自动变速器的制作方法

本发明涉及搭载在车辆中的自动变速器，属于车辆用变速器的技术领域。

背景技术：

搭载在车辆中的自动变速器一般包括多个行星齿轮组、以及离合器及制动器等多个液压式摩擦接合单元，并且通过液压控制而有选择地接合这些摩擦接合单元来切换经由各行星齿轮组的动力传递路径，从而能够实现多个档的前进变速档和通常一个档的后退档。近几年，出于提高行驶性能或提高发动机的燃料经济性或降低行驶用马达的电力消耗等目的，存在着使变速档实现更多个档的倾向。

例如，专利文献1中公开了一种自动变速器，如图11所示，该自动变速器包括三个行星齿轮组pg11、pg12、pg13、四个离合器cl11、cl12、cl13、cl14、两个制动器br11、br12，通过接合上述的离合器和制动器中的任意两个来实现九个档的前进档、一个档的倒档。

该专利文献1中所记载的自动变速器是ff车(前置发动机前驱动车辆)等所使用的横置式自动变速器，以轴心朝向车宽方向的姿势搭载于车辆中。来自发动机或马达等动力源的动力从设置在轴心上的输入轴a输入，经由包括上述行星齿轮组及离合器等的变速机构而传递来的动力从设置在第三行星齿轮组pg13的行星架c13上的输出部b经由齿轮等而输出到平行于上述输入轴a而设置的未图示的轴。

另外存在着如下般的探讨，即，将横置式自动变速器在不变更其变速机构的构成的情况下变更为能够用于fr车(前置发动机后驱动车辆)等纵置式自动变速器亦即输入轴和输出轴被设置在车辆前后方向的同一轴心上的自动变速器。然而，所述专利文献1所公开的自动变速器中，由于输出部b被设置在第三行星齿轮组pg13与第二制动器br12之间，而且在该输出部b的内周侧存在着将第三行星齿轮组pg13的太阳轮s13与第二制动器br12连结的连结件c，因此，在维持这样的构成的情况下，不能将输出部b连结于设置在与输入轴a同一轴心上的输出轴。

对此，若如图12所示那样，将第三行星齿轮组pg13设定为太阳轮被分割为沿轴向排列的第一、第二太阳轮s131、s132的双太阳轮型行星齿轮组，并且将经过第一、第二太阳轮s131、s132之间而向径向内侧延伸的输出部b′设置于行星架c13，便能够将其连结于与输入轴设置在同一轴心上的输出轴d。由此，无需大幅度变更变速机构的结构，便能够将横置式自动变速器变更为纵置式自动变速器。

然而，在图12所示的结构的情况下，输出轴d穿通于第三行星齿轮组pg13中一方的分割太阳轮s132的内侧。此处，由于输出轴d必须传递相对于输入转矩增大了与最大减速比相当分量的转矩，因此其直径必须大于输入轴a的直径。为此，太阳轮s132的直径也增大，于是第三行星齿轮组pg13整体的直径增大。

上述般的第三行星齿轮组pg13的直径扩大会导致自动变速器的输出侧的端部的径向尺寸增大。尤其是在fr车中在自动变速器被设置于车室前部的车宽方向中央的底板下方的情况下，有可能使车室内的驾驶席及助手席的宽度方向尺寸受到制约而使可居性恶化。此外，这样的问题，不论变速档数或其他的结构如何，对于行星齿轮组被设置在直径相对较大的输出轴上的纵置式自动变速器而言均为共通的问题。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利公开公报特开2010-116941号

技术实现要素：

本发明鉴于自动变速器中的上述般的情况而作，其目的在于提供一种能够缩小输出侧的端部的径向尺寸的紧凑的纵置式自动变速器。

为了实现上述目的，本发明的自动变速器包括：输入轴，与驱动源连结；输出轴，设置在所述输入轴的驱动源侧的相反侧，与该输入轴处于同一轴心上；第一行星齿轮组，具有第一太阳轮、第一行星架及第一齿圈；第二行星齿轮组，设置在所述第一行星齿轮组的驱动源侧的相反侧，具有第二太阳轮、第二行星架及第二齿圈；第一制动器，设置在所述第一行星齿轮组的驱动源侧；变速器壳，将所述第一、第二行星齿轮组及所述第一制动器收容于内部；其中，所述第一太阳轮具有驱动源侧的第一分割太阳轮和驱动源侧的相反侧的第二分割太阳轮，所述第一分割太阳轮连结于所述第一制动器，并且在该第一制动器的接合时被固定于所述变速器壳，所述第二分割太阳轮始终连结于所述第二太阳轮，所述输入轴通过所述第一分割太阳轮的内侧及该第一分割太阳轮与所述第二分割太阳轮之间而始终连结于所述第一行星架，所述输出轴始终连结于所述第二行星架。

根据本发明，能够缩小自动变速器的输出侧的端部的径向尺寸。

附图说明

图1是本发明的第一实施方式所涉及的自动变速器的剖视图。

图2是第一实施方式所涉及的自动变速器的概略图。

图3是第一实施方式所涉及的自动变速器的摩擦接合单元的接合表。

图4是比较例所涉及的自动变速器的概略图。

图5是本发明的第二实施方式所涉及的自动变速器的剖视图。

图6是第二实施方式所涉及的自动变速器的概略图。

图7是本发明的第三实施方式所涉及的自动变速器的概略图。

图8是本发明的第四实施方式所涉及的自动变速器的概略图。

图9是本发明的第五实施方式所涉及的自动变速器的概略图。

图10是第四、第五实施方式所涉及的自动变速器的摩擦接合单元的接合表。

图11是表示九个档的前进档的横置式自动变速器的以往例的概略图。

图12是表示图11的自动变速器变更为纵置式时的概略图。

具体实施方式

以下，说明本发明的实施方式。

图1及图2是表示本发明的第一实施方式所涉及的自动变速器10的结构的剖视图及概略图。该自动变速器10为搭载于fr车等车辆中的自动变速器，其包括：变速器壳11；从车辆的驱动源(图中的左侧)插入到变速器壳11内部的输入轴12；从变速器壳11内部向驱动源侧的相反侧(图中的右侧)突出的输出轴13。输入轴12和输出轴13设置在沿着车辆前后方向的同一轴心上，自动变速器10以输入轴12位于车辆前侧而输出轴13位于车辆后侧的纵置姿势设置。因此，以下有时将驱动源侧(图中的左侧)称为前侧，将驱动源侧的相反侧(图中的右侧)称为后侧。

在输入轴12和输出轴13的轴心上，第一、第二、第三、第四行星齿轮组(以下简称为齿轮组)pg1、pg2、pg3、pg4从前侧(驱动源侧)按顺序布置。

在变速器壳11内的第一齿轮组pg1的前侧设置有第一离合器cl1，在第一离合器cl1的前侧设置有第二离合器cl2，在第二离合器cl2的前侧设置有第三离合器cl3。此外，在第三离合器cl3的前侧设置有第一制动器br1，在第三齿轮组pg3的径向外侧设置有第二制动器br2。这样，自动变速器10的摩擦接合单元(第一至第三离合器cl1至cl3及第一、第二制动器br1、br2)从前侧(驱动源侧)按第一制动器br1、第三离合器cl3、第二离合器cl2、第一离合器cl1、第二制动器br2的顺序沿轴向设置。

第一至第四齿轮组pg1至pg4均为单一小齿轮型的行星齿轮组，其中，被行星架支撑的小齿轮与太阳轮及齿圈直接啮合。第一齿轮组pg1具有作为转动构件的第一太阳轮s1、第一齿圈r1及第一行星架c1。第二齿轮组pg2具有作为转动构件的第二太阳轮s2、第二齿圈r2及第二行星架c2。第三齿轮组pg3具有作为转动构件的第三太阳轮s3、第三齿圈r3及第三行星架c3。第四齿轮组pg4具有作为转动构件的第四太阳轮s4、第四齿圈r4及第四行星架c4。

而且，第一齿轮组pg1是第一太阳轮s1在轴向上被一分为二而成的双太阳轮型齿轮组。即，第一太阳轮s1具有设置在轴向前侧的前侧第一太阳轮s1a和设置在后侧的后侧第一太阳轮s1b。由于这一对第一太阳轮s1a、s1b具有相同的齿数而且与被第一行星架c1支撑的相同的小齿轮啮合，因此，该一对第一太阳轮s1a、s1b的转速始终相等。即，前后一对第一太阳轮s1a、s1b始终以相同的速度转动，一方的转动停止时另一方的转动也停止。

该自动变速器10中，第一太阳轮s1(更具体而言为后侧第一太阳轮s1b)和第四太阳轮s4始终连结，第一齿圈r1和第二太阳轮s2始终连结，第二行星架c2和第四行星架c4始终连结，第三行星架c3和第四齿圈r4始终连结。输入轴12始终连结于第一行星架c1，输出轴13始终连结于第四行星架c4。具体而言，输入轴12经由通过前后一对第一太阳轮s1a、s1b之间的动力传递构件18而与第一行星架c1连结。后侧第一太阳轮s1b与第四太阳轮s4经由动力传递构件15而互相连结。第四行星架c4与第二行星架c2经由动力传递构件16而互相连结。

第一离合器cl1使输入轴12及第一行星架c1与第三太阳轮s3离合。第二离合器cl2使第一齿圈r1及第二太阳轮s2与第三太阳轮s3离合。第三离合器cl3使第二齿圈r2与第三太阳轮s3离合。

具体而言，第一离合器cl1具有：与第一行星架c1结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；经由动力传递构件5、8而与第三太阳轮s3结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p1。在活塞p1的相邻位置划分有让从阀体vb(图1)供应来的液压导入的液压室f1，基于液压的相对于该液压室f1的供排(供应或排出)，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接。而且，基于该压接或被解除压接，所述内侧保持构件及外侧保持构件彼此连结或彼此分离，随此，输入轴12及第一行星架c1与第三太阳轮s3被分离或被接合。

第二离合器cl2具有：经由动力传递构件5、8而与第三太阳轮s3结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；经由动力传递构件7而与第一齿圈r1及第二太阳轮s2结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p2。在活塞p2的相邻位置划分有让从阀体vb供应来的液压导入的液压室f2，基于液压的相对于该液压室f2的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而第一齿圈r1及第二太阳轮s2与第三太阳轮s3被分离或被接合。

第三离合器cl3具有：经由动力传递构件5、8而与第三太阳轮s3结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；经由动力传递构件6而与第二齿圈r2结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p3。在活塞p3的相邻位置划分有让从阀体vb供应来的液压导入的液压室f3，基于液压的相对于该液压室f3的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而第二齿圈r2与第三太阳轮s3被分离或被接合。

第一制动器br1使变速器壳11与第一太阳轮s1(更具体而言为前侧第一太阳轮s1a)离合。第二制动器br2使变速器壳11与第三齿圈r3离合。

具体而言，第一制动器br1具有：经由动力传递构件17而与前侧第一太阳轮s1a结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；与变速器壳11结合的不可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p4。在活塞p4的相邻位置划分有让从阀体vb供应来的液压导入的液压室f4，基于液压的相对于该液压室f4的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而变速器壳11与第一太阳轮s1被分离或被接合。

第二制动器br2具有：与第三齿圈r3结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；与变速器壳11结合的不可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p5。在活塞p5的相邻位置划分有让从阀体vb供应来的液压导入的液压室f5，基于液压的相对于该液压室f5的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而变速器壳11与第三齿圈r3被分离或被接合。

变速器壳11在第一制动器br1与第三离合器cl3之间的轴向位置上具有从变速器壳11的内周面11b向径向内侧延伸的环状的纵壁部w1，并且具有从纵壁部w1的内周端向后方延伸的圆筒状的圆筒壁部w2。圆筒壁部w2以沿着动力传递构件8的内周面呈同心状延伸的方式形成。

在动力传递构件8的径向外侧形成有沿轴向排列的三个室体，这三个室体中分别收容有第一离合器cl1、第二离合器cl2、第三离合器cl3的各活塞p1、p2、p3。

纵壁部w1、圆筒壁部w2、动力传递构件8中形成有用于将液压分别供应给第一离合器cl1、第二离合器cl2、第三离合器cl3的各液压室f1、f2、f3的油道。具体而言，纵壁部w1及圆筒壁部w2中形成有油道a，动力传递构件8中形成有油道b、c、d。而且，液压通过油道a及油道b而供应给第一离合器cl1的液压室f1，液压通过油道a及油道c而供应给第二离合器cl2的液压室f2，液压通过油道a及油道d而供应给第三离合器cl3的液压室f3。

虽未图示，但位于圆筒壁部w2的外周面与动力传递构件8的内周面之间的油道a和油道b、c、d连通的连通部分别被密封件密封。

第一制动器br1的活塞p4被收容于形成在纵壁部w1前侧的室体。由该室体划分而成的液压室f4与来自变速器壳11的外侧(阀体vb)的油道e(图2)直接连通。

第二制动器br2的活塞p5被收容在嵌合于变速器壳11后部的内周面11b的室体。由该室体划分而成的液压室f5与来自变速器壳11的外侧(阀体vb)的油道f(图2)直接连通。

根据具有以上结构的第一实施方式的自动变速器10，如图3的接合表所示，基于相对于液压室f1至f5的液压的供排控制，五个摩擦接合单元(cl1、cl2、cl3、br1、br2)中特定的三个摩擦接合单元有选择地被接合，从而形成一至八档的前进档和倒档中的任一档位。

具体而言，第一离合器cl1、第一制动器br1、第二制动器br2被接合时形成一档，第二离合器cl2、第一制动器br1、第二制动器br2被接合时形成二档，第一离合器cl1、第二离合器cl2、第二制动器br2被接合时形成三档，第二离合器cl2、第三离合器cl3、第二制动器br2被接合时形成四档，第一离合器cl1、第三离合器cl3、第二制动器br2被接合时形成五档，第一离合器cl1、第二离合器cl2、第三离合器cl3被接合时形成六档，第一离合器cl1、第三离合器cl3、第一制动器br1被接合时形成七档，第二离合器cl2、第三离合器cl3、第一制动器br1被接合时形成八档，第三离合器cl3、第一制动器br1、第二制动器br2被接合时形成倒档。

所述第一实施方式的“第一齿轮组pg1”、“第四齿轮组pg4”、“第二齿轮组pg2”、“第三齿轮组pg3”分别相当于发明内容中的“第一行星齿轮组”、“第二行星齿轮组”、“第三行星齿轮组”、“第四行星齿轮组”。此外，所述第一实施方式的“第一太阳轮s1、第一行星架c1、第一齿圈r1”分别相当于发明内容中的“第一太阳轮、第一行星架、第一齿圈”，所述第一实施方式的“第四太阳轮s4、第四行星架c4、第四齿圈r4”相当于发明内容中的“第二太阳轮、第二行星架、第二齿圈”，所述第一实施方式的“第二太阳轮s2、第二行星架c2、第二齿圈r2”相当发明内容中的“第三太阳轮、第三行星架、第三齿圈”，所述第一实施方式的“第三太阳轮s3、第三行星架c3、第三齿圈r3”相当于发明内容中的“第四太阳轮、第四行星架、第四齿圈”。而且，所述第一实施方式的“前侧第一太阳轮s1a”及“后侧第一太阳轮s1b”分别相当于发明内容中的“第一分割太阳轮”及“第二分割太阳轮”。这些对应关系，在后述的其它实施方式中也同样。

此处，对图1及图2所示的第一实施方式所涉及的自动变速器10和图4所示的比较例所涉及的自动变速器10′进行比较，并且说明自动变速器10的优点。在以下的说明中，有关齿轮组及摩擦接合单元等各结构单元，对于与第一实施方式共通的结构单元采用相同的符号，而对于设置位置或结构不同但具有同样的功能的结构单元在相同的符号上附加“′”。

图4所示的自动变速器10′是被应用了图12所说明的以往技术的自动变速器。即，为了将横置式自动变速器用作纵置式自动变速器，而将被设置在最后侧(驱动源侧的相反侧)的第四齿轮组pg4′设为双太阳轮型，并且将该第四行星齿轮组pg4′的第四行星架c4连结于被设置在与输入轴12′同一轴心上的输出轴13′。

由此，图4所示的自动变速器10′与图1及图2所示的所述自动变速器10相比，在以下几点有所不同：第四齿轮组pg4′替代第一齿轮组pg1′而成为双太阳轮型；随此，第一制动器br1′被设置在最后侧(驱动源侧的相反侧)，不是与第一齿轮组pg1′连结而是与第四齿轮组pg4′的太阳轮(更详细而言是后侧第四太阳轮s4b′)连结。自动变速器10′的其他的结构相同。

如图4所示，第四齿轮组pg4′具有在前后被分割而成的前侧第四太阳轮s4a′和后侧第四太阳轮s4b′，第一制动器br1′的内侧保持构件经由动力传递构件17′而与后侧第四太阳轮s4b′结合。此外，输出轴13′穿通于前侧第四太阳轮s4a′的内侧(中心部)，并且经由通过一对第四太阳轮s4a′、s4b′之间的动力传递构件18′而与第四行星架c4结合。

这样，在图4所示的自动变速器10′的情况下，输出轴13′便穿通于第四齿轮组pg4′的后侧第四太阳轮s4b′的内侧，不过，由于输出轴13′必须传递相对于输入转矩增大了与最大减速比相当分量的转矩，因此其直径必须大于输入轴12′的直径。为此，后侧第四太阳轮s4b′的直径也增大，于是第四齿轮组pg4′整体的直径增大。

对此，在采用双太阳轮型的第一齿轮组pg1的所述第一实施方式的自动变速器10的情况下，如图1及如图2所示，输入轴12穿通于第一齿轮组pg1中的前侧第一太阳轮s1a的内侧(中心部)，输出轴13始终与第四齿轮组pg4的第四行星架c4连结，因此，能够避免因传递大的转矩而直径被加大的输出轴13通过分割太阳轮的中心部所导致的行星齿轮组的直径增大的情况。因此，如图1及图2所示，能够缩小包围着第四齿轮组pg4的部分的变速器壳11的直径而形成减径部11x，与采用了图4的比较例的结构的情形(此情形下的变速器壳在图2中以双点划线l表示)相比，能够缩小自动变速器10的输出侧的端部的径向尺寸，能够提高驾驶席及助手席的可居性。

此外，第一实施方式中，虽然输入轴12穿通于分割太阳轮s1a的内侧，但输入轴12与输出轴13相比其传递转矩较小，因而能够设为小直径，因此，第一齿轮组pg1的直径增大较少，从而还能够抑制该自动变速器10的输入侧的直径增大。

图5及图6是表示本发明的第二实施方式所涉及的自动变速器20的结构的剖视图及概略图。在以下的说明中，对于与齿轮组及摩擦接合单元等相关的结构，采用与第一实施方式中所采用的符号相同的符号。这在后述的第三至第五实施方式也同样。

第二实施方式的自动变速器20是与所述第一实施方式相同的纵置式的自动变速器，其包括：变速器壳21；从车辆前侧(驱动源)插入到变速器壳21内部的输入轴22；从变速器壳21内部向车辆后侧(驱动源侧的相反侧)突出的输出轴23。输入轴22和输出轴23设置在同一轴心上，在该轴心上，第一、第二、第三、第四齿轮组pg1、pg2、pg3、pg4从前侧按顺序布置。

在变速器壳21内的第一齿轮组pg1的前侧设置有第一离合器cl1，在第一齿轮组pg1的后侧设置有第二离合器cl2，在第二离合器cl2与第二齿轮组pg2之间设置有第三离合器cl3。此外，在第一离合器cl3的前侧设置有第一制动器br1，在第三齿轮组pg3的径向外侧设置有第二制动器br2。这样，自动变速器10的摩擦接合单元(第一至第三离合器cl1至cl3及第一、第二制动器br1、br2)从前侧(驱动源侧)按第一制动器br1、第一离合器cl1、第二离合器cl2、第三离合器cl3、第二制动器br2的顺序沿轴向设置。

第一至第四齿轮组pg1至pg4是与所述第一实施方式的情形同样的单一小齿轮型的行星齿轮组。第一齿轮组pg1具有第一太阳轮s1、第一齿圈r1及第一行星架c1，第二齿轮组pg2具有第二太阳轮s2、第二齿圈r2及第二行星架c2，第三齿轮组pg3具有第三太阳轮s3、第三齿圈r3及第三行星架c3，第四齿轮组pg4具有第四太阳轮s4、第四齿圈r4及第四行星架c4。

第一齿轮组pg1被设为与所述第一实施方式的情形同样的双太阳轮型齿轮组。即，第一太阳轮s1具有在轴向上被分割而成的前侧第一太阳轮s1a和后侧第一太阳轮s1b。

该自动变速器20中，第一太阳轮s1(更具体而言为后侧第一太阳轮s1b)和第四太阳轮s4始终连结，第一齿圈r1和第二太阳轮s2始终连结，第二行星架c2和第四行星架c4始终连结，第三行星架c3和第四齿圈r4始终连结。输入轴22始终连结于第一行星架c1，输出轴13始终连结于第四行星架c4。具体而言，输入轴12经由通过前后一对第一太阳轮s1a、s1b之间的动力传递构件28而与第一行星架c1连结。后侧第一太阳轮s1b与第四太阳轮s4经由动力传递构件25而互相连结。第四行星架c4与第二行星架c2经由动力传递构件26而互相连结。

第一离合器cl1使输入轴22及第一行星架c1与第三太阳轮s3离合。第二离合器cl2使第一齿圈r1及第二太阳轮s2与第三太阳轮s3离合。第三离合器cl3使第二齿圈r2与第三太阳轮s3离合。

具体而言，第一离合器cl1具有：与第一行星架c1结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；经由动力传递构件31、32、33、34而与第三太阳轮s8结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p1。在活塞p1的相邻位置划分有让从阀体vb(图5)供应来的液压导入的液压室f1，基于液压的相对于该液压室f1的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而输入轴22及第一行星架c1与第三太阳轮s3被分离或被接合。

第二离合器cl2具有：经由动力传递构件35而与第一齿圈r1及第二太阳轮s2结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；经由动力传递构件32、33、34而与第三太阳轮s3结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p2。在活塞p2的相邻位置划分有让从阀体vb供应来的液压导入的液压室f2，基于液压的相对于该液压室f2的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而第一齿圈r1及第二太阳轮s2与第三太阳轮s3被分离或被接合。

第三离合器cl3具有：与第二齿圈r2结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；经由动力传递构件34而与第三太阳轮s3结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p3。在活塞p3的相邻位置划分有让从阀体vb供应来的液压导入的液压室f3，基于液压的相对于该液压室f3的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而第二齿圈r2与第三太阳轮s3被分离或被接合。

第一制动器br1使变速器壳21与第一太阳轮s1(更具体而言为前侧第一太阳轮s1a)离合。第二制动器br2使变速器壳21与第三齿圈r3离合。

具体而言，第一制动器br1具有：经由动力传递构件37而与前侧第一太阳轮s1a结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；与变速器壳21结合的不可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p4。在活塞p4的相邻位置划分有让从阀体vb供应来的液压导入的液压室f4，基于液压的相对于该液压室f4的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而变速器壳21与第一太阳轮s1被分离或被接合。

第二制动器br2具有：与变速器壳21结合的不可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；与第三齿圈r3结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p5。在活塞p5的相邻位置划分有让从阀体vb供应来的液压导入的液压室f5，基于液压的相对于该液压室f5的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而变速器壳21与第三齿圈r3被分离或被接合。

变速器壳21在第一制动器br1与第一离合器cl1之间的轴向位置上具有从变速器壳21的内周面21b向径向内侧延伸的剖面“t”状的前侧纵壁部w3。前侧纵壁部w3的内周端以沿着动力传递构件31的外周面在前后方向上延伸的方式形成。

此外，变速器壳21在第二离合器cl2与第三离合器cl3之间的轴向位置上具有从变速器壳21的内周面21b向径向内侧延伸的剖面“t”状的中间纵壁部w4。中间纵壁部w4的内周端以在被动力传递构件33从径向的内外包围的位置处沿着动力传递构件33在前后方向上延伸的方式形成。

第一离合器cl1的活塞p1被收容于与动力传递构件31、32一体成形的室体。前侧纵壁部w3及动力传递构件31中形成有用于将液压供应给由所述室体划分而成的液压室f1的油道。具体而言，前侧纵壁部w3中形成有油道g，动力传递构件31中形成有油道h。而且，液压通过油道g及油道h而供应给第一离合器cl1的液压室f1。

第二离合器cl2的活塞p2被收容于与动力传递构件32、33一体成形的室体。同样地，第三离合器cl3的活塞p3被收容于与动力传递构件33、34一体成形的室体。中间纵壁部w4及动力传递构件33中形成有用于将液压供应给由所述室体划分而成的液压室f2、f3的油道。具体而言，中间纵壁部w4中形成有油道i，动力传递构件33中形成有油道j、k。而且，液压通过油道i及油道j而供应给第二离合器cl2的液压室f2，液压通过油道i及油道k而供应给第三离合器cl3的液压室f3。

第一制动器br1的活塞p4被收容于形成在前侧纵壁部w3前侧的室体。由该室体划分而成的液压室f4与来自变速器壳21的外侧(阀体vb)的油道e(图6)直接连通。

第二制动器br2的活塞p5被收容在从后方被插入固定于变速器壳21的后端部的内侧的室体。由该室体划分而成的液压室f5与来自变速器壳21的外侧(阀体vb)的油道f直接连通。

根据具有以上结构的第二实施方式的自动变速器20，与所述第一实施方式的情形同样地如图3的接合表所示，基于相对于液压室f1至f5的液压的供排控制，五个摩擦接合单元(cl1、cl2、cl3、br1、br2)中特定的三个摩擦接合单元有选择地被接合，从而形成一至八档的前进档和倒档中的任一档位。

而且，根据第二实施方式所涉及的自动变速器20，与所述第一实施方式所涉及的自动变速器10同样地输入轴22穿通于双太阳轮型的第一齿轮组pg1的前侧第一太阳轮s1a的内侧(中心部)，输出轴23始终与第四齿轮组pg4连结，因此，能够避免因传递大的转矩而直径被加大的输出轴23通过分割太阳轮的内侧所导致的行星齿轮组的直径增大的情况。因此，能够缩小自动变速器20的输出侧(后侧)的端部的径向尺寸，能够提高驾驶席及助手席的可居性。此外，第二实施方式中，在第四齿轮组pg4的径向外侧设置有用于保持第二制动器br2的室体的构件x，因此，与所述第一实施方式的情形有所不同，不能缩小包围第四齿轮组pg4的部分的变速器壳21的直径。然而，假如将第四齿轮组pg4设为双太阳轮型时，由于变速器壳21后部的直径进一步扩大(此时的变速器壳在图6中以双点划线l表示)，因此，与此情况相比，第二实施方式能够实现自动变速器的紧凑化。

图7是表示本发明的第三实施方式所涉及的自动变速器40的结构的概略图。该自动变速器40是与所述第一实施方式相同的纵置式的自动变速器，其包括：变速器壳41；从车辆前侧(驱动源)插入到变速器壳41内部的输入轴42；从变速器壳41内部向车辆后侧(驱动源侧的相反侧)突出的输出轴43。输入轴42和输出轴43设置在同一轴心上，在该轴心上，第一、第二、第三、第四齿轮组pg1、pg2、pg3、pg4从前侧按顺序布置。

在变速器壳41内的第一齿轮组pg1的前侧设置有第一离合器cl1，在第一离合器cl1及第一齿轮组pg1的径向外侧设置有第二离合器cl2，在第二齿轮组pg2的径向外侧设置有第三离合器cl3。此外，在第一离合器cl1及第二离合器cl2的前侧设置有第一制动器br1，在第三齿轮组pg3的径向外侧设置有第二制动器br2。这样，自动变速器40的摩擦接合单元(第一至第三离合器cl1至cl3及第一、第二制动器br1、br2)从前侧(驱动源侧)按第一制动器br1、第一离合器cl1(或第二离合器cl2)、第三离合器cl3、第二制动器br2的顺序沿轴向设置。

第一至第四齿轮组pg1至pg4是与所述第一实施方式的情形同样的单一小齿轮型的行星齿轮组。第一齿轮组pg1具有第一太阳轮s1、第一齿圈r1及第一行星架c1，第二齿轮组pg2具有第二太阳轮s2、第二齿圈r2及第二行星架c2，第三齿轮组pg3具有第三太阳轮s3、第三齿圈r3及第三行星架c3，第四齿轮组pg4具有第四太阳轮s4、第四齿圈r4及第四行星架c4。

第一齿轮组pg1被设为与所述第一实施方式的情形同样的双太阳轮型齿轮组。即，第一太阳轮s1具有在轴向上被分割而成的前侧第一太阳轮s1a和后侧第一太阳轮s1b。

该自动变速器40中，第一太阳轮s1(更具体而言为后侧第一太阳轮s1b)和第四太阳轮s4始终连结，第一齿圈r1和第二太阳轮s2始终连结，第二行星架c2和第四行星架c4始终连结，第三行星架c3和第四齿圈r4始终连结。输入轴42始终连结于第一行星架c1，输出轴13始终连结于第四行星架c4。具体而言，输入轴42经由通过前后一对第一太阳轮s1a、s1b之间的动力传递构件48而与第一行星架c1连结。后侧第一太阳轮s1b与第四太阳轮s4经由动力传递构件45而互相连结。第四行星架c4与第二行星架c2经由动力传递构件46而连结。

第一离合器cl1使输入轴42及第一行星架c1与第三太阳轮s3离合。第二离合器cl2使第一齿圈r1及第二太阳轮s2与第三太阳轮s3离合。第三离合器cl3使第二齿圈r2与第三太阳轮s3离合。

具体而言，第一离合器cl1具有：经由动力传递构件51、52、53而与第三太阳轮s3结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；与第一行星架c1结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p1。在活塞p1的相邻位置划分有让从图外的阀体供应来的液压导入的液压室f1，基于液压的相对于该液压室f1的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而输入轴42及第一行星架c1与第三太阳轮s3被分离或被接合。

第二离合器cl2具有：经由动力传递构件55而与第一齿圈r1及第二太阳轮s2结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；经由动力传递构件52、53而与第三太阳轮s3结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p2。在活塞p2的相邻位置划分有让从所述阀体供应来的液压导入的液压室f2，基于液压的相对于该液压室f2的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而第一齿圈r1及第二太阳轮s2与第三太阳轮s3被分离或被接合。

第三离合器cl3具有：与第二齿圈r2结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；经由动力传递构件53而与第三太阳轮s3结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p3。在活塞p3的相邻位置划分有让从所述阀体供应来的液压导入的液压室f3，基于液压的相对于该液压室f3的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而第二齿圈r2与第三太阳轮s3被分离或被接合。

这样，第一至第三离合器cl1至cl3各者的经由摩擦板而结合或分离的内外一对保持构件中的一方经由共通的动力传递构件52而与第三太阳轮s3结合。因此，第三实施方式中，多个离合器的外侧保持构件一体形成于共通的动力传递构件52。

此外，第三实施方式中，第一至第三离合器cl1至cl3的内侧保持构件所结合的对方均为位于比该离合器cl1至cl3更靠径向内侧的齿轮组(第一齿轮组pg1或第二齿轮组pg2)的转动构件，将后侧第一太阳轮s1b与第四太阳轮s4连结的动力传递构件45和将第二行星架c2与第四行星架c4连结的动力传递构件46均以通过动力传递构件53内侧的方式设置，该动力传递构件53将第三太阳轮s3与动力传递构件52连结。

因此，第三实施方式中，如图示般，无需在动力传递构件52与变速器壳41的内周面41b之间设置别的动力传递构件等，能够将动力传递构件52以与变速器壳41的内周面41b直接面对的方式设置。即，第三实施方式中，除动力传递构件52之外，不存在包围着第一至第三离合器cl1至cl3的构件(例如行星齿轮组或别的动力传递构件等)。因此，能够容易地将第一至第三离合器cl1至cl3收纳在变速器壳41内。

第一制动器br1使变速器壳41与第一太阳轮s1(更具体而言为前侧第一太阳轮s1a)离合。第二制动器br2使变速器壳41与第三齿圈r3离合。

具体而言，第一制动器br1具有：经由动力传递构件47而与前侧第一太阳轮s1a结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；与变速器壳41结合的不可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p4。在活塞p4的相邻位置划分有让从所述阀体供应来的液压导入的液压室f4，基于液压的相对于该液压室f4的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而变速器壳41与第一太阳轮s1被分离或被接合。

第二制动器br2具有：与第三齿圈r3结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；与变速器壳41结合的不可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p5。在活塞p5的相邻位置划分有让从所述阀体供应来的液压导入的液压室f5，基于液压的相对于该液压室f5的供排，所述毂侧摩擦板及鼓侧摩擦板被压接或被解除压接，从而变速器壳41与第三齿圈r3被分离或被接合。

变速器壳41在第一制动器br1与第一、第二离合器cl1、cl2之间的轴向位置上具有从变速器壳41的内周面41b向径向内侧延伸的环状的前侧纵壁部w5，并且具有从前侧纵壁部w5的内周端向后方延伸的圆筒状的前侧圆筒壁部w6。

此外，变速器壳41在第三离合器cl3与第二制动器br2之间的轴向位置上具有从变速器壳41的内周面41b向径向内侧延伸的环状的中间纵壁部w7，并且具有从中间纵壁部w7的内周端向前方延伸的圆筒状的中间圆筒壁部w8。

第一离合器cl1的活塞p1被收容于在前侧圆筒壁部w6的径向外侧以从前侧纵壁部w5向后方延伸的方式形成的室体。前侧纵壁部w5及前侧圆筒壁部w6中形成有用于将液压供应给由所述室体划分而成的液压室f1的油道m。

第二离合器cl2的活塞p2被收容于在第一离合器cl1的径向外侧以从前侧纵壁部w5向后方延伸的方式形成的室体。动力传递构件51中形成有与由所述室体划分而成的液压室f2连通的油道n。即，液压通过前侧纵壁部w5及前侧圆筒壁部w6中形成的所述油道m和动力传递构件51中形成的油道n而被供应给液压室f2。第一离合器cl1的室体与第二离合器cl2的室体以内外两层的位置关系而一体形成。

第三离合器cl3的活塞p3被收容于在中间圆筒壁部w8的径向外侧以从中间纵壁部w7向前方延伸的方式形成的室体。中间纵壁部w7及中间圆筒壁部w8中形成有用于将液压供应给由所述室体划分而成的液压室f3的油道p。

第一制动器br1的活塞p4被收容于以从前侧纵壁部w5向前方延伸的方式形成的室体。由该室体划分而成的液压室f4与来自变速器壳41的外侧的油道e直接连通。

第二制动器br2的活塞p5被收容在以从中间纵壁部w7向后方延伸的方式形成的室体。由该室体划分而成的液压室f5与来自变速器壳41的外侧的油道f直接连通。

虽未图示，但位于圆筒壁部w6、w8的外周面与第一、第三离合器cl1、cl3的室体的内周面之间的油道m、n、p的连通部分别被密封件密封。

根据具有以上结构的第三实施方式的自动变速器40，与所述第一实施方式的情形同样地如图3的接合表所示，基于相对于液压室f1至f5的液压的供排控制，五个摩擦接合单元(cl1、cl2、cl3、br1、br2)中特定的三个摩擦接合单元有选择地被接合，从而形成一至八档的前进档和倒档中的任一档位。

而且，根据第三实施方式所涉及的自动变速器40，与所述第一实施方式所涉及的自动变速器10同样地输入轴42穿通于双太阳轮型的第一齿轮组pg1的前侧第一太阳轮s1a的内侧(中心部)，输出轴43始终与第四齿轮组pg4连结，因此，能够避免因传递大的转矩而直径被加大的输出轴43通过分割太阳轮的内侧所导致的行星齿轮组的直径增大的情况。因此，能够缩小包围着第四齿轮组pg4的部分的变速器壳41的直径而形成减径部41x，与假如将第四齿轮组pg4设为双太阳轮型时(此时的变速器壳在图7中以双点划线l表示)相比，能够缩小自动变速器40的输出侧(后侧)的端部的径向尺寸。

下面，利用图8及图9来说明第四、第五实施方式所涉及的自动变速器60、70。

第四实施方式所涉及的自动变速器60(图8)与所述第三实施方式同样地具有设置在同一轴心上的输入轴62和输出轴63、以及在输入轴62和输出轴63的轴心上从前侧(驱动源侧)按顺序布置的第一、第二、第三、第四齿轮组pg1、pg2、pg3、pg4。同样地，第五实施方式所涉及的自动变速器70(图9)具有设置在同一轴心上的输入轴72和输出轴73、以及在输入轴72和输出轴73的轴心上从前侧(驱动源侧)按顺序布置的第一、第二、第三、第四齿轮组pg1、pg2、pg3、pg4。

第四、第五实施方式所涉及的自动变速器60、70具有被追加到所述第一实施方式的自动变速器10中的作为摩擦接合单元的第四离合器cl4。第四离合器cl4被设置在变速器壳(61或71)内的第四齿轮组pg4的后侧近傍亦即轴向的最靠驱动源侧的相反侧。有关自动变速器60、70的第一至第三离合器cl1至cl3、第一、第二制动器br1、br2，各转动构件的连结关系或基于摩擦接合单元而实现的转动构件间或变速器壳与转动构件间的分离接合关系等与所述第三实施方式所涉及的自动变速器10相同。

此处，在图8所示的第四实施方式的自动变速器60的情况下，第四离合器cl4使第四齿圈r4与第四行星架c4及输出轴63离合。即，第四离合器cl4具有：与输出轴63结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；与第四齿圈r4结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了压接毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板而沿轴向被进退驱动的活塞p6。

此外，第四实施方式的自动变速器60中，变速器壳61具有：从其后端部的内周面61b向径向内侧延伸的环状的后侧纵壁部w9；从后侧纵壁部w9的内周端向前方延伸的圆筒状的后侧圆筒壁部w10。活塞p6被收容于在后侧圆筒壁部w10的径向外侧以从后侧纵壁部w9向后方延伸的方式形成的室体。后侧纵壁部w9及后侧圆筒壁部w10中形成有用于将液压供应给由所述室体划分而成的液压室f6的油道q。

另一方面，在图9所示的第五实施方式的自动变速器70的情况下，第四离合器cl4使第四太阳轮s4与第四行星架c4及输出轴73离合。即，第四离合器cl4具有：与连结后侧第一太阳轮s1b和第四太阳轮s4的动力传递构件75结合的可转动的内侧保持构件；与内侧保持构件的外周面卡合的毂侧摩擦板；与第四行星架c4及输出轴73结合的可转动的外侧保持构件；与外侧保持构件的内周面卡合的鼓侧摩擦板；为了将毂侧摩擦板和鼓侧摩擦板压接而沿轴向被进退驱动的活塞p6。

此外，第五实施方式的自动变速器70中，变速器壳71具有：从其后端部的内周面71b向径向内侧延伸的环状的后侧纵壁部w11；从后侧纵壁部w11的内周端向前方延伸的圆筒状的后侧圆筒壁部w12。活塞p6被收容于在后侧圆筒壁部w12的径向外侧以从后侧纵壁部w11向后方延伸的方式形成的室体。后侧纵壁部w11及后侧圆筒壁部w12中形成有用于将液压供应给由所述室体划分而成的液压室f6的油道r。

根据具有以上结构的第四、第五实施方式所涉及的自动变速器60、70，如图10的接合表所示，基于相对于液压室p1至p6的液压的供排控制，六个摩擦接合单元(cl1、cl2、cl3、cl4、br1、br2)中特定的三个摩擦接合单元有选择地被接合，从而形成一至九档的前进档和倒档中的任一档位。

具体而言，第一离合器cl1、第一制动器br1、第二制动器br2被接合时形成一档，第二离合器cl2、第一制动器br1、第二制动器br2被接合时形成二档，第二离合器cl2、第四离合器cl4、第二制动器br2被接合时形成三档，第一离合器cl1、第二离合器cl2、第二制动器br2被接合时形成四档，第二离合器cl1、第三离合器cl3、第二制动器br2被接合时形成五档，第一离合器cl1、第三离合器cl3、第二制动器br2被接合时形成六档，第一离合器cl1、第二离合器cl2、第三离合器cl3被接合时形成七档，第一离合器cl1、第三离合器cl3、第一制动器br1被接合时形成八档，第二离合器cl2、第三离合器cl3、第一制动器br1被接合时形成九档，第三离合器cl3、第一制动器br1、第二制动器br2被接合时形成倒档。

根据上述第四、第五实施方式所涉及的自动变速器60、70，与所述第三实施方式所涉及的自动变速器10同样地输入轴62、72穿通于双太阳轮型的第一齿轮组pg1的前侧第一太阳轮s1a的内侧(中心部)，输出轴63、73始终与第四齿轮组pg4连结，因此，能够避免因传递大的转矩而直径被加大的输出轴63、73通过分割太阳轮的内侧所导致的行星齿轮组的直径增大的情况。因此，能够缩小包围着第四齿轮组pg4的部分的变速器壳41的直径而形成减径部61x、71x，与假如将第四齿轮组pg4设为双太阳轮型时(此时的变速器壳在图8、图9中以双点划线l表示)相比，能够缩小自动变速器60、70的输出侧的端部的径向尺寸。

而且，根据第四、第五实施方式，基于追加第四离合器cl4，能够实现自动变速器60、70的进一步的多档化，通过根据图10所示的接合表来接合摩擦接合单元，能够实现各变速档的齿轮比得以被恰当地设定的九个档的前进档和一个档的倒档的变速模式。

最后，对所述各实施方式中所公开的特征结构及基于该特征结构的作用效果进行总结说明。

所述实施方式的自动变速器，包括：输入轴，与驱动源连结；输出轴，设置在所述输入轴的驱动源侧的相反侧，与该输入轴处于同一轴心上；第一行星齿轮组，具有第一太阳轮、第一行星架及第一齿圈；第二行星齿轮组，设置在所述第一行星齿轮组的驱动源侧的相反侧，具有第二太阳轮、第二行星架及第二齿圈；第一制动器，设置在所述第一行星齿轮组的驱动源侧；变速器壳，将所述第一、第二行星齿轮组及所述第一制动器收容于内部；其中，所述第一太阳轮具有驱动源侧的第一分割太阳轮和驱动源侧的相反侧的第二分割太阳轮，所述第一分割太阳轮连结于所述第一制动器，并且在该第一制动器的接合时被固定于所述变速器壳，所述第二分割太阳轮始终连结于所述第二太阳轮，所述输入轴通过所述第一分割太阳轮的内侧及该第一分割太阳轮与所述第二分割太阳轮之间而始终连结于所述第一行星架，所述输出轴始终连结于所述第二行星架。

根据该结构，由于输入轴穿通于第一行星齿轮组中的第一分割太阳轮的内侧，而且输出轴始终连结于第二行星齿轮组，因此能够避免因传递大的转矩而直径被加大的输出轴通过分割太阳轮的内侧所导致的行星齿轮组的直径增大的情况，能够抑制该自动变速器的输出侧的端部的径向尺寸增大或因此而引起的fr车中的驾驶席及助手席的可居性恶化的情况。

此情况下，虽然输入轴穿通于分割太阳轮的内侧，不过，由于输入轴的传递转矩比输出轴小而可以设定为小直径，因此，第一行星齿轮组的直径增大较少，因而还能够抑制该自动变速器的输入侧的直径增大。

所述自动变速器中较为理想的是，还包括：第三行星齿轮组，具有第三太阳轮、第三行星架及第三齿圈；第四行星齿轮组，具有第四太阳轮、第四行星架及第四齿圈；第一离合器、第二离合器及第三离合器；第二制动器；其中，所述第一齿圈与所述第三太阳轮始终连结，所述第二行星架与所述第三行星架始终连结，所述第二齿圈与所述第四行星架始终连结，所述第一离合器使所述第四太阳轮与所述输入轴及所述第一行星架离合，所述第二离合器使所述第四太阳轮与所述第一齿圈及所述第三太阳轮离合，所述第三离合器使所述第四太阳轮与所述第三齿圈离合，所述第二制动器使所述第四齿圈与所述变速器壳离合。

根据该结构，能够更具体地实现可获得前述效果的自动变速器。

所述结构中更较为理想的是，所述第一离合器、所述第一制动器及所述第二制动器被接合时形成一档，所述第二离合器、所述第一制动器及所述第二制动器被接合时形成二档，所述第一离合器、所述第二离合器及所述第二制动器被接合时形成三档，所述第二离合器、所述第三离合器及所述第二制动器被接合时形成四档，所述第一离合器、所述第三离合器及所述第二制动器被接合时形成五档，所述第一离合器、所述第二离合器及所述第三离合器被接合时形成六档，所述第一离合器、所述第三离合器及所述第一制动器被接合时形成七档，所述第二离合器、所述第三离合器及所述第一制动器被接合时形成八档，所述第三离合器、所述第一制动器及所述第二制动器被接合时形成倒档。

根据该结构，能够实现各变速档的齿轮比得以被恰当地设定的八个档的前进档和一个档的倒档的变速模式。

所述自动变速器还可以包括：第四离合器，使所述第二太阳轮与所述第二行星架及所述输出轴离合或者使所述第二齿圈与所述第二行星架及所述输出轴离合。

根据该结构，通过追加第四离合器，能够进一步使自动变速器实现多档化。

在追加了所述第四离合器的结构中更为理想的是，所述第一离合器、所述第一制动器及所述第二制动器被接合时形成一档，所述第二离合器、所述第一制动器及所述第二制动器被接合时形成二档，所述第二离合器、所述第四离合器及所述第二制动器被接合时形成三档，所述第一离合器、所述第二离合器及所述第二制动器被接合时形成四档，所述第二离合器、所述第三离合器及所述第二制动器被接合时形成五档，所述第一离合器、所述第三离合器及所述第二制动器被接合时形成六档，所述第一离合器、所述第二离合器及所述第三离合器被接合时形成七档，所述第一离合器、所述第三离合器及所述第一制动器被接合时形成八档，所述第二离合器、所述第三离合器及所述第一制动器被接合时形成九档，所述第三离合器、所述第一制动器及所述第二制动器被接合时形成倒档。

根据该结构，能够实现各变速档的齿轮比得以被恰当地设定的九个档的前进档和一个档的倒档的自动变速器。

产业上的可利用性

如上所述，根据本发明，能够实现可缩小输出侧的端部的径向尺寸的紧凑的纵置式自动变速器，因此，其在这样的车辆用自动变速器或车辆的制造技术领域中具有良好的实用性。