自动变速器的制作方法

本发明涉及适用于具有变速级的多级化请求及齿轮比宽度的宽广化请求的车辆的变速装置的自动变速器。

背景技术：

目前已知有如下的自动变速器，即，对四个单小齿轮行星齿轮使用作为摩擦元件的三个制动器和三个离合器，通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，实现前进9速的变速级(例如，参照专利文献1)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：(日本)专利第5492217号公报

发明所要解决的课题

但是，现有的自动变速器中，虽然通过4个行星、6个摩擦元件实现前进9速的变速级，但存在具有实现作为目标功能的性能请求时，齿轮比的选择自由度低的课题。

在此，实现作为目标功能的性能请求是例如为了实现越野行驶而要设定超低挡齿轮比的请求、为了提高高速巡航时的燃耗率性能要平衡良好地缩小所有的级间比的请求等。

技术实现要素：

本发明是鉴于上述课题而创立的，其目的在于，提供一种自动变速器，其通过简单的结构变更提高齿轮比的选择自由度，由此，提高对实现作为目标功能的性能请求的对应性。

用于解决课题的方案

为了实现上述目的，本发明中，作为行星齿轮，具备：第一行星齿轮、第二行星齿轮、第三行星齿轮和第四行星齿轮。作为摩擦元件，具备：第一制动器、第二制动器、第三制动器、第一离合器、第二离合器、第三离合器。而且，通过六个摩擦元件中的、三个同时联接的组合，实现前进9速的变速级。

该自动变速器中，追加第四制动器，该第四制动器相对于变速箱可固定将第一行星齿轮的第一齿圈和第二行星齿轮的第二行星齿轮架连结的连结构件。

通过七个摩擦元件中的、包含第四制动器的联接的三个同时联接的组合，追加至少一个变速级，实现前进10速以上的变速级。

发明效果

因此，通过对第一制动器、第二制动器、第三制动器、第一离合器、第二离合器和第三离合器追加了第四制动器的七个摩擦元件中的、包含第四制动器的联接的三个同时联接的组合，追加至少一个变速级，实现前进10速以上的变速级。

即，通过4个行星、6个摩擦元件实现前进9速的变速级的自动变速器中，仅通过追加一个第四制动器(摩擦元件)的简单的结构变更，就同时对前进9速的变速级追加至少一个新的变速级。通过该前进10速以上的变速级，可以提高齿轮比的选择自由度，提高对性能请求的对应性，且实现目标功能。其结果，通过简单的结构变更提高齿轮比的选择自由度，由此，可以提高对实现目标功能的性能请求的对应性。

附图说明

图1是表示实施例1的自动变速器的概略图；

图2是表示实施例1的自动变速器中通过七个摩擦元件中的三个同时联接的组合，实现前进11速及后退1速的联接表的图；

图3是表示实施例1的自动变速器中新追加的第四制动器的安装状态的变速器的局部剖面图；

图4是表示实施例1的自动变速器中形成了将新追加的第四制动器的驱动板进行花键嵌合的花键嵌合槽的第一连结构件的半剖面图；

图5是表示实施例1的自动变速器中新追加的第一速级下的摩擦元件的联接状态的概略图；

图6是表示实施例1的自动变速器中新追加的第一速级下的相对于六个旋转构件的转速关系的转速线图(共线图)；

图7是表示实施例1的自动变速器中新追加的第九速级下的摩擦元件的联接状态的概略图；

图8是表示实施例1的自动变速器中新追加的第九速级下的相对于六个旋转构件的转速关系的转速线图(共线图)；

图9是表示比较例的自动变速器中的各变速级下的齿轮比表与级间比表的一例的图；

图10是表示比较例的自动变速器中的减速比相对于变速级的关系的减速比特性图；

图11是表示比较例的自动变速器中的级间比相对于变速级的关系的级间比特性图；

图12是表示实施例1的自动变速器中的各变速级下的齿轮比表与级间比表的一例的图；

图13是表示实施例1的自动变速器中的减速比相对于变速级的关系的减速比特性图；

图14是表示实施例1的自动变速器中的级间比相对于变速级的关系的级间比特性图；

图15是表示变速级转换成高变速级时由发动机转速和发动机输出扭矩产生的动作点轨迹的比较特性的燃耗率映像图。

具体实施方式

以下，基于附图所示的实施例1说明实现本发明的自动变速器的最佳方式。

实施例1

首先，说明构成。

实施例1中的自动变速器作为车辆的变速装置搭载于发动机汽车或混合动力汽车等中。以下，将实施例1的自动变速器的构成分成“自动变速器的整体构成”、“第四制动器构成”进行说明。

[自动变速器的整体构成]

图1是表示实施例1的自动变速器的概略图。以下，基于图1说明实施例1的自动变速器的整体构成。

实施例1的自动变速器如图1所示，作为行星齿轮，从输入轴in向输出轴out依次具备：第一行星齿轮pg1、第二行星齿轮pg2、第三行星齿轮pg3、第四行星齿轮pg4。

上述第一行星齿轮pg1为单小齿轮型行星齿轮，具有：第一太阳齿轮s1、支承与第一太阳齿轮s1啮合的小齿轮的第一行星齿轮架c1、与小齿轮啮合的第一齿圈r1。

上述第二行星齿轮pg2为单小齿轮型行星齿轮，具有：第二太阳齿轮s2、支承与第二太阳齿轮s2啮合的小齿轮的第二行星齿轮架c2、与小齿轮啮合的第二齿圈r2。

上述第三行星齿轮pg3为单小齿轮型行星齿轮，具有：第三太阳齿轮s3、支承与第三太阳齿轮s3啮合的小齿轮的第三行星齿轮架c3、与小齿轮啮合的第三齿圈r3。

上述第四行星齿轮pg4为单小齿轮型行星齿轮，具有：第四太阳齿轮s4、支承与第四太阳齿轮s4啮合的小齿轮的第四行星齿轮架c4、与小齿轮啮合的第四齿圈r4。

如图1所示，实施例1的自动变速器具备：输入轴in、输出轴out、第一连结构件m1(连结构件)、第二连结构件m2、变速箱tc。而且，作为摩擦元件，具备：第一制动器b1、第二制动器b2、第三制动器b3、第一离合器k1、第二离合器k2、第三离合器k3、第四制动器b4。

上述输入轴in为输入来自驱动源的旋转驱动扭矩的轴，与第一太阳齿轮s1和第四行星齿轮架c4总是连结。而且，输入轴in经由第二离合器k2与第一行星齿轮架c1可断开、连接地连结。

上述输出轴out为传动轴或经由终端齿轮等向驱动轮输出变速后的驱动扭矩的轴，与第三行星齿轮架c3总是连结。而且，输出轴out经由第一离合器k1与第四齿圈r4可断开、连接地连结。

上述第一连结构件m1是将第一行星齿轮pg1的第一齿圈r1和第二行星齿轮pg2的第二行星齿轮架c2不经由摩擦元件而总是连结的构件。

上述第二连结构件m2是将第二行星齿轮pg2的第二齿圈r2、第三行星齿轮pg3的第三太阳齿轮s3和第四行星齿轮pg4的第四太阳齿轮s4不经由摩擦元件而总是连结的构件。

上述第一制动器b1是相对于变速箱tc可卡止第一行星齿轮架c1的旋转的摩擦元件。

上述第二制动器b2是相对于变速箱tc可卡止第三齿圈r3的旋转的摩擦元件。

上述第三制动器b3是相对于变速箱tc可卡止第二太阳齿轮s2的旋转的摩擦元件。

上述第一离合器k1是选择性地连结第四齿圈r4与输出轴out之间的摩擦元件。

上述第二离合器k2是选择性地连结输入轴in与第一行星齿轮架c1之间的摩擦元件。

上述第三离合器k3是选择性地连结第一行星齿轮架c1与第二连结构件m2之间的摩擦元件。

上述第四制动器b4是相对于变速箱tc可卡止第一连结构件m1的旋转的摩擦元件。

图2是表示实施例1的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合来实现前进11速及后退1速的联接表的图。以下，基于图2，说明使实施例1的自动变速器的各变速级成立的变速构成。

如图2所示，第一速级(1st)通过第二制动器b2、第三离合器k3与第四制动器b4的同时联接而实现。如图2所示，第二速级(2nd)通过第二制动器b2、第三制动器b3与第三离合器k3的同时联接而实现。第三速级(3rd)如图2所示，通过第二制动器b2、第二离合器k2与第三离合器k3的同时联接而实现。第四速级(4th)如图2所示，通过第二制动器b2、第三制动器b3和第二离合器k2的同时联接而实现。第五速级(5th)如图2所示，通过第二制动器b2、第三制动器b3与第一离合器k1的同时联接而实现。第六速级(6th)如图2所示，通过第三制动器b3、第一离合器k1与第二离合器k2的同时联接而实现。以上的第一速级～第六速级是齿轮比超过1的减速齿轮比实现的减速驱动变速级。

如图2所示，第七速级(7th)通过第一离合器k1、第二离合器k2与第三离合器k3的同时联接而实现。第八速级(8th)如图2所示，通过第三制动器b3、第一离合器k1与第三离合器k3的同时联接而实现。第九速级(9th)如图2所示，通过第一离合器k1、第三离合器k3与第四制动器b4的同时联接而实现。第十速级(10th)如图2所示，通过第一制动器b1、第一离合器k1与第三离合器k3的同时联接而实现。第十一速级(11th)如图2所示，通过第一制动器b1、第三制动器b3与第一离合器k1的同时联接而实现。后退速级(rev)如图2所示，通过第一制动器b1、第二制动器b2与第三制动器b3的同时联接而实现。以上的第七速级～第十一速级中，第七速级为齿轮比＝1的直接连结级，第八速级～第十一速级是齿轮比不足1的增速齿轮比实现的超速驱动变速级。

另外，从第一速级到第十一速级的变速级中，进行向邻接的变速级的升挡变速时，或进行降挡变速时，如图2所示，设为通过替换变速进行的结构。即，向邻接的变速级的变速时，三个摩擦元件中，在维持两个摩擦元件的联接的状态下，进行一个摩擦元件的释放和一个摩擦元件的联接。

[第四制动器构成]

图3表示实施例1的自动变速器中新追加的第四制动器b4的安装状态，图4表示形成了第四制动器b4的驱动板进行花键嵌合的花键嵌合槽的第一连结构件m1。以下，基于图3及图4说明第四制动器构成。

如图3所示，上述第一连结构件m1为以覆盖第一行星齿轮pg1、第三离合器k3和第二行星齿轮pg2的外周侧的方式配置的圆筒鼓部件，如图4所示，设为保持由大径外周面10和小径外周面11产生的高度差的圆筒鼓形状。在该第一连结构件m1的大径外周面10形成有将后述的第四制动器b4的驱动板40通过花键嵌合而安装的花键嵌合槽12。另外，在大径外周面10的开口端部的内表面形成有将延长至第一齿圈r1的第一连结板13通过花键嵌合而安装的花键嵌合槽14。另外，在小径外周面11的开口端部的内表面形成有将延长至第二行星齿轮架c2的第一连结部件15通过花键嵌合而安装的花键嵌合槽16。而且，在第一连结构件m1开设贯通大径外周面10的花键槽部的第四制动器冷却油孔17，并开设贯通小径外周面11的花键槽部的第四制动器冷却油孔18。此外，在第一连结构件m1的小径外周面11与对置的变速箱tc的内周面之间，如图3所示，配置第三制动器b3。

如图3所示，上述第四制动器b4是组合多枚驱动板40和从动板41，并通过油压工作的第四制动器活塞42进行联接/释放的多板制动器。该第四制动器b4夹装在第一连结构件m1的大径外周面10与对置的变速箱tc的内周面之间。在变速箱tc的内周面形成有将第四制动器b4的从动板41通过花键嵌合而安装的花键嵌合槽50。即，第四制动器b4的驱动板40安装在第一连结构件m1的外周侧所形成的花键嵌合槽12，从动板41安装在变速箱tc的内周侧所形成的花键嵌合槽50。

接着，说明作用。

将实施例1的自动变速器中的作用分成“新追加的变速级下的变速作用”、“比较例和实施例1的齿轮比与级间比的对比作用”、“实施例1的自动变速器中的特征作用”进行说明。

[新追加的变速级下的变速作用]

首先，本发明人等着眼于以下点，即，对为(日本)专利第5492217号公报所记载的4个行星、6个摩擦元件的结构，通过三个同时联接的组合，实现前进9速的变速级的自动变速器，追加一个摩擦元件，由此，可以制作新的齿轮比。

而且，为了使构造尽可能简单，且设计变更少，研究追加一个制动器时，得出适于对第一连结构件m1追加第四制动器b4的结论。这是由于，也研究了对其它构件追加制动器的其它模型，但得知，成为现有齿轮比或成为联锁，因此，没有优点。

而且，追加第四制动器b4，并想定将第四制动器b4联接的变速级时，作为可形成齿轮比的模型(模式pattern)，导出下述的四个模型，对四个模型分别确认齿轮比，即：

(a)将第一离合器k1、第三离合器k3与第四制动器b4联接的变速模型；

(b)将第三制动器b3、第一离合器k1与第四制动器b4联接的变速模型；

(c)将第二制动器b2、第三离合器k3与第四制动器b4联接的变速模型；

(d)将第二制动器b2、第一离合器k1与第四制动器b4联接的变速模型，

上述(a)～(d)中，(b)的变速模型成为与实现前进9速的变速级的自动变速器的第八速级相同的齿轮比。(d)的变速模型成为与实现前进9速的变速级的自动变速器的第四速级相同的齿轮比。即，判明(a)、(c)的两个变速模型可成为新的齿轮比的变速级。

将上述(a)、(c)的两个变速模型共同设为新的变速级，以实现前进11速的变速级，但为实施例1的自动变速器。其中，通过(c)的变速模型追加的是第一速级，该第一速级是比前进9速中的第一速级更低挡侧的超低挡齿轮比变速级。另外，通过(a)的变速模型追加的是第九速级，该第九速级是前进9速中的第七速级的齿轮比与第八速级的齿轮比之间的齿轮比的高挡齿轮比变速级。以下，说明第一速级下的变速作用和第九速级下的变速作用。

(第一速级下的变速作用)

图5表示实施例1的自动变速器中新追加的第一速级下的摩擦元件的联接状态，图6表示新追加的第一速级下的相对于六个旋转构件的转速关系。以下，基于图5及图6，说明第一速级下的变速作用。

第一速级(1st)中，如图5的阴影所示，将第二制动器b2、第三离合器k3和第四制动器b4同时联接。其它摩擦元件为释放状态。

通过第四制动器b4的联接，如图6所示，将第一齿圈r1和第二行星齿轮架c2固定于变速箱tc。通过第三离合器k3的联接，如图6所示，第一行星齿轮架c1、第二齿圈r2、第三太阳齿轮s3和第四太阳齿轮s4成为将输入轴in的输入旋转进行了减速的旋转。通过第二制动器b2的联接，如图6所示，将第三齿圈r3固定于变速箱tc。

因此，在固定了第三齿圈r3的第三行星齿轮pg3中，向第三太阳齿轮s3输入将输入轴in的输入旋转进行了减速的旋转时，剩余的第三行星齿轮架c3成为进一步将第三太阳齿轮s3的旋转进行了减速的旋转，将该减速旋转直接向输出轴out传递，实现第一速的变速级。

(第九速级下的变速作用)

图7表示实施例1的自动变速器中新追加的第九速级下的摩擦元件的联接状态，图8表示新追加的第九速级下的相对于六个旋转构件的转速关系。以下，基于图7及图8，说明第九速级下的变速作用。

第九速级(9th)中，如图7的阴影所示，将第一离合器k1、第三离合器k3和第四制动器b4同时联接。其它摩擦元件为释放状态。

通过第四制动器b4的联接，如图8所示，将第一齿圈r1和第二行星齿轮架c2固定于变速箱tc。通过第三离合器k3的联接，如图8所示，第一行星齿轮架c1、第二齿圈r2、第三太阳齿轮s3和第四太阳齿轮s4成为将输入轴in的输入旋转进行了减速的旋转。通过第一离合器k1的联接，如图8所示，第三行星齿轮架c3和第四齿圈r4成为输出轴out的旋转。

因此，第四行星齿轮pg4中，向第四太阳齿轮s4输入将输入轴in的输入旋转进行了减速的旋转，且向第四行星齿轮架c4输入输入轴in的旋转时，剩余的第四齿圈r4成为将来自输入轴in的转速进行了增速的旋转，该增速旋转直接向输出轴out传递，实现第九速的变速级。

[比较例和实施例1的齿轮比与级间比的对比作用]

图9表示比较例的自动变速器中的各变速级下的齿轮比表和级间比表的一例，图10表示比较例中的减速比特性，图11表示比较例中的级间比特性。以下，基于图9～图11说明比较例中的齿轮比和级间比。此外，将第一行星齿轮pg1～第四行星齿轮pg4的太阳齿轮齿数和齿圈齿数的齿数比分别设为α1、α2、α3、α4时，将α1＝0.4688，α2＝0.4505，α3＝0.4419，α4＝0.4022的情况设为一例。

在此，如(日本)专利第5492217号公报所记载那样，以4个行星、6个摩擦元件的结构，且通过6个摩擦元件中的、三个同时联接的组合实现前进9速的变速级的自动变速器为比较例。在比较例的情况下，如图9所示，1速齿轮比＝5.425，2速齿轮比＝3.263，3速齿轮比＝2.250，4速齿轮比＝1.649，5速齿轮比＝1.221，6速齿轮比＝1.000，7速齿轮比＝0.862，8速齿轮比＝0.713，9速齿轮比＝0.597。将其在图表中表示的是图10，对于作为最低挡变速比的1速齿轮比(＝5.425)，通常行驶中要使用自动变速器的情况没有问题。但是，在恶劣道路行驶中要使用变速器的情况不采用图10的以虚线a表示的区域的超低挡变速级。

在比较例的情况下，如图9所示，1-2级间比＝1.663，2-3级间比＝1.451，3-4级间比＝1.364，4-5级间比＝1.350，5-6级间比＝1.221，6-7级间比＝1.160，7-8级间比＝1.208，8-9级间比＝1.195。将其在图表中表示的是图11，6-7级间比＝1.160，8-9级间比＝1.195，与之相对，如由图11的箭头b所示，7-8级间比＝1.208稍大。因此，在使用超速驱动变速级(第七速级～第九速级)的高速巡航时不能使发动机效率最佳化。

相对于上述比较例的自动变速器，同时施加超低挡变速级的设定功能和高速巡航时的发动机效率的最佳化功能的是实施例1的自动变速器。实施例1中，通过第四制动器b4的联接追加的第一速级是比前进9速中的第一速级更低挡侧的超低挡齿轮比变速级(图12的☆1)。而且，通过第四制动器b4的联接追加的第九速级是前进9速中的第七速级的齿轮比与第八速级的齿轮比之间的齿轮比的高挡齿轮比变速级(图12的☆2)。

图12表示实施例1的自动变速器中的各变速级下的齿轮比表和级间比表的一例，图13表示减速比特性，图14表示级间比特性。以下，基于图12～图14，说明实施例1中的齿轮比和级间比。此外，与比较例同样，以将第一行星齿轮pg1～第四行星齿轮pg4的太阳齿轮齿数和齿圈齿数的齿数比分别设为α1、α2、α3、α4时，设为α1＝0.4688，α2＝0.4505，α3＝0.4419，α4＝0.4022的情况为一例。

实施例1的自动变速器为4个行星、7个摩擦元件的结构，通过7个摩擦元件中的、三个同时联接的组合，实现前进11速的变速级。在实施例1的情况下，如图12所示，1速齿轮比＝10.225，2速齿轮比＝5.425，3速齿轮比＝3.263，4速齿轮比＝2.250，5速齿轮比＝1.649，6速齿轮比＝1.221，7速齿轮比＝1.000，8速齿轮比＝0.862，9速齿轮比＝0.785，10速齿轮比＝0.713，11速齿轮比＝0.597。将其在图表中表示的是图13，如图13的虚线a’中所示，1速齿轮比(＝10.225)成为越野用的超低挡齿轮比，因此，可以应对在恶劣道路行驶中要使用变速器的请求。

在实施例1的情况下，如图12所示，1-2级间比＝1.885，2-3级间比＝1.663，3-4级间比＝1.451，4-5级间比＝1.364，5-6级间比＝1.350，6-7级间比＝1.221，7-8级间比＝1.160，8-9级间比＝1.098，9-10级间比＝1.101，10-11级间比＝1.195。将其在图表中表示的是图14，作为隔着新追加的第九速级的级间比的8-9级间比为1.098，9-10级间比为1.101，如由图14的箭头b’所示，能将从第八速级到第十速级的级间比抑制得较小。因此，在使用超速驱动变速级(第八速级～第十一速级)的高速巡航时，可将发动机效率最佳化。

在此，基于图15说明通过在超速驱动变速级将级间比抑制得较小，在高速巡航时可将发动机效率最佳化的原因。

首先，在发动机转速和发动机输出扭矩的关系特性中，如图15的细实线特性所示，根据多个圆形状特性描绘等燃耗率线特性，越朝向该等燃耗率线特性的中心，燃耗率越好，中心区域(眼珠区域)成为最佳燃耗率区域。与之相对，若是发动机转速和发动机输出扭矩的动作点如图15的粗实线所示那样移动将发动机效率最佳化的意义，则是理想的。

与之相对，在比较例的情况下，级间比稍大，因此，如图15的虚线特性所示，随着换挡的发动机旋转变动也变大。但是，在实施例1的情况下，能将级间比抑制得较小，因此，如图15的实线特性所示，在用于高速巡航的超速驱动变速级中，伴随换挡的发动机旋转变动变小。因此，以超速驱动变速级，将发动机旋转变动抑制得较小，相应地，向理想特性的近似性变高，可使发动机效率最佳化。

[实施例1的自动变速器中的特征作用]

实施例1中设为如下结构，作为摩擦元件，对第一制动器b1、第二制动器b2、第三制动器b3、第一离合器k1、第二离合器k2、第三离合器k3的6个摩擦元件追加了第四制动器b4。而且，通过七个摩擦元件中的、包含第四制动器b4的联接的三个同时联接的组合，追加至少一个变速级，实现前进10速以上的变速级。

即，通过4个行星、6个摩擦元件实现前进9速的变速级的自动变速器中，仅追加一个第四制动器b4的简单的结构变更，同时就能在前进9速的变速级追加新的变速级(例如，第一速级和第九速级的至少一个变速级)。

因此，通过前进10速以上的变速级，可以提高齿轮比的选择自由度，提高对性能请求的对应性，并实现目标功能。

实施例1中，通过七个摩擦元件中、三个同时联接的组合实现前进11速的变速级。设为如下结构，前进11速的变速级中，将通过第四制动器b4的联接而追加的第一速级设为比前进9速中的第一速级更低挡侧的超低挡齿轮比变速级。并且，设为如下结构，将通过第四制动器b4的联接追加的第九速级设为前进9速中的第七速级的齿轮比与第八速级的齿轮比之间的齿轮比的高挡齿轮比变速级。

即，对于为了实现越野行驶而要设定超低挡齿轮比的请求，可以根据比前进9速中的第一速级更靠低挡侧的超低挡齿轮比变速级即第一速级，应对恶劣道路越野请求。另外，对于为了提高高速巡航时的燃耗率性能，要平衡良好地缩小所有的级间比的请求，可以根据前进9速中的第七速级的齿轮比与第八速级的齿轮比之间的齿轮比的高挡齿轮比变速级即第九变速级，应对燃耗率性能提高请求。

因此，仅追加第四制动器b4，就可以新追加两个变速级，而应对恶劣道路越野请求和燃耗率性能提高请求。

实施例1中，将第一连结构件m1设为以覆盖第一行星齿轮pg1和第二行星齿轮pg2的外周侧的方式配置的圆筒鼓部件。而且，第四制动器b4设为夹装于第一连结构件m1的外周面与对置的变速箱tc的内周面之间的结构。

即，新追加设定的第四制动器b4成为面向第一行星齿轮pg1和第二行星齿轮pg2的外周侧且变速箱tc的内周面的位置的配置。因此，不需要其它零件的设计位置变更等，在现有的零件设计的状态下容易地追加设定第四制动器b4。

因此，对于通过六个摩擦元件中、三个同时联接的组合，实现前进9速的变速级的自动变速器，可以容易地追加设定第四制动器b4。

实施例1中，将第四制动器b4设为组合多枚驱动板40和从动板41的多板制动器。而且，设为如下结构，在第一连结构件m1的外周侧形成安装驱动板40的花键嵌合槽12，在变速箱tc的内周侧形成安装从动板41的花键嵌合槽50。

即，在第一连结构件m1的外周侧形成花键嵌合槽12，在变速箱tc的内周侧形成花键嵌合槽50。仅这样，追加设置将驱动板40和从动板41组合多个而形成的多板制动器构造的第四制动器b4。

因此，仅在第一连结构件m1与变速箱tc的对置面形成花键嵌合槽12、50，就可以追加设置多板制动器构造的第四制动器b4。

接着，说明效果。

实施例1的自动变速器中，可得到下述列举的效果。

(1)作为行星齿轮，具备：第一行星齿轮pg1、第二行星齿轮pg2、第三行星齿轮pg3、第四行星齿轮pg4，作为摩擦元件，具备：第一制动器b1、第二制动器b2、第三制动器b3、第一离合器k1、第二离合器k2、第三离合器k3，通过六个摩擦元件中的、三个同时联接的组合实现前进9速的变速级的自动变速器中，追加第四制动器，该第四制动器相对于变速箱tc可固定将第一行星齿轮pg1的第一齿圈r1和第二行星齿轮pg2的第二行星齿轮架c2连结的连结构件(第一连结构件m1)，通过七个摩擦元件中的、包含第四制动器b4的联接的三个同时联接的组合，追加至少一个变速级，实现前进10速以上的变速级。

因此，通过简单的结构变更提高齿轮比的选择自由度，由此，可以提高对实现目标功能的性能请求的对应性。

(2)通过六个摩擦元件中、如图2所示那样三个同时联接的组合，实现前进11速的变速级，将通过第四制动器b4的联接追加的第一速级设为比前进9速中的第一速级更低挡侧的超低挡齿轮比变速级，将通过第四制动器b4的联接追加的第九速级设为上述前进9速中的第七速级的齿轮比与第八速级的齿轮比之间的齿轮比的高挡齿轮比变速级。

因此，在(1)的效果的基础上，仅追加第四制动器b4，就可以新追加两个变速级，应对恶劣道路越野请求和燃耗率性能提高请求。并且，可以通过一个摩擦元件的联接和一个摩擦元件的释放的替换变速实现向邻接级的变速。

(3)将连结构件(第一连结构件m1)设为以覆盖第一行星齿轮pg1和第二行星齿轮pg2的外周侧的方式配置的圆筒鼓部件，第四制动器b4夹装在连结构件(第一连结构件m1)的外周面与对置的变速箱tc的内周面之间。因此，在(1)或(2)的效果的基础上，对通过六个摩擦元件中的、三个同时联接的组合，实现前进9速的变速级的自动变速器，能容易地追加设定第四制动器b4。

(4)将第四制动器b设为组合多枚驱动板40和从动板41的多板制动器，在连结构件(第一连结构件m1)的外周侧形成安装驱动板40的花键嵌合槽12，在变速箱tc的内周侧形成安装从动板41的花键嵌合槽50。

因此，在(3)的效果的基础上，通过在第一连结构件m1与变速箱tc的对置面形成花键嵌合槽12、50，可以追加设置多板制动器构造的第四制动器b4。

以上，基于实施例1说明了本发明的自动变速器，但具体的结构不限于该实施例1，只要不脱离本发明请求范围的各请求项的发明宗旨，就允许设计的变更及追加等。

实施例1中，表示了通过第四制动器b4的追加，而追加新的齿轮比实现的两个变速级，设为前进11速和后退1速的例子。但是，也可以设为通过第四制动器b4的追加而仅追加新的齿轮比实现的两个变速级中的、任一个变速级的例子。

实施例1中，表示了在行驶中，根据例如变速映像进行前进11速和后退1速的变速的自动变速器的例子。但是，也可以设置切换通常行驶模式和恶劣道路行驶模式的选择开关等，在选择通常行驶模式时，设为进行除第一速级以外的前进10速和后退1速的变速的自动变速器，在选择恶劣道路行驶模式时，设为进行包含第一速级的减速驱动侧的变速级的变速的自动变速器。

实施例1中，表示了适用于发动机汽车或混合动力汽车的自动变速器的例子，但不限于这些车辆，也可以适用作以提高电动汽车或燃料电池汽车等的耗电率性能为目标的自动变速器。