车辆用自动变速器的制造方法
【专利摘要】本发明其目的在于提供一种抑制行星齿轮组的大型化，且减少在前进1速和后退时的操作不适感的自动变速器。第一～第四行星齿轮组(2～5)各自的三个旋转元件以在共用速度线图上与行星齿轮组的齿数比对应的间隔排列，并在其排列顺序上设为第一～第十二元件。第一行星齿轮组(2)可通过第一离合器(8)一体旋转，第一元件(22)和第五元件(34)连结，第二元件(24)可经由第一制动器(6)固定于静止部(13)，且可经由第二离合器(9)与第九元件(41)连结。第三元件(21)与输入轴(1)连结，第四元件(32)可经由第三离合器(10)与第九元件(41)连结。第六元件(31)固定于静止部(13)，第七元件(42)可经由第二制动器(7)固定于静止部(13)，第八元件(44)与输出轴(12)连结。第九元件(41)与第十二元件(51)连结，第十元件(52)可经由第四离合器(11)与输出轴(12)连结，第十一元件(54)与输入轴(1)连结。
【专利说明】车辆用自动变速器
【技术领域】
[0001]本发明涉及一种车辆用自动变速器。
【背景技术】
[0002]车辆用自动变速器将发动机的输出转速及输出扭矩变换为以适于车辆行驶的大小，所以使用行星齿轮组等获得多个变速级。最近，以燃耗率提高为目的，正在推进变速级的多级化。该多级化因为第一速的传动比根据车辆起步性能及爬坡性能确定，所以处于在高速级侧更多级化的趋势。 [0003]作为这种现有的多段自动变速器，已知如下。
[0004]即，专利文献I中记载的自动变速器具备4组行星齿轮组、两个制动器及3个离合器，能获得前进8速、后退I速。
[0005]专利文献1:(日本)特许第4672738号公报
[0006]但是，上述对比文献I记载的现有的车辆用自动变速器中，如果在全部的变速级中要尽可能设定最合适的传动比，则第四个行星齿轮组的齿数比(太阳齿轮的齿数/齿圈的齿数)不得不为0.27这样小的值。这就意味着构成行星齿轮组的太阳齿轮、齿圈、小齿轮这些齿轮中太阳齿轮的直径相对变小。
[0007]因此，若要确保太阳齿轮需要的强度，则必须要将太阳齿轮的直径设定得大，随之，齿圈的直径也增大，导致第四个行星齿轮组的外径增大。其结果，自动变速器大型化，并且导致重量增加，燃耗率恶化。
[0008]另外，前进I速的变速比(传动比)为4.700，与之相对，后退的变速比(传动比)为3.280，这些传动比间的差增大，其结果是，相对于相同的加速踏板的踏入量的驱动力差增大，因此，存在驾驶员在驾驶操作时具有不适感这样的问题。
【发明内容】
[0009]本发明是着眼于上述的问题而创立的，其目的在于提供能确保行星齿轮组的强度的同时，可抑制全部的行星齿轮组的大型化，且可以减少前进I速时和后退时的在加速踏板操作的不适感的车辆用自动变速器。
[0010]为实现该目的，本发明提供一种车辆用自动变速器，其特征在于，具备:输入轴；输出轴；具备太阳齿轮、齿圈及行星齿轮架这三个旋转元件的第一行星齿轮组~第四行星齿轮组；第一制动器、第二制动器、第一离合器~第四离合器这六个摩擦联接元件，所述第一行星齿轮组的所述三个旋转元件以在共用速度线图上与所述第一行星齿轮组的齿数比对应的间隔排列，并在其排列顺序上设为第一元件、第二元件、第三元件，所述第二行星齿轮组的所述三个旋转元件以在共用速度线图上与所述第二行星齿轮组的齿数比对应的间隔排列，并在其排列顺序上设为第四元件、第五元件、第六元件，所述第三行星齿轮组的所述三个旋转元件以在共用速度线图上与所述第三行星齿轮组的齿数比对应的间隔排列，并在其排列顺序上设为第七元件、第八元件、第九元件，所述第四行星齿轮组的所述三个旋转元件以在共用速度线图上与所述第四行星齿轮组的齿数比对应的间隔排列，并在其排列顺序上设为第十元件、第十一元件、第十二元件，通过所述第一离合器的联接，所述第一行星齿轮组可一体旋转，所述第一元件与所述第五元件连结，所述第二元件可经由所述第一制动器固定于静止部，且可经由第二离合器与所述第九元件连结，所述第三元件与所述输入轴连结，所述第四元件可经由第三离合器可与所述第九元件连结，所述第六元件固定于所述静止部，所述第七元件可经由第二制动器固定于所述静止部，所述第八元件与所述输出轴连结，所述第九元件和所述第十二元件连结，所述第十元件可经由第四离合器与所述输出轴连结，所述第十一元件与所述输入轴连结。
[0011]在本发明的车辆用自动变速器中，通过将全部的行星齿轮组的齿数比收敛于0.5附近，可以得到能够确保行星齿轮组的强度的同时，抑制这些行星齿轮组的大型化，且能够在前进I速时和后退时的加速踏板操作下没有不适感的车辆用自动变速器。
【专利附图】
【附图说明】
[0012]图1是用概略图表示本发明实施例1的车辆用自动变速器的齿轮组及切换该齿轮组的动作的摩擦联接元件的图；
[0013]图2是表示实施例1的车辆用自动变速器的摩擦联接元件的联接关系的动作表的图；
[0014]图3(a)是表示实施例1的车辆用变速器的第一速状态下的动力的流向的图，另夕卜，(b)是此时的各行星齿轮组的共用速度线图；
[0015]图4(a)是表示实施例1的车辆用变速器的第二速状态下的动力的流向的图，另夕卜，(b)是此时的各行星齿轮组的共用速度线图；
[0016]图5(a)是表示实施例1的车辆用变速器的第三速状态下的动力的流向的图，另夕卜，(b)是此时的各行星齿轮组的共用速度线图；
[0017]图6(a)是表示实施例1的车辆用变速器的第四速状态下的动力的流向的图，另夕卜，(b)是此时的各行星齿轮组的共用速度线图；
[0018]图7(a)是表示实施例1的车辆用变速器中第五速状态下的动力的流向的图，另外(b)是此时的各行星齿轮组的共用速度线图；
[0019]图8(a)是表示实施例1的车辆用变速器的第六速状态下的动力的流向的图，另夕卜，(b)是此时的各行星齿轮组的共用速度线图；
[0020]图9(a)是表示实施例1的车辆用变速器的第七速状态下的动力的流向的图，另夕卜，(b)是此时的各行星齿轮组的共用速度线图；
[0021]图10(a)是表示实施例1的车辆用变速器的第八速状态下的动力的流向的图，另夕卜，(b)是此时的各行星齿轮组的共用速度线图；
[0022]图11 (a)是表示实施例1的车辆用变速器的第九速状态下的动力的流向的图，另夕卜，(b)是此时的各行星齿轮组的共用速度线图；
[0023]图12(a)是表示实施例1的车辆用变速器的后退状态下的动力的流向的图，另外(b)是此时的各行星齿轮组的共用速度线图；
[0024]图13是表示各变速级间的换档时需要的切换离合器数量的图。【具体实施方式】
[0025]下面，基于附图所示的实施例详细地说明本发明的实施方式。
[0026]实施例1
[0027]首先，说明实施例1的车辆用自动变速器的构成。
[0028]该实施例1的车辆用自动变速器具备输入轴1、4组行星齿轮组2~5、6个摩擦联接元件(由制动器及离合器构成)6~11、输出轴12。
[0029]输入轴I经由未图示的液力变矩器与未图示的发动机(汽油发动机及柴油发动机等内燃机)总是连结。
[0030]另一方面，输出轴12配置于与输入轴I同心轴上，经由未图示的终端减速器、差动齿轮组与左右驱动轮连结。
[0031]4组行星齿轮组即第一行星齿轮组2、第二行星齿轮组3、第三行星齿轮组4、第四行星齿轮组5在本实施例全部是单小齿轮型，从发动机侧朝向输出轴12按上述顺序配置于输入轴I上。另外 ，在这些行星齿轮组2~5中，只要将这些齿数比α?~ci4设定在
0.4~0.5左右，就能够确保各旋转元件的强度，并且将行星齿轮组的主体径抑制在更小的范围。
[0032]第一行星齿轮组2具备太阳齿轮21、齿圈22、旋转自如地支承与这些太阳齿轮21及齿圈22两方啮合的多个小齿轮23的行星齿轮架24这三个旋转元件。在此，第一行星齿轮组2的齿数比α I (太阳齿轮21的齿数比/齿圈22的齿数比)设定在例如0.487。
[0033]第二行星齿轮组3具备太阳齿轮31、齿圈32、旋转自如地支承与这些太阳齿轮31及齿圈32两方啮合的多个小齿轮33的行星齿轮架34这三个旋转元件。在此，第二行星齿轮组3的齿数比α 2 (太阳齿轮31的齿数比/齿圈32的齿数比)设定在例如0.415。
[0034]第三行星齿轮组4具备太阳齿轮41、齿圈42、旋转自如地支承与这些太阳齿轮41及齿圈42两方啮合的多个小齿轮43的行星齿轮架44这三个旋转元件。在此，第三行星齿轮组4的齿数比α3(太阳齿轮41的齿数比/齿圈42的齿数比)设定在例如0.489。
[0035]第四行星齿轮组5具备太阳齿轮51、齿圈52、旋转自如地支承与这些太阳齿轮51及齿圈52两方啮合的多个小齿轮53的行星齿轮架54这三个旋转元件。在此，第四行星齿轮组5的齿数比α 4(太阳齿轮51的齿数比/齿圈52的齿数比)设定在例如0.470。
[0036]这些4组行星齿轮组2~5如下连结。
[0037]即，第一行星齿轮组2中，其太阳齿轮21与输入轴I总是连结。
[0038]行星齿轮架24可通过高速和后退制动器6的联接固定于自动变速器壳13上，且可通过中间离合器8的联接与输入轴I连结，且可通过低速和中速离合器9的联接与第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的各太阳齿轮41、51连结。
[0039]第一行星齿轮组2的齿圈22与第二行星齿轮组3的行星齿轮架34总是连结。
[0040]第二行星齿轮组3中，其太阳齿轮31总是固定于自动变速器壳13上。
[0041]齿圈32可通过中速离合器10的联接而与第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的各太阳齿轮41、51连结，且可通过中速离合器10及低速和中速离合器9的联接而与第一行星齿轮组2的行星齿轮架24连结。
[0042]行星齿轮架33如前述，与第一行星齿轮组2的齿圈22总是连结。
[0043]第三行星齿轮组4中，其太阳齿轮41如前述可通过低速和中速离合器9的联接而与第一行星齿轮组2的行星齿轮架24连结，且可通过中速离合器10的联接而与第二行星齿轮组3的齿圈32连结，并且与第四行星齿轮组5的太阳齿轮51总是连结。
[0044]齿圈42可通过低速和后退制动器7的联接固定于自动变速器壳13上。
[0045]行星齿轮架44与输出轴12总是连结。
[0046]在第四行星齿轮组5中，其太阳齿轮51如前述与第三行星齿轮组4的太阳齿轮41通常连结。
[0047]齿圈52可通过高速离合器11的联接与输出轴12连结。
[0048]行星齿轮架54与输入轴I进行上述连结。
[0049]另外，高速和后退制动器6相当于本发明的第一制动器，另外，低速和后退制动器7相当于本发明的第二制动器，中间离合器8相当于本发明的第一离合器，另外，低速和中速离合器9相当于本发明的第二离合器，另外，中速离合器10相当于本发明的第三离合器，另外，高速离合器11相当于本发明的第四离合器，另外，自动变速器壳13相当于本发明的静止部。
[0050]另外，第一行星齿轮组2的太阳齿轮21相当于本发明的第三元件，齿圈22相当于本发明的第一元件，行星齿轮架24相当于本发明的第二元件。
[0051]第二行星齿轮组3的太阳齿轮31相当于本发明的第六元件，齿圈32相当于本发明的第四元件，行星齿轮架34相当于本发明的第五元件。
[0052]第三行星齿轮组4的太阳齿轮41相当于本发明的第九元件，齿圈42相当于本发明的第七元件，行星齿轮架44相当于本发明的第八元件。
[0053]第四行星齿轮组5的太阳齿轮51相当于本发明的第十二元件，齿圈52相当于本发明的第十元件，行星齿轮架24相当于本发明的第十一元件。
[0054]上述摩擦联接元件在本实施例中使用通过油压动作的多板式的结构。
[0055]即，作为高速和后退制动器6及低速和后退制动器7使用油压动作式的多板制动器，另外，作为中间离合器8~高速离合器11使用油压动作式的多板离合器。
[0056]另外，这些摩擦联接元件通过来自由未图示的控制器进行电子控制的未图示的控制阀的压力油的供给、排出，控制它们的联接、释放。这些控制器及控制阀的构成及作用已公知，所以在此省略说明。
[0057]图2的动作表表示切换上述自动变速器的齿轮组的变速级的上述各摩擦联接元件的联接、释放的控制、及使用上述齿数比α?~α 4的情况的各变速级的传动比。
[0058]图2中,横向记载各变速级,另外,纵向记载摩擦联接元件、传动比、比例范围(全变速比幅度，前进I速的传动比除以最高变速级的传动比所得的值)R/C、后退时的传动比相对于前进I速时的传动比的比率。另外，该图中，〇标记是指相当于该〇标记的摩擦联接元件处于联接状态，另外，空白是指该摩擦联接元件处于释放状态。
[0059]下面，与此时的共用速度线图一起说明各变速级的动力的传递路径。
[0060]在此，所谓共用速度线图是指纵轴取各旋转元件的转速，在横轴根据行星齿轮组2~5的齿数比αI~α 4的大小分配这些旋转元件的线图。
[0061]即，横轴上，在单小齿轮型行星齿轮的情况下，按顺序(可以是左右任一方向)配置齿圈、行星齿轮架、太阳齿轮这三个旋转元件，在齿圈及行星齿轮架间的该行星齿轮组的齿数比为α的情况下，将行星齿轮架及太阳齿轮间以I的比率分开配置。[0062]该情况下，纵轴将转速零以上设为与发动机相同的旋转方向的转速，将转速零以下设为发动机的相反旋转方向的转速。
[0063]在共用速度线图中，齿圈、小齿轮、太阳齿轮的啮合关系是以齿和齿为I对I啮合的线性关系，所以若连结各旋转元件的转速，则为直线关系。
[0064]下面，基于表示各摩擦元件的联接关系的图2、及表示各变速级的齿轮组的动力传递路径及此时的共用速度线图的图3~图12，对各变速级的动力传递进行说明。在此，动力传递路径及联接的摩擦联接元件用粗线表示。另外，共用速度线图从图中左侧朝向右侧按顺序与第一行星齿轮组2~第四行星齿轮组5对应。另外，在共用速度线图间为相同的速度的旋转元件彼此用虚线连结。另外，在共用速度线图中，作为各自的行星齿轮组2~5的输入旋转元件的转速用大的〇记号标记，作为各自的行星齿轮组2~5的输出旋转元件的转速用?记号标记，其中，作为向输出轴12输出的旋转联接元件的转速标记□记号，作为这些太阳齿轮标记为S，另外，作为齿圈标记为R，另外，作为行星齿轮架标记为C，根据第一行星齿轮组2~第四行星齿轮组5在它们上分别添加I~4标记。
[0065]首先，说明在前进行驶时从第一速按顺序升档的情况。
[0066]为了得到第一速，联接低速和中速离合器9、中速离合器10及低速和后退制动器7。
[0067]这时，如图3所示，来自发动机的驱动力输入到第一行星齿轮组2的太阳齿轮21。第一行星齿 轮组2的齿圈22及第二行星齿轮组3的行星齿轮架34彼此总是连结，为相同的转速，且第二行星齿轮组3的太阳齿轮31总是固定，第二行星齿轮组3的齿圈32及第一行星齿轮组2的行星齿轮架24彼此经由低速和中速离合器9及中速离合器10连结，为相同的转速，因此，支承与输入有发动机的驱动力的第一行星齿轮组2的太阳齿轮21啮合的小齿轮23的行星齿轮架24减速旋转。该行星齿轮架24及与其一体旋转的第二行星齿轮组3的齿圈32旋转驱动第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的各太阳齿轮41、51。
[0068]由于通过低速和后退制动器7的联接，第三行星齿轮组4的齿圈42被固定，所以太阳齿轮41的旋转使行星齿轮架43进一步减速旋转，与其连结的输出轴12以第一速(传动比4.877)旋转。
[0069]另外，第四行星齿轮组5的行星齿轮架54与输入轴I连结，向太阳齿轮51输入减速的驱动力，因此，齿圈52虽然以比发动机的转速高的高速旋转，但因为未联接高速离合器11，所以第四行星齿轮组5与输出轴12的驱动无关。
[0070]接着，为了从第一速变为第二速，从第一速的状态联接中间离合器8，同时释放中速离合器10。
[0071]于是，如图4所示，由于第一行星齿轮组2的太阳齿轮21及行星齿轮架24以与发动机相同的转速驱动，因此，齿圈22也以与发动机相同的转速旋转。即，第一行星齿轮组2一体(直接连结)旋转。
[0072]由于低速和中速离合器9联接，该旋转被输入到第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的两太阳齿轮41、51。与第一速时的情况相同，由于联接低速和后退制动器7，释放高速离合器11，因此，以与发动机相同的转速旋转的太阳齿轮41通过第三行星齿轮组4进一步减速旋转，以第二速(传动比3.044)即比第一速快的减速转速旋转驱动输出轴12。
[0073]另外，在第二行星齿轮组3中，该行星齿轮架34与齿圈22连结，以与发动机相同的转速驱动，且太阳齿轮31被固定，因此,齿圈32以比发动机转速快的速度增速旋转。但是，由于释放中速离合器10，所以第二行星齿轮组3与输出轴12的驱动无关。另外，由于释放高速离合器11，第四行星齿轮组5也与第一速时的情况相同，与输出轴12的驱动无关。
[0074]为了从第二速变为第三速，从第二速的状态释放低速和中速离合器9，同时联接中速离合器10。
[0075]于是，如图5所示，第一行星齿轮组2与第二速时的情况同样地一体旋转，使与其齿圈22连结的第二行星齿轮组3的行星齿轮架34以与发动机相同的转速驱动旋转。另一方面，第二行星齿轮组3的太阳齿轮31由于固定于自动变速器壳13，所以其齿圈32以比发动机转速快的转速增速旋转。该增速旋转经由联接的中速离合器10与第一速时及第二速时的情况相同，被输入到第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的两太阳齿轮41、51，通过第三行星齿轮组4减速，以第三速(传动比2.151)即比第二速快的减速转速旋转驱动输出轴12。
[0076]另外，第四行星齿轮组5也因释放高速离合器11，所以与第一速时及第二速时的情况相同，与输出轴12的驱动无关。
[0077]为从第三速变为第四速，联接高速离合器11，同时释放中速离合器10。
[0078]于是，如图6所示，第一行星齿轮组2 —体旋转，以与发动机相同的转速驱动第二行星齿轮组3的行星齿轮架34，但因为释放低速和中速离合器9及中速离合器10，所以第一行星齿轮组2及第二行星齿轮组3与输出轴12的驱动无关。
[0079]另一方面，发动机的驱动力经由输入轴I以与发动机相同的转速驱动第四行星齿轮组5的行星齿轮架54。第四行星齿轮组5的太阳齿轮51和第三行星齿轮组4的太阳齿轮41 一体连结，第三行星齿轮组4的齿圈42通过联接的低速和后退制动器7固定，第三行星齿轮组4的行星齿轮架44及第四行星齿轮组5的齿圈52通过联接的高速离合器11连结并以相同的转速旋转，因此，第三行星齿轮组4的行星齿轮架44及第四行星齿轮组5的齿圈52以第四速(传动比1.653)即比第三速快的减速转速驱动输出轴12。
[0080]为了从第四速变为第五速，释放低速和后退制动器7，同时联接中速离合器10。
[0081]于是，如图7所示，第一行星齿轮组2与第三速时的情况及第四速时的情况同样地一体旋转，因此，其齿圈22以与发动机相同的转速驱动旋转第二行星齿轮架34。
[0082]在第二行星齿轮组3中，由于固定太阳齿轮31，所以齿圈32以比发动机转速高的高速增速旋转，经由所联接的中速离合器10以该增速转速使第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的两太阳齿轮41、51旋转。
[0083]在第三行星齿轮组4，由于释放低速和后退制动器7，所以为齿圈42仅与小齿轮43啮合的状态。因此，第三行星齿轮组4为自由状态，与输出轴12的驱动无关。
[0084]另一方面，在第四行星齿轮组5中，从输入轴I向行星齿轮架54输入与发动机相同的转速，另外，从第二行星齿轮3的齿圈32向太阳齿轮51输入比发动机转速快的转速，其结果，行星齿轮架54以第五速(传动比1.242)即比第四速快的减速转速旋转驱动输出轴12。
[0085]为了从第五速变为第六速，联接低速和中速离合器9，同时释放中速离合器10。
[0086]于是，如图8所示，第一行星齿轮组2 —体旋转，经由所联接的低速和中速离合器9以与发动机相同的转速旋转驱动第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的两太阳齿轮41、51。第二行星齿轮3因释放中速离合器10，所以为自由状态，与输出轴12的驱动无关。
[0087]第三行星齿轮组4也因释放低速和后退制动器7，所以为自由状态，与输出轴12的驱动无关。
[0088]在第四行星齿轮组5中，太阳齿轮51通过第一行星齿轮组2以与发动机相同的转速旋转驱动，另外，行星齿轮架54通过输入轴I以与发动机相同的转速旋转驱动。其结果，与它们啮合的齿圈52经由所联接的高速离合器11以第六速(传动比1.000)即直接连结状态旋转驱动输出轴12。
[0089]为了从第六速变为第七速，释放中间离合器8，同时联接中速离合器10。
[0090]于是，如图9所示，在第一行星齿轮组2中，太阳齿轮21经由输入轴I以与发动机相同的转速旋转驱动，齿圈22通过第二行星齿轮组3的行星齿轮架34减速旋转，因此，行星齿轮架24经由所联接的低速和中速离合器9以比发动机转速慢的减速转速旋转驱动第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的两太阳齿轮41、51，另外，经由中速离合器10以比发动机转速慢的减速转速旋转驱动第二行星齿轮组3的齿圈32。
[0091]在第二行星齿轮组3中，固定太阳齿轮31，齿圈32以与发动机相同的转速旋转，因此，如上述，行星齿轮架34以比发动机转速慢的减速转速减速旋转驱动第一行星齿轮组2的齿圈22。
[0092]第三行星齿轮组4因释放低速和后退制动器7，所以为自由状态，与输出轴12的驱
动无关。
[0093]在第四行星齿轮组5中，因太阳齿轮51通过第一行星齿轮组2及第二行星齿轮组3以比发动机转速慢的减速转速旋转驱动，行星齿轮架54通过输入轴I以与发动机相同的转速旋转驱动，因此，与它们啮合的齿圈52经由所联接的高速离合器11以第七速(传动比
0.850)即比发动机驱动速度快的超速传动转速旋转驱动输出轴12。
[0094]为了从第七速变为第八速，联接高速和后退制动器6，释放中速离合器10。
[0095]于是，如图10所示，第一行星齿轮组2因行星齿轮架24通过所联接的高速和后退制动器6固定于自动变速器壳13，所以齿圈22虽然通过由输入轴I旋转驱动的太阳齿轮21经由小齿轮23被驱动，但第二行星齿轮组3通过中速离合器10的释放而成为自由状态，因此，不驱动输出轴12。另外，通过高速和后退制动器6及低速和中速离合器9的联接，固定第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的两太阳齿轮41、51。
[0096]第三行星齿轮组4也因释放低速和后退制动器7，所以不驱动输出轴12。
[0097]在第四行星齿轮组5中，因太阳齿轮51经由所联接的低速和中速离合器9、第一行星齿轮组2的行星齿轮架24、所联接的低速和中速离合器9固定，行星齿轮架54通过输入轴I以与发动机相同的转速旋转驱动，所以，齿圈52经由所联接的高速离合器11以第八速(传动比0.680)即比第七速快的超速传动旋转驱动输出轴12。
[0098]为了从第八速变为最高速级即第九速，释放低速和中速离合器9，同时联接中速离合器10。
[0099]于是，如图11所示，在第一行星齿轮组2中，行星齿轮架24通过所联接的高速和后退制动器6固定于自动变速器壳13上，且经由输入轴I从发动机向太阳齿轮21输入驱动力，并以与发动机相同的转速旋转驱动，因此，齿圈22向发动机的旋转方向的相反旋转方向减速旋转，以该减速转速旋转驱动第二行星齿轮组3的行星齿轮架34。[0100]在第二行星齿轮组3中，因太阳齿轮31固定于自动变速器壳13，所以齿圈32向发动机的反向旋转方向进一步减速，经由所联接的中速离合器10保持不变向发动机的相反的旋转方向以相同的转速减速驱动第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的两太阳齿轮41、51。
[0101]第三行星齿轮组4因释放低速和后退制动器7，所以齿圈42成为自由状态，与输出轴12的驱动无关系。
[0102]在第四行星齿轮组5中，因太阳齿轮51通过第一行星齿轮组2及第二行星齿轮组3向发动机相反的旋转方向以大幅减速的转速驱动，行星齿轮架54通过输入轴I在与发动机相同的旋转方向且以相同的转速旋转驱动，所以齿圈52以第九速(传动比0.558)即经由所联接的高速离合器11比第八速更快的超速传动转速旋转驱动输出轴12。
[0103]另外，为了得到后退，联接高速和后退制动器6及低速和后退制动器7的两制动器和中速离合器10。
[0104]于是，如图12所示，在第一行星齿轮组2中，太阳齿轮21经由输入轴I从发动机以与其相同的转速旋转驱动，行星齿轮架24通过高速和后退制动器6固定于自动变速器壳13，因此，齿圈22向发动机的相反的旋转方向减速旋转驱动第二行星齿轮组3的行星齿轮架24。
[0105]在第二行星齿轮组3中，太阳齿轮31固定于自动变速器壳13，行星齿轮架34通过第一行星齿轮组2向发动机相反的旋转方向减速驱动，因此，齿圈32经由所联接的中速离合器10旋转，向发动机的相反旋转方向稍微增速减速旋转驱动第三行星齿轮组4及第四行星齿轮组5的两太阳齿轮41、51。
[0106]第三行星齿轮组4由于太阳齿轮41通过所联接的中速离合器10、第二行星齿轮组
3、第一行星齿轮组2向发动机的相反旋转方向减速驱动，且齿圈42通过低速和后退制动器7固定于自动变速器壳13，因此，行星齿轮架44向后退(传动比一 4.416)即向发动机的相反旋转方向比第一行星齿轮组2的情况更大幅地减速驱动输出轴12。
[0107]另外，第四行星齿轮组5因释放高速离合器11，所以为自由状态，与输出轴12的驱动无关。
[0108]上述对于升档进行了说明，但降档以与升档的相反的顺序进行。另外，在本实施例中，变速时切换的离合器数量如图13所示。该图的横轴从第一速至第九速区分为成为换档目标的紧接着的齿轮，另外，纵轴从第一速至第九速区分换档前的现在的齿轮，表示各自换档时需要的切换的离合器数量。由此可知，在跳跃I级而变速的(例如，从第一速变为第三速变速等)情况下，全部的切换离合器数量为I个，通过释放I个离合器(或制动器)，联接I个离合器(或制动器)的离合器到离合器的单切换控制可进行变速。
[0109] 在实施例1的自动变速器中，就第一速时~第九速时的传动比及后退时的传动比而言，若将α I设为0.487，将α 2设为0.415，将α 3设为0.489，将α 4设为0.470，则如上述，成为 4.877,3.044,2.151,1.653,1.242,1.000,0.850,0.680,0.558、— 4.416(—表示发动机的相反旋转方向)。因此，相邻的变速级间的级间比在第一速~第二速间为
1.602，在第二速~第三速间为1.415，在第三速~第四速间为1.301，在第四速~第五速间为1.331，在第五速~第六速间为1.242，在第六速~第七速间为1.177，在第七速~第八速间为1.249，在第八速~第九速间为1.220，得到良好的级间比。[0110]另外，如图2所示，在实施例1的自动变速器中，可以将比例范围R/C设为8.74，比现有的自动变速器的比例范围(对比文献I中6.71)设定得大。
[0111]另外，后退比/I速比在实施例1的自动变速器中为0.91，比现有的自动变速器的该比(对比文献I中0.70)大。
[0112]如上构成的实施例1的自动变速器可以得到下面的效果。
[0113]将实施例1的自动变速器4组的行星齿轮组2~5、由两个制动器6、7及由四个离合器8~11构成的摩擦联接元件设为如图1的连结关系，且基于图2的动作表控制摩擦联接元件，因此，将各行星齿轮组2~5的齿数比α设定在0.4~0.5的范围，可得到各级最佳传动比、级间比。即使将行星齿轮组2~5的各旋转元件设定在可以充分确保它们的强度的大小，行星齿轮组2~5的外径也不会增大。
[0114]因此，可以抑制自动变速器的大小及重量，其结果可以降低车辆的燃耗率。
[0115]另外，该情况下，在确保上述齿数比的同时，后退比/第一速比为I附近即为后退比和第一速比为接近的值，因此，前进I速时和后退时，相对于相同的加速踏板操作量，驱动力差小，因此，不用担心驾驶员在操作时感觉有不适感。
[0116]另外，因为可以实现前进9速这样多的变速级数，所以可以选择适于各种行驶条件的传动比，并且，该情况下，由于可以得到大的比例范围，所以通过使得到低速时的大的驱动力的起步爬坡能力提高，抑制高速时的发动机转速，可降低发动机噪音及降低燃耗率。
[0117]另外，在实现前进9速的同时，制动器用两个就完成，因此，可以将行驶中的拖曳扭矩(制动器因一侧是自动变 速器壳，所以润滑油的排出性比离合器更差，结果是因离合器而拖曳，阻力增大)抑制得很小，可以抑制燃耗率降低。
[0118]以上，基于上述各实施例说明了本发明，但本发明不限于这些实施例，即使在不脱离本发明的宗旨的范围内具有设计变更等的情况，也包括在本发明内。
[0119]例如，行星齿轮组2~5的齿数比不限于上述实施例，只要设定在0.4~0.5附近，就可以得到与实施例一样的效果。
[0120]另外，在上述实施例中，全部以单小齿轮型构成行星齿轮组2~5，但也可以以双小齿轮型构成至少I组以上。在该双小齿轮型的情况下，共用速度线图为，按顺序(也可以是左右任一方向)行星齿轮架、齿圈、太阳齿轮这三个旋转元件，在齿圈及行星齿轮架间的该行星齿轮组的齿数比为α的情况下，以行星齿轮架及太阳齿轮间为I的比率配置。
【权利要求】
1.一种车辆用自动变速器,具备: 输入轴； 输出轴； 具备太阳齿轮、齿圈及行星齿轮架这三个旋转元件的第一行星齿轮组~第四行星齿轮组； 第一制动器、第二制动器、第一离合器~第四离合器这六个摩擦联接元件， 所述第一行星齿轮组的所述三个旋转元件以在共用速度线图上与所述第一行星齿轮组的齿数比对应的间隔排列，并在其排列顺序上设为第一元件、第二元件、第三元件， 所述第二行星齿轮组的所述三个旋转元件以在共用速度线图上与所述第二行星齿轮组的齿数比对应的间隔排列，并在其排列顺序上设为第四元件、第五元件、第六元件， 所述第三行星齿轮组的所述三个旋转元件以在共用速度线图上与所述第三行星齿轮组的齿数比对应的间隔排列，并在其排列顺序上设为第七元件、第八元件、第九元件， 所述第四行星齿轮组的所述三 个旋转元件以在共用速度线图上与所述第四行星齿轮组的齿数比对应的间隔排列，并在其排列顺序上设为第十元件、第十一元件、第十二元件，通过所述第一离合器的联接，所述第一行星齿轮组可一体旋转， 所述第一元件与所述第五元件连结， 所述第二元件可经由所述第一制动器固定于静止部，且可经由第二离合器与所述第九元件连结， 所述第三元件与所述输入轴连结， 所述第四元件可经由第三离合器可与所述第九元件连结， 所述第六元件固定于所述静止部， 所述第七元件可经由第二制动器固定于所述静止部， 所述第八元件与所述输出轴连结， 所述第九元件和所述第十二元件连结， 所述第十元件可经由第四离合器与所述输出轴连结， 所述第十一元件与所述输入轴连结。
2.如权利要求1所述的车辆用自动变速器，其中， 所述第一制动器在第八速~第九速及后退联接， 所述第二制动器在第一速~第四速及后退联接， 所述第一离合器在第二速~第六速联接， 所述第二离合器在第一速、第二速及第六速~第八速联接， 所述第三离合器在第一速、第三速、第五速、第七速、第九速及后退联接， 所述第四离合器在第四速~第九速联接。
3.如权利要求1或2所述的车辆用自动变速器，其中， 所述第一行星齿轮组~第四行星齿轮组是各自的三个旋转元件具有太阳齿轮、齿圈、旋转自如地支承与所述太阳齿轮及所述齿圈两方啮合的多个小齿轮的行星齿轮架的单小齿轮型。
4.如权利要求1~4中任一项所述的车辆用自动变速器,其中， 所述第一元件、所述第四元件、所述第七元件及所述第十元件分别是齿圈，所述第二元件、所述第五元件、所述第八元件及所述第十一元件分别是行星齿轮架，所述第三元件、 所述第六元件、所述第十元件及所述第十二元件分别是太阳齿轮。
【文档编号】F16H3/66GK104024690SQ201280062174
【公开日】2014年9月3日 申请日期:2012年11月16日 优先权日:2011年12月16日
【发明者】竹内彻, 菅谷祥司, 小栗和夫, 渡边坚一, 青田和明, 犬田行宣, 奥田隆之, J.米勒, R.雷希, M.里希 申请人:加特可株式会社