增加，提供小型化的自動變速機。本實施形態中，通過在連接部件、尤其是傳遞部件30的內周側配置 有小容量的離合器C2，從而可以配置所有的離合器，卻不會增加連接部 件的徑方向尺寸。〈第10實施形態〉下面沿圖16說明將第9實施形態作部分變更的第10實施形態。圖 16為表示第IO實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另 外，第10實施形態除了部分變更外，與第9實施形態相同的部分采用了 相同的符號，其說明省略。如圖16所示，第10實施形態的自動變速機的自動變速機構lu)相對 于第9實施形態的自動變速機構19 (參照圖15)，改變了行星齒輪PR、離 合器C3的配置。該自動變速機構11()中，離合器C3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反一側(圖中左側)。該離合器C3的鼓狀部件25的頂端部內 周側以花鍵配合方式與摩擦板73配合，該摩擦板73的內周側以花鍵配合 方式配合有輪轂部件26。鼓狀部件25與輸入軸2連接，輪轂部件26與太 陽輪S1連接。還有，具有油壓伺服系統12、摩擦板72、鼓狀部件23、輪 轂部件24的離合器C2配置在上述離合器C3的內周側，即被輪轂部件26 包圍在內。另一方面，在行星齒輪PR的外周側配置具有油壓伺服系統14、摩擦 板74的多板式制動器B1。該行星齒輪PR的行星架CR1的側板被殼體3
固定支持。而且，齒圈R1與傳遞部件30連接，該傳遞部件30的外周側 通過花鍵方式配合制動器Bl的摩擦板74，同時該傳遞部件30與太陽輪 S3連接。根據上述結構的自動變速機構1h)的作用與上述第3實施形態相同(參 照圖6和圖7)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構11()，行星齒輪PR及離合器 C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器Cl配置在行星齒輪單 元PU的軸方向另一側，與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置例 如2個離合器Cl、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪單元 PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣，能 夠實現自動變速機的小型化、輕型化，并且由于能夠減小慣性力、從而可 以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪單元PU 的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現供給這些 離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如2a、 2b、 91、 93、 94)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本等。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而 能夠向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。并且，油壓伺服系統13可以由 從殼體3延伸設置的軸孔座部3b供油，而不通過例如其它部件，即可以 利用設置I對密封圈84，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13， 分別只設置密封圈81、 82、 84,就可以供油，可以使密封圈引起的滑動阻 力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C1為在比較低中速擋的前進1擋、前進2擋、前 進3擋、前進4擋配合的離合器，所以當該離合器C1在比較高速擋的前 進5擋、前進6擋或倒退1擋處于釋放狀態時、特別連接該離合器Cl和 太陽輪S2的輪轂部件22會比較高速旋轉或反向旋轉(參照圖7)，另一方 面，有時產生在前進5擋或倒退1擋、傳遞部件30為減速旋轉，在前進6 擋、傳遞部件30被固定的情況，而輪轂部件22和傳遞部件30的轉速差 很大，但由于該離合器Cl隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR的相
反側，即輪轂部件22和傳遞部件30可以分離配置，與例如利用多重結構 將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由這些部件之間的相對旋轉而 導致降低自動變速機的效率。還有，如果使離合器C3處于齒圈R1和太陽輪S3之間，則因為需要 接通，斷開減速旋轉，所以會成為較大的部件，但由于處于輸入軸2和太 陽輪Sl之間，利用該離合器C3接通 斷開輸入軸2的旋轉，來接通 斷 開從行星齒輪PR的齒圈R1輸出的減速旋轉，從而可以實現離合器C3的 小型化，進而實現自動變速機的小型化。還有，本實施形態的自動變速機構11()是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。但是，例如在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置離合器時， 連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳遞部件)的 長度在軸方向會相應增加，由于該連接部件傳遞減速旋轉，因此必須增加 部件的厚度以能夠承受這種減速旋轉，從而增加了重量。這里，本實施形 態的目的在于縮短減速行星齒輪和行星齒輪單元之間的長度，降低重量的 增加，提供小型化的自動變速機。本實施形態中，特別是通過將離合器C2配置在相對行星齒輪PR的 與行星齒輪單元PU沿軸方向相反一側，從而不需要在行星齒輪PR和行 星齒輪單元PU之間配置離合器，這樣，連接部件、尤其是傳遞部件30 的長度可以相應縮短，從而可以防止自動變速機整體的重量增加。 〈第11實施形態〉下面沿圖17說明將第9實施形態作部分變更的第11實施形態。圖 17為表示第11實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另 外，第11實施形態除了部分變更外，與第9實施形態相同的部分采用了 相同的符號，其說明省略。如圖17所示，第11實施形態的自動變速機的自動變速機構1 相對 于第9實施形態的自動變速機構19 (參照圖15)，改變了離合器C2的配 置，還有，配置了制動器B3以取代離合器C3，利用制動器B3自由固定 行星齒輪PR的行星架CR1 。該自動變速機構1 中，制動器B3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反一側(圖中左側)。該制動器B3具有油壓伺服系統16、摩擦 板76、輪轂部件33。還有，具有油壓伺服系統12、摩擦板72、鼓狀部件 23、輪轂部件24的離合器C2配置在上述制動器B3的內周側，即被輪轂 部件33包圍在內。該制動器B3的輪轂部件33與行星架CR1的一方的側 板連接，該行星架CR1的另一方的側板被輸入軸2支持并自由旋轉。還有， 太陽輪Sl通過離合器C2的鼓狀部件23而與輸入軸2連接。齒圈Rl的 外周側通過花鍵方式配合制動器Bl的摩擦板74，同時該齒圈Rl與傳遞 部件30連接，通過該傳遞部件30與太陽輪S3連接。根據上述結構的自動變速機構1"的作用與上述第4實施形態相同(參 照圖9和圖10),從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構lu，將行星齒輪PR及離合器 C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器Cl配置在行星齒輪單 元PU的軸方向另一側，與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置例 如2個離合器Cl、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪單元 PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣，能 夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、從而可 以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供油， 可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而能夠 向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12，分 別只需設置密封圈81、 82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動阻力減 至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C1為在比較低中速擋的前進1擋、前進2擋、前 進3擋、前進4擋配合的離合器，所以當該離合器C1在比較高速擋的前 進5擋、前進6擋或倒退1擋處于釋放狀態時、特別是連接該離合器Cl 和太陽輪S2的輪轂部件22會比較高速旋轉或反向旋轉(參照圖IO)，另 一方面，有時產生在前進5擋或倒退1擋、傳遞部件30減速旋轉，在前
進6擋、傳遞部件30被固定的情況，而輪轂部件22和傳遞部件30的轉 速差很大，但由于該離合器C1隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR 的相反側，即輪轂部件22和傳遞部件30可以分離配置，與例如利用多重 結構將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對 旋轉產生摩擦等而導致降低自動變速機的效率。還有，由于利用制動器B3接通 斷開從行星齒輪PR輸出給行星齒 輪單元PU的減速旋轉，所以與例如設置離合器C3的情況相比，可以減 少部件數量(例如鼓狀部件等)。還有，制動器B3可以從殼體3直接構成 油路，與例如設置離合器C3的情況相比，可以簡化油路結構。還有，本實施形態的自動變速機構lu是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。但是，例如在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置離合器時， 連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳遞部件)的 長度在軸方向會相應增加，由于該連接部件傳遞減速旋轉，因此需要增加 部件的厚度以能夠承受這種減速旋轉，從而增加了重量。這里，本實施形 態的目的在于提供能夠縮短減速行星齒輪和行星齒輪單元之間的長度，降 低重量的增加的自動變速機。本實施形態中，特別是通過將離合器C2配置在相對行星齒輪PR的 與行星齒輪單元PU的軸方向相反側，從而不需要在行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU之間配置離合器，這樣，連接部件、尤其是傳遞部件30的長 度可以相應縮短，從而可以防止自動變速機整體的重量增加。 〈第12實施形態〉下面沿圖18說明將第1實施形態作部分變更的第12實施形態。圖 18為表示第12實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另 外，第12實施形態除了部分變更外，與第1實施形態相同的部分采用了 相同的符號，其說明省略。如圖18所示，第12實施形態的自動變速機的自動變速機構112相對 于第1實施形態的自動變速機構h (參照圖1)，將行星齒輪PR、離合器
C3、及制動器Bl配置在相對于行星齒輪單元PU的反轉齒輪5的相反側 (圖中左側)。在該自動變速機構112中，上述輸入軸2上，其內周側配置具有油壓 伺服系統12、摩擦板72、形成離合器鼓的鼓狀部件23、與太陽輪S2連接 的輪轂部件24的多板式離合器C2。該油壓伺服系統12的油室與形成在上述輸入軸2上的油路2a連通， 該油路2a延伸設在殼體3的一端，與呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座 部3a的油路91連通。并且，該油路91與圖中未顯示的油壓控制裝置連 通。即，由于上述油壓伺服系統12配置在輸入軸2上，所以只需設置密 封殼體3的軸孔座部3a與輸入軸2之間的1對密封圈81，就可構成從圖 中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統12的油室a的油路。在上述輸入軸2連接上述鼓狀部件23，該鼓狀部件23的頂端部內周 側以花鍵配合方式配置有通過離合器C2用油壓伺服系統12而自由配合的 離合器C2的摩擦板72，該離合器C2的摩擦板72的內周側以花鍵配合方 式與輪轂部件24連接。因此，該輪轂部件24與上述行星架CR2連接。另一方面，在輸入軸2的另一端(圖中左方)上配置具有油壓伺服系 統ll、摩擦板71、形成離合器鼓的鼓狀部件21、與太陽輪S2連接的輪轂 部件22的多板式離合器C1。其外周側配置具有油壓伺服系統13、摩擦板 73、形成離合器鼓的鼓狀部件25的多板式離合器C3。還有，在鼓狀部件 25的外周側配置有具有油壓伺服系統14、摩擦板74的多板式制動器B1。該油壓伺服系統11的油室與形成在上述輸入軸2上的油路2b連通， 該油路2b延伸設在殼體3的與上述軸孔座部3a相反一側的另一端上，與 呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部3b的油路93連通，該油路93與圖 中未顯示的油壓控制裝置連通。即，對于上述油壓伺服系統ll，只要設置 密封殼體3的軸孔座部3b與輸入軸2之間的1對密封圈82，就可構成從 圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統11的油室的油路。還有，上述油壓伺服系統13的油室與上述軸孔座部3b的油路94連 通，該油路94與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。SP，對于上述油壓伺 服系統13，通過密封殼體3的軸孔座部3b與鼓狀部件25之間的1對密封 圈84，可構成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統13的油室的油路。還有，在圖中左側，在上述輸入軸2上連接鼓狀部件21，在該鼓狀部 件21的頂端部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C1用油壓伺服系 統11而自由配合的離合器C1的摩擦板71。在該離合器C1的摩擦板71 的內周側以花鍵配合方式配置輪轂部件22，該輪轂部件22與上述太陽輪 S2連接。上述鼓狀部件25被上述軸孔座部3b支持并能夠自由旋轉，在該鼓狀 部件25的頂端部外周側以花鍵配合方式配置有通過上述制動器B1用油壓 伺服系統14而自由卡扣的制動器B1的摩擦板74。該鼓狀部件25的頂端 部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C3用油壓伺服系統13而自由 配合的離合器C3的摩擦板73，該離合器C3的摩擦板73的內周側以花鍵 配合方式連接齒圈R1。另夕卜，行星架CR1具有小齒輪Pa和小齒輪Pb，該小齒輪Pb與齒圈 Rl嚙合，該小齒輪Pa與連接在輸入軸2上的太陽輪Sl嚙合。該行星架 CR1通過側板固定在殼體3的軸孔座部3b上，該齒圈Rl被支持部件26 支持在軸孔座部3b上并能夠自由旋轉。而且，在離合器C3配合時，上述鼓狀部件25與傳遞齒圈Rl的旋轉 的傳遞部件30連接。還有，該傳遞部件30的另一側與上述行星齒輪單元 PU的太陽輪S3連接。根據上述結構的自動變速機構112的作用與上述第1實施形態相同(參 照圖2和圖3)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構112，將行星齒輪PR及離合 器C1配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C2配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，因此，與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU 之間配置例如2個離合器Cl、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行 星齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。另外，與在行星齒輪 單元PU的一側配置3個離合器CK C2、 C3的情況相比，能夠容易實現 供給這些離合器Cl、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如
2a、 2b、 91、 93、 94)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，從殼體3向利 用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供油， 可以不設置例如密封輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間的密封圈，而 能夠向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。還有，油壓伺服系統13可以由 從殼體3延伸設置的軸孔座部3b供油，而不通過例如其它部件，即可以 利用設置1對密封圈84，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13， 分別只需設置1對密封圈81、 82、 84，就可以供油，可以使密封圈引起的 滑動阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于將離合器C1配置在離合器C3的內周側，因此可以在外 周側配置為了傳遞減速旋轉而必須傳遞較大的轉矩的離合器C3，可以使 該離合器C3及其油壓伺服系統13大徑化，特別是可以擴大油壓伺服系統 13的油室的受壓面積，增加該離合器C3的轉矩傳遞容量，同時將與離合 器C3相比可以傳遞小轉矩容量的離合器C1配置在內周側，從而可以實現 自動變速機的小型化。還有，本實施形態的自動變速機構112是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。 〈第13實施形態〉下面沿圖19說明將第12實施形態作部分變更的第13實施形態。圖 19為表示第13實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另 外，第13實施形態除了部分變更外，與第12實施形態相同的部分采用了 相同的符號，其說明省略。如圖19所示，第13實施形態的自動變速機的自動變速機構113相對 于第12實施形態的自動變速機構112 (參照圖18)，改變了行星齒輪PR、 離合器C1、離合器C3的配置。該自動變速機構113中，離合器Cl及離合器C3配置在行星齒輪PR 的與行星齒輪單元PU相反的一側(圖中左側)。該離合器C3的鼓狀部件 25的頂端部內周側通過花鍵方式與摩擦板73配合，該摩擦板73的內周側
通過花鍵方式與輪轂部件26配合。鼓狀部件25與輸入軸2連接，輪轂部 件26與太陽輪S1連接。還有，具有油壓伺服系統ll、摩擦板71、鼓狀 部件21、輪轂部件22的離合器C1配置在上述離合器C3的內周側，即被 輪轂部件26包圍在內。另一方面，在行星齒輪PR的外周側配置具有油壓伺服系統14、摩擦 板74的多板式制動器Bl。該行星齒輪PR的行星架CR1的側板被殼體3 固定支持。而且，齒圈Rl與傳遞部件30連接，該傳遞部件30的外周側 通過花鍵方式與制動器Bl的摩擦板74配合，同時該傳遞部件30與太陽 輪S3連接。根據上述結構的自動變速機構113的作用與上述第3實施形態相同(參 照圖6和圖7)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構113，將行星齒輪PR及離合 器C1配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C2配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，因此，與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU 之間配置例如2個離合器Cl、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行 星齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪 單元PU的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現 供給這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如 2a、 2b、 91、 93、 94)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本等。還有，由于油壓伺服系統11、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而 能夠向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。另外，油壓伺服系統13可以由 從殼體3延伸設置的軸孔座部3b供油，而不通過例如其它部件，即可以 利用設置1對密封圈84，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13， 分別只設置密封圈81、 82、 84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動阻 力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C1配置在離合器C3的內周側，因此可以在外周
側配置為了傳遞減速旋轉而必須傳遞較大的轉矩的離合器C3，可以使 該離合器C3及其油壓伺服系統13大徑化，特別是可以擴大油壓伺服系 統13的油室的受壓面積，增加該離合器C3的轉矩傳遞容量，同時將與 離合器C3相比可以傳遞小轉矩容量的離合器Cl配置在內周側，從而可 以實現自動變速機的小型化。還有，如果使離合器C3處于齒圈R1和太陽輪S3之間，則因為需要 接通*斷開減速旋轉，所以會成為較大的部件，但由于處于輸入軸2和太 陽輪S1之間，利用該離合器C3接通'斷開輸入軸2的旋轉，來接通，斷 開從行星齒輪PR的齒圈Rl輸出的減速旋轉，從而可以實現離合器C3的 小型化，進而實現自動變速機的小型化。還有，本實施形態的自動變速機構113是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。但是，例如在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置離合器時， 連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳遞部件)的 長度在軸方向會相應增加，由于該連接部件傳遞減速旋轉，因此必須增加 部件的厚度以能夠承受這種減速旋轉，從而增加了重量。這里，本實施形 態的目的在于提供能夠縮短減速行星齒輪和行星齒輪單元之間的長度，降 低重量的增加的自動變速機。本實施形態中，特別是通過將離合器Cl配置在相對行星齒輪PR的 與行星齒輪單元PU沿軸方向相反側，從而不需要在行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU之間配置離合器，這樣，連接部件、尤其是傳遞部件30的長 度可以相應縮短，從而可以防止自動變速機整體的重量增加。 〈第14實施形態〉下面沿圖20說明將第12實施形態作部分變更的第14實施形態。圖 20為表示第14實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另 外，第14實施形態除了部分變更外，與第12實施形態相同的部分采用了 相同的符號，其說明省略。如圖20所示，第14實施形態的自動變速機的自動變速機構114相對
于第12實施形態的自動變速機構112(參照圖18)，改變了離合器C2的配 置，配置了制動器B3以取代離合器C3，利用制動器B3自由固定行星齒 輪PR的行星架CR1。該自動變速機構114中，制動器B3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反的一側(圖中左側)。該制動器B3具有油壓伺服系統16、摩 擦板76、輪轂部件33。還有，具有油壓伺服系統ll、摩擦板71、鼓狀部 件21、輪轂部件22的離合器C1配置在上述制動器B3的內周側，即被輪 轂部件33包圍在內。該制動器B3的輪轂部件33與行星架CR1的一方的 側板連接，該行星架CR1的另一方的側板被輸入軸2支持并能自由旋轉。 還有，太陽輪Sl通過離合器Cl的鼓狀部件21而與輸入軸2連接。而且， 齒圈R1的外周側通過花鍵方式配合制動器B1的摩擦板74，同時該齒圈 Rl與傳遞部件30連接，通過該傳遞部件30與太陽輪S3連接。根據上述結構的自動變速機構114的作用與上述第4實施形態相同(參 照圖9和圖10)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構114，將行星齒輪PR及離合 器Cl配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C2配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配 置例如2個離合器C1、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪 單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。這樣， 能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、從而 可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪單元 PU的一側配置3個離合器Cl、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現供給 這些離合器Cl、 C2的油壓伺服系統11、 12的油路(例如2a、 2b、 91、 93)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本等。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供油， 可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而能夠 向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12，分 別只需設置密封圈81、 82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動阻力減 至最小，從而提高自動變速機的效率。
還有，由于利用制動器B3接通 斷開從行星齒輪PR輸出給行星齒 輪單元PU的減速旋轉，與例如設置離合器C3的情況相比，可以減少部 件數量(例如鼓狀部件等)。還有，制動器B3可以從殼體3直接構成油路， 與例如設置離合器C3的情況相比，可以簡化油路結構。還有，本實施形態的自動變速機構l"是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。但是，例如在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置離合器時， 連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳遞部件)的 長度在軸方向會相應增加，由于該連接部件傳遞減速旋轉，因此必須增加 部件的厚度以能夠承受這種減速旋轉，從而增加了重量。這里，本實施形 態的目的在于提供能夠縮短減速行星齒輪和行星齒輪單元之間的長度，降 低重量的增加的自動變速機。本實施形態中，特別是通過將離合器Cl配置在相對行星齒輪PR的 與行星齒輪單元PU沿軸方向相反側，從而不需要在行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU之間配置離合器，這樣，連接部件、尤其是傳遞部件30的長 度可以相應縮短，從而可以防止自動變速機整體的重量增加。 〈第15實施形態〉下面沿圖21 23說明將第1 第14實施形態作部分變更的第15實 施形態。圖21為表示第15實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意 剖面圖。圖22為第15實施形態的自動變速機的工作表。圖23為表示第 15實施形態的自動變速機的速度線圖。另外，第15實施形態除了部分變 更外，與第l實施形態相同的部分采用了相同的符號，其說明省略。如圖21所示，第15實施形態的自動變速機的自動變速機構115與第 1實施形態的自動變速機構h—樣，在輸入軸2上配置有行星齒輪單元PU 和行星齒輪PR。該行星齒輪單元PU由第1單行星齒輪SP2和第2單行 星齒輪SP3組成，作為4個旋轉要件，具有連接在一起的太陽輪S2及太 陽輪S3，連接在一起的行星架CR3及齒圈R2、齒圈R3、行星架CR2， 即所謂的辛普森行星齒輪。還有，上述行星齒輪PR，是在行星架CR1上
以相互嚙合的形式具有與齒圈R1嚙合的小齒輪Pla和與太陽輪Sl嚙合的 小齒輪Plb的、即所謂的雙小齒輪式行星齒輪。在上述輸入軸2上配置具有油壓伺服系統11、摩擦板71、形成離合 器鼓的鼓狀部件121、輪轂部件122的多板式離合器C1。該油壓伺服系統 11的油室延伸設在殼體3的一端，與呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部 3a的油路91連通，該油路91與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。gp，相 對于上述油壓伺服系統11，只需設置密封殼體3的軸孔座部3a與鼓狀部 件121之間的1對密封圈81，就可構成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油 壓伺服系統ll的油室的油路。在上述輸入軸2上連接上述鼓狀部件121，在該鼓狀部件121的頂端 部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C1用油壓伺服系統11而自由 配合的離合器C1的摩擦板71，該離合器C1的摩擦板71的內周側以花鍵 配合方式與輪轂部件122連接。而且，該輪轂部件122與上述太陽輪S2 連接。另一方面，在上述輸入軸2的另一端上配置具有油壓伺服系統12、 摩擦板72、形成離合器鼓的鼓狀部件123、與上述行星架CR3連接的輪轂 部件124的多板式離合器C2。其外周側配置具有油壓伺服系統13、摩擦 板73、形成離合器鼓的鼓狀部件125的多板式離合器C3。還有，在鼓狀 部件125的外周側配置具有油壓伺服系統14、摩擦板74的多板式制動器 Bl。該油壓伺服系統12的油室與形成在上述輸入軸2上的油路2b連通， 該油路2b延伸設在殼體3的與上述軸孔座部3a相反的一側的另一端，與 呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部3b的油路93連通，該油路93與圖 中未顯示的油壓控制裝置連通。即，相對于上述油壓伺服系統12，只需設 置密封輸入軸2與鼓狀部件123之間的1對密封圈82，就可構成從圖中未 顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統12的油室的油路。還有，上述油壓伺服系統13的油室與上述軸孔座部3b的油路94連 通，該油路94與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。即，相對于上述油壓 伺服系統13，通過密封殼體3的軸孔座部3b與鼓狀部件125之間的1對 密封圈84，構成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統13的油室
的油路。還有，上述輸入軸2在圖中左側連接上述鼓狀部件123，在該鼓狀部件123的頂端部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C2用油壓伺服 系統12而自由配合的離合器C2的摩擦板72，在該離合器C2的摩擦板72 的內周側以花鍵配合方式配置輪轂部件124，該輪轂部件124與上述行星 架CR3連接。上述鼓狀部件125被上述軸孔座部3b支持并能夠自由旋轉，在該鼓 狀部件125的頂端部外周側以花鍵配合方式配置有通過制動器B1用油壓 伺服系統14而自由卡扣的制動器Bl的摩擦板74。在該鼓狀部件125的 頂端部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C3用油壓伺服系統13而 自由配合的離合器C3的摩擦板73，在該離合器C3的摩擦板73的內周側 以花鍵配合方式連接齒圈R1。還有，行星架CR1具有小齒輪Pla和小齒輪Plb，該小齒輪Pla與 齒圈Rl嚙合，該小齒輪Plb與連接在輸入軸2上的太陽輪Sl嚙合。該行 星架CR1通過側板固定在殼體3的軸孔座部3b上，該齒圈Rl通過支持 部件126支持在軸孔座部3b上并能夠自由旋轉。而且，在離合器C3配合時，在上述鼓狀部件125上連接著傳遞齒圈 Rl的旋轉的傳遞部件130。還有，在該傳遞部件130的另一側連接著上述 行星齒輪單元PU的第2單行星齒輪SP3的齒圈R3。另一方面，在第1單行星齒輪SP2的外周側配置有單向離合器Fl， 該單向離合器F1的內圈與連接在第1單行星齒輪SP2的齒圈R2的輪轂部 件128連接。還有，在該齒圈R2的外周側設置具有油壓伺服系統15、摩 擦板75的制動器B2，該摩擦板75的內周側以花鍵配合方式與齒圈R2及 輪轂部件128配合，同時該摩擦板75的外周側以花鍵配合方式與殼體3 的內周側配合，即利用制動器B2使齒圈R2自由卡扣。還有，具有被側板支持的行星輪P3的行星架CR3通過該行星輪P3 與上述齒圈R3的內周側嚙合，該行星架CR3通過該行星輪P3而與上述 太陽輪S3嚙合的同時，與齒圈R2連接。另外，具有被側板支持的行星輪 P2的行星架CR2通過該行星輪P2而與上述齒圈R2的內周側嚙合，該行 星架CR2通過該行星輪P2而與上述太陽輪S2嚙合。這樣，該行星架CR2 通過該側板127而與反轉齒輪5連接。如上所述，行星齒輪PR及離合器C3配置在行星齒輪單元PU的軸 方向一側的同時，離合器C2也配置在該軸方向一側，離合器C1則配置在 軸方向另一側，反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU的與行星齒輪PR相 反一側(圖中右側)。另外，離合器C2配置在離合器C3、特別是傳遞其 輸出的傳遞部件130的內周側。還有，制動器Bl配置在行星齒輪PR的 外周側，制動器B2配置在行星齒輪單元PU的外周側。接著，根據上述結構，沿著圖21、圖22以及圖23說明自動變速機構 115的作用。在圖23所示的速度線圖中，縱軸表示各個旋轉要件的轉速， 橫軸則對應于這些旋轉要件的齒輪比。該速度線圖的行星齒輪單元PU的 部分中，橫方向最端部(圖23中右側)的縱軸對應于齒圈R3，之后圖中 縱軸向左依次對應于齒圈R2及行星架CR3、行星架CR2、太陽輪S2及 太陽輪S3。還有，在該速度線圖的行星齒輪PR的部分中，橫方向最端部 (圖23中右側)的縱軸對應于太陽輪S1，之后圖中縱軸向左依次對應于 齒圈R1、行星架CR1。還有，這些縱軸的間隔分別與太陽輪S1、 S2、 S3 的齒數的倒數、及分別與齒圈R1、 R3的齒數的倒數成正比。而且，圖中 橫軸方向的虛線表示利用傳遞部件130傳遞旋轉。如圖21所示，通過離合器Cl的配合，將輸入軸2的旋轉輸入給上述 太陽輪S2及太陽輪S3。通過離合器C2的配合，將輸入軸2的旋轉輸入 給上述行星架CR3及齒圈R2，同時該行星架CR3及齒圈R2的旋轉通過 制動器B2的卡扣而自由固定，并且通過單向離合器Fl限制一個方向的旋 轉。另一方面，輸入軸2的旋轉輸入給上述太陽輪Sl。上述行星架CR1 相對于殼體3旋轉被固定，上述齒圈R1通過該行星架CR1，根據輸入給 該太陽輪Sl的輸入軸2的旋轉進行減速旋轉。通過離合器C3的配合，齒 圈Rl的減速旋轉通過傳遞部件130輸入給上述齒圈R3。還有，該齒圈 R3的旋轉通過制動器B1的卡扣而自由固定。而且，上述行星架CR2的 旋轉輸出給上述反轉齒輪5，通過該反轉齒輪5、圖中未表示的中間軸部及差動部輸出給圖中未表示的驅動車輪。如圖22所示，在D (驅動)位的前進1擋，離合器C1以及單向離合
器F1被配合。這樣，如圖23所示，輸入軸2的旋轉通過離合器Cl輸入 給太陽輪S2及太陽輪S3，同時行星架CR3及齒圈R2的旋轉限制在一個 方向(正向旋轉方向)，即防止齒圈R2的反向旋轉而處于固定狀態。然后， 利用輸入給太陽輪S2的輸入軸2的旋轉和固定的齒圈R2，向行星架CR2 輸出減速旋轉，從反轉齒輪5輸出作為前進1擋的正向旋轉。還有，此時在行星齒輪PR中，雖然利用輸入輸入軸2的旋轉的太陽 輪S1和固定的行星架CR1，向齒圈R3輸出減速旋轉，但由于離合器C3 釋放，所以不向傳遞部件130傳遞轉矩。還有，發動機制動(滑行)時， 制動器B2卡扣，齒圈R2固定，從而防止該齒圈R2的正向旋轉，維持上 述前進l擋的狀態。還有，在該前進1擋時，通過單向離合器Fl防止齒圈R2的反向旋轉， 而且使得正向旋轉成為可能，能夠通過單向離合器F1的自動配合實現平 穩地從例如非行駛位切換到行駛位時的前進1擋。如圖22所示，在D (驅動)位的前進2擋，離合器C1和制動器B1 配合。這樣，如圖23所示，輸入軸2的旋轉通過離合器Cl輸入給太陽輪 S2和太陽輪S3，同時成為齒圈R3的旋轉被固定的狀態。而且，利用輸入 給太陽輪S3的輸入軸2的旋轉和固定的齒圈R3，向行星架CR3及齒圈 R2輸出減速旋轉。利用輸入給太陽輪S2的輸入軸2的旋轉和輸入給該齒 圈R2的減速旋轉，向行星架CR2輸出大于上述前進1擋的減速旋轉，從 反轉齒輪5輸出作為前進2擋的正向旋轉。還有，此時在行星齒輪PR中，雖然利用輸入輸入軸2的旋轉的太陽 輪S1和固定的行星架CR1，向齒圈R3輸出減速旋轉，但由于離合器C3 釋放，所以不向傳遞部件130傳遞轉矩。如圖22所示，在D (驅動)位的前進3擋，離合器Cl和離合器C3 配合。這樣，如圖23所示，輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪Sl，齒圈Rl 通過固定的行星架CR1進行減速旋轉。利用離合器C3的配合，該齒圈 Rl的減速旋轉通過上述傳遞部件130輸出給齒圈R3。另一方面，輸入軸 2的旋轉輸入給太陽輪S3，利用輸入給該太陽輪S3的輸入軸2的旋轉和 齒圈R3的減速旋轉，向行星架CR3及齒圈R2輸出稍微大的減速旋轉， 利用輸入給該太陽輪S2的輸入軸2的旋轉和輸入給該齒圈R2的稍微大的
減速旋轉，向行星架CR2輸出大于上述前進2擋的減速旋轉，從反轉齒輪 5輸出作為前進3擋的正向旋轉。還有，此時由于齒圈Rl及齒圈R3處于 減速旋轉，所以上述傳遞部件130傳遞較大的轉矩。如圖22所示，在D (驅動)位的前進4擋，離合器C1和離合器C2 配合。這樣，如圖23所示，輸入軸2的旋轉通過離合器Cl輸入給太陽輪 S2及太陽輪S3、通過離合器C2輸入給行星架CR3及齒圈R2。這樣，由 于輸入給太陽輪S2的輸入軸2的旋轉和輸入給齒圈R2的輸入軸2的旋轉， 即處于直連旋轉狀態，輸入軸2的旋轉直接輸出給行星架CR2，從反轉齒 輪5輸出作為前進4擋的正向旋轉。還有，此時在行星齒輪PR中，雖然 利用輸入有輸入軸2的旋轉的太陽輪Sl和固定的行星架CR1，向齒圈R3 輸出減速旋轉，但由于離合器C3釋放，所以不向傳遞部件130傳遞轉矩。如圖22所示，在D (驅動)位的前進5擋，離合器C2和離合器C3 配合。這樣，如圖23所示，輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪Sl，齒圈Rl 利用固定的行星架CR1進行減速旋轉。還有，利用離合器C3的配合，齒 圈R1的減速旋轉通過上述傳遞部件130輸出給齒圈R3。另一方面，輸入 軸2的旋轉輸入給行星架CR3及齒圈R2，利用輸入給行星架CR3的輸入 軸2的旋轉和齒圈R3的減速旋轉，向太陽輪S3及太陽輪S2輸出增速旋 轉。這樣，利用輸入給齒圈R2的輸入軸2的旋轉和輸入給該太陽輪S2的 增速旋轉，向行星架CR2輸出增速旋轉，從反轉齒輪5輸出作為前進5 擋的正向旋轉。還有，此時與上述前進3擋的狀態一樣，由于齒圈R1和 齒圈R3均為減速旋轉，上述傳遞部件130傳遞較大的轉矩。如圖22所示，在D (驅動)位的前進6擋，離合器C2配合，制動器 Bl卡扣。這樣，如圖23所示，輸入軸2的旋轉通過離合器C2輸入給行 星架CR3及齒圈R2，同時由于制動器B1的卡扣使得齒圈R3固定。這樣， 由于輸入給行星架CR3的輸入軸2的旋轉和固定的齒圈R3，形成(大于 上述前進5擋的)增速旋轉，并輸出給太陽輪S3及太陽輪S2，利用輸入 給齒圈R2的輸入軸2的旋轉和輸入給該太陽輪S2的增速旋轉，向行星架 CR2輸出大于上述前進5擋的增速旋轉，從反轉齒輪5輸出作為前進6擋 的正向旋轉。還有，此時在行星齒輪PR中，雖然利用輸入輸入軸2的旋 轉的太陽輪S1和固定的行星架CR1，向齒圈R3輸出減速旋轉，但由于離
合器C3釋放，所以尤其在傳遞部件130不傳遞轉矩。如圖22所示，在R (反向)位的倒退l擋，離合器C3配合，制動器 B2卡扣。這樣，如圖23所示，輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪Sl，齒圈 Rl通過固定的行星架CR1而減速旋轉。還有，利用離合器C3的配合， 該齒圈Rl的減速旋轉通過上述傳遞部件130輸出給齒圈R3。另一方面， 由于制動器B2的卡扣，行星架CR3及齒圈R2的旋轉被固定，利用固定 的行星架CR3和齒圈R3的減速旋轉，向太陽輪S2和太陽輪S3輸出反向 旋轉。而且，利用輸入給固定的齒圈R2和該太陽輪S2的反向旋轉，在行 星架CR2輸出反向旋轉，從反轉齒輪5輸出作為倒退1擋的反向旋轉。還 有，此時與上述前進3擋或上述前進5擋的狀態一樣，由于齒圈R1和齒 圈R3均為減速旋轉，上述傳遞部件130傳遞較大的轉矩。在P (停車)位或N (空檔)位，特別是離合器C1、離合器C2及離 合器C3釋放，輸入軸2與反轉齒輪5之間的動力傳遞處于切斷狀態，自 動變速機構115整體處于空轉狀態(空檔狀態)。如上所述，根據本發明的自動變速機構115，行星齒輪PR、以及離合 器C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器Cl配置在行星齒輪 單元PU的軸方向另一側，因此，與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之 間配置例如2個離合器C1、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件130長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪 單元PU的一側配置3個離合器Cl、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現 供給這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如 2a、 2b、 91、 93、 94)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而 能夠向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。還有，油壓伺服系統13可以由 從殼體3延伸設置的軸孔座部3b供油，而不通過例如其它部件，即可以 利用設置1對密封圈84，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13，
分別只需設置1對密封圈81、 82、 84，就可以供油，可以使密封圈引起的 滑動阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C2配置在離合器C3的內周側，因此可以在外周 側配置為了傳遞減速旋轉而必須傳遞較大的轉矩的離合器C3，可以使該 離合器C3及其油壓伺服系統13大徑化，特別是可以擴大油壓伺服系統 13的油室的受壓面積，增加該離合器C3的轉矩傳遞容量，同時將與離合 器C3相比可以傳遞小轉矩容量的離合器C2配置在內周側，從而可以實現 自動變速機的小型化。還有，由于離合器C1為在比較低中速擋的前進1擋、前進2擋、前 進3擋、前進4擋配合的離合器，所以當該離合器C1在比較高速擋的前 進5擋、前進6擋或倒退1擋處于釋放狀態時、特別是連接該離合器Cl 和太陽輪S2的輪轂部件122處于比較高速旋轉或反向旋轉(參照圖3)， 另一方面，有時產生在前進5擋或倒退1擋、傳遞部件130為減速旋轉， 在前進6擋、傳遞部件130被固定的情況，而輪轂部件122和傳遞部件130 的轉速差很大，但由于該離合器Cl隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒 輪PR的相反側，即輪轂部件122和傳遞部件130可以分離配置，與例如 利用多重結構將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之 間的相對旋轉產生摩擦等而導致降低自動變速機的效率。還有，本實施形態的自動變速機構115是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。但是，連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳 遞部件)輸入有減速后的轉矩，因此需要能夠承受這種轉矩的剛性。在將 低中速擋配合的離合器或對減速旋轉進行配合脫離的離合器配置在連接 部件的內周側時，由于這些離合器的容量必須大，因此，需要能夠與容量 對應的徑方向的尺寸。所以，連接部件為穿過那些離合器的外周側的類型時，其離合器的所需徑方向尺寸必須進一步增大，有可能使得連接部件的徑方向的尺寸過大，從而使自動變速機整體的徑方向尺寸增大。這里，本實施形態的目的在于降低徑方向尺寸的增加，提供小型化的自動變速機。本實施形態中，通過在連接部件、尤其是在傳遞部件130的內周側配 置小容量的離合器C2，從而可以配置所有的離合器，卻不會增加連接部 件的徑方向尺寸。〈第16實施形態〉下面沿圖24 圖26說明將第15實施形態作部分變更的第16實施形 態。圖24為表示第16實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面 圖。圖25為第16實施形態的自動變速機的工作表。圖26為表示第16實 施形態的自動變速機的速度線圖。另外，第16實施形態除了部分變更外， 與第15實施形態相同的部分采用了相同的符號，其說明省略。如圖24所示，第16實施形態的自動變速機的自動變速機構116相對 于第15實施形態的自動變速機構115 (參照圖21)，變更了行星齒輪PR 和離合器C3的配置。該自動變速機構116中，離合器C3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反一側(圖中左側)。在該離合器C3的鼓狀部件125的頂端部 內周側以花鍵配合方式與摩擦板73配合，在該摩擦板73的內周側以花鍵 配合方式配合輪轂部件126。鼓狀部件125與輸入軸2連接，輪轂部件126 與太陽輪Sl連接。還有，具有油壓伺服系統12、摩擦板72、鼓狀部件123、 輪轂部件124的離合器C2配置在上述離合器C3的內周側，即被輪轂部件 126包圍在內。另一方面，在行星齒輪PR的外周側配置具有油壓伺服系統14、摩擦 板74的多板式制動器Bl。該行星齒輪PR的行星架CR1的側板被殼體3 固定支持。齒圈Rl與傳遞部件130連接，該傳遞部件130的外周側通過 花鍵方式配合制動器Bl的摩擦板74，同時該傳遞部件130與齒圈R3連 接。接著，根據上述結構，沿著圖24、圖25以及圖26說明自動變速機構 116的作用。與上述第l實施形態一樣，在圖26所示的速度線圖中，縱軸 表示各個旋轉要件的轉速，橫軸則對應于這些旋轉要件的齒輪比進行表 示。該速度線圖的行星齒輪單元PU的部分中，橫方向最端部(圖26中右 側)的縱軸對應于齒圈R3，之后圖中縱軸向左依次對應于齒圈R2及行星 架CR3、行星架CR2、太陽輪S2及太陽輪S3。還有，在該速度線圖的行
星齒輪PR的部分中，橫方向最端部(圖26中右側)的縱軸對應于太陽輪 Sl，之后圖中縱軸向左依次對應于齒圈Rl、行星架CR1。還有，這些縱 軸的間隔分別與太陽輪S1、 S2、 S3的齒數的倒數、及分別與齒圈R1、 R3 的齒數的倒數成正比。圖中橫軸方向的虛線表示利用傳遞部件130傳遞旋 轉。如圖24所示，通過離合器C3的配合，將輸入軸2的旋轉輸入給上 述太陽輪S1。還有，上述行星架CR1相對于殼體3固定旋轉，上述齒圈 R1根據輸入給該太陽輪S1的輸入軸2的旋轉而進行減速旋轉。g卩，利用 離合器C3的配合，通過傳遞部件130將齒圈Rl的減速旋轉輸入給齒圈 R3。因此，如圖25及圖26所示，在前進3擋、前進5擋、倒退1擋，在 行星齒輪PR中，由于離合器C3配合，輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪S1， 利用固定的行星架CR1將減速旋轉輸出給齒圈R3，通過傳遞部件130將 減速旋轉輸入給齒圈R3。此時由于齒圈Rl和齒圈R3均為減速旋轉，所 以上述傳遞部件130傳遞較大的轉矩。另一方面,在前迸1擋、前進2擋、 前進4擋、前進6擋，如圖25及圖26所示，由于齒圈R3的旋轉通過傳 遞部件130輸入給齒圈R1，離合器C3被釋放，太陽輪S1根據該齒圈R1 的各變速擋的旋轉和固定的行星架CR1進行旋轉。還有，上述行星齒輪PR以外的作用與上述第15實施形態相同(參照 圖22和圖23)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構116，行星齒輪PR及離合器 C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，離合器Cl配置在行星齒輪單 元PU的軸方向另一側，所以，與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間 配置例如2個離合器Cl、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒 輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件130長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪 單元PU的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現 供給這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如 2a、 2b、 91、 93、 94)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本等。
還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而 能夠向油壓伺服系統1K 12的油室供油。還有，油壓伺服系統13可以由 從殼體3延伸設置的軸孔座部3b供油，而不通過例如其它部件，即可以 利用設置1對密封圈84，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13， 分別只設置1對密封圈81、 82、 84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑 動阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。
還有，由于離合器C1是在比較低中速擋的前進1擋、前進2擋、前 進3擋、前進4擋配合的離合器，當該離合器C1在比較高速擋的前進5 擋、前進6擋或倒退1擋處于釋放狀態時、特別是連接該離合器Cl和太 陽輪S2的輪轂部件122會比較高速旋轉或反向旋轉(參照圖3)，另一方 面，有時產生在前進5擋或倒退1擋、傳遞部件130減速旋轉，在前進6 擋、傳遞部件130被固定的情況，而輪轂部件122和傳遞部件130的轉速 差很大，但由于該離合器C1隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR的 相反側，即輪轂部件122和傳遞部件130可以分離配置，與例如利用多重 結構將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對 旋轉產生摩擦等而導致降低自動變速機的效率。
還有，如果使離合器C3處于齒圈Rl和齒圈R3之間，則因為必須接 通*斷開減速旋轉，所以會成為較大的部件，但由于處于輸入軸2和太陽 輪S1之間，利用該離合器C3接通'斷開輸入軸2的旋轉，來接通，斷幵 從行星齒輪PR的齒圈R1輸出的減速旋轉，從而可以實現離合器C3的小 型化，進而實現自動變速機的小型化。
還有，本實施形態的自動變速機構116是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。
但是，例如在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置離合器時， 連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳遞部件)的 長度在軸方向會相應增加，由于該連接部件傳遞減速旋轉，因此必須增加
部件的厚度以能夠承受這種減速旋轉，從而增加了重量。這里，本實施形 態的目的在于縮短減速行星齒輪和行星齒輪單元之間的長度，降低重量的 增加，提供小型化的自動變速機。本實施形態中，特別是通過將離合器C2配置在相對于行星齒輪PR 的與行星齒輪單元PU沿軸方向相反側，從而不需要在行星齒輪PR和行 星齒輪單元PU之間配置離合器，這樣，連接部件、尤其是傳遞部件130 的長度可以相應縮短，從而可以防止自動變速機整體的重量增加。 〈第17實施形態〉下面沿圖27至圖29說明將第15實施形態作部分變更的第17實施形 態。圖27為表示第17實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面 圖。圖28為第17實施形態的自動變速機的工作表。圖29為表示第17實 施形態的自動變速機的速度線圖。另外，第17實施形態除了部分變更外， 與第15實施形態相同的部分采用了相同的符號，其說明省略。如圖27所示，第17實施形態的自動變速機的自動變速機構117相對 于第15實施形態的自動變速機構115 (參照圖21)，改變了離合器C2的配 置，而且配置了制動器B3以取代離合器C3，行星齒輪PR的行星架CR1 被制動器B3自由固定。該自動變速機構117中，制動器B3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反一側(圖中右側)。該制動器B3具有油壓伺服系統16、摩擦 板76、輪轂部件133。還有，具有油壓伺服系統12、摩擦板72、鼓狀部 件123、輪轂部件124的離合器C2配置在上述制動器B3的內周側，即被 輪轂部件133包圍在內。該制動器B3的輪轂部件133與行星架CR1的一 方的側板連接，該行星架CR1的另一方的側板被輸入軸2支持并能夠自由 旋轉。還有，太陽輪S1通過離合器C2的鼓狀部件123與輸入軸2連接。 在齒圈Rl的外周側通過花鍵方式配合制動器Bl的摩擦板74，同時該齒 圈Rl與傳遞部件130連接，通過該傳遞部件130而與齒圈R3連接。接著，根據上述結構，沿著圖27、圖28以及圖29說明自動變速機 構117的作用。與上述第l實施形態一樣，在圖29所示的速度線圖中，縱 軸表示各個旋轉要件的轉速，橫軸則對應于這些旋轉要件的齒輪比。該速 度線圖的行星齒輪單元PU的部分中，橫方向最端部(圖29中右側)的縱
軸對應于齒圈R3，之后圖中縱軸向左依次對應于齒圈R2及行星架CR3、 行星架CR2、太陽輪S2及太陽輪S3。還有，在該速度線圖的行星齒輪PR 的部分中，橫方向最端部(圖29中右側)的縱軸對應于太陽輪S1，之后 圖中縱軸向左依次對應于^圈Rl、行星架CR1。還有，這些縱軸的間隔 分別與太陽輪S1、 S2、 S3'的齒數的倒數、及分別與齒圈R1、 R3的齒數 的倒數成正比。圖中橫軸方向的虛線表示利用傳遞部件130傳遞旋轉。如圖27所示，通過制動器B3的卡扣，上述行星架CR1相對于殼體3 被固定。還有，輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪S1，由于該行星架CR1被 固定，而上述齒圈Rl根據輸入給該太陽輪Sl的輸入軸2的旋轉進行減速 旋轉。即，利用制動器B3的卡扣，通過傳遞部件130將齒圈R1的減速旋 轉輸入給齒圈R3。因此，如圖28及圖29所示，在前進3擋、前進5擋、倒退1擋，在 行星齒輪PR中，由于制動器B3的卡扣，行星架CR1被固定，由于輸入 軸2的旋轉輸入給太陽輪Sl，據此太陽輪Sl的旋轉將減速旋轉輸入給齒 圈R1，通過傳遞部件130將減速旋轉輸入給齒圈R3。此時，由于齒圈R1 和齒圈R3均為減速旋轉，所以上述傳遞部件130傳遞較大的轉矩。另一 方面，在前進1擋、前進2擋、前進4擋、前進6擋，如圖29所示，通 過傳遞部件130將齒圈R3的旋轉輸入給齒圈R1，制動器B3被釋放，因 此行星架CR1根據該齒圈Rl的各變速擋的旋轉和輸入軸2的旋轉的太陽 輪S1進行旋轉。還有，上述行星齒輪PR以外的作用與上述第15實施形態相同(參照 圖22和圖23)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構117，將行星齒輪PR及離合 器C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器Cl配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之 間配置例如2個離合器C1、 C2的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件130長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，由于油壓伺服系統ll、 12設置在輸入軸2上，所以從殼體3
向利用1對密封圈8K 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統11、 12之間設置密封圈，而 能夠向油壓伺服系統ll、 12的油室供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12， 分別只設置密封圈81、 82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動阻力減 至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C1為在比較低中速擋的前進1擋、前進2擋、前 進3擋、前進4擋配合的離合器，所以當該離合器C1在比較高速擋的前 進5擋、前進6擋或倒退1擋處于釋放狀態時、特別是連接該離合器Cl 和太陽輪S2的輪轂部件122會比較高速旋轉或反向旋轉(參照圖3)，另 一方面，有時產生在前進5擋或倒退1擋、傳遞部件130減速旋轉，在前 進6擋、傳遞部件130被固定的情況，而輪轂部件122和傳遞部件130的 轉速差很大，但由于該離合器C1隔著行星齒輪單元PU位于行星齒輪PR 的相反側，即輪轂部件122和傳遞部件130可以分離配置，與例如利用多 重結構將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相 對旋轉產生摩擦等而導致降低自動變速機的效率。還有，由于利用制動器B3接通 斷開從行星齒輪PR向行星齒輪單 元PU輸出的減速旋轉，所以與例如設置離合器C3的情況相比，可以減 少部件數量(例如鼓狀部件等)。還有，制動器B3可以從殼體3直接構成 油路，與例如設置離合器C3的情況相比，可以簡化油路結構。還有，本實施形態的自動變速機構117是在前進4擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較高的前進5擋以及前進6擋的齒輪比。這樣， 特別是搭載在車輛上時，對于高速行駛的車輛，可以降低發動機的轉速， 從而有助于高速行駛車輛的安靜特性。但是，例如在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置離合器時， 連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳遞部件)的 長度在軸方向會相應增加，由于該連接部件傳遞減速旋轉，因此必須增加 部件的厚度以能夠承受這種減速旋轉，從而增加了重量。這里，本實施形 態的目的在于提供能夠縮短減速行星齒輪和行星齒輪單元之間的長度、降 低重量的增加的自動變速機。本實施形態中，特別是通過將離合器C2配置在相對于行星齒輪PR
的與行星齒輪單元PU沿軸方向相反一側，從而不需要在行星齒輪PR和 行星齒輪單元PU之間設置離合器，這樣，連接部件、尤其是傳遞部件130 的長度可以相應縮短，從而可以防止自動變速機整體的重量增加。 〈第18實施形態〉下面沿圖30 圖32說明將第1 第17實施形態作部分變更的第18 實施形態。圖30為表示第18實施形態的自動變速機的自動變速機構的示 意剖面圖。圖31為第18實施形態的自動變速機的工作表。圖32為表示 第18實施形態的自動變速機的速度線圖。另外，第18實施形態除了部分 變更外，與第l實施形態相同的部分采用了相同的符號，其說明省略。如圖30所示，自動變速機構118，在輸入軸2上具有行星齒輪單元 PU和行星齒輪PR。該行星齒輪單元PU具有作為4個旋轉要件的太陽輪 S2、行星架CR2、齒圈R2、以及太陽輪S3，該行星架CR2上，以相互嚙 合的形式具有被側板支持的與太陽輪S2及齒圈R2嚙合的長小齒輪PL和 與太陽輪S3嚙合的短小齒輪PS，即為所謂的拉維瑙式行星齒輪。還有， 上述行星齒輪PR是在行星架CR1上以相互嚙合的形式具有與齒圈Rl嚙 合的小齒輪Pb和與太陽輪Sl嚙合的小齒輪Pa的、所謂的雙小齒輪式行 星齒輪。上述輸入軸2上，其內周側配置有具有油壓伺服系統12、摩擦板72、 形成離合器鼓的鼓狀部件223、與太陽輪S2連接的輪轂部件224的多板式 離合器(第2離合器)C2，其外周側配置有具有油壓伺服系統15、與上 述輪轂部件224通過花鍵形式配合的摩擦板75的多板式制動器B2。該油壓伺服系統12的油室，與延伸設置在殼體3的一端、呈套筒狀 設在輸入軸2上的軸孔座部3a的油路91連通。而且，該油路91與圖中 未顯示的油壓控制裝置連通。即，由于上述油壓伺服系統12配置在軸孔 座部3a上，所以通過密封該軸孔座部3a與鼓狀部件223之間的1對密封 圈81形成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統12的油室的油 路。還有，上述輸入軸2上連接上述鼓狀部件223，在該鼓狀部件223的 頂端部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C2用油壓伺服系統12而 自由配合的離合器C2的摩擦板72，該離合器C2的摩擦板72的內周側以
花鍵配合方式與輪轂部件224連接。因此，該輪轂部件224與上述太陽輪 S2連接。還有，在上述鼓狀部件224的外周側以花鍵配合方式配置有通過 制動器B2用油壓伺服系統15而自由配合的制動器B2。另一方面，輸入軸2的另一端(圖中左方)上配置具有油壓伺服系統 13、摩擦板73、形成離合器鼓的鼓狀部件225、輪轂部件226的多板式離 合器(第1離合器)C3。在該離合器C3的鼓狀部件225的頂端內周側以 花鍵配合方式配合摩擦板73，該摩擦板73以花鍵配合方式配合在輪轂部 件226的頂端部外周側，該輪轂部件226與行星架CR2連接。該油壓伺服系統13的油室與上述輸入軸2上形成的油路2b連通，該 油路2b延伸設在殼體3的與上述軸孔座部3a相反一側的另一端，與呈套 筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部3b的油路93連通。該油路93與圖中未 顯示的油壓控制裝置連通。即，上述油壓伺服系統13利用密封殼體3的 軸孔座部3b與鼓狀部件225之間的1對密封圈82，構成從圖中未顯示的 油壓控制裝置至油壓伺服系統13的油室的油路。還有，在軸孔座部3b上配置具有油壓伺服系統11、摩擦板71、鼓狀 部件221的多板式離合器(第3離合器)Cl。上述油壓伺服系統ll的油 室與上述軸孔座部3b的油路94連通，該油路94與圖中未顯示的油壓控 制裝置連通。即，對于上述油壓伺服系統ll，通過密封殼體3的軸孔座部 3b與鼓狀部件221之間的1對密封圈84，構成從圖中未顯示的油壓控制 裝置至油壓伺服系統11的油室的油路。還有，在圖中左側，上述鼓狀部件221被支持在上述軸孔座部3b上 且能夠自由旋轉，在該鼓狀部件221的頂端部內周側以花鍵配合方式配置 有通過離合器Cl用油壓伺服系統11而自由配合的離合器Cl的摩擦板71 ， 在該離合器Cl的內周側以花鍵配合方式配置形成有上述齒圈Rl的輪轂部 件222,該輪轂部件222被輸入軸2支持且能夠自由旋轉。還有，行星架 CR1具有小齒輪Pa和小齒輪Pb，該小齒輪Pb與上述齒圈Rl嚙合，該小 齒輪Pa與連接在輸入軸2上的太陽輪Sl嚙合。該行星架CR1通過側板 固定在殼體3的軸孔座部3b上。而且，以花鍵配合方式配合上述離合器Cl的鼓狀部件221被上述軸 孔座部3b支持且能夠自由旋轉，當離合器C1配合時，與傳遞齒圈R1的
旋轉的傳遞部件230連接，還有，在該傳遞部件230的另一側連接上述行 星齒輪單元PU的太陽輪S3。另一方面，在行星齒輪單元PU的外周側配置具有油壓伺服系統14、 摩擦板74、輪轂部件228的多板式制動器Bl。在上述行星齒輪單元PU 的行星架CR2的側板上連接有以花鍵配合方式與上述制動器B1的摩擦板 74配合的輪轂部件228,還有，該輪轂部件228上連接單向離合器Fl的 內圈。在該行星架CR2的短小齒輪PS上嚙合太陽輪S3，而且，在該行星 架CR2的長小齒輪PL上嚙合上述太陽輪S2及齒圈R2，在該齒圈R2的 一端連接連接部件227，該齒圈R2通過該連接部件227與反轉齒輪5連 接。如上說明，在行星齒輪單元PU的軸方向一側配置行星齒輪PR和離 合器C3，同時在該軸方向一側配置離合器C1，在該軸方向另一側配置離 合器C2，在行星齒輪單元PU的與行星齒輪PR相反的一側(圖中右側) 配置反轉齒輪5。還有，在離合器C1、特別是傳遞其輸出的傳遞部件230 的內周側配置離合器C3。另外，制動器B2配置在離合器C2的外周側， 制動器Bl配置在行星齒輪單元PU的外周側。接著，根據上述結構，沿著圖30、圖31以及圖32說明自動變速機構 118的作用。在圖32所示的速度線圖中，縱軸表示各個旋轉要件的轉速， 橫軸則對應于這些旋轉要件的齒輪比。該速度線圖的行星齒輪單元PU的 部分中，橫方向最端部(圖32中右側)的縱軸對應于太陽輪S3，之后圖 中縱軸向左依次對應于齒圈R2、行星架CR2、太陽輪S2。還有，在該速 度線圖的行星齒輪PR的部分中，橫方向最端部(圖32中右側)的縱軸對 應于太陽輪S1，之后圖中縱軸向左依次對應于齒圈R1、行星架CR1。還 有，這些縱軸的間隔分別與太陽輪S1、 S2、 S3的齒數的倒數、及分別與 齒圈R1、 R3的齒數的倒數成正比。圖中橫軸方向的虛線表示利用傳遞部 件230傳遞旋轉。如圖30所示，通過離合器C2的配合，將輸入軸2的旋轉輸入給上述 太陽輪S2，同時，該太陽輪S2由于制動器B2的卡扣而自由固定。通過 離合器C3的配合，將輸入軸2的旋轉輸入給上述行星架CR2，同時該行 星架CR2的旋通過制動器B1的卡扣而可自由固定，并且通過單向離合 器F3限制一個方向的旋轉。另一方面，上述太陽輪Sl與輸入軸2連接，并輸入該輸入軸2的旋 轉。還有，上述行星架CR1連接在殼體3上，其旋轉被固定，因此齒圈 Rl減速旋轉。還有，通過離合器C1的配合，該齒圈R1的減速旋轉輸入 給太陽輪S3。而且，上述齒圈R2的旋轉輸出給上述反轉齒輪5，并通過 該反轉齒輪5、圖中未表示的上述中間軸部以及差動部輸出給驅動車輪。如圖31所示，在D (驅動)位的前進1擋，離合器C1以及單向離合 器F1配合。這樣，如圖32所示，齒圈R1的減速旋轉通過離合器C1、傳 遞部件230輸入給太陽輪S3。由于單向離合器F1，行星架CR2的旋轉限 制在一個方向(正向旋轉方向)，即防止行星架CR2的反向旋轉而處于固 定狀態。而且，利用輸入給太陽輪S3的減速旋轉和固定的行星架CR2， 齒圈R2為作為前進1擋的正向旋轉，并從反轉齒輪5輸出該旋轉。還有，發動機制動(滑行)時，制動器B1卡扣，行星架CR2固定， 從而防止該行星架CR2的正向旋轉，維持上述前進1擋的狀態。還有，在 該前進1擋時，通過單向離合器F1防止行星架CR2的反向旋轉，而且使 得正向旋轉成為可能，能夠通過單向離合器的自動配合實現平穩地從例如 非行駛位切換到行駛位時的前進1擋。另外，由于此時太陽輪S3及齒圈 Rl均為減速旋轉，所以上述傳遞部件230傳遞較大的轉矩。如圖31所示，在D (驅動)位的前進2擋，離合器C1配合，制動器 B2卡扣。這樣，如圖32所示，齒圈Rl的減速旋轉通過離合器Cl和傳遞 部件230輸入給太陽輪S3，同時太陽輪S2的旋轉被制動器B2固定。這 樣，行星架CR2稍微減速旋轉。利用輸入給太陽輪S3的減速旋轉和該稍 微減速旋轉的行星架CR2，齒圈R2為作為前進2擋的正向旋轉，并從反 轉齒輪5輸出該旋轉。還有，由于此時太陽輪S3及齒圈Rl也均為減速旋 轉，所以上述傳遞部件230傳遞較大的轉矩。如圖31所示，在D (驅動)位的前進3擋，離合器Cl和離合器C2 配合。這樣，如圖32所示，齒圈Rl的減速旋轉通過離合器Cl和傳遞部 件230輸入給太陽輪S3，同時由于離合器C2的配合，輸入軸2的旋轉輸 入給太陽輪S2。這樣，利用輸入給太陽輪S2的輸入軸2的旋轉和太陽輪 S3的減速旋轉，行星架CR2輸出僅比該太陽輪S3的減速旋轉稍大的減速
旋轉。而且，利用太陽輪S2的輸入旋轉和太陽輪S3的減速旋轉，齒圈 R2為前進3擋的正向旋轉，并從反轉齒輪5輸出該旋轉。還有，由于此 時太陽輪S3及齒圈Rl也均為減速旋轉，所以上述傳遞部件230傳遞較大 的轉矩。如圖31所示，在D (驅動)位的前進4擋，離合器C1和離合器C3 配合。這樣，如圖32所示，齒圈R1的減速旋轉通過離合器C1和傳遞部 件230輸入給太陽輪S3,同時輸入軸2的旋轉通過離合器C3輸入給行星 架CR2。而且，由于輸入給行星架CR2的輸入軸2的旋轉和輸入給太陽 輪S3的減速旋轉，齒圈R2為前進4擋的正向旋轉，并從反轉齒輪5輸出 該旋轉。還有，由于此時太陽輪S3及齒圈R1也均為減速旋轉，所以上述 傳遞部件230傳遞較大的轉矩。如圖31所示，在D (驅動)位的前進5擋，離合器C2和離合器C3 配合。這樣，如圖32所示，輸入軸2的旋轉通過離合器C3輸入給行星架 CR2，同時輸入軸2的旋轉通過離合器C2輸入給太陽輪S2。而且，由于 輸入給太陽輪S2的輸入軸2的旋轉和輸入給行星架CR2的輸入軸2的旋 轉，即齒圈R2處于直連旋轉狀態，作為前進5擋成為與輸入軸2相同的 正向旋轉，并從反轉齒輪5輸出該旋轉。如圖31所示，在D (驅動)位的前進6擋，離合器C3配合，制動器 B2卡扣。這樣，如圖32所示，輸入軸2的旋轉通過離合器C3輸入給行 星架CR2，同時由于制動器B2的卡扣使得太陽輪S2的旋轉被固定。這樣， 由于輸入給行星架CR2的輸入軸2的旋轉和固定的太陽輪S2,齒圈R2 為前進6擋的增速旋轉，并從反轉齒輪5輸出該旋轉。如圖31所示，在R (反向)位的倒退l擋，離合器C2配合，制動器 Bl卡扣。這樣，如圖32所示，輸入軸2的旋轉通過離合器C2的配合而 輸入給太陽輪S2，同時行星架CR1的旋轉由于制動器B1的卡扣而固定。 由于輸入給太陽輪S2的輸入軸2的旋轉和固定的行星架CR2，齒圈R2 成為倒退l擋的反向旋轉，并從反轉齒輪5輸出該旋轉。在P (停車)位或N (空檔)位，特別是離合器C1、離合器C2及離 合器C3釋放，輸入軸2與反轉齒輪5之間的動力傳遞處于切斷狀態，自 動變速機構118整體處于空轉狀態(空檔狀態)。
如上所述，根據本發明的自動變速機構118，將行星齒輪PR、以及離 合器C3配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C2配置在行星 齒輪單元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU 之間配置例如2個離合器C2、 C3的情況相比，可以使行星齒輪PR和行 星齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件230長度可以較 短。這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣 性力、從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行 星齒輪單元PU的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3的情況相比，能夠容 易實現供給這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路 (例如2b、 91、 93、 94)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統13設置在輸入軸2上，從殼體3向利用1 對密封圈82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2b供油，可以不在例如 輸入軸2與油壓伺服系統13之間設置密封圈，而能夠向油壓伺服系統13 的油室供油。還有，油壓伺服系統ll、 12可以由從殼體3延伸設置的軸 孔座部3a、 3b供油，而不通過例如其它部件，即可以利用設置1對密封 圈81、 84，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13，分別只設置l 對密封圈81、 82、 84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動阻力減至最 小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C3配置在離合器C1的內周側，因此可以在外周 側配置為了傳遞減速旋轉而必須傳遞較大的轉矩的離合器Cl，可以使該 離合器Cl及其油壓伺服系統11大徑化，特別是可以擴大油壓伺服系統11 的油室的受壓面積，增加該離合器Cl的轉矩傳遞容量，同時將與離合器 Cl相比可以傳遞小轉矩容量的離合器C3配置在內周側，從而可以實現自 動變速機的小型化。還有，由于離合器C2為在倒退1擋配合的離合器，所以當該離合器 C2在倒退l擋配合時，由于該離合器C2的配合，連接該離合器C2和太 陽輪S2的輪轂部件224與輸入軸2的旋轉相同，另一方面，有時產生傳 遞部件230反向旋轉的情況，而傳遞部件230與輪轂部件224的轉速差很 大，但由于該離合器C2隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR的相反 側，即傳遞部件230和輪轂部件224可以分離配置，與例如利用多重結構 將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對旋轉 產生摩擦等而導致降低自動變速機的效率。還有，本實施形態的自動變速機構118為在前進5擋處于直連狀態的變速機構，從而可以設定較細的前進1擋至前進4擋的齒輪比的幅度。這樣，特別是搭載在車輛上時，對于中低速行駛的車輛，可以以更好的轉速 使用發動機，從而提高中低速行駛的燃費經濟性。但是，連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳 遞部件)輸入有減速后的轉矩，因此需要能夠承受這種轉矩的剛性。將低 中速擋配合的離合器或對減速旋轉進行配合脫離的離合器配置在連接部 件的內周側時，由于這些離合器的容量必須大，因此，需要能夠與容量對 應的徑方向的尺寸。所以，在連接部件為穿過那些離合器的外周側的類型 時，其離合器的所需徑方向尺寸必須進一步增大，有可能使得連接部件的徑方向的尺寸過大，從而使自動變速機整體的徑方向尺寸增大。這里，本 實施形態的目的在于降低徑方向尺寸的增加，提供小型化的自動變速機。 本實施形態中，通過在連接部件、尤其是傳遞部件230的內周側配置 有小容量的離合器C3，從而可以配置所有的離合器，卻不會增加連接部 件的徑方向尺寸。〈第19實施形態〉下面沿圖33 圖36說明將第18實施形態作部分變更的第19實施形 態。圖33為表示第18實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面 圖。圖34為第18實施形態的自動變速機的工作表。圖35為表示第18實 施形態的自動變速機的速度線圖。另外，第19實施形態除了部分變更外， 與第18實施形態相同的部分采用了相同的符號，其說明省略。如圖33所示，第19實施形態的自動變速機的自動變速機構119中， 相對于第18實施形態的自動變速機構118 (參照圖30)，變更了離合器C1 的配置，還有，變更了離合器C2的油壓伺服系統12的油路結構。在該自動變速機構119中，離合器Cl配置在行星齒輪PR的與行星齒 輪單元PU相反的一側(圖中左側)。該離合器C1的鼓狀部件221的頂端 部內周側以花鍵配合方式與摩擦板71配合，該摩擦板71的內周側以花鍵 配合方式與輪轂部件222連接。鼓狀部件221與輸入軸2連接，輪轂部件 222與行星齒輪PR的太陽輪Sl連接。該行星齒輪PR的行星架CRl的側 板被殼體3固定支持。齒圈Rl與傳遞部件230連接，該傳遞部件230與 太陽輪S3連接。還有，具有油壓伺服系統13、摩擦板73、鼓狀部件225、 輪轂部件226的離合器C3被該傳遞部件230包圍在內配置。還有，油壓伺服系統12的油室與形成在上述輸入軸2上的油路2a連 通，該油路2a延伸設在殼體3的一端，與呈套筒狀設在輸入軸2上的軸 孔座部3a的油路91連通。該油路91與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。 即，對于上述油壓伺服系統12，只需設置密封殼體3的軸孔座部3a與輸 入軸2之間的1對密封圈81，就可構成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油 壓伺服系統12的油室的油路。接著，根據上述結構，沿著圖33、圖34以及圖35說明自動變速機構 119的作用。與上述第l實施形態一樣，在圖35所示的速度線圖中，縱軸 表示各個旋轉要件的轉速，橫軸則對應于這些旋轉要件的齒輪比。該速度 線圖的行星齒輪單元PU的部分中，橫方向最端部(圖35中右側)的縱軸 對應于太陽輪S3，之后圖中縱軸向左依次對應于齒圈R2、行星架CR2、 太陽輪S2。還有，在該速度線圖的行星齒輪PR的部分中，橫方向最端部 (圖35中右側)的縱軸對應于太陽輪S1，之后圖中縱軸向左依次對應于 齒圈R1、行星架CR1。還有，這些縱軸的間隔分別與太陽輪S1、 S2、 S3 的齒數的倒數、及分別與齒圈R1、 R3的齒數的倒數成正比。圖中橫軸方 向的虛線表示利用傳遞部件230傳遞旋轉。如圖33所示，通過離合器Cl的配合，將輸入軸2的旋轉輸入給上述 太陽輪Sl。上述行星架CR1的旋轉相對殼體3固定，上述齒圈Rl根據輸 入給該太陽輪Sl的輸入軸2的旋轉而進行減速旋轉。即利用離合器Cl的 配合，齒圈Rl的減速旋轉通過傳遞部件230輸入給太陽輪S3。因此，如圖34及圖35所示，在前進1擋、前進2擋、前進3擋、前 進4擋，在行星齒輪PR中，由于離合器C1配合，輸入軸2的旋轉輸入 給太陽輪S1，利用固定的行星架CR1將減速旋轉輸出給齒圈R1，通過傳 遞部件230將減速旋轉輸入給太陽輪S3。此時，由于齒圈Rl和太陽輪S3 均為減速旋轉，所以上述傳遞部件230傳遞較大的轉矩。另一方面，在前 進5擋、前進6擋、倒退1擋，如圖35所示，由于太陽輪S3的旋轉通過
傳遞部件230輸入給齒圈R1，離合器C1被釋放，太陽輪S1根據該齒圈 Rl的各變速擋的旋轉和固定的行星架CR1進行旋轉。還有，上述行星齒輪PR以外的作用與上述第18實施形態相同(參照 圖31和圖32)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構119，將行星齒輪PR及離合 器C3配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C2配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之 間配置例如2個離合器C2、 C3的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件230長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪 單元PU的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現 供給這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如 2a、 2b、 91、 93、 94)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本等。還有，由于油壓伺服系統12、 13設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統12、 13之間設置密封圈，而 能夠向油壓伺服系統12、 13的油室供油。還有，油壓伺服系統ll可以由 從殼體3延伸設置的軸孔座部3b供油，而不通過例如其它部件，即可以 利用設置1對密封圈84，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13， 分別只需設置密封圈81、 82、 84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動 阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C2為在倒退1擋配合的離合器，所以當該離合器 C2在倒退l擋配合時，由于該離合器C2的配合，連接該離合器.C2和太 陽輪S2的輪轂部件224與輸入軸2的旋轉相同，另一方面，有時產生傳 遞部件230反向旋轉的情況，而傳遞部件230與輪轂部件224的轉速差很 大，但由于該離合器C2隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR的相反 側，即傳遞部件230和輪轂部件224可以分離配置，與例如利用多重結構 將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對旋轉 而導致降低自動變速機的效率。
還有，如果使離合器C1處于齒圈R1和太陽輪S3之間，因為需要接 通》斷開減速旋轉，所以會成為較大的部件，但由于處于輸入軸2和太陽 輪Sl之間，利用該離合器Cl接通 斷開輸入軸2的旋轉，來接通 斷開 從行星齒輪PR的齒圈R1輸出的減速旋轉，從而可以實現離合器C1的小 型化，進而實現自動變速機的小型化。還有，本實施形態的自動變速機構119是在前進5擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較細的前進1擋至前進4擋的齒輪比的幅度。這 樣，特別是搭載在車輛上時，對于中低速行駛的車輛，可以以更好的轉速 使用發動機，從而提高中低速行駛的燃費經濟性。但是，連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳 遞部件)輸入有減速后的轉矩，因此需要能夠承受這種轉矩的剛性。將低 中速擋配合的離合器或對減速旋轉進行配合脫離的離合器配置在連接部 件的內周側時，由于這些離合器的容量需要大，因此，需要能夠與容量對 應的徑方向的尺寸。所以，在連接部件為穿過那些離合器的外周側的類型 時，其離合器的所需徑方向尺寸必須進一步增大，有可能使得連接部件的 徑方向的尺寸過大，從而使自動變速機整體的徑方向尺寸增大。這里，本 實施形態的目的在于降低徑方向尺寸的增加，提供小型化的自動變速機。本實施形態中，通過在連接部件、尤其是傳遞部件230的內周側配置 有小容量的離合器C3，從而可以配置所有的離合器，卻不會增加連接部 件的徑方向尺寸。〈第20實施形態〉下面沿圖36 圖38說明將第18實施形態作部分變更的第20實施形 態。圖36為表示第20實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面 圖。圖37為第20實施形態的自動變速機的工作表。圖38為表示第20實 施形態的自動變速機的速度線圖。另外，第20實施形態除了部分變更外， 與第18實施形態相同的部分采用了相同的符號，其說明省略。如圖36所示，第20實施形態的自動變速機的自動變速機構12()相對 于第18實施形態的自動變速機構118 (參照圖30)，配置了制動器B3以取 代離合器C1，利用制動器B3自由固定行星齒輪PR的行星架CR1，還有， 變更了離合器C2的油壓伺服系統12的油路結構。
該自動變速機構12。中，制動器B3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反側(圖中左側)。該制動器B3具有油壓伺服系統16、摩擦板 76、輪轂部件233。該制動器B3的輪轂部件233與行星架CR1的一方的側板連接，該行 星架CR1被輸入軸2或軸孔座部3a支持并自由旋轉。還有，太陽輪Sl 與輸入軸2連接。該齒圈Rl上連接傳遞部件230，通過該傳遞部件230 與太陽輪S3連接。
還有，油壓伺服系統12的油室與上述輸入軸2上形成的油路2a連通， 該油路2a延伸設在殼體3的一端，與呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座 部3a的油路91連通。該油路91與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。艮P， 對于上述油壓伺服系統12，只需設置密封殼體3的軸孔座部3a與輸入軸 2之間的1對密封圈81，就可構成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺 服系統12的油室的油路。
接著，根據上述結構，沿著圖36、圖37以及圖38說明自動變速機 構l20的作用。與上述第l實施形態一樣，在圖38所示的速度線圖中，縱 軸表示各個旋轉要件的轉速，橫軸則對應于這些旋轉要件的齒輪比。該速 度線圖的行星齒輪單元PU的部分中，橫方向最端部(圖38中右側)的縱 軸對應于太陽輪S3,之后圖中縱軸向左依次對應于齒圈R2、行星架CR2、 太陽輪S2。還有，在該速度線圖的行星齒輪PR的部分中，橫方向最端部 (圖38中右側)的縱軸對應于太陽輪S1，之后圖中縱軸向左依次對應于 齒圈R1、行星架CR1。還有，這些縱軸的間隔分別與太陽輪S1、 S2、 S3 的齒數的倒數、及分別與齒圈R1、 R3的齒數的倒數成正比。圖中橫軸方 向的虛線表示利用傳遞部件230傳遞旋轉。如圖36所示，通過制動器B3的卡扣，上述行星架CR1相對于殼體3 被固定。還有，輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪S1，由于該行星架CR1被 固定，上述齒圈Rl根據輸入給該太陽輪Sl的輸入軸2的旋轉進行減速旋 轉。即，利用制動器B3的卡扣，通過傳遞部件230將齒圈Rl的減速旋轉 輸入給太陽輪S3。因此，如圖37及圖38所示，在前進1擋、前進2擋、前進3擋、前 進4擋，在行星齒輪PR中，由于制動器B3的卡扣，行星架CR1被固定， 由于輸入軸2的旋轉輸入給太陽輪Sl，據此太陽輪Sl的旋轉將減速旋轉 輸入給齒圈R1，通過傳遞部件230將減速旋轉輸入給太陽輪S3。此時， 由于齒圈Rl和太陽輪S3均為減速旋轉，所以上述傳遞部件230傳遞較大 的轉矩。另一方面，在前進5擋、前進6擋、倒退1擋，如圖38所示， 由于太陽輪S3的旋轉通過傳遞部件230輸入給齒圈Rl，制動器B3被釋 放，行星架CR1根據該齒圈Rl的各變速擋的旋轉和輸入軸2的旋轉的太 陽輪S1進行旋轉。還有，上述行星齒輪PR以外的作用與上述第18實施形態相同，從而 省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構l2o，將行星齒輪PR及離合 器C3配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C2配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配 置例如2個離合器C2、 C3的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星齒輪 單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件230長度可以較短。這 樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，由于油壓伺服系統12、 13設置在輸入軸2上，所以從殼體3 向利用1對密封圈81、 82堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a、 2b供 油，可以不在例如輸入軸2與油壓伺服系統12、 13之間設置密封圈，而 能夠向油壓伺服系統12、 13的油室供油。因此，在油壓伺服系統12、 13 上，分別只需設置密封圈81、 82，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動 阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C2為在倒退1擋配合的離合器，所以當該離合器 C2在倒退l擋配合時，由于該離合器C2的配合，連接該離合器C2和太 陽輪S2的輪轂部件224與輸入軸2的旋轉相同，另一方面，有時產生傳 遞部件230反向旋轉的情況，而傳遞部件230與輪轂部件224的轉速差很 大，但由于該離合器C2隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR的相反 側，即傳遞部件230和輪轂部件224可以分離配置，與例如利用多重結構 將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對旋轉 而導致降低自動變速機的效率。
還有，由于利用制動器B3接通 斷開從行星齒輪PR輸出給行星齒 輪單元PU的減速旋轉，所以與例如設置離合器C1的情況相比，可以減 少部件數量(例如鼓狀部件等)。還有，制動器B3可以從殼體3直接構成 油路，與例如設置離合器C1的情況相比，可以簡化油路結構。還有，本實施形態的自動變速機構ho是在前進5擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較細的前進1擋至前進4擋的齒輪比的幅度。這 樣，特別是搭載在車輛上時，對于中低速行駛的車輛，可以以更好的轉速 使用發動機，從而提高中低速行駛的燃費經濟性。但是，連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳 遞部件)輸入有減速后的轉矩，因此需要能夠承受這種轉矩的剛性。在將 低中速擋配合的離合器或對減速旋轉進行配合脫離的離合器配置在連接 部件的內周側時，由于這些離合器的容量需要大，因此，需要能夠與容量 對應的徑方向的尺寸。所以，在連接部件為穿過那些離合器的外周側的類 型時，其離合器的所需徑方向尺寸必須進一步增大，有可能使得連接部件 的徑方向的尺寸過大，從而使自動變速機整體的徑方向尺寸增大。這里， 本實施形態的目的在于降低徑方向尺寸的增加，提供小型化的自動變速 機。本實施形態中，通過在連接部件、尤其是傳遞部件230的內周側配置 有小容量的離合器C3，從而可以配置所有的離合器，卻不會增加連接部 件的徑方向尺寸。〈第21實施形態〉下面沿圖39說明將第18實施形態作部分變更的第21實施形態。圖 39為表示第21實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另 外，第21實施形態除了部分變更外，與第18實施形態相同的部分采用了 相同的符號，其說明省略。如圖39所示，第21實施形態的自動變速機的自動變速機構121相對 于第18實施形態的自動變速機構118(參照圖30)，改變了離合器C1和行 星齒輪PR的配置(即將行星齒輪PR和離合器Cl配置在行星齒輪單元 PU的圖中右側，將反轉齒輪5配置在該行星齒輪PR與行星齒輪單元PU 之間)。
該自動變速機構121中，上述輸入軸2上，其內周側配置有具有油壓 伺服系統ll、摩擦板71、形成離合器鼓的鼓狀部件221、與太陽輪S3連 接的輪轂部件222的多板式離合器Cl，其外周側配置有具有油壓伺服系 統12、摩擦板72、形成離合器鼓的鼓狀部件223、輪轂部件224的多板式 離合器C2。還有，在輪轂部件224的外周側配置有具有油壓伺服系統15、 摩擦板75的多板式制動器B2。上述鼓狀部件221被上述輸入軸2支持并自由旋轉，該鼓狀部件221 的頂端部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C1用油壓伺服系統11 而自由配合的離合器C1的摩擦板71，該離合器C1的摩擦板71的內周側 以花鍵配合方式與輪轂部件222連接。另外，太陽輪Sl固定支持在上述軸孔座部3a上，行星架CR1通過 側板與輸入軸2連接。齒圈Rl被軸孔座部3a支持并自由旋轉，同時與上 述鼓狀部件221連接。而且，上述輪轂部件222上連接傳遞部件230，該 傳遞部件230與太陽輪S3連接。,還有，油壓伺服系統ll的油室與形成在上述輸入軸2上的油路2a連 通，該油路2a與呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部3a的油路91連通。 該油路91與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。上述油壓伺服系統11利用 密封殼體3的軸孔座部3a與輸入軸2之間的1對密封圈81、和密封輸入 軸2與鼓狀部件221之間的1對密封圈85、即具有2對密封圈，構成從圖 中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統11的油室的油路。另一方面，在上述輸入軸2的另一端上(圖中左方)，配置具有油壓 伺服系統13、摩擦板73、形成離合器鼓的鼓狀部件225、輪轂部件226 的多板式離合器C3。在該離合器C3的鼓狀部件225的頂端部內周側以花 鍵配合方式配合摩擦板73，該摩擦板73以花鍵配合方式配合在輪轂部件 226的頂端外周側，該輪轂部件226與行星架CR2的側板連接。該油壓伺服系統13的油室與形成在上述輸入軸2上的油路2b連通， 該油路2b延伸到殼體3的與上述軸孔座部3a相反一側的另一端，與呈套 筒狀設在輸入軸2的套筒狀的軸孔座部3b的油路93連通。該油路93與 圖中未顯示的油壓控制裝置連通。即，上述油壓伺服系統13利用密封殼 體3的軸孔座部3b與鼓狀部件225之間的1對密封圈82，構成從圖中未
顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統13的油室的油路。另一方面，在行星齒輪單元PU的外周側配置具有油壓伺服系統14、 摩擦板74、輪轂部件228的多板式制動器Bl。在上述行星齒輪單元PU 的行星架CR2的側板上連接有以花鍵配合方式與上述制動器B1的摩擦板 74配合的輪轂部件228，還有，該輪轂部件228上連接單向離合器Fl的 內圈。在該行星架CR2的短小齒輪PS上嚙合太陽輪S3，而且，在該行星 架CR2的長小齒輪PL上嚙合上述太陽輪S2和齒圈R2，該齒圈R2的一 端與連接部件227連接，該齒圈R2通過該連接部件227與反轉齒輪5連 接。基于上述結構的自動變速機構121的作用，在行星齒輪PR的部分中， 將行星架CR1與太陽輪Sl互換，即太陽輪Sl固定，將輸入軸2的旋轉 輸入給行星架CR1，其它部分與上述第18實施形態相同(參照圖31和圖 32)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構121，將行星齒輪PR及離合 器C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C3配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之 間配置例如2個離合器C2、 C3的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件230長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪 單元PU的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現 供給這些離合'器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如 2a、 2b、 91、 92、 93)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，所以可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5， 當在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪與驅動車輪傳遞機構相 匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入側 為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以減 少對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，本實施形態的自動變速機構121是在前進5擋處于直連狀態的
變速機構，從而可以設定較細的前進1擋至前進4擋的齒輪比的幅度。這 樣，特別是搭載在車輛上時，對于中低速行駛的車輛，可以以更好的轉速 使用發動機，從而提高中低速行駛的燃費經濟性。 〈第22實施形態〉下面沿圖40說明將第21實施形態作部分變更的第22實施形態。圖 40為表示第22實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另 外，第22實施形態除了部分變更外，與第21實施形態相同的部分采用了 相同的符號，其說明省略。如圖40所示，第22實施形態的自動變速機的自動變速機構122相對 于第21實施形態的自動變速機構121 (參照圖39)，改變了行星齒輪PR 和離合器C2的配置，還配置了制動器B3以取代離合器C1，利用制動器 B3自由固定行星齒輪PR的太陽輪S1。該自動變速機構121中，制動器B3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反一側(圖中右側)。該制動器B3具有油壓伺服系統16、摩擦 板76、輪轂部件233。該輪轂部件233與太陽輪S1連接，被軸孔座部3a 支持并自由旋轉。還有，在該制動器B3的輪轂部件233的外周側配置具 有油壓伺服系統12、摩擦板72、鼓狀部件223、輪轂部件224的多板式離 合器C2。該離合器C2的鼓狀部件223與行星架CR1的一方的側板連接， 該行星架CR1的另一方的側板與輸入軸2連接。這樣，齒圈Rl上連接傳 遞部件230，通過該傳遞部件230而與太陽輪S3連接。還有，油壓伺服系統12的油室通過形成在輪轂部件233上的油孔(圖 中未表示)，與呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部3a的油路91連通。 該油路91與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。該油壓伺服系統11利用密 封殼體3的軸孔座部3a與輪轂部件233之間的1對密封圈80、和密封該 輪轂部件233與鼓狀部件223之間的1對密封圈86，即具有2對密封圈， 構成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統12的油室的油路。根據上述結構的自動變速機構122的作用，在行星齒輪PR的部分中， 將行星架CR1與太陽輪Sl互換，即輸入軸2的旋轉輸入給行星架CR1， 太陽輪Sl被制動器B3自由固定，其它部分與上述第20實施形態相同(參 照圖37和圖38)，從而省略說明。
如上所述，根據本發明的自動變速機構122，將行星齒輪PR及離合 器C2配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C3配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之 間配置例如2個離合器C2、 C3的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件230長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，所以可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5， 當在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪5與驅動車輪傳遞機構 相匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入 側為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以 減少對前輪的千涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，由于利用制動器B3接通 斷開從行星齒輪PR輸出給行星齒 輪單元PU的減速旋轉，所以與例如設置離合器C1的情況相比，可以減 少部件數量(例如鼓狀部件等)。還有，制動器B3可以從殼體3直接構成 油路，與例如設置離合器C1的情況相比，可以簡化油路結構。還有，本實施形態的自動變速機構122是在前進5擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較細的前進1擋至前進4擋的齒輪比的幅度。這 樣，特別是搭載在車輛上時，對于中低速行駛的車輛，可以以更好的轉速 使用發動機，從而提高中低速行駛的燃費經濟性。但是，例如在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之間配置離合器時， 連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳遞部件)的 長度在軸方向會相應增加，由于該連接部件傳遞減速旋轉，因此必須增加 部件的厚度以能夠承受這種減速旋轉，從而增加了重量。這里，本實施形 態的目的在于縮短減速行星齒輪和行星齒輪單元之間的長度，降低重量的 增加，提供小型化的自動變速機。本實施形態中，特別是通過將離合器C2配置在相對行星齒輪PR的 與行星齒輪單元PU的軸方向相反側，從而不需要在行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU之間配置離合器，這樣，連接部件、尤其是傳遞部件230的 長度可以相應縮短，從而可以防止自動變速機整體的重量增加。〈第23實施形態〉下面沿圖41說明將第18實施形態作部分變更的第23實施形態。圖 41為表示第23實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另 外，第23實施形態除了部分變更外，與第18實施形態相同的部分采用了 相同的符號，其說明省略。如圖41所示，第23實施形態的自動變速機的自動變速機構123相對 于第18實施形態的自動變速機構18 (參照圖30)，改變了離合器Cl和行 星齒輪PR的配置(即行星齒輪PR及離合器Cl配置在行星齒輪單元PU 的圖中右側，將反轉齒輪5配置在該行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之 間)，還將離合器C2及制動器B2和離合器C3互換配置。該自動變速機構123中，在上述輸入軸2上，其內周側配置有具有油 壓伺服系統13、摩擦板73、形成離合器鼓的鼓狀部件225、與行星架CR2 連接的輪轂部件226的多板式離合器C3，其外周側配置有具有油壓伺服 系統ll、摩擦板71、形成離合器鼓的鼓狀部件221、輪轂部件222的多板 式離合器C1。該油壓伺服系統13的油室與上述輸入軸2上的油路2a，該油路2a 延伸設在殼體3的一端，與呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部3a的油 路91連通。因此，該油路91與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。即，由 于上述油壓伺服系統13配置在輸入軸2上，所以只需設置密封殼體3的 軸孔座部3a與輸入軸2之間的1對密封圈81，就可構成從圖中未顯示的 油壓控制裝置至油壓伺服系統13的油室的油路。還有，上述油壓伺服系統11的油室與上述軸孔座部3a的油路92連 通。該油路92與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。即，對于上述油壓伺 服系統11，只需設置密封殼體3的軸孔座部3a與鼓狀部件221之間的1 對密封圈80，就可構成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統11 的油室的油路。上述輸入軸2上連接離合器C3的鼓狀部件225，在該鼓狀部件225 的頂端內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器C3用油壓伺服系統13而 自由配合的摩擦板73。在該摩擦板73的內周側以花鍵配合方式配合輪轂
部件226，該輪轂部件226與行星架CR2連接。還有，上述鼓狀部件221被上述輸入軸2支持并自由旋轉，在該鼓狀 部件221的頂端部內周側以花鍵配合方式配置有通過離合器Cl用油壓伺 服系統11而自由配合的離合器Cl的摩擦板71 ，該離合器Cl的摩擦板71 的內周側以花鍵配合方式與連接在齒圈Rl上的輪轂部件222連接。該齒 圈R1通過該輪轂部件222被軸孔座部3a支持并自由旋轉。還有，太陽輪 Sl與上述輸入軸2連接，行星架CR1通過側板被軸孔座部3a固定支持。 上述鼓狀部件221與傳遞部件230連接，該傳遞部件230與太陽輪S3連 接。另一方面，在殼體3的與上述軸孔座部3a相反側的另一端上延伸設 置的、呈套筒狀設在輸入軸2上的軸孔座部3b上(圖中左側)，配置具有 油壓伺服系統12、摩擦板72、形成離合器鼓的鼓狀部件223、輪轂部件 224的多板式離合器C2。該油壓伺服系統12的油室與軸孔座部3b的油路 93連通。該油路93與圖中未顯示的油壓控制裝置連通。g卩，上述油壓伺 服系統12通過密封殼體3的軸孔座部3b與鼓狀部件223之伺的1對密封 圈84，形成從圖中未顯示的油壓控制裝置至油壓伺服系統12的油室的油 路。還有，該離合器C2的鼓狀部件223的頂端內周側以花鍵配合方式與 通過離合器C2用油壓伺服系統12而自由配合的摩擦板72配合，該摩擦 板72以花鍵配合方式配合在輪轂部件224的頂端外周側。還有，在離合 器C2的外周側配置具有油壓伺服系統15、摩擦板75的多板式制動器B2。 該輪轂部件224的外周側以花鍵配合方式與通過制動器B2用油壓伺服系 統15而自由配合的摩擦板75配合，該輪轂部件224與太陽輪S2連接。另一方面，在行星齒輪單元PU的外周側配置具有油壓伺服系統14、 摩擦板74、輪轂部件228的多板式制動器Bl。在上述行星齒輪單元PU 的行星架CR2的側板上連接有以花鍵配合方式與上述制動器B1的摩擦板 74配合的輪轂部件228，還有，該輪轂部件228與單向離合器F1的內圈 連接。該行星架CR2的短小齒輪PS與太陽輪S3嚙合，該行星架CR2的 長小齒輪PL與上述太陽輪S2及齒圈R3嚙合，該齒圈R3的一端與連接 部件227連接，該齒圈R3通過該連接部件227與反轉齒輪5連接。根據上述結構的自動變速機構123的作用與上述第18實施形態相同 (參照圖31和圖32)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構123，將行星齒輪PR及離合 器C3配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C2配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之 間配置例如2個離合器C2、 C3的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件230長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪 單元PU的一側配置3個離合器Cl、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現 供給這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如 2a、 91、 92、 93)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統13設置在輸入軸2上，所以從殼體3向利 用l對密封圈81堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a供油，可以不在 例如輸入軸2與油壓伺服系統13之間設置密封圈，而能夠向油壓伺服系 統13的油室供油。并且，油壓伺服系統ll、 12可以由從殼體3延伸設置 的軸孔座部3a、 3b供油，而不通過例如其它部件，即可以利用設置l對 密封圈80、 84，進行供油。因此，在油壓伺服系統ll、 12、 13上，分別 只需設置1對密封圈81、 80、 84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動 阻力減至最小，從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C3配置在離合器C1的內周側，因此可以在外周 側配置為了傳遞減速旋轉而必須傳遞較大的轉矩的離合器Cl，可以使該 離合器C1及其油壓伺服系統11大徑化，特別是可以擴大油壓伺服系統11 的油室的受壓面積，增加該離合器Cl的轉矩傳遞容量，同時將與離合器 Cl相比可以傳遞小轉矩容量的離合器C3配置在內周側，從而可以實現自 動變速機的小型化。還有，由于離合器C2為在倒退1擋配合的離合器，當該離合器C2 在倒退l擋配合時，傳遞部件230會反向旋轉，另一方面，由于該離合器 C2的配合，有時產生連接該離合器C2和太陽輪S2的輪轂部件224與輸 入軸2的旋轉相同的情況，而傳遞部件230與輪轂部件224的轉速差很大，
但由于該離合器C2隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR的相反側， 即傳遞部件230和輪轂部件224可以分離配置，與例如利用多重結構將這 些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對旋轉產生 摩擦等而導致降低自動變速機的效率。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，所以可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5， 當在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪5與驅動車輪傳遞機構 相匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入 側為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以 減少對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，本實施形態的自動變速機構123是在前進5擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較細的前進1擋至前進4擋的齒輪比的幅度。這 樣，特別是搭載在車輛上時，對于中低速行駛的車輛，可以以更好的轉速 使用發動機，從而提高中低速行駛的燃費經濟性。但是，連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳 遞部件)輸入減速后的轉矩，因此需要能夠承受這種轉矩的剛性。將低中 速擋配合的離合器或對減速旋轉進行配合脫離的離合器配置在連接部件 的內周側時，由于這些離合器的容量需要大，因此，需要能夠與容量對應 的徑方向的尺寸。所以，在連接部件為穿過那些離合器的外周側的類型時， 其離合器的所需徑方向尺寸必須進一步增大，有可能使得連接部件的徑方 向的尺寸過大，從而使自動變速機整體的徑方向尺寸增大。這里，本實施 形態的目的在于降低徑方向尺寸的增加，提供小型化的自動變速機。本實施形態中，通過在連接部件、尤其是傳遞部件230的內周側配置 有小容量的離合器C3，從而可以配置所有的離合器，卻不會增加連接部 件的徑方向尺寸。〈第24實施形態〉下面，沿圖42說明將第23實施形態作部分變更的第24實施形態。 圖42為表示第24實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。 另外，第24實施形態除了部分變更外，與第23實施形態相同的部分采用 了相同的符號，其說明省略。
如圖42所示，第24實施形態的自動變速機的自動變速機構124相對 于第23實施形態的自動變速機構123(參照圖41)，改變了離合器C1的配置。該自動變速機構124中，離合器Cl配置在行星齒輪PR的行星齒輪單 元PU相反側(圖中右側)。該離合器C1的鼓狀部件221的頂端部內周側 以花鍵配合方式與摩擦板71配合，該摩擦板71的內周側以花鍵配合方式 與輪轂部件222配合。還有，鼓狀部件222與行星齒輪PR的太陽輪Sl 連接。還有，行星齒輪PR的行星架CR1的側板被殼體3固定支持。齒圈 Rl與傳遞部件230連接，該傳遞部件230與太陽輪S3連接。還有，具有 油壓伺服系統13、摩擦板73、鼓狀部件225、輪轂部件226的離合器C3 配置在上述傳遞部件230的內周側，即被該傳遞部件230包圍在內。根據上述結構的自動變速機構124的作用與上述第19實施形態相同 (參照圖34和圖35)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構124,將行星齒輪PR及離合 器C3配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C2配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之 間配置例如2個離合器C2、 C3的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件30長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、 從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，與在行星齒輪 單元PU的一側配置3個離合器C1、 C2、 C3的情況相比，能夠容易實現 供給這些離合器C1、 C2、 C3的油壓伺服系統11、 12、 13的油路(例如 2a、 91、 92、 93)的結構，從而可以簡化制造工藝，降低成本。還有，由于油壓伺服系統13設置在輸入軸2上，所以從殼體3向利 用l對密封圈81堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a供油，可以不在 例如輸入軸2與油壓伺服系統13之間設置密封圈，而能夠向油壓伺服系 統13的油室供油。還有，油壓伺服系統ll、 12由從殼體3處延伸的軸孔 座部3a、 3b進行供油，而不需通過例如其它部件，即可以設置l對密封 圈80、 84，進行供油。因此，在油壓伺服系統11、 12、 13，分別只設置 密封圈81、 80、 84，就可以供油，可以使密封圈引起的滑動阻力減至最小， 從而提高自動變速機的效率。還有，由于離合器C2為在倒退1擋配合的離合器，所以當該離合器 C2在倒退l擋配合時，傳遞部件230為反向旋轉，另一方面，由于該離 合器C2的配合，有時產生連接該離合器C2和太陽輪S2的輪轂部件224 與輸入軸2的旋轉相同的情況，而傳遞部件230與輪轂部件224的轉速差 很大，但由于該離合器C2通過行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR的相 反側，即傳遞部件230和輪轂部件224可以分離配置，與例如利用多重結 構將這些部件接觸配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對旋 轉而導致降低自動變速機的效率。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，所以可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5， 當在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪5與驅動車輪傳遞機構 相匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入 側為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以 減少對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，如果使離合器C1處于齒圈R1和太陽輪S3之間，因為需要接 通*斷開減速旋轉，所以會成為較大的部件，但由于處于輸入軸2和太陽 輪Sl之間，利用該離合器Cl接通 斷開輸入軸2的旋轉，來接通 斷開 從行星齒輪PR的齒圈R1輸出的減速旋轉，從而可以實現離合器C1的小 型化，進而實現自動變速機的小型化。還有，本實施形態的自動變速機構124是在前進5擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較細的前進1擋至前進4擋的齒輪比的幅度。這 樣，特別是搭載在車輛上時，對于中低速行駛的車輛，可以以更好的轉速 使用發動機，從而提高中低速行駛的燃費經濟性。但是，連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳 遞部件)輸入有減速后的轉矩，因此需要能夠承受這種轉矩的剛性。將低 中速擋配合的離合器或對減速旋轉進行配合脫離的離合器配置在連接部 件的內周側時，由于這些離合器的容量必須大，因此，需要能夠與容量對 應的徑方向的尺寸。所以，連接部件為穿過那些離合器的外周側的類型時，
其離合器的所需徑方向尺寸必須進一步增大，有可能使得連接部件的徑方 向的尺寸過大，從而使自動變速機整體的徑方向尺寸增大。這里，本實施 形態的目的在于降低徑方向尺寸的增加，提供小型化的自動變速機。本實施形態中，通過在連接部件、尤其是傳遞部件230的內周側配置 有小容量的離合器C3，從而可以配置所有的離合器，卻不會增加連接部 件的徑方向尺寸。〈第25實施形態〉下面沿圖43說明將第23實施形態作部分變更的第25實施形態。圖 43為表示第25實施形態的自動變速機的自動變速機構的示意剖面圖。另 外，第25實施形態除了部分變更外，與第23實施形態相同的部分采用了 相同的符號，其說明省略。如圖43所示，第25實施形態的自動變速機的自動變速機構125相對 于第23實施形態的自動變速機構123(參照圖41)，配置了制動器B3以取 代離合器C1，利用制動器B3自由固定行星齒輪PR的行星架CR1。該自動變速機構125中，制動器B3配置在行星齒輪PR的與行星齒輪 單元PU相反的一側(圖中右側)。該制動器B3具有油壓伺服系統16、摩 擦板76、輪轂部件233。該制動器B3的輪轂部件233與行星架CR1連接， 該行星架CR1被輸入軸2支持并能夠自由旋轉。還有，太陽輪S1與輸入 軸2連接。而且，齒圈Rl上連接傳遞部件230，通過該傳遞部件230與 太陽輪S3連接。還有，具有油壓伺服系統13、摩擦板73、鼓狀部件225、 輪轂部件226的離合器C3配置在上述傳遞部件230的內周側，即被該傳 遞部件230包圍在內。根據上述結構的自動變速機構125的作用與上述第20實施形態相同 (參照圖37和圖38)，從而省略說明。如上所述，根據本發明的自動變速機構125，將行星齒輪PR及離合 器C3配置在行星齒輪單元PU的軸方向一側，將離合器C2配置在行星齒 輪單元PU的軸方向另一側，所以與在行星齒輪PR和行星齒輪單元PU之 間配置例如2個離合器C2、 C3的情況相比，可以使行星齒輪PR和行星 齒輪單元PU靠近配置，從而傳遞減速旋轉的傳遞部件230長度可以較短。 這樣，能夠實現自動變速機的小型化、輕型化，同時由于能夠減小慣性力、
從而可以提高自動變速機的控制性、減少變速沖擊。還有，由于油壓伺服系統13設置在輸入軸2上，所以從殼體3向利 用1對密封圈81堵漏密封的設置在輸入軸2內的油路2a供油，可以不在 例如輸入軸2與油壓伺服系統13之間設置密封圈，而能夠向油壓伺服系 統13的油室供油。還有，油壓伺服系統12由從殼體3處延伸的軸孔座部 3b進行供油，而不需通過例如其它部件，即可以設置1對密封圈84，進 行供油。因此，在油壓伺服系統12、 13,分別只設置密封圈81、 84，就 可以供油，可以使密封圈引起的滑動阻力減至最小，從而提高自動變速機 的效率。還有，由于離合器C2為在倒退1擋配合的離合器，當該離合器C2 在倒退1擋配合時，傳遞部件230反向旋轉，另一方面，由于該離合器 C2的配合，連接該離合器C2和太陽輪S2的輪轂部件224與輸入軸2的 旋轉相同，有時傳遞部件230與輪轂部件224的轉速差很大，但由于該離 合器C2隔著行星齒輪單元PU配置在行星齒輪PR的相反側，即傳遞部件 230和輪轂部件224可以分離配置，與例如利用多重結構將這些部件接觸 配置的情況相比，可以防止由于這些部件之間的相對旋轉產生摩擦等而導 致降低自動變速機的效率。還有，由于反轉齒輪5配置在行星齒輪單元PU和行星齒輪PR的軸 方向之間，所以可以在自動變速機的軸方向的大致中央處配置反轉齒輪5， 當在例如車輛上搭載自動變速機時，由于反轉齒輪5與驅動車輪傳遞機構 相匹配搭載，從而可以防止軸方向的任一方向(特別是以從驅動源的輸入 側為前方時的后方側)出現的肥大化。這樣，特別是對于FF車輛，可以 減少對前輪的干涉，例如可以增大轉向角等，從而提高車輛的搭載性。還有，由于利用制動器B3接通 斷開從行星齒輪PR輸出給行星齒 輪單元PU的減速旋轉，所以與例如設置離合器C1的情況相比，可以減 少部件數量(例如鼓狀部件等)。還有，制動器B3可以從殼體3直接構成 油路，與例如設置離合器C1的情況相比，可以簡化油路結構。還有，本實施形態的自動變速機構125是在前進5擋處于直連狀態的 變速機構，從而可以設定較細的前進1擋至前進4擋的齒輪比的幅度。這 樣，特別是搭載在車輛上時，對于中低速行駛的車輛，可以以更好的轉速 使用發動機，從而提高中低速行駛的燃費經濟性。但是，連接行星齒輪PR和行星齒輪單元PU的連接部件(特別是傳遞部件)輸入有減速后的轉矩，因此需要能夠承受這種轉矩的剛性。在將 低中速擋配合的離合器或對減速旋轉進行配合脫離的離合器配置在連接 部件的內周側時，由于這些離合器的容量需要大，因此，需要能夠與容量 對應的徑方向的尺寸。所以，在連接部件為穿過那些離合器的外周側的類 型時，其離合器的所需徑方向尺寸必須進一步增大，有可能使得連接部件 的徑方向的尺寸過大，從而使自動變速機整體的徑方向尺寸增大。這里， 本實施形態的目的在于降低徑方向尺寸的增加，提供小型化的自動變速 機。本實施形態中，通過在連接部件、尤其是傳遞部件230的內周側配置 有小容量的離合器C3，從而可以配置所有的離合器，卻不會增加連接部 件的徑方向尺寸。還有，在上述本發明的第1 第25實施形態中，說明了適用于自動變 速機中具有變矩器的裝置，但并不局限于此，只要是啟動時傳遞轉矩(旋 轉)的啟動設備，可以為任何形式。還有，說明了將發動機作為驅動源搭 載在車輛上的情況，但并不局限于此，也可以搭載在復合動力車輛，驅動 源也可以為任何類型。還有，上述自動變速機最適合用于FF車輛，但并 不局限于此，也可以適用于FR車輛、4輪驅動車輛等其它驅動方式的車 輛。還有，在上述第1 第25實施形態中，說明了作為減速旋轉輸出機構 的行星齒輪PR為雙小齒輪行星齒輪，但并不局限于此，也可以采用單小 齒輪行星齒輪。還有，在上述第1 第20實施形態、以及第23 第25實施形態中， 說明了輸入軸2的旋轉輸入給該行星齒輪PR的太陽輪Sl、行星架CR1 的旋轉被固定、使齒圈Rl減速旋轉的情況。也可以固定太陽輪Sl的旋轉、 將輸入軸2的旋轉輸入給行星架CR1、從而使齒圈Rl減速旋轉。另外，在例如第1實施形態和第2實施形態中，說明了將輸入側與輸 出側互換的情況，但并不局限于此，在其它實施形態中的自動變速機構中， 也能夠將輸入側與輸出側互換。
產業應用的可能性
如上所述，本發明的自動變速機可以用于搭載在轎車、卡車、公共汽 車等車輛，特別適合搭載在由于車輛的搭載性而要求小型化、進而要求降低變速沖擊的車輛。
權利要求
1.一種自動變速機，包括根據驅動源的輸出旋轉而旋轉的輸入軸、具有第1、第2、第3以及第4旋轉要件的行星齒輪單元、將上述輸入軸的旋轉減速后的減速旋轉自由輸出給上述第1旋轉要件的減速旋轉輸出機構、將上述輸入軸和上述第2旋轉要件自由配合脫離地連接的第1離合器、將上述輸入軸和上述第3旋轉要件自由配合脫離地連接的第2離合器、將上述第4旋轉要件的旋轉輸出給驅動車輪傳遞機構的輸出部件，其特征在于將上述減速旋轉輸出機構及上述第1離合器配置在上述行星齒輪單元的軸方向的一側，將上述第2離合器配置在上述行星齒輪單元的軸方向的另一側，上述減速旋轉輸出機構由具有能夠輸入來自上述輸入軸的旋轉的輸入旋轉要件、始終固定旋轉的固定要件、以及在始終與上述第1旋轉要件連接的同時利用上述減速旋轉進行旋轉的減速旋轉要件的減速行星齒輪，和能夠自由配合脫離地連接上述輸入軸和上述輸入旋轉要件之間的第3離合器所組成，通過上述第3離合器的配合，將上述減速旋轉傳遞給上述第1旋轉要件。
2. 根據權利要求l所述的自動變速機，其特征在于具有連接上述減 速旋轉輸出機構和上述行星齒輪單元的傳遞部件，上述第1離合器配置在上述傳遞部件的內周側。
3. 根據權利要求1或2所述的自動變速機，其特征在于上述減速行 星齒輪的固定要件固定配置在從殼體側壁的一端側延伸的第1軸孔座部 上，上述第3離合器的油壓伺服系統配置在上述第1軸孔座部的外周，上述第2離合器的油壓伺服系統配置在從上述殼^:的側壁的另一端側 延伸的第2軸孔座部的外周，上述第l離合器，與上述行星齒輪相鄰配置，同時，具有摩擦部件、 推壓該摩擦部件的油壓伺服系統、與該油壓伺服系統一體構成的鼓狀部件 和輪轂部件，上述鼓狀部件與上述輸入軸連接。
4. 根據權利要求l所述的自動變速機，其特征在于具有連接上述減 速旋轉輸出機構和上述行星齒輪單元的傳遞部件，上述第3離合器配置在上述傳遞部件的內周側。
5. 根據權利要求4所述的自動變速機，其特征在于上述第1離合器 和上述第3離合器沿軸方向排列配置在上述傳遞部件的內周側。
6. 根據權利要求5所述的自動變速機，其特征在于上述第3離合器 具有摩擦部件和推壓該摩擦部件的油壓伺服系統，上述油壓伺服系統配置在相對于上述摩擦部件的與上述減速行星齒 輪沿軸方向相反一側，將構成上述油壓伺服系統的氣缸的鼓狀部件與上述輸入軸連接。
7. 根據權利要求6所述的自動變速機，其特征在于上述第3離合器 的油壓伺服系統，與上述第1離合器的油壓伺服系統相鄰配置在上述第1 離合器的油壓伺服系統與上述第3離合器的摩擦部件之間。
8. 根據權利要求l所述的自動變速機，其特征在于能夠實現前進6 擋、及倒退1擋，并在前進4擋時同時配合上述第l離合器和上述第2離 合器。
9. 根據權利要求8所述的自動變速機，其特征在于在縱軸分別表示 上述第l、第2、第3及第4旋轉要件的各轉速，橫軸與上述第l、第2、 第3及第4旋轉要件的齒輪比相對應進行表示的速度線關系中，輸入上述減速旋轉的上述第1旋轉要件位于橫方向最端部，依次對應 為上述第2旋轉要件及上述第3旋轉要件之一、與上述輸出部件連接的上 述第4旋轉要件、上述第2旋轉要件及上述第3旋轉要件之另一個。
10. 根據權利要求8或9所述的自動變速機，其特征在于上述行星齒輪單元是由第l太陽輪、與該第l太陽輪嚙合的長小齒輪、與該長小齒 輪嚙合的短小齒輪、支持該長小齒輪和該短小齒輪旋轉的行星架、與該短小齒輪嚙合的第2太陽輪、與該長小齒輪嚙合的齒圈構成的拉維瑙式行星 齒輪，上述第1旋轉要件是能輸入上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉、并通 過第1制動器的卡扣而自由固定的上述第1太陽輪，上述第2旋轉要件是通過上述第1離合器的配合而能輸入上述輸入軸 的旋轉的上述第2太陽輪及通過上述第1離合器的配合而能輸入上述輸入 軸的旋轉、且通過第2制動器的卡扣而自由固定的上述行星架之一，上述第3旋轉要件是通過上述第2離合器的配合而能輸入上述輸入軸 的旋轉的上述第2太陽輪及通過上述第2離合器的配合而能輸入上述輸入 軸的旋轉、且通過第2制動器的卡扣而自由固定的上述行星架之另一個，上述第4旋轉要件是與上述輸出部件連接的上述齒圈。
11. 根據權利要求8或9所述的自動變速機，其特征在于上述行星 齒輪單元由具有第l太陽輪、與該第1太陽輪連接的第2太陽輪、與該第 1太陽輪嚙合的第1行星架、與該第2太陽輪嚙合的第2行星架、與該第 2行星架連接的第1齒圈、與該第2行星架嚙合的第2齒圈的2個單行星 齒輪構成，上述第1旋轉要件是能輸入上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉、并通 過第1制動器的卡扣而自由固定的上述第2齒圈，上述第2旋轉要件是通過上述第2離合器的配合而能輸入上述輸入軸 的旋轉的上述第1太陽輪及上述第2太陽輪，上述第3旋轉要件是通過上述第1離合器的配合而能輸入上述輸入軸 的旋轉、且通過第2制動器的卡扣而自由固定的上述第2行星架及上述第 1齒圈》上述第4旋轉要件是與上述輸出部件連接的上述第1行星架。
12. 根據權利要求10所述的自動變速機，其特征在于-在前進1擋時配合上述第1離合器及第2離合器之一的同時、卡扣上 述第2制動器，在前進2擋時配合上述第1離合器及第2離合器之一的同時、卡扣上 述第1制動器，在前進3擋時將來自上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給上述第 1旋轉要件的同時、配合上述第1離合器及第2離合器之一，在前進4擋時同時配合上述第1離合器和上述第2離合器，在前進5擋時將來自上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給上述第 1旋轉要件的同時、配合上述第1離合器及第2離合器之另一個，在前進6擋時配合上述第1離合器及第2離合器之另一個的同時、卡 扣上述第1制動器，在倒退1擋時將上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給上述第1旋 轉要件的同時、卡扣上述第2制動器，從而實現前進6擋、及倒退1擋。
13. 根據權利要求1所述的自動變速機，其特征在于能夠實現前進 6擋、及倒退1擋，并在前進5擋時同時配合上述第1離合器和上述第2齒A毀 罔口研o
14. 根據權利要求13所述的自動變速機，其特征在于在縱軸分別表示上述第l、第2、第3及第4旋轉要件的各轉速、橫軸與上述第l、第2、 第3及第4旋轉要件的齒輪比相對應進行表示的速度線關系中，輸入上述減速旋轉的上述第1旋轉要件位于橫方向最端部，依次對應 為與上述輸出部件連接的上述第4旋轉要件，上述第2旋轉要件，上述第 3旋轉要件。
15. 根據權利要求13或14所述的自動變速機，其特征在于上述行 星齒輪單元是由第1太陽輪、與該第1太陽輪嚙合的長小齒輪、與該長小 齒輪嚙合的短小齒輪、支持該長小齒輪和該短小齒輪旋轉的行星架、與該 短小齒輪嚙合的第2太陽輪、與該長小齒輪嚙合的齒圈構成的拉維瑙式行 星齒輪，上述第1旋轉要件是能輸入上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉的上述 第2太陽輪，上述第2旋轉要件是通過上述第1離合器的配合而能輸入上述輸入軸 的旋轉、且通過第l制動器的卡扣而自由固定的上述行星架，上述第3旋轉要件是通過上述第2離合器的配合而能輸入上述輸入軸 的旋轉、且通過第2制動器的卡扣而自由固定的上述第1太陽輪， 上述第4旋轉要件是與上述輸出部件連接的上述齒圈。
16. 根據權利要求15所述的自動變速機，其特征在于在前進1擋時將來自上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給上述第 l旋轉要件的同時、卡扣上述第l制動器，在前進2擋時將來自上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給上述第 1旋轉要件的同時、卡扣上述第2制動器，在前進3擋時將來自上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給上述第 l旋轉要件的同時、配合上述第2離合器，在前進4擋時將來自上述減速旋轉輸出機構的減速旋轉輸入給上述第 1旋轉要件的同時、配合上述第1離合器，在前進5擋時同時配合上述第1離合器和上述2離合器，在前進6擋時配合上述第1離合器的同時、卡扣上述第2制動器，在倒退1擋時配合上述第2離合器的同時、卡扣上述第1制動器，從而實現前進6擋、及倒退1擋。
17. 根據權利要求1所述的自動變速機，其特征在于上述第1離合 器配置在相對于上述減速行星齒輪的與上述行星齒輪單元沿軸方向相反 側。
18. 根據權利要求13所述的自動變速機，其特征在于上述第2離合 器是在倒退擋配合的離合器。
19. 根據權利要求l所述的自動變速機，其特征在于上述第1離合器具有其內周側與連接在上述第2旋轉要件上的部件花鍵配合的摩擦板，內部包圍油壓伺服系統的同時花鍵配合在該摩擦板的 外周側的第1鼓狀部件，推壓該摩擦板的第1活塞部件，通過對該第1活 塞部件的內周側及外周側與該第1鼓狀部件之間進行液密性密封而形成的第1油壓伺服系統用油壓室；上述第2離合器具有摩擦板、與該摩擦板的外周側花鍵配合并配置在 與上述第2旋轉要件連接的部件的內周側的第2鼓狀部件、推壓該摩擦板 的第2活塞部件以及第2油壓伺服系統用油壓室，上述摩擦板的內周側與連接在上述第3旋轉要件上的部件花鍵配合，上述第2鼓狀部件的內部包 圍油壓伺服系統，上述第2油壓伺服系統用油壓室通過對該第2活塞部件 的內周側與上述輸入軸之間、以及外周側與該第2鼓狀部件之間進行液密 性密封而形成。
20. 根據權利要求1所述的自動變速機，其特征在于在上述行星齒 輪單元與上述減速旋轉輸出機構的上述軸方向之間配置上述輸出部件。
21. 根據權利要求1所述的自動變速機，其特征在于在上述行星齒 輪單元與上述第2離合器的上述軸方向之間配置上述輸出部件。
22. 根據權利要求1所述的自動變速機，其特征在于上述減速旋轉 輸出機構具有由雙小齒輪行星齒輪組成的減速行星齒輪，上述減速行星齒輪及上述行星齒輪單元、輸出部件同軸設置在上述輸 入軸上。
23. 根據權利要求1或2所述的自動變速機，其特征在于具有向驅 動車輪輸出旋轉的差動部、與該差動部配合的中間軸部，上述輸出部件是與上述中間軸部嚙合的反轉齒輪。
全文摘要
用于輸出減速旋轉的行星齒輪(PR)及離合器(C3)、和接通·斷開輸入給太陽輪(S2)的輸入軸(2)的旋轉的離合器(C1)配置在行星齒輪單元(PU)的軸方向一側(圖中右側)，接通·斷開輸入給行星架(CR2)的輸入軸(2)的旋轉的離合器(C2)配置在該行星齒輪單元(PU)的軸方向另一側(圖中左側)。這樣，與例如在行星齒輪(PR)與行星齒輪單元(PU)之間同時配置離合器(C1、C2)的情況相比，可以使行星齒輪(PR)與行星齒輪單元(PU)靠近配置，從而縮短傳遞減速旋轉的傳遞部件(30)。還有，與例如將離合器(C1、C2、C3)集中配置在一側的情況相比，油路結構變得簡單。
文檔編號F16H3/66GK101158388SQ20071018486
公開日2008年4月9日 申請日期2003年12月26日 優先權日2002年12月27日
發明者尾崎和久, 山口俊堂, 杉浦伸忠, 稻垣知親, 香山和道 申請人:愛信艾達株式會社