自动变速器转让专利
申请号 : CN200610142448.2
文献号 : CN1959148B
文献日 : 2010-04-21
发明人 : 镰田真也 , 寺冈隆道 , 土井淳一 , 坂时存 , 岩崎龙彦 , 坂上直博 , 沟部龙利 , 藤田芳彦 , 岩下典生 , 小森贤 , 上田和彦 , 江崎诚司
申请人 : 马自达汽车股份有限公司
摘要 :
自动变速器(AT)，包括：第一及第二一直减速行星齿轮组(GS1、GS2)；具有相互连结形成第一至第四的四个旋转要素的同时，将这个第一旋转要素(PC4)连结到输出齿轮(Output)上的两组行星齿轮组(GS3、GS4)；第一至第三离合器(C1至C3)；第一及第二制动器(B1、B2)。行星齿轮组(GS1至GS4)，从向输入轴(Input)的动力输入一侧到它的相反一侧，按顺序配置了第一一直减速行星齿轮组(GS1)、两组行星齿轮组(GS3、GS4)、以及第二一直减速行星齿轮组(GS2)；输出齿轮(Output)，配置在第一一直减速行星齿轮组(GS1)和行星齿轮组(GS4)中间。
权利要求 :
1.一种自动变速器，其特征为：
包括：
输入轴，
输出部，与上述输入轴同轴配置，
第一及第二一直减速行星齿轮组，分别一直减速上述输入轴的旋转速度，两组行星齿轮组，相互连接而获得第一至第四四个旋转要素的同时，四个旋转要素中的第一旋转要素连结在上述输出部上，第一至第三的三个离合器，和
第一及第二的两个制动器；同时
通过有选择地组合上述第一至第三离合器和第一及第二的两个制动器的动作，转换从上述输入轴到输出部为止的驱动力传递路径，至少能够得到前进六个挡位，另外上述第一及第二一直减速行星齿轮组以及两组行星齿轮组，从向上述输入轴输入动力的动力输入一侧朝着与该动力输入一侧相反的一侧，按照第一一直减速行星齿轮组、两组行星齿轮组、以及第二一直减速行星齿轮组的顺序排列配置在输入轴的轴方向上，上述输出部，配置在上述第一一直减速行星齿轮组和上述两组行星齿轮组的中间位置。
2.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征为：还包括变速箱，该变速箱收纳上述第一及第二一直减速行星齿轮组、两组行星齿轮组、第一至第三离合器、以及第一和第二制动器，在该变速箱的内部，配置了支撑上述输出部的支撑壁，通过上述支撑壁，上述变速箱内部在上述输入轴的轴方向上分隔为前室即向上述输入轴输入动力的动力输入一侧和后室即与该动力输入一侧相反的一侧；
上述第一一直减速行星齿轮组以及第一及第二离合器，收纳在上述前室内，上述两组行星齿轮组、第二一直减速行星齿轮组、第三离合器、以及第一及第二制动器，收纳在上述后室内，上述第一及第二离合器，在上述前室内，位于上述第一一直减速行星齿轮组的外周一侧，在上述输入轴的轴方向上排列配置。
3.根据权利要求2所述的自动变速器，其特征为：上述第一及第二离合器的每一个，具有接合它们各自离合器用的离合器活塞，上述第一离合器的离合器活塞和上述第二离合器的离合器活塞，夹着上述第一一直减速行星齿轮组分别配置在上述输入轴的轴方向上述第一一直减速行星齿轮组的两侧。
4.根据权利要求3所述的自动变速器，其特征为：上述第一离合器，是离合上述第一一直减速行星齿轮组的输出和上述两组行星齿轮组的第二旋转要素的离合器；
上述第二离合器，是离合上述输入轴和上述两组行星齿轮组的第三旋转要素的离合器；
上述第一离合器，配置在接近向上述输入轴输入动力的动力输入一侧的位置，上述第二离合器配置在远离向上述输入轴输入动力的动力输入一侧的位置。
5.根据权利要求2至4任何一项所述的自动变速器，其特征为：在上述支撑壁的内周一侧形成了突起部，
上述输出部，被这个突起部的外周面支撑。
6.根据权利要求2至4任何一项所述的自动变速器，其特征为：在上述支撑壁的内周一侧形成了突起部，
上述输出部，被这个突起部的内周面支撑。
说明书 :
技术领域
本发明，涉及一种包括四组单纯的行星齿轮组，由三个离合器和两个制动器组成的至少可以得到前进六挡的自动变速器。
背景技术
作为这种自动变速器，以前是具有输入轴、减速它的减速齿轮轴组、组合了两组单纯的行星齿轮组的辛普森型行星齿轮列、三个离合器、两个制动器、输出轴构成的，是将摩擦要素的三个离合器和两个制动器适宜地接合、开放的构成，这已为众所周知(例如，参照日本专利公开平4-219553号公报的图1)。
上述自动变速器中，为了得到自动加速装置的变速挡，向行星齿轮列的行星齿轮架及环形齿轮的输入是必要的，但是，要将输入轴和输出轴配置在同轴上的话，旋转要素限制在三个的单纯行星齿轮组中，向行星齿轮架和环形齿轮双方的输入路径就无法再成立。为此，不得不将输入轴和输出轴平行配置在异轴线上，这就导致变速器的大型化。
在此，取代辛普森型行星齿轮列，使用所谓的Raviganeaux型行星齿轮列(两个行星轮上分别啮合太阳轮的复合行星齿轮列)，例如揭示在同文献的图3、图13等中。还有，这个结构中，因为输入轴和输出轴配置在同一个轴上，使用了作为减速输入旋转的减速齿轮组的一组单组型行星轮的行星齿轮组。
但是，一般地来讲Raviganeaux型行星齿轮列，构造复杂齿轮啮合处多，所以有齿轮杂音或振动容易增大的缺点。还包含，与辛普森型的相比容易增大成本，再加上，难以确保强度以及在齿轮列内部发生扭矩循环等种种问题。
考虑以上各点，例如在国际公开第2002-099316号小册子及日本专利公开2004-069050号公报中，提出了如下方案，既不是采用Raviganeaux型，而是在采用辛普森型行星齿轮列的同时，将构成它的两组的行星齿轮组中的一个作为两个环形齿轮种类或两个太阳轮种类的齿轮，将向行星齿轮架的旋转输出入由中心构件在经方向进行。
(发明所要解决的课题)
然而，上述提案例中那样的两个环形齿轮种类、两个太阳轮种类等的行星齿轮组，并不是单纯的将环形齿轮或太阳轮分为一半，要考虑到这样分割后的每一个齿轮传递驱动力，必须每一个都有充分地强度构成。
为此，上述两个环形齿轮种类等的行星齿轮组的外形，大致地讲，是组合了两组行星齿轮组的齿轮且尺寸相同，在旋转轴方向增加了很大。还有，跨过被分割了的齿轮啮合的行星轮变长而容易倾斜，由此，齿轮噪音或振动有变大的倾向。
上述自动变速器中，为了得到自动加速装置的变速挡，向行星齿轮列的行星齿轮架及环形齿轮的输入是必要的，但是，要将输入轴和输出轴配置在同轴上的话，旋转要素限制在三个的单纯行星齿轮组中，向行星齿轮架和环形齿轮双方的输入路径就无法再成立。为此，不得不将输入轴和输出轴平行配置在异轴线上，这就导致变速器的大型化。
在此，取代辛普森型行星齿轮列，使用所谓的Raviganeaux型行星齿轮列(两个行星轮上分别啮合太阳轮的复合行星齿轮列)，例如揭示在同文献的图3、图13等中。还有，这个结构中，因为输入轴和输出轴配置在同一个轴上，使用了作为减速输入旋转的减速齿轮组的一组单组型行星轮的行星齿轮组。
但是，一般地来讲Raviganeaux型行星齿轮列，构造复杂齿轮啮合处多，所以有齿轮杂音或振动容易增大的缺点。还包含，与辛普森型的相比容易增大成本，再加上，难以确保强度以及在齿轮列内部发生扭矩循环等种种问题。
考虑以上各点，例如在国际公开第2002-099316号小册子及日本专利公开2004-069050号公报中，提出了如下方案，既不是采用Raviganeaux型，而是在采用辛普森型行星齿轮列的同时，将构成它的两组的行星齿轮组中的一个作为两个环形齿轮种类或两个太阳轮种类的齿轮，将向行星齿轮架的旋转输出入由中心构件在经方向进行。
(发明所要解决的课题)
然而，上述提案例中那样的两个环形齿轮种类、两个太阳轮种类等的行星齿轮组，并不是单纯的将环形齿轮或太阳轮分为一半，要考虑到这样分割后的每一个齿轮传递驱动力，必须每一个都有充分地强度构成。
为此，上述两个环形齿轮种类等的行星齿轮组的外形，大致地讲，是组合了两组行星齿轮组的齿轮且尺寸相同，在旋转轴方向增加了很大。还有，跨过被分割了的齿轮啮合的行星轮变长而容易倾斜，由此，齿轮噪音或振动有变大的倾向。
发明内容
本发明，鉴于以上相关问题点而发明，其目的在于抑制至少六挡的自动变速器中的齿轮噪音发生的同时，谋求其小型化。
(解决问题的方法)
根据本发明的一个方面，自动变速器，在具有输入轴、与上述输入轴同轴配置的输出部、分别一直减速上述输入轴的旋转输出的第一及第二一直减速行星齿轮组、相互连接而获得第一至第四四个旋转要素的同时，四个旋转要素中的第一旋转要素连结在上述输出部上的两组行星齿轮组，第一至第三的三个离合器，和第一及第二的两个制动器；通过有选择地组合上述第一至第三的三个离合器及第一及第二的两个制动器的动作转换从上述输入轴到输出部为止的驱动力传递路径，至少能够得到前进六个挡位。
上述第一及第二一直减速行星齿轮组以及两组行星齿轮组，从向上述输入轴输入动力的动力输入一侧朝着与该动力输入一侧相反的一侧，按照第一一直减速行星齿轮组、两组行星齿轮组、以及第二一直减速行星齿轮组的顺序，排列配置在输入轴的轴方向上，上述输出部，配置在上述第一一直减速行星齿轮组和上述两组行星齿轮组的中间位置。
如上所述构成的自动变速器，包括由一直减速输入旋转的两组行星齿轮组(第一及第二一直减速行星齿轮组)，组合在它们上的两组行星齿轮组构成的辛普森型行星式齿轮列，通过有选择地使三个离合器和两个制动器动作，就可以得到前进六挡。因此，不再需要以前例中的两组环形齿轮型等的行星齿轮组，由此也就不必再担心齿轮噪音和振动的增大。
一直减速输入旋转的两组行星齿轮组，不需要介于减速齿轮直接输入输入扭矩，所以扭矩的变换减少扭矩负荷极小化。为此，就能充分地小型化第一及第二行星齿轮组。
将这样小型化了的第一一直减速行星齿轮组配置在动力输入一侧，也就是接近发动机(或液压变矩器)一侧配置的同时，从这个第一一直减速行星齿轮组沿着输入轴的轴方向，按顺序分别配置两组的行星齿轮组、和与第一一直减速行星齿轮组同样小型化了的第二一直减速行星齿轮组，且，将连结在两组行星齿轮组的第一旋转要素上的输出部，配置在两组行星齿轮组和第一一直减速行星齿轮组中间位置。通过这样做，缩短了各行星齿轮组、输出部、各离合器及各制动器之间的连结部件的处理，就可以谋得自动变速器的小型化。
还有，这个自动变速器，因为是将输出部配置在输入轴的中间位置，对于发动机前置前轮驱动车(FF车)或发动机后置后轮驱动车(RR车)的横置发动机，自动变速器最好的是直列式(发动机输出轴和变速器的输入轴同轴的形式)连结，但是，配置在发动机附近一侧的第一一直减速行星齿轮组，因为已被如上所述那样小型化了，所以，将接受这个自动变速器输出的差动齿轮机构，对于第一一直减速行星齿轮组来讲，在车宽方向近似相同位置而接近于车体的前后方向配置就成为可能。由此，包含差动齿轮机构的自动变速器整体的小型化成为可能的同时，又因为差动齿轮机构配置在了接近车体中心线的位置，所以，左右驱动轴的曲折角分别得到缓和，这一点是有利的。还有，将差动齿轮机构的环形齿轮增大直径也成为可能，在将变速器小型化构成的同时，提高了减速比的设计自由度，这一点也是最好的。
再有，接受来自输出部的输出的较大直径的从动齿轮，因为在车宽方向上相对于上述第一一直减速行星齿轮组偏离配置的，所以，可以将副轴相对于自动变速器在上下方向上接近配置，自动变速器在上下方向上小型化。还有，因为输出部相对于第一一直减速行星齿轮组在车宽方向相邻配置，与这个输出部在车宽方向相同位置配置的的反转齿轮，和与差动齿轮机构的环形齿轮啮合的终端齿轮之间的间距变得较短，换句话说副轴的长度变短，不会导致不必要的机械损失以及重量的增大，可以谋得自动变速器在车宽方向的小型化。
在此，上述自动变速器，还包括收纳上述第一及第二一直减速行星齿轮组、两组行星齿轮组、第一至第三离合器、以及第一和第二制动器的变速箱；在该变速箱的内部，配置了支撑上述输出部的支撑壁；由上述支撑壁，上述变速箱的内部在上述输入轴的轴方向上，分隔为前室即向上述输入轴输入动力的动力输入一侧和后室即与该动力输入一侧相反的一侧；上述第一一直减速行星齿轮组以及第一及第二离合器，收纳在上述前室内，上述两组行星齿轮组、第二一直减速行星齿轮组、第三离合器、以及第一和第二制动器，收纳在上述后室内；上述第一及第二离合器，在上述前室内，还可以位于上述第一一直减速行星齿轮组的外周一侧，排列配置的上述输入轴的轴方向上。
对于第一一直减速行星齿轮组，在其外周一侧，通过配置离合器，缩短了变速器的全长就可以小型构成的同时，更适合于安装在发动机前置前轮驱动车(FF车)或发动机后置后轮驱动车(RR车)上。这时，由于第一一直减速行星齿轮组被小型化，即便是在第一一直减速行星齿轮组的外周一侧配置离合器，也能够抑制自动变速器向直径方向的增大(大型化)。
特别是从确保制动器容量的观点，直径变得较大的第一及第二制动器一起收纳在变速箱后室内，只将直径没有增大必要的离合器(第一及第二离合器)收纳在变速箱前室内，因此，收纳了第一一直减速行星齿轮组的前室，它的直径方向不会变得那么大。这样，对将差动齿轮机构在车体前后方向上相对接近这个前室配置，或者是将副轴在上下方向上相对接近前室配置方面是有利的。
上述第一及第二离合器的每一个，具有为接合它们各自离合器用的离合器活塞，上述第一离合器的离合器活塞和上述第二离合器的离合器活塞，夹着上述第一一直减速行星齿轮组分别配置在上述输入轴的轴方向上述第一一直减速行星齿轮组的两侧亦可。
将第一一直减速行星齿轮组，配置在前室内轴方向的近似中央位置，通过在隔着这个第一一直减速行星齿轮组的轴方向两侧的空间上分别配置第一及第二离合器的离合器活塞，就能有效的利用空间将第一一直减速行星齿轮组以及第一第二离合器活塞配置，避免了前室径方向的增大(大型化)。
上述第一离合器，是离合上述第一一直减速行星齿轮组的输出和上述两组行星齿轮组的第二旋转要素的离合器，上述第二离合器，是离合上述输入轴和上述两组行星齿轮组的第三旋转要素的离合器，上述第一离合器，配置在接近向上述输入轴输入动力的动力输入一侧的位置，上述第二离合器配置在远离向上述输入轴输入动力的动力输入一侧的位置亦可。
也就是，相对于第一离合器是连结于第一一直减速行星齿轮组的输出一侧的离合器，连结在输入轴上的第二离合器，由于第一一直减速行星齿轮组连结在输入轴上，就是连结在第一一直减速行星齿轮组的输入一侧的离合器。并且，连结在第一一直减速行星齿轮组的输出一侧的第一离合器，配置在接近相对于向输入轴输入动力一侧的位置，连结在上述一直减速行星齿轮组的输入一侧的第二离合器，配置在远离向输入轴输入动力一侧的位置，通过这样的配置，缩短了进行对第一及第二离合器输入/输出部件的处理，实现了自动变速器的小型化。
在上述支撑壁的内周一侧形成了突起部，上述输出部，即可以被这个突起部的外周面支撑，也可以被这个突起部的内周面支撑。
正如以上说明了的那样，根据本发明的自动变速器，在由三个离合器和两个制动器得到至少前进六挡的自动变速器中，在构成辛普森型行星齿轮组的两组行星齿轮组以外，还配置了第一及第二的两组行星齿轮组，将它们用作一直减速用齿轮组谋取小型化，而且，通过将它们分别配置在上述行星式齿轮列的轴方向的两侧，将输入轴与输出部同轴配置，并能够达成包括自动加速装置的高变速挡，而且，不必担心齿轮噪音和振动，对变速器的小型化也是有利的。
再有，通过将这个输出部，配置在向输入轴输入动力一侧的第一行星齿轮组和两组的行星齿轮组的中间位置，就可以缩短连结各行星齿轮组、输出部、各离合器及各制动器之间的部件的处理，在自动变速器的小型化有利的同时，还可以将差动齿轮机构在车体中心线附近的位置相对于第一一直减速行星齿轮组的车体前后方向接近配置。再有，将副轴缩短的同时，还可以相对于自动变速器在上下方向上接近配置。其结果，就可以大幅度的小型化构成自动变速器整体。
(解决问题的方法)
根据本发明的一个方面，自动变速器，在具有输入轴、与上述输入轴同轴配置的输出部、分别一直减速上述输入轴的旋转输出的第一及第二一直减速行星齿轮组、相互连接而获得第一至第四四个旋转要素的同时，四个旋转要素中的第一旋转要素连结在上述输出部上的两组行星齿轮组，第一至第三的三个离合器，和第一及第二的两个制动器；通过有选择地组合上述第一至第三的三个离合器及第一及第二的两个制动器的动作转换从上述输入轴到输出部为止的驱动力传递路径，至少能够得到前进六个挡位。
上述第一及第二一直减速行星齿轮组以及两组行星齿轮组，从向上述输入轴输入动力的动力输入一侧朝着与该动力输入一侧相反的一侧，按照第一一直减速行星齿轮组、两组行星齿轮组、以及第二一直减速行星齿轮组的顺序，排列配置在输入轴的轴方向上，上述输出部，配置在上述第一一直减速行星齿轮组和上述两组行星齿轮组的中间位置。
如上所述构成的自动变速器，包括由一直减速输入旋转的两组行星齿轮组(第一及第二一直减速行星齿轮组)，组合在它们上的两组行星齿轮组构成的辛普森型行星式齿轮列，通过有选择地使三个离合器和两个制动器动作，就可以得到前进六挡。因此，不再需要以前例中的两组环形齿轮型等的行星齿轮组，由此也就不必再担心齿轮噪音和振动的增大。
一直减速输入旋转的两组行星齿轮组，不需要介于减速齿轮直接输入输入扭矩，所以扭矩的变换减少扭矩负荷极小化。为此，就能充分地小型化第一及第二行星齿轮组。
将这样小型化了的第一一直减速行星齿轮组配置在动力输入一侧，也就是接近发动机(或液压变矩器)一侧配置的同时，从这个第一一直减速行星齿轮组沿着输入轴的轴方向，按顺序分别配置两组的行星齿轮组、和与第一一直减速行星齿轮组同样小型化了的第二一直减速行星齿轮组，且，将连结在两组行星齿轮组的第一旋转要素上的输出部，配置在两组行星齿轮组和第一一直减速行星齿轮组中间位置。通过这样做，缩短了各行星齿轮组、输出部、各离合器及各制动器之间的连结部件的处理，就可以谋得自动变速器的小型化。
还有，这个自动变速器，因为是将输出部配置在输入轴的中间位置，对于发动机前置前轮驱动车(FF车)或发动机后置后轮驱动车(RR车)的横置发动机，自动变速器最好的是直列式(发动机输出轴和变速器的输入轴同轴的形式)连结，但是，配置在发动机附近一侧的第一一直减速行星齿轮组，因为已被如上所述那样小型化了，所以，将接受这个自动变速器输出的差动齿轮机构，对于第一一直减速行星齿轮组来讲，在车宽方向近似相同位置而接近于车体的前后方向配置就成为可能。由此，包含差动齿轮机构的自动变速器整体的小型化成为可能的同时，又因为差动齿轮机构配置在了接近车体中心线的位置，所以，左右驱动轴的曲折角分别得到缓和，这一点是有利的。还有，将差动齿轮机构的环形齿轮增大直径也成为可能，在将变速器小型化构成的同时，提高了减速比的设计自由度，这一点也是最好的。
再有，接受来自输出部的输出的较大直径的从动齿轮，因为在车宽方向上相对于上述第一一直减速行星齿轮组偏离配置的，所以，可以将副轴相对于自动变速器在上下方向上接近配置，自动变速器在上下方向上小型化。还有，因为输出部相对于第一一直减速行星齿轮组在车宽方向相邻配置，与这个输出部在车宽方向相同位置配置的的反转齿轮，和与差动齿轮机构的环形齿轮啮合的终端齿轮之间的间距变得较短，换句话说副轴的长度变短，不会导致不必要的机械损失以及重量的增大，可以谋得自动变速器在车宽方向的小型化。
在此，上述自动变速器，还包括收纳上述第一及第二一直减速行星齿轮组、两组行星齿轮组、第一至第三离合器、以及第一和第二制动器的变速箱；在该变速箱的内部，配置了支撑上述输出部的支撑壁；由上述支撑壁，上述变速箱的内部在上述输入轴的轴方向上，分隔为前室即向上述输入轴输入动力的动力输入一侧和后室即与该动力输入一侧相反的一侧；上述第一一直减速行星齿轮组以及第一及第二离合器，收纳在上述前室内，上述两组行星齿轮组、第二一直减速行星齿轮组、第三离合器、以及第一和第二制动器，收纳在上述后室内；上述第一及第二离合器，在上述前室内，还可以位于上述第一一直减速行星齿轮组的外周一侧，排列配置的上述输入轴的轴方向上。
对于第一一直减速行星齿轮组，在其外周一侧，通过配置离合器，缩短了变速器的全长就可以小型构成的同时，更适合于安装在发动机前置前轮驱动车(FF车)或发动机后置后轮驱动车(RR车)上。这时，由于第一一直减速行星齿轮组被小型化，即便是在第一一直减速行星齿轮组的外周一侧配置离合器，也能够抑制自动变速器向直径方向的增大(大型化)。
特别是从确保制动器容量的观点，直径变得较大的第一及第二制动器一起收纳在变速箱后室内，只将直径没有增大必要的离合器(第一及第二离合器)收纳在变速箱前室内，因此，收纳了第一一直减速行星齿轮组的前室，它的直径方向不会变得那么大。这样，对将差动齿轮机构在车体前后方向上相对接近这个前室配置，或者是将副轴在上下方向上相对接近前室配置方面是有利的。
上述第一及第二离合器的每一个，具有为接合它们各自离合器用的离合器活塞，上述第一离合器的离合器活塞和上述第二离合器的离合器活塞，夹着上述第一一直减速行星齿轮组分别配置在上述输入轴的轴方向上述第一一直减速行星齿轮组的两侧亦可。
将第一一直减速行星齿轮组，配置在前室内轴方向的近似中央位置，通过在隔着这个第一一直减速行星齿轮组的轴方向两侧的空间上分别配置第一及第二离合器的离合器活塞，就能有效的利用空间将第一一直减速行星齿轮组以及第一第二离合器活塞配置，避免了前室径方向的增大(大型化)。
上述第一离合器，是离合上述第一一直减速行星齿轮组的输出和上述两组行星齿轮组的第二旋转要素的离合器，上述第二离合器，是离合上述输入轴和上述两组行星齿轮组的第三旋转要素的离合器，上述第一离合器，配置在接近向上述输入轴输入动力的动力输入一侧的位置，上述第二离合器配置在远离向上述输入轴输入动力的动力输入一侧的位置亦可。
也就是，相对于第一离合器是连结于第一一直减速行星齿轮组的输出一侧的离合器，连结在输入轴上的第二离合器，由于第一一直减速行星齿轮组连结在输入轴上，就是连结在第一一直减速行星齿轮组的输入一侧的离合器。并且，连结在第一一直减速行星齿轮组的输出一侧的第一离合器，配置在接近相对于向输入轴输入动力一侧的位置，连结在上述一直减速行星齿轮组的输入一侧的第二离合器，配置在远离向输入轴输入动力一侧的位置，通过这样的配置，缩短了进行对第一及第二离合器输入/输出部件的处理，实现了自动变速器的小型化。
在上述支撑壁的内周一侧形成了突起部，上述输出部，即可以被这个突起部的外周面支撑，也可以被这个突起部的内周面支撑。
正如以上说明了的那样，根据本发明的自动变速器，在由三个离合器和两个制动器得到至少前进六挡的自动变速器中，在构成辛普森型行星齿轮组的两组行星齿轮组以外，还配置了第一及第二的两组行星齿轮组，将它们用作一直减速用齿轮组谋取小型化，而且，通过将它们分别配置在上述行星式齿轮列的轴方向的两侧，将输入轴与输出部同轴配置，并能够达成包括自动加速装置的高变速挡，而且，不必担心齿轮噪音和振动，对变速器的小型化也是有利的。
再有，通过将这个输出部，配置在向输入轴输入动力一侧的第一行星齿轮组和两组的行星齿轮组的中间位置，就可以缩短连结各行星齿轮组、输出部、各离合器及各制动器之间的部件的处理，在自动变速器的小型化有利的同时，还可以将差动齿轮机构在车体中心线附近的位置相对于第一一直减速行星齿轮组的车体前后方向接近配置。再有，将副轴缩短的同时，还可以相对于自动变速器在上下方向上接近配置。其结果，就可以大幅度的小型化构成自动变速器整体。
附图说明
图1，是表示本发明的实施方式所涉及的自动变速器的构成的剖面图。
图2，是说明自动变速器的侧面的图。
图3，是表示扩大自动变速器的变速齿轮机构部分的剖面图。
图4，是表示变速齿轮机构2的概略构成的主要线图。
图5，是自动变速器的接合作用表。
图6，是表示变形例所涉及的自动变速器的输出部附近的剖面图。
(符号说明)
1 变速箱
12a 前室
12b 后室
15 支撑壁
55 离合器活塞
65 离合器活塞
B1 第一制动器(2/6制动器)
B2 第二制动器(L/R制动器)
C1 第一离合器(低速离合器)
C2 第二离合器(高速离合器)
C3 第三离合器(3/5/R离合器)
GS1 第一一直减速行星齿轮组
GS2 第二一直减速行星齿轮组
GS3 行星齿轮组(两组行星齿轮组)
GS4 行星齿轮组(两组行星齿轮组)
Input 输入轴
Output 输出齿轮(输出部)
PC3 第三行星式齿轮架(第三旋转要素)
PC4 第四行星式齿轮架(第一旋转要素)
S4 第四太阳轮(第二旋转要素)
图2，是说明自动变速器的侧面的图。
图3，是表示扩大自动变速器的变速齿轮机构部分的剖面图。
图4，是表示变速齿轮机构2的概略构成的主要线图。
图5，是自动变速器的接合作用表。
图6，是表示变形例所涉及的自动变速器的输出部附近的剖面图。
(符号说明)
1 变速箱
12a 前室
12b 后室
15 支撑壁
55 离合器活塞
65 离合器活塞
B1 第一制动器(2/6制动器)
B2 第二制动器(L/R制动器)
C1 第一离合器(低速离合器)
C2 第二离合器(高速离合器)
C3 第三离合器(3/5/R离合器)
GS1 第一一直减速行星齿轮组
GS2 第二一直减速行星齿轮组
GS3 行星齿轮组(两组行星齿轮组)
GS4 行星齿轮组(两组行星齿轮组)
Input 输入轴
Output 输出齿轮(输出部)
PC3 第三行星式齿轮架(第三旋转要素)
PC4 第四行星式齿轮架(第一旋转要素)
S4 第四太阳轮(第二旋转要素)
具体实施方式
以下，基于附图详细说明本发明最好的实施方式。尚，以下的最好实施方式的说明，实质上不过是个示例，本发明无意限制其适用物或其适用范围。
图1，表示本实施方式所涉及的自动变速器AT的整体构成，这个构成，表示了将自动变速器AT横置搭载于车辆的发动机前置前轮驱动车(FF车)用的传动序列的适用情况。
自动变速器AT，作为其主要的构成要素，包括：液压变矩器3，变速齿轮机构2，和差动齿轮机构4。液压变矩器3，将从图外的发动机输出轴传来的旋转驱动力，传给配置在车宽方向的变速齿轮机构2的输入轴Input，变速齿轮机构2，将这个旋转驱动力变速后从与上述输入轴Input同轴的输出齿轮(输出部)Output输出。输出齿轮Output，与相对于输入轴Input平行配置的副轴43的从动齿轮44啮合，输出齿轮Output的旋转由从动齿轮44传给副轴43。差动齿轮机构4，将通过这个副轴43上的终端齿轮45和差动齿轮机构4的环形齿轮41的啮合而减速后的旋转驱动力，传递给平行于上述输入轴Input配置的驱动轴42、42。
上述液压变矩器3、变速齿轮机构2、差动齿轮机构4、以及副轴43，被收纳在变速箱1内。这个变速箱1，从大的方面来讲，包括：收纳液压变矩器3的液压变矩器收纳部11、收纳变速齿轮机构2的变速齿轮机构收纳部12、收纳差动齿轮机构4的差动齿轮机构收纳部13、收纳配置在上述变速齿轮机构收纳部12及差动齿轮机构收纳部13中间的副轴43的副轴收纳部14。
在此，参照图2说明输入轴Input、副轴43、以及驱动轴42三条轴的位置关系。在同图中，轴线d1、d2、以及d3分别表示输入轴Input、副轴43、以及驱动轴42的轴线。还有，同图中用虚线表示的圆分别为，与输入轴Input同轴的输出齿轮Output、与副轴43同轴的从动齿轮44及终端齿轮45、以及与驱动轴42同轴的环形齿轮41。
上述的三条轴d1、d2、d3，从车辆的前方向后方按照输入轴Input、副轴43、以及驱动轴42的顺序配置。还有，副轴43的位置设定的比驱动轴42的上下方向高的同时，输入轴Input被设定在副轴43和驱动轴42之间的高位置处。尚，输入轴Input、副轴43、以及驱动轴42的相对位置关系，是根据构成变速齿轮机构2的齿轮，构成差动齿轮机构4的齿轮，从动齿轮44及终端齿轮45的尺寸关系，以及自动变速器AT的配置空间限制等设定的。
接下来，参照图1、图3、图4，说明变速齿轮机构2的内部机构。图3，是表示扩大了上述自动变速器AT中的变速齿轮机构2部分的剖面图。图4，是表示变速齿轮机构2构成的主要线图。
变速齿轮机构2，包括第一至第四的四组行星齿轮组GS1、GS2、GS3、GS4，第一至第三的三组湿式多板式离合器C1、C2、C3，第一及第二的两组湿式多板式制动器B1、B2。还有，第一及第二行星齿轮组GS1、GS2，分别为比第三及第四行星齿轮组GS3、GS4小型的齿轮组。
在此，变速箱1的变速齿轮机构收纳部12中，在输入轴方向的近似中间位置，形成了从变速箱1的内表面向径方向的内方向竖立的支撑壁15。由这个支撑壁15，变速齿轮机构收纳部12在输入轴方向被分隔为接近液压变矩器3一侧(以下称液压变矩器一侧)的前室12a，和远离液压变矩器3一侧(以下称液压变矩器相反一侧)的后室12b的两个空间。
并且，第一至第四的四组行星齿轮组GS1至GS4中，第二、第三及第四行星齿轮组GS2、GS3、GS4，在后室12b内，从输入轴方向的液压变矩器相反一侧向液压变矩器一侧按顺序排列，另一方面，第一行星齿轮组GS1，配置在前室12a内。由此，第一及第二行星齿轮组GS1、GS2，将第三及第四行星齿轮组GS3、GS4夹在中间配置在输入轴方向的两侧位置。
第一行星齿轮组GS1，是具有第一太阳轮S1、第一环形齿轮R1、支撑与这两个齿轮S1、R1啮合的第一行星轮P1的第一行星齿轮架PC1的单行星轮型行星齿轮组。还有，第二行星齿轮组GS2，是具有第二太阳轮S2、第二环形齿轮R2、支撑与这两个齿轮S2、R2啮合的第二行星轮P2的第二行星齿轮架PC2的单行星轮型行星齿轮组。尚，上述第一及第二行星齿轮组GS1、GS2的输入旋转的减速比(即各自的环形齿轮及行星轮的齿数比)，设定为相互不同的值。
在此，变速箱1的变速齿轮机构收纳部12中，分别形成了支撑形成在液压变矩器一侧的输入轴Input的液压变矩器一侧的第一突起部16a，和支撑形成在液压变矩器相反一侧的输入轴Input液压变矩器相反一侧的第二突起部16b。
上述第一太阳轮S1，由花键轴等固定在(一直固定)第一突起部16a的外周面上，第二太阳轮S2，由花键轴等固定在(一直固定)第二突起部16b的内周面上。
另一方面，第一环形齿轮R1，它的突起部通过由焊接等方法固定在输入轴Input上的第一连结构件M1连结(一直连结)在输入轴Input上，第二环形齿轮R2，它的突起部通过由焊接等方法固定在输入轴Input上的第二连结构件M2连结(一直连结)在输入轴Input上。
由此，上述输入轴Input的旋转由第一及第二行星齿轮组GS1、GS2分别一直被减速，从第一及第二行星式齿轮架PC1、PC2输出。
第三行星齿轮组GS3，是具有第三太阳轮S3、第三环形齿轮R3、支撑与这两个齿轮S3、R3啮合的第三行星轮P3的第三行星齿轮架PC3的单行星轮型行星齿轮组。还有，第四行星齿轮组GS4，是具有第四太阳轮S4、第四环形齿轮R4、支撑与这两个齿轮S4、R4啮合的第四行星轮P4的第四行星齿轮架PC4的单行星轮型行星齿轮组。
并且，上述第三环形齿轮R3和第四行星式齿轮架PC4，由第三连结构件M3连结(一直连结)，通过这样，第三环形齿轮R3和第四行星式齿轮架PC4相互连成一体旋转。还有，上述第三行星式齿轮架PC3和第四环形齿轮R4，由配置成覆盖上述第三行星齿轮组GS3的外周的形式的第四连结构件M4连结(一直连结)，通过这样，上述第三行星式齿轮架PC3和第四环形齿轮R4相互连接成一体旋转。
也就是，第三及第四行星齿轮组GS3、GS4，通过第三及第四连结构件M3、M4相互连结，由此，就成为具有四个旋转要素(第三太阳轮S3、第三行星式齿轮架PC3＝第四环形齿轮R4、第三环形齿轮R3＝第四行星式齿轮架PC4、第四太阳轮S4)，由它们形成了辛普森型行星式齿轮列。
输出齿轮Output，在相对于上述支撑壁15的液压变矩器一侧，邻接这个支撑壁15配置。形成在上述支撑壁15的内周部的突起部15a上内嵌固定了轴承15b，输出齿轮Output由这个轴承支撑为旋转自由的形式。这个输出齿轮Output，被连结在第四行星式齿轮架PC4上，通过这样，与第四行星式齿轮架PC4成为一体旋转。
并且，上述变速齿轮机构2，通过有选择地动作上述第一至第三的三个离合器C1至C3和第一及第二的两个制动器B1、B2转换从输入轴Input到输出齿轮Output为止的驱动力传递途径，得到前进六速和后退速。
尚，尽管未图示，上述第一至第三离合器C1至C3、第一、第二制动器B1、B2上连接了变速油压控制装置，这个变速油压控制装置，如图5的接合动作表所表示的那样，产生各变速挡的接合压(●印)或释放压(无印)。这样的变速油压控制装置，可以考虑油压控制型、电子控制型和油压加电子控制型等。尚，详细的将在后叙述，本实施方式中与第二制动器B2并列配置了单路离合器OWC，这种情况下，前进一挡中第二制动器不接合，例如只在手动方式或同步方式等需要发动机制动的情况下，第二制动器B2被接合(接合动作表中带括号表示)。但是，即便是没有单路离合器OWC也可，这种情况下，在前进一挡第二制动器B2接合。
第一离合器C1，是有选择地离合第四太阳轮S4和第一行星式齿轮架PC1的离合器，如图5的接合动作表所示的那样，是在低速一侧的一至四挡时接合的离合器(以下，称第一离合器为低速离合器)。
低速离合器C1，配置在第一行星齿轮组GS1的外周一侧的位置，内周一侧的突起部，在比第一行星齿轮组GS1靠近液压变矩器一侧的位置包括：连结在第一行星式齿轮架PC1上的离合器筒51，从这个离合器筒51的外周壁内面向径方向的内方向分离配置的离合器衬套52，在这些离合器筒51和离合器衬套52之间交替配置的多个离合器板53、54、…。
上述离合器衬套52，覆盖着后述的高速离合器C2的离合器筒61的外周向着液压变矩器相反一侧在轴方向上延伸，它的先端部(液压变矩器相反一侧)上，结合着圆盘状旋转力传递部件58。这个旋转力传递部件58，它的内周一侧的突起部，由花键轴等连结在第五连结构件M5上。第五连结构件M5，连结在上述第四行星齿轮组GS4的太阳轮S4上，布置在输入轴Input和输出齿轮Output之间且沿着输入轴Input的轴方向延伸，由此，上述离合器衬套52，介于旋转力传递部件58及第五连结构件M5连结在第四太阳轮S4上。
并且，上述离合器筒51内，在与这个离合器筒51之间分隔出受压室的形式配置了离合器活塞55。离合器活塞55，相应于供给这个受压室的工作油压，抵抗着回程弹簧57的弹力向液压变矩器相反一侧(图3的左侧)移动，压紧离合器板53、54、…，接合轴方向上相邻的离合器板53、54、…。
还有，这个实施方式中，伴随着低速离合器C1的旋转受压室的动作油受到离心力，考虑到控制油压的上升，在离合器活塞55的受压室相反一侧配置了堵板(平衡板)56，由此，分隔了与受压室相邻的离心平衡室。这个离心平衡室的油压与受压室的一样，由离心力上升，离心力和上升的油压相互抵消能够提高离合器的控制性。
第二离合器C2，是有选择地离合第三行星式齿轮架PC3和第一环形齿轮R1(第一输入轴Input)的离合器，如图5的接合动作表所示那样，接合高速一侧的四至六挡的离合器(以下称第二离合器为高速离合器)。
高速离合器C2，配置在第一行星式齿轮架PC1的外周一侧的位置，由此，低速离合器C1和高速离合器C2，低速离合器C1在接近液压变矩器3一侧，高速离合器C2在远离液压变矩器3一侧，顺着输入轴的方向配置。这个高速离合器C2，包括：内周一侧的突起部连结在第一环形齿轮R1上的离合器筒61，从这个离合器筒61的外周壁内面在径方向隔离配置的离合器衬套62，交替配置在这些离合器筒61及离合器衬套62之间的输入轴方向上(图的左右方向)的多个离合器板63、64、…。离合器衬套62，它的内周一侧的突起部，沿着输入轴Input和输出齿轮Output之间的输入轴Input的方向朝着液压变矩器相反一侧延伸，连结在第三行星式齿轮架PC3上。
并且，邻接于将第一环形齿轮R1连结到输入轴Input上的第一连结构件M1的输入轴方向，以与这个第一连结构件M1之间分隔成受压室的形式配置离合器活塞65。离合器活塞65，对应于供给受压室的动作油压，抵抗着回程弹簧向液压变矩器相反一侧(图3的左方向)移动，挤压离合器板63、64、…，使轴方向相邻的离合器板63、64、…相互接合。还有，离合器活塞65的受压室相反一侧配置了堵板66，分隔着与受压室相邻的离心平衡室。
这样，变速箱1的变速齿轮机构收纳部12的前室12a中，收纳了低速及高速两个离合器C1、C2，在这个前室12a内，低速离合器C1配置在靠近液压变矩器3的一侧，高速离合器C2配置在远离液压变矩器3的一侧，低速离合器C1及高速离合器C2在输入轴方向上并列配置的同时，低速离合器C1的离合器活塞55和高速离合器C2的离合器活塞65，夹着第一行星齿轮组GS1配置在轴方向两侧，并靠近这个第一行星齿轮组GS1。
相应于此，变速箱1的变速齿轮机构收纳部12的后室12b中，分别收纳了第三离合器C3、第一及第二制动器B1、B2。
第三离合器C3，是有选择地离合第二行星式齿轮架PC2和第三太阳轮S3的离合器，如图5所示的接合动作表所示那样，是接合三挡、五档以及倒档的离合器(以下称第三离合器为3/5/R离合器)。
这个3/5/R离合器C3，配置在第二行星齿轮组GS2的外周一侧的位置，包括：内周一侧的突起部连结于第二行星式齿轮架PC2的离合器筒71、从这个离合器筒71的外周壁的内表面向径方向隔离配置且这个内周一侧的突起部连结于第三太阳轮S3的离合器衬套72、在这些离合器筒71及离合器衬套72之间配置的沿输入轴方向(图的左右方向)交替排列的多个离合器板73、74、…。
并且，上述离合器筒71内，配置了与该离合器筒71之间分隔成受压室的离合器活塞75。离合器活塞75，对应于供给这个受压室的动作油压，抵抗着回程弹簧77的弹力向液压变矩器一侧(图3的右侧)移动，压着离合器板73、74、…，接合轴方向相邻的离合器板73、74、…。还有，在离合器活塞75的受压室相反一侧配置了堵板76，分隔与受压室相邻的离心平衡室。
第一制动器B1，是有选择地将第三太阳轮S3离合变速箱1，有选择地停止它的制动器，如图5的接合动作表所示那样，是接合二档及六挡的制动器(以下称第一制动器为2/6制动器)。
这个2/6制动器B1，配置在比上述3/5/R离合器C3更外一侧的位置，包括：从变速箱1的内周面沿径方向朝内分离配置且它的内周一侧突起部连结于上述3/5/R离合器C3的离合器衬套72的制动器衬套82、变速箱1的内表面及制动器衬套82之间沿输入轴方向交替配置的多个制动器板83、84、…。尚，上述制动器衬套82，由于连结于3/5/R离合器C3的离合器衬套72，所以，也就介于这个离合器衬套72连结于第三太阳轮S3。
并且，变速箱1的液压变矩器相反一侧的侧壁部上形成了凹部，通过在这个凹部内插入制动器活塞85，在这个凹部和制动器活塞85之间分隔形成受压室。制动器活塞85，对应于供给这个受压室的油压，对抗着回程弹簧87的回弹力向液压变矩器一侧(图3的右侧)移动，挤压制动器板83、84、…，接合轴方向上相邻的制动器板83、84、…。
第二制动器B2，将连结第三行星式齿轮架PC3及第四环形齿轮R4的第四连结构件M4有选择地离合变速箱1，是有选择地停止它们的制动器，如图5的接合动作表所示那样，是接合一挡及倒档的制动器(以下称第二制动器为L/R制动器)。但是，如上所述那样，L/R制动器B2在手动方式或自动方式等只当发动机制动必要时接合。
L/R制动器B2，位于比2/6制动器B1更靠近液压变矩器一侧的位置，配置在第三及第四行星齿轮组GS3、GS4的外周一侧的位置。这个L/R制动器B2的制动器衬套，由连结第三行星式齿轮架PC3及第四环形齿轮R4的第四连结构件M4构成，在变速箱1内周面及第四连结构件M4外周面之间构成了在输入轴方向上交替配置的多个制动器板93、94、…。
并且，在变速箱1的支撑壁15上形成了凹部，通过在这个凹部内插入制动器活塞95，在这个凹部和制动器活塞95之间分隔形成受压室。制动器活塞95，对应于供给这个受压室的油压，对抗着回程弹簧97的回弹力向液压变矩器相反一侧(图3的左侧)移动，挤压制动器板93、94、…，接合轴方向上相邻的制动器板93、94、…。
在此，回程弹簧97，配置在形成于变速箱1内周面上的凹槽17内，由此回程弹簧97，位于比制动器板93、94、…更靠外一侧的位置。
还有，在比这个L/R制动器B2更靠近液压变矩器相反一侧的位置，配置了单路离合器OWC，单路离合器OWC，在变速箱1和第四连结构件M4之间，阻止这个第四连结构件M4的单向旋转。
这个单路离合器OWC，由固定安装在变速箱1内周面上的支撑部件18支撑。这个支撑部件18，除支撑单路离合器OWC以外，还具有L/R制动器B2的回程弹簧97的承受机能的同时，还具有为承受由制动器活塞95挤压制动器板93、94、…的阻挡板的作用。
本实施方式的自动变速器AT，包括第一至第四的四组单组行星轮型的单组行星齿轮组GS1至GS4，通过有选择地使第一至第三的三个离合器C1至C3和第一、第二两个制动器B1、B2，获得前进六挡和倒档。换句话说，上述自动变速器AT，不包括Ravigneaux型的行星齿轮组，并不需要双行星式齿轮型、双行星轮型、双环形齿轮型的行星齿轮组，使离合旋转要素之间的离合器、制动器等的个数在五个以下较少即可，这样，对小型化，成本和重量的降低，噪音的降低是有利的。
还有，一直减速行星齿轮组GS1、GS2可以减小扭矩负荷、达到小型化。为此，将小型的第一一直减速行星齿轮组GS 1配置在液压变矩器一侧，小型的第二一直减速行星齿轮组GS2配置在液压变矩器相反一侧，将由较大的第三、第四两组行星齿轮组GS3、GS4构成的辛普森型行星式齿轮列分别配置在这个第一及第二一直减速行星齿轮组GS1、GS2之间，通过将连结在第四行星式齿轮架PC4配置在辛普森型行星式齿轮列和第一一直减速行星齿轮组GS1的中间位置，缩短了连结各行星齿轮组GS1至GS4及输出齿轮Output之间的各连结构件M1至M5、51、52、58、61、62、71、72、82的处理，能够小型化自动变速器AT。
还有，第一行星齿轮组GS1，在它的外周位置上，通过配置低速及高速离合器C1、C2，缩短自动变速器AT的全长能够小型化构成的同时，更适合于发动机前置前轮驱动车(FF车)。这时，由于第一行星齿轮组GS 1被小型化，即便是在第一行星齿轮组GS1的外周一侧位置配置离合器C1、C2，也能够抑制自动变速器AT向径方向的大型化。
特别是从确保制动器容量的观点，将直径较大的2/6制动器B1及L/R制动器B2都收纳到后室12b，因为只将直径不需要那么大的离合器(低速和高速离合器C1、C2)收纳到前室12a，所以，收纳了第一行星齿轮组GS1的前室12a在直径方向上不会变得那么大。
再有，将第一行星齿轮组GS1配置在前室12a内轴方向的近似中央位置，通过在夹着第一行星齿轮组GS1的轴方向两侧空间分别配置低速及高速离合器C1、C2，将第一行星齿轮组GS1、低速及高速离合器C1、C2有效的利用空间配置，避免了前室12a在直径方向的大型化。
再有，连结在第一行星齿轮组GS1的输出一侧的低速离合器C1配置在接近液压变矩器3一侧，连结在第一行星齿轮组GS1的输入一侧的高速离合器C2配置在远离液压变矩器3一侧，缩短了对于低速及高速离合器C1、C2进行输入/输出部件51、52、58、61、62的处理，实现了自动变速器AT的小型化。
并且，通过小型化了收纳第一行星齿轮组GS1的自动变速器AT的前室12a部分的直径方向，就有可能将差动齿轮机构4在车辆的前后方向上接近前室12a配置(参照图2)，在能够小型化包含差动齿轮机构4的自动变速器整体的同时，还可以将差动齿轮机构4接近车体中心线位置配置(参照图1)。这成为左右驱动轴42、42的折角分别变缓和的有利点。还有，还可以增大差动齿轮机构4的环形齿轮41，并不会影响小型化，提高了减速比设计自由度这一点是最好的。
再有，因为将输出齿轮Output配置在隔着第一行星齿轮组GS1与液压变矩器3相反一侧的位置，较大直径的从动齿轮44在车宽方向上偏离第一行星齿轮组GS1配置，这样就可以将副轴43接近于变速齿轮机构2的上下方向配置(参照图2)。也就是，小型化自动变速器AT的上下方向。还有，通过将从动齿轮44接近终端齿轮45配置就可以缩短副轴43的长度，所以不会导致不必要的机械损失和重量的增大，得到了自动变速器AT在车宽方向上的小型化(参照图1)。
尚，上述实施方式中，是由内嵌在支撑壁15的突起部15a的轴承15b将输出齿轮Output支撑为旋转可能的形式，但是，如图6所示那样，在支撑壁15的突出部15a上外嵌轴承15b，由轴承15b将输出齿轮Output支撑为旋转可能的形式亦可。在这个构成中，输出齿轮Output，被配置在支撑壁15的液压变矩器相反一侧。
还有，本发明的具体的构成，不受上述实施方式的自动变速器AT的限制，还包含其他的种种构成。上述实施方式中，表示了将本发明的自动变速器AT适用于发动机前置前轮驱动车(FF车)的横置传动序列，但是本发明同样适用于发动机后置后轮驱动车(RR车)的横置传动序列。
图1，表示本实施方式所涉及的自动变速器AT的整体构成，这个构成，表示了将自动变速器AT横置搭载于车辆的发动机前置前轮驱动车(FF车)用的传动序列的适用情况。
自动变速器AT，作为其主要的构成要素，包括：液压变矩器3，变速齿轮机构2，和差动齿轮机构4。液压变矩器3，将从图外的发动机输出轴传来的旋转驱动力，传给配置在车宽方向的变速齿轮机构2的输入轴Input，变速齿轮机构2，将这个旋转驱动力变速后从与上述输入轴Input同轴的输出齿轮(输出部)Output输出。输出齿轮Output，与相对于输入轴Input平行配置的副轴43的从动齿轮44啮合，输出齿轮Output的旋转由从动齿轮44传给副轴43。差动齿轮机构4，将通过这个副轴43上的终端齿轮45和差动齿轮机构4的环形齿轮41的啮合而减速后的旋转驱动力，传递给平行于上述输入轴Input配置的驱动轴42、42。
上述液压变矩器3、变速齿轮机构2、差动齿轮机构4、以及副轴43，被收纳在变速箱1内。这个变速箱1，从大的方面来讲，包括：收纳液压变矩器3的液压变矩器收纳部11、收纳变速齿轮机构2的变速齿轮机构收纳部12、收纳差动齿轮机构4的差动齿轮机构收纳部13、收纳配置在上述变速齿轮机构收纳部12及差动齿轮机构收纳部13中间的副轴43的副轴收纳部14。
在此，参照图2说明输入轴Input、副轴43、以及驱动轴42三条轴的位置关系。在同图中，轴线d1、d2、以及d3分别表示输入轴Input、副轴43、以及驱动轴42的轴线。还有，同图中用虚线表示的圆分别为，与输入轴Input同轴的输出齿轮Output、与副轴43同轴的从动齿轮44及终端齿轮45、以及与驱动轴42同轴的环形齿轮41。
上述的三条轴d1、d2、d3，从车辆的前方向后方按照输入轴Input、副轴43、以及驱动轴42的顺序配置。还有，副轴43的位置设定的比驱动轴42的上下方向高的同时，输入轴Input被设定在副轴43和驱动轴42之间的高位置处。尚，输入轴Input、副轴43、以及驱动轴42的相对位置关系，是根据构成变速齿轮机构2的齿轮，构成差动齿轮机构4的齿轮，从动齿轮44及终端齿轮45的尺寸关系，以及自动变速器AT的配置空间限制等设定的。
接下来，参照图1、图3、图4，说明变速齿轮机构2的内部机构。图3，是表示扩大了上述自动变速器AT中的变速齿轮机构2部分的剖面图。图4，是表示变速齿轮机构2构成的主要线图。
变速齿轮机构2，包括第一至第四的四组行星齿轮组GS1、GS2、GS3、GS4，第一至第三的三组湿式多板式离合器C1、C2、C3，第一及第二的两组湿式多板式制动器B1、B2。还有，第一及第二行星齿轮组GS1、GS2，分别为比第三及第四行星齿轮组GS3、GS4小型的齿轮组。
在此，变速箱1的变速齿轮机构收纳部12中，在输入轴方向的近似中间位置，形成了从变速箱1的内表面向径方向的内方向竖立的支撑壁15。由这个支撑壁15，变速齿轮机构收纳部12在输入轴方向被分隔为接近液压变矩器3一侧(以下称液压变矩器一侧)的前室12a，和远离液压变矩器3一侧(以下称液压变矩器相反一侧)的后室12b的两个空间。
并且，第一至第四的四组行星齿轮组GS1至GS4中，第二、第三及第四行星齿轮组GS2、GS3、GS4，在后室12b内，从输入轴方向的液压变矩器相反一侧向液压变矩器一侧按顺序排列，另一方面，第一行星齿轮组GS1，配置在前室12a内。由此，第一及第二行星齿轮组GS1、GS2，将第三及第四行星齿轮组GS3、GS4夹在中间配置在输入轴方向的两侧位置。
第一行星齿轮组GS1，是具有第一太阳轮S1、第一环形齿轮R1、支撑与这两个齿轮S1、R1啮合的第一行星轮P1的第一行星齿轮架PC1的单行星轮型行星齿轮组。还有，第二行星齿轮组GS2，是具有第二太阳轮S2、第二环形齿轮R2、支撑与这两个齿轮S2、R2啮合的第二行星轮P2的第二行星齿轮架PC2的单行星轮型行星齿轮组。尚，上述第一及第二行星齿轮组GS1、GS2的输入旋转的减速比(即各自的环形齿轮及行星轮的齿数比)，设定为相互不同的值。
在此，变速箱1的变速齿轮机构收纳部12中，分别形成了支撑形成在液压变矩器一侧的输入轴Input的液压变矩器一侧的第一突起部16a，和支撑形成在液压变矩器相反一侧的输入轴Input液压变矩器相反一侧的第二突起部16b。
上述第一太阳轮S1，由花键轴等固定在(一直固定)第一突起部16a的外周面上，第二太阳轮S2，由花键轴等固定在(一直固定)第二突起部16b的内周面上。
另一方面，第一环形齿轮R1，它的突起部通过由焊接等方法固定在输入轴Input上的第一连结构件M1连结(一直连结)在输入轴Input上，第二环形齿轮R2，它的突起部通过由焊接等方法固定在输入轴Input上的第二连结构件M2连结(一直连结)在输入轴Input上。
由此，上述输入轴Input的旋转由第一及第二行星齿轮组GS1、GS2分别一直被减速，从第一及第二行星式齿轮架PC1、PC2输出。
第三行星齿轮组GS3，是具有第三太阳轮S3、第三环形齿轮R3、支撑与这两个齿轮S3、R3啮合的第三行星轮P3的第三行星齿轮架PC3的单行星轮型行星齿轮组。还有，第四行星齿轮组GS4，是具有第四太阳轮S4、第四环形齿轮R4、支撑与这两个齿轮S4、R4啮合的第四行星轮P4的第四行星齿轮架PC4的单行星轮型行星齿轮组。
并且，上述第三环形齿轮R3和第四行星式齿轮架PC4，由第三连结构件M3连结(一直连结)，通过这样，第三环形齿轮R3和第四行星式齿轮架PC4相互连成一体旋转。还有，上述第三行星式齿轮架PC3和第四环形齿轮R4，由配置成覆盖上述第三行星齿轮组GS3的外周的形式的第四连结构件M4连结(一直连结)，通过这样，上述第三行星式齿轮架PC3和第四环形齿轮R4相互连接成一体旋转。
也就是，第三及第四行星齿轮组GS3、GS4，通过第三及第四连结构件M3、M4相互连结，由此，就成为具有四个旋转要素(第三太阳轮S3、第三行星式齿轮架PC3＝第四环形齿轮R4、第三环形齿轮R3＝第四行星式齿轮架PC4、第四太阳轮S4)，由它们形成了辛普森型行星式齿轮列。
输出齿轮Output，在相对于上述支撑壁15的液压变矩器一侧，邻接这个支撑壁15配置。形成在上述支撑壁15的内周部的突起部15a上内嵌固定了轴承15b，输出齿轮Output由这个轴承支撑为旋转自由的形式。这个输出齿轮Output，被连结在第四行星式齿轮架PC4上，通过这样，与第四行星式齿轮架PC4成为一体旋转。
并且，上述变速齿轮机构2，通过有选择地动作上述第一至第三的三个离合器C1至C3和第一及第二的两个制动器B1、B2转换从输入轴Input到输出齿轮Output为止的驱动力传递途径，得到前进六速和后退速。
尚，尽管未图示，上述第一至第三离合器C1至C3、第一、第二制动器B1、B2上连接了变速油压控制装置，这个变速油压控制装置，如图5的接合动作表所表示的那样，产生各变速挡的接合压(●印)或释放压(无印)。这样的变速油压控制装置，可以考虑油压控制型、电子控制型和油压加电子控制型等。尚，详细的将在后叙述，本实施方式中与第二制动器B2并列配置了单路离合器OWC，这种情况下，前进一挡中第二制动器不接合，例如只在手动方式或同步方式等需要发动机制动的情况下，第二制动器B2被接合(接合动作表中带括号表示)。但是，即便是没有单路离合器OWC也可，这种情况下，在前进一挡第二制动器B2接合。
第一离合器C1，是有选择地离合第四太阳轮S4和第一行星式齿轮架PC1的离合器，如图5的接合动作表所示的那样，是在低速一侧的一至四挡时接合的离合器(以下，称第一离合器为低速离合器)。
低速离合器C1，配置在第一行星齿轮组GS1的外周一侧的位置，内周一侧的突起部，在比第一行星齿轮组GS1靠近液压变矩器一侧的位置包括：连结在第一行星式齿轮架PC1上的离合器筒51，从这个离合器筒51的外周壁内面向径方向的内方向分离配置的离合器衬套52，在这些离合器筒51和离合器衬套52之间交替配置的多个离合器板53、54、…。
上述离合器衬套52，覆盖着后述的高速离合器C2的离合器筒61的外周向着液压变矩器相反一侧在轴方向上延伸，它的先端部(液压变矩器相反一侧)上，结合着圆盘状旋转力传递部件58。这个旋转力传递部件58，它的内周一侧的突起部，由花键轴等连结在第五连结构件M5上。第五连结构件M5，连结在上述第四行星齿轮组GS4的太阳轮S4上，布置在输入轴Input和输出齿轮Output之间且沿着输入轴Input的轴方向延伸，由此，上述离合器衬套52，介于旋转力传递部件58及第五连结构件M5连结在第四太阳轮S4上。
并且，上述离合器筒51内，在与这个离合器筒51之间分隔出受压室的形式配置了离合器活塞55。离合器活塞55，相应于供给这个受压室的工作油压，抵抗着回程弹簧57的弹力向液压变矩器相反一侧(图3的左侧)移动，压紧离合器板53、54、…，接合轴方向上相邻的离合器板53、54、…。
还有，这个实施方式中，伴随着低速离合器C1的旋转受压室的动作油受到离心力，考虑到控制油压的上升，在离合器活塞55的受压室相反一侧配置了堵板(平衡板)56，由此，分隔了与受压室相邻的离心平衡室。这个离心平衡室的油压与受压室的一样，由离心力上升，离心力和上升的油压相互抵消能够提高离合器的控制性。
第二离合器C2，是有选择地离合第三行星式齿轮架PC3和第一环形齿轮R1(第一输入轴Input)的离合器，如图5的接合动作表所示那样，接合高速一侧的四至六挡的离合器(以下称第二离合器为高速离合器)。
高速离合器C2，配置在第一行星式齿轮架PC1的外周一侧的位置，由此，低速离合器C1和高速离合器C2，低速离合器C1在接近液压变矩器3一侧，高速离合器C2在远离液压变矩器3一侧，顺着输入轴的方向配置。这个高速离合器C2，包括：内周一侧的突起部连结在第一环形齿轮R1上的离合器筒61，从这个离合器筒61的外周壁内面在径方向隔离配置的离合器衬套62，交替配置在这些离合器筒61及离合器衬套62之间的输入轴方向上(图的左右方向)的多个离合器板63、64、…。离合器衬套62，它的内周一侧的突起部，沿着输入轴Input和输出齿轮Output之间的输入轴Input的方向朝着液压变矩器相反一侧延伸，连结在第三行星式齿轮架PC3上。
并且，邻接于将第一环形齿轮R1连结到输入轴Input上的第一连结构件M1的输入轴方向，以与这个第一连结构件M1之间分隔成受压室的形式配置离合器活塞65。离合器活塞65，对应于供给受压室的动作油压，抵抗着回程弹簧向液压变矩器相反一侧(图3的左方向)移动，挤压离合器板63、64、…，使轴方向相邻的离合器板63、64、…相互接合。还有，离合器活塞65的受压室相反一侧配置了堵板66，分隔着与受压室相邻的离心平衡室。
这样，变速箱1的变速齿轮机构收纳部12的前室12a中，收纳了低速及高速两个离合器C1、C2，在这个前室12a内，低速离合器C1配置在靠近液压变矩器3的一侧，高速离合器C2配置在远离液压变矩器3的一侧，低速离合器C1及高速离合器C2在输入轴方向上并列配置的同时，低速离合器C1的离合器活塞55和高速离合器C2的离合器活塞65，夹着第一行星齿轮组GS1配置在轴方向两侧，并靠近这个第一行星齿轮组GS1。
相应于此，变速箱1的变速齿轮机构收纳部12的后室12b中，分别收纳了第三离合器C3、第一及第二制动器B1、B2。
第三离合器C3，是有选择地离合第二行星式齿轮架PC2和第三太阳轮S3的离合器，如图5所示的接合动作表所示那样，是接合三挡、五档以及倒档的离合器(以下称第三离合器为3/5/R离合器)。
这个3/5/R离合器C3，配置在第二行星齿轮组GS2的外周一侧的位置，包括：内周一侧的突起部连结于第二行星式齿轮架PC2的离合器筒71、从这个离合器筒71的外周壁的内表面向径方向隔离配置且这个内周一侧的突起部连结于第三太阳轮S3的离合器衬套72、在这些离合器筒71及离合器衬套72之间配置的沿输入轴方向(图的左右方向)交替排列的多个离合器板73、74、…。
并且，上述离合器筒71内，配置了与该离合器筒71之间分隔成受压室的离合器活塞75。离合器活塞75，对应于供给这个受压室的动作油压，抵抗着回程弹簧77的弹力向液压变矩器一侧(图3的右侧)移动，压着离合器板73、74、…，接合轴方向相邻的离合器板73、74、…。还有，在离合器活塞75的受压室相反一侧配置了堵板76，分隔与受压室相邻的离心平衡室。
第一制动器B1，是有选择地将第三太阳轮S3离合变速箱1，有选择地停止它的制动器，如图5的接合动作表所示那样，是接合二档及六挡的制动器(以下称第一制动器为2/6制动器)。
这个2/6制动器B1，配置在比上述3/5/R离合器C3更外一侧的位置，包括：从变速箱1的内周面沿径方向朝内分离配置且它的内周一侧突起部连结于上述3/5/R离合器C3的离合器衬套72的制动器衬套82、变速箱1的内表面及制动器衬套82之间沿输入轴方向交替配置的多个制动器板83、84、…。尚，上述制动器衬套82，由于连结于3/5/R离合器C3的离合器衬套72，所以，也就介于这个离合器衬套72连结于第三太阳轮S3。
并且，变速箱1的液压变矩器相反一侧的侧壁部上形成了凹部，通过在这个凹部内插入制动器活塞85，在这个凹部和制动器活塞85之间分隔形成受压室。制动器活塞85，对应于供给这个受压室的油压，对抗着回程弹簧87的回弹力向液压变矩器一侧(图3的右侧)移动，挤压制动器板83、84、…，接合轴方向上相邻的制动器板83、84、…。
第二制动器B2，将连结第三行星式齿轮架PC3及第四环形齿轮R4的第四连结构件M4有选择地离合变速箱1，是有选择地停止它们的制动器，如图5的接合动作表所示那样，是接合一挡及倒档的制动器(以下称第二制动器为L/R制动器)。但是，如上所述那样，L/R制动器B2在手动方式或自动方式等只当发动机制动必要时接合。
L/R制动器B2，位于比2/6制动器B1更靠近液压变矩器一侧的位置，配置在第三及第四行星齿轮组GS3、GS4的外周一侧的位置。这个L/R制动器B2的制动器衬套，由连结第三行星式齿轮架PC3及第四环形齿轮R4的第四连结构件M4构成，在变速箱1内周面及第四连结构件M4外周面之间构成了在输入轴方向上交替配置的多个制动器板93、94、…。
并且，在变速箱1的支撑壁15上形成了凹部，通过在这个凹部内插入制动器活塞95，在这个凹部和制动器活塞95之间分隔形成受压室。制动器活塞95，对应于供给这个受压室的油压，对抗着回程弹簧97的回弹力向液压变矩器相反一侧(图3的左侧)移动，挤压制动器板93、94、…，接合轴方向上相邻的制动器板93、94、…。
在此，回程弹簧97，配置在形成于变速箱1内周面上的凹槽17内，由此回程弹簧97，位于比制动器板93、94、…更靠外一侧的位置。
还有，在比这个L/R制动器B2更靠近液压变矩器相反一侧的位置，配置了单路离合器OWC，单路离合器OWC，在变速箱1和第四连结构件M4之间，阻止这个第四连结构件M4的单向旋转。
这个单路离合器OWC，由固定安装在变速箱1内周面上的支撑部件18支撑。这个支撑部件18，除支撑单路离合器OWC以外，还具有L/R制动器B2的回程弹簧97的承受机能的同时，还具有为承受由制动器活塞95挤压制动器板93、94、…的阻挡板的作用。
本实施方式的自动变速器AT，包括第一至第四的四组单组行星轮型的单组行星齿轮组GS1至GS4，通过有选择地使第一至第三的三个离合器C1至C3和第一、第二两个制动器B1、B2，获得前进六挡和倒档。换句话说，上述自动变速器AT，不包括Ravigneaux型的行星齿轮组，并不需要双行星式齿轮型、双行星轮型、双环形齿轮型的行星齿轮组，使离合旋转要素之间的离合器、制动器等的个数在五个以下较少即可，这样，对小型化，成本和重量的降低，噪音的降低是有利的。
还有，一直减速行星齿轮组GS1、GS2可以减小扭矩负荷、达到小型化。为此，将小型的第一一直减速行星齿轮组GS 1配置在液压变矩器一侧，小型的第二一直减速行星齿轮组GS2配置在液压变矩器相反一侧，将由较大的第三、第四两组行星齿轮组GS3、GS4构成的辛普森型行星式齿轮列分别配置在这个第一及第二一直减速行星齿轮组GS1、GS2之间，通过将连结在第四行星式齿轮架PC4配置在辛普森型行星式齿轮列和第一一直减速行星齿轮组GS1的中间位置，缩短了连结各行星齿轮组GS1至GS4及输出齿轮Output之间的各连结构件M1至M5、51、52、58、61、62、71、72、82的处理，能够小型化自动变速器AT。
还有，第一行星齿轮组GS1，在它的外周位置上，通过配置低速及高速离合器C1、C2，缩短自动变速器AT的全长能够小型化构成的同时，更适合于发动机前置前轮驱动车(FF车)。这时，由于第一行星齿轮组GS 1被小型化，即便是在第一行星齿轮组GS1的外周一侧位置配置离合器C1、C2，也能够抑制自动变速器AT向径方向的大型化。
特别是从确保制动器容量的观点，将直径较大的2/6制动器B1及L/R制动器B2都收纳到后室12b，因为只将直径不需要那么大的离合器(低速和高速离合器C1、C2)收纳到前室12a，所以，收纳了第一行星齿轮组GS1的前室12a在直径方向上不会变得那么大。
再有，将第一行星齿轮组GS1配置在前室12a内轴方向的近似中央位置，通过在夹着第一行星齿轮组GS1的轴方向两侧空间分别配置低速及高速离合器C1、C2，将第一行星齿轮组GS1、低速及高速离合器C1、C2有效的利用空间配置，避免了前室12a在直径方向的大型化。
再有，连结在第一行星齿轮组GS1的输出一侧的低速离合器C1配置在接近液压变矩器3一侧，连结在第一行星齿轮组GS1的输入一侧的高速离合器C2配置在远离液压变矩器3一侧，缩短了对于低速及高速离合器C1、C2进行输入/输出部件51、52、58、61、62的处理，实现了自动变速器AT的小型化。
并且，通过小型化了收纳第一行星齿轮组GS1的自动变速器AT的前室12a部分的直径方向，就有可能将差动齿轮机构4在车辆的前后方向上接近前室12a配置(参照图2)，在能够小型化包含差动齿轮机构4的自动变速器整体的同时，还可以将差动齿轮机构4接近车体中心线位置配置(参照图1)。这成为左右驱动轴42、42的折角分别变缓和的有利点。还有，还可以增大差动齿轮机构4的环形齿轮41，并不会影响小型化，提高了减速比设计自由度这一点是最好的。
再有，因为将输出齿轮Output配置在隔着第一行星齿轮组GS1与液压变矩器3相反一侧的位置，较大直径的从动齿轮44在车宽方向上偏离第一行星齿轮组GS1配置，这样就可以将副轴43接近于变速齿轮机构2的上下方向配置(参照图2)。也就是，小型化自动变速器AT的上下方向。还有，通过将从动齿轮44接近终端齿轮45配置就可以缩短副轴43的长度，所以不会导致不必要的机械损失和重量的增大，得到了自动变速器AT在车宽方向上的小型化(参照图1)。
尚，上述实施方式中，是由内嵌在支撑壁15的突起部15a的轴承15b将输出齿轮Output支撑为旋转可能的形式，但是，如图6所示那样，在支撑壁15的突出部15a上外嵌轴承15b，由轴承15b将输出齿轮Output支撑为旋转可能的形式亦可。在这个构成中，输出齿轮Output，被配置在支撑壁15的液压变矩器相反一侧。
还有，本发明的具体的构成，不受上述实施方式的自动变速器AT的限制，还包含其他的种种构成。上述实施方式中，表示了将本发明的自动变速器AT适用于发动机前置前轮驱动车(FF车)的横置传动序列，但是本发明同样适用于发动机后置后轮驱动车(RR车)的横置传动序列。