自动变速器及具有该自动变速器的车辆的制作方法

本发明涉及自动变速器领域，尤其是一种自动变速器及具有该自动变速器的车辆。

背景技术：

自动变速器(Automatic Transmission，AT)一般包括多个行星齿轮组、制动器及离合器，多个行星齿轮组、制动器及离合器通过一定的方式连接在一起，当发动机产生的扭矩进入自动变速器时，自动变速器能够根据不同的工作方式多级地改变进入其的扭矩，并将改变后的扭矩向外输出。由机械原理可知，机构具有确定运动的条件是机构动力源的数量等于机构转速自由度数。由于AT是通过不同离合器/制动器的组合结合实现不同挡位，即通过制动器/离合器约束自动变速器的自由度，从而达到减少系统自由度目的，最终保证自动变速器具有确定的运动。也就是说，对于一个系统自由度数为N的单动力源自动变速器，具有确定运动的条件是通过制动器/离合器等操纵元件限制该自动变速器的(N-1)个转速自由度。

一般而言，自动变速器具有的挡位越多，汽车的动力性能及燃油经济性能越好，但是，行星齿轮组数、离合器及制动器的数量，以及传动构件连接情况在一定程度上决定传动方案结构布置的复杂程度。自由度数增多和相邻挡位之间换挡变换的操纵元件数量增多，都将导致控制难度增大，并且自动变速器的体积、效率以及承载能力产生直接的影响。每个挡位的动力传递路线取决于传动方案，应避免出现内部功率循环，将影响各挡位传动效率。

伴随汽车排放法规日渐苛刻的要求以及对燃油经济性要求的提高，自动变速器挡位需求增多。对于行星齿轮组自动变速器，一般通过两种途径增加挡位：一是增加行星齿轮组的数量；二是增加自由度数量，但增加行星齿轮组的数量会显著地增加自动变速器的体积及重量，增加自由度数量容易导致操控元件的增多，增大换挡时的操控难度。为此，寻求一种行星齿轮组和操纵元件数量最佳组合、结构紧凑、传动高效的行星自动变速机构成为各大整车企业或研发机构产品开发的关键。

在现阶段，目前乘用车市场上使用的七速自动变速器主要有以下几种：

一.奔驰7AT方案，其可实现7个前进挡和2个倒挡，该自动变速器包括2个内外啮合单星排、1个复合排(可分解为1个内外啮合单星排和1个内外啮合双星排)，4个制动器和3个离合器。该方案具有7个操纵元件，每个挡位的实现需要结合三个操纵元件，即其为四自由度系统。该产品主要用于搭载奔驰BENZ旗下C200、S500等车型。

二.加特克7AT方案，其可实现7个前进挡和1个倒挡，该自动变速器包括4个内外啮合单星排、4个制动器、3个离合器和2个单向离合器。该方案具有9各操纵元件，每个挡位的实现需要结合三个操纵元件，即其为四自由度系统。该产品主要用于搭载英菲尼迪Q50、QX70等车型。

现有的布设方案虽然能够实现七个挡位的变换，但是该布设方案导致产品的自由度较多，操控元件较多，换挡时的控制较为复杂。

技术实现要素：

本发明的目的在于提供一种自动变速器及具有该自动变速器的车辆，该自动变速器具有三个自由度，需求的操控元件较少，降低了控制难度。

本发明提供一种自动变速器，包括输入轴、箱体、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。第一制动器、第二制动器、第三制动器、第四制动器、第一离合器、第二离合器及输出轴；

所述第一行星齿轮组包括第一太阳轮、第一行星轮、第一齿圈及第一行星架，所述第一行星轮可旋转地支撑于所述第一行星架上，且所述第一行星轮位于所述第一太阳轮与第一齿圈之间，并与所述第一太阳轮及所述第一齿圈啮合；

所述第二行星齿轮组包括第二太阳轮、第二行星轮、第二齿圈及第二行星架，所述第二行星轮可旋转地支撑于所述第二行星架上，且所述第二行星轮位于所述第二太阳轮与第二齿圈之间，并与所述第二太阳轮及所述第二齿圈啮合；

所述第三行星齿轮组包括第三太阳轮、第三行星轮、第三齿圈及第三行星架，所述第三行星轮可旋转地支撑于所述第三行星架上，且所述第三行星轮位于所述第三太阳轮与第三齿圈之间，并与所述第三太阳轮及所述第三齿圈啮合；

所述第四行星齿轮组包括第四太阳轮、第四行星轮、第四齿圈及第四行星架，所述第四行星轮可旋转地支撑于所述第四行星架上，且所述第四行星轮位于所述第四太阳轮与第四齿圈之间，并与所述第四太阳轮及所述第四齿圈啮合；

所述第一齿圈与所述第二行星架相连，所述第一太阳轮与所述第二太阳轮相连，所述第二齿圈与所述第三行星架相连，所述第三行星架与所述第四行星架相连，所述第三太阳轮与所述第四齿圈相连，所述输入轴与所述第三太阳轮及第四齿圈相连，所述输出轴与所述第一行星架相连；

所述第一太阳轮及所述第二太阳轮通过所述第一制动器与所述箱体相连，所述第一齿圈及所述第二行星架通过所述第二制动器与所述箱体相连，所述第三齿圈通过所述第三制动器与所述箱体相连，所述第四太阳轮通过所述第四制动器与所述箱体相连；

所述输入轴通过所述第一离合器与所述第二行星架相连，所述第二离合器可选择地使所述第三行星齿轮组及所述第四行星齿轮组作为一整体进行旋转。

进一步地，所述第一行星齿轮组、所述第二行星齿轮组、所述第三行星齿轮组及所述第四行星齿轮组依次布设，所述输入轴的输入端及所述输出轴的输出端均位于所述第一行星齿轮组远离所述第二行星齿轮组所在方向的一侧。

进一步地，所述第一制动器位于所述第一行星齿轮组远离所述第二行星齿轮组所在的一侧，所述第二制动器位于所述第一行星齿轮组与所述第二行星齿轮组之间，所述第三制动器与所述第三行星齿轮组位于沿垂直于所述输入轴的轴向的同一截面上，所述第四制动器位于所述第四行星齿轮组远离所述第三行星齿轮组所在的一侧，所述第一离合器位于所述第二行星齿轮组及所述第三行星齿轮组之间。

进一步地，所述输入轴通过所述第二离合器与所述第二齿圈及所述第三行星架相连。

进一步地，所述第二离合器设置于所述第二行星齿轮组与所述第三行星齿轮组之间。

进一步地，所述第二离合器设置于所述第四太阳轮与所述第四行星架之间，所述第二离合器位于所述第四行星齿轮组远离所述第三行星齿轮组所在的一侧。

进一步地，所述第二离合器位于所述第三齿圈与所述第三行星架之间，或所述第四齿圈与所述第四行星架之间，或所述第四齿圈与所述第四太阳轮之间。

进一步地，所述第二离合器位于所述第三行星齿轮组与所述第四行星齿轮组之间。

进一步地，所述自动变速器位于一挡时，所述第一制动器及所述第三制动器处于闭合状态；所述自动变速器位于二挡时，所述第一制动器及所述第四制动器处于闭合状态；所述自动变速器位于三挡时，所述第一制动器及所述第二离合器处于闭合状态；所述自动变速器位于四挡时，所述第一制动器及所述第一离合器处于闭合状态；所述自动变速器位于五挡时，所述第一离合器及所述第二离合器处于闭合状态；所述自动变速器位于六挡时，所述第四制动器及所述第一离合器处于闭合状态；所述自动变速器位于七挡时，所述第三制动器及所述第一离合器处于闭合状态；所述自动变速器位于倒一挡时，所述第二制动器及所述第三制动器处于闭合状态；所述自动变速器位于倒二挡时，所述第二制动器及所述第四制动器处于闭合状态；所述自动变速器位于倒三挡时，所述第二制动器及所述第二离合器处于闭合状态。

本发明还提供了一种车辆，所述车辆包括本发明所提供的自动变速器。

综上所述，本发明通过四个行星齿轮组、四个制动器及两个离合器的合理布设，使本发明提供的自动变速器具有七个前进挡及三个倒挡，在保证其传动效率及行星轮转速的前提下，由于该自动变速器仅具有三个自由度，因此通过两个元件的控制，即可完成挡位的控制，操控元件较少，降低了控制难度。

上述说明仅是本发明技术方案的概述，为了能够更清楚了解本发明的技术手段，而可依照说明书的内容予以实施，并且为了让本发明的上述和其他目的、特征和优点能够更明显易懂，以下特举较佳实施例，并配合附图，详细说明如下。

附图说明

图1为本发明第一实施例提供的自动变速器的结构示意图。

图2为图1所示的自动变速器在一挡时的传动路线示意图。

图3图1所示的自动变速器在二挡时的传动路线示意图。

图4图1所示的自动变速器在三挡时的传动路线示意图。

图5图1所示的自动变速器在四挡时的传动路线示意图。

图6图1所示的自动变速器在五挡时的传动路线示意图。

图7图1所示的自动变速器在六挡时的传动路线示意图。

图8图1所示的自动变速器在七挡时的传动路线示意图。

图9图1所示的自动变速器在倒一挡时的传动路线示意图。

图10图1所示的自动变速器在倒二挡时的传动路线示意图。

图11图1所示的自动变速器在倒三挡时的传动路线示意图。

图12为本发明第二实施例提供的自动变速器的结构示意图。

图13为本发明第三实施例提供的自动变速器的结构示意图。

图14为本发明第四实施例提供的自动变速器的结构示意图。

图15为本发明第五实施例提供的自动变速器的结构示意图。

具体实施方式

为更进一步阐述本发明为达成预定发明目的所采取的技术手段及功效，以下结合附图及较佳实施例，对本发明进行详细说明如下。

本发明提供了一种自动变速器及具有该自动变速器的车辆，该自动变速器具有三个自由度，需求的操控元件较少，降低了控制难度。

图1为本发明第一实施例提供的自动变速器的结构示意图，如图1所示，本发明第一实施例提供的自动变速器包括输入轴11、箱体21、第一行星齿轮组30、第二行星齿轮组40、第三行星齿轮组50、第四行星齿轮组60、第一制动器71、第二制动器72、第三制动器73、第四制动器74、第一离合器81、第二离合器82及输出轴12。

第一行星齿轮组30包括第一太阳轮31、第一行星轮32、第一齿圈33及第一行星架34，第一行星轮32可以通过滚动或滑动轴承可旋转地支撑于第一行星架34上，且第一行星轮32位于第一太阳轮31及第一齿圈33之间，并与第一太阳轮31及第一齿圈33啮合。

第二行星齿轮组40包括第二太阳轮41、第二行星轮42、第二齿圈43及第二行星架44，第二行星轮42可以通过滚动或滑动轴承可旋转地支撑于第二行星架44上，且第二行星轮42位于第二太阳轮41及第二齿圈43之间，并与第二太阳轮41及第二齿圈43啮合。

第三行星齿轮组50包括第三太阳轮51、第三行星轮52、第三齿圈53及第三行星架54，第三行星轮52可以通过滚动或滑动轴承可旋转地支撑于第三行星架54上，且第三行星轮52位于第三太阳轮51及第三齿圈53之间，并与第三太阳轮51及第三齿圈53啮合。

第四行星齿轮组60包括第四太阳轮61、第四行星轮62、第四齿圈63及第四行星架64，第四行星轮62可以通过滚动或滑动轴承可旋转地支撑于第四行星架64上，且第四行星轮62位于第四太阳轮61及第四齿圈63之间，并与第四太阳轮61及第四齿圈63啮合。

第一齿圈33可以通过花键、焊接或一体成型等方式直接与第二行星架44相连，第一太阳轮31可以通过花键、焊接或一体成型等方式与第二太阳轮41相连，第二齿圈43可以通过花键、焊接或一体成型等方式直接与第三行星架54相连，第三行星架54可以通过花键、焊接或一体成型等方式直接与第四行星架64相连，第三太阳轮51可以通过花键、焊接或一体成型等方式直接与第四齿圈63相连。

输入轴11可以通过花键、焊接或一体成型等方式直接与第三太阳轮51及第四齿圈63相连，将动力元件如液压变矩器输入的动力传递至自动变速器中，在第三行星齿轮组50及第四行星齿轮组60参与动力传输时，该连接方式使第三太阳轮51及第四齿圈63分别在第三行星齿轮组50及第四行星齿轮组60中始终作为动力输入部件。输入自动变速器的动力经各挡位变换后经由第一行星架34后由输出轴12传出，即第一行星架34在第一行星齿轮组30中始终作为动力输出部件。

在本实施例中，第一行星齿轮组30、第二行星齿轮组40、第三行星齿轮组50及第四行星齿轮组60沿输入轴11的动力输入方向依次布设，输入轴11的输入端及输出轴12的输出端均位于第一行星齿轮组30远离第二行星齿轮组40所在方向的一侧。

第一太阳轮31通过第一制动器71与箱体21相连，由于第二太阳轮41与第一太阳轮31相连，故第二太阳轮41同样通过第一制动器71与箱体21相连。即当第一制动器71处于闭合状态时，第一太阳轮31及第二太阳轮41均为静止部件，第一太阳轮31限制第一行星齿轮组30的一个自由度，第二太阳轮41限制第二行星齿轮组40的一个自由度；当第一制动器71处于未闭合状态时，第一太阳轮31及第二太阳轮41均可以转动。

第一齿圈33通过第二制动器72与箱体21相连，由于第一齿圈33与第二行星架44相连，故第二行星架44同样通过第二制动器72与箱体21相连。即当第二制动器72处于闭合状态时，第一齿圈33及第二行星架44均为静止部件，第一齿圈33限制第一行星齿轮组30的一个自由度，第二行星架44限制第二行星齿轮组40的一个自由度；当第二制动器72处于未闭合状态时，第一齿圈33及第二行星架44均可以转动。

第三齿圈53通过第三制动器73与箱体21相连，即当第三制动器73处于闭合状态时，第三齿圈53为静止部件，第三齿圈53限制第三行星齿轮组50的一个自由度；当第三制动器73处于未闭合状态时，第三齿圈53可以转动。

第四太阳轮61通过第四制动器74与箱体21相连，即当第四制动器74处于闭合状态时，第四太阳轮61为静止部件，第四太阳轮61限制第四行星齿轮组60的一个自由度；当第四制动器74处于未闭合状态时，第四太阳轮61可以转动。

在本实施例中，第一制动器71、第二制动器72、第三制动器73及第四制动器74均可以为鼓式制动带或多片式湿式制动器。

输入轴11通过第一离合器81与第二行星架44相连，当第一离合器81处于闭合状态时，动力可以由输入轴11进入第二行星架44；当第一离合器81处于未闭合状态时，输入轴11与第二行星架44断开连接。

输入轴11通过第二离合器82与第三行星架54及第二齿圈43相连，由于输入轴11与第三太阳轮51相连，即当第二离合器82闭合时，第三太阳轮51能够通过第二离合器82与第三行星架54相连，此时，第三行星齿轮组50作为一个整体进行旋转。又由于第三行星架54与第四行星架64相连，第三太阳轮51与第四齿圈63相连，即当第二离合器82闭合时，第四齿圈63能够通过第二离合器82与第四行星架64相连，也就是说，第三行星齿轮组50与第四行星齿轮组60在此时共同作为一个整体进行旋转。

当第一离合器81处于未闭合状态，但第二离合器82处于闭合状态时，输入轴11传递的动力可经由第二离合器82传递至第二齿圈43。当第一离合器81及第二离合器82均处于闭合状态时，整个自动变速器作为一整体进行旋转。

在本实施例中，第一离合器81和第二离合器82可以为多片式湿式离合器或犬牙式离合器。

在本实施例中，第一制动器71位于第一行星齿轮组30远离第二行星齿轮组40所在的一侧，第二制动器72位于第一行星齿轮组30与第二行星齿轮组40之间，以更好地同时对第一齿圈33及第二行星架44进行制动，第三制动器73与第三行星齿轮组50位于沿垂直于输入轴11的轴向方向的同一截面上，第四制动器74位于第四行星齿轮组60远离第三行星齿轮组50所在的一侧，第一离合器81及第二离合器82均位于第二行星齿轮组40及第三行星齿轮组50之间。该布设方式使自动变速器的结构更加的紧凑。

本发明通过对四个制动器及两个离合器的控制，可以使相互连接的四个行星齿轮组具有七个前进挡及三个倒挡，且每个挡位的实现仅需要操纵两个元件，即该自动变速器具有三个自由度。表一为在各个挡位时，制动器以及离合器所处的状态，需要解释的是，当表格中出现黑色实心圈时，表示该离合器或制动器处于闭合状态，当表格为空白时，该离合器或制动器处于未闭合状态。

表一：自动变速器各挡位与各工作元件的对应关系

(其中B1表示第一制动器71、B2表示第二制动器72、B3表示第三制动器73、B4表示第四制动器74、C1表示第一离合器81、C2表示第二离合器82、k1、k2、k3及k4分别为四个行星齿轮组特征参数，其数值等于该行星齿轮组中齿圈与太阳轮的齿数之比)

图2为图1所示的自动变速器在一挡时的传动路线示意图，如图2所示，当本发明提供的自动变速器位于一挡时，第一制动器71及第三制动器73处于闭合状态，由于第一制动器71处于闭合状态，第一太阳轮31及第二太阳轮41均为静止部件，由于第三制动器73处于闭合状态，第三齿圈53为静止部件，输入轴11输入的动力经依次经过第三行星齿轮组50、第二行星齿轮组40及第一行星齿轮组30后通过输出轴12输出，该挡位的动力传输路线如图2中较粗黑色线条所示。此时，该挡位的传动比为：

i1＝(1+k2+k3+k3*k2+k4+k4*k2+k4*k3+k4*k3*k2)/(k4*k3)。

该动力传输路线为：输入轴11→第三太阳轮51→第三行星轮52→第三行星架54→第二齿圈43→第二行星轮42→第二行星架44→第一齿圈33→第一行星轮32→第一行星架34→输出轴12。其中，反作用力通过第一制动器71及第三制动器73传递至箱体21。

图3为图1所示的自动变速器在二挡时的传动路线示意图，如图3所示，当本发明提供的自动变速器处于二挡时，第一制动器71及第四制动器74处于闭合状态，由于第一制动器71处于闭合状态，第一太阳轮31及第二太阳轮41均为静止部件，由于第四制动器74处于闭合状态，第四太阳轮61为静止部件，该挡位的动力传输路线如图3所示，其中，在二挡挡位时本实施例提供的自动变速器的传动比为：

i2＝(1+k1+k3+k1*k3+k4+k4*k1+k4*k3+k4*k1*k3)/(k4*k1*k3)。

该挡位的动力传输路线为：输入轴11→第四齿圈63→第四行星轮62→第四行星架64→第二齿圈43→第二行星轮42→第二行星架44→第一齿圈33→第一行星轮32→第一行星架34→输出轴12。其中反作用力通过第一制动器71及第四制动器74传递至箱体21。

图4为图1所示的自动变速器在三挡时的传动路线示意图，当本发明提供的自动变速器处于三挡时，第一制动器71及第二离合器82处于闭合状态，由于第一制动器71处于闭合状态，第一太阳轮31及第二太阳轮41为静止部件，由于第二离合器82处于闭合状态第三行星齿轮组50及第四行星齿轮组60作为一个整体进行旋转。该挡位的动力传输路线如图4中较粗黑色线条所示，该挡位的传动比为：

i3＝(1+k3+k4+k4*k3)/(k4*k3)。

其动力传输路线为：输入轴11→第三行星齿轮组50及第四行星齿轮组60→第二齿圈43→第二行星轮42→第二行星架44→第一齿圈33→第一行星轮32→第一行星架34→输出轴12。其中反作用力通过第一制动器71传递至箱体21。

图5为图1所示的自动变速器在四挡时的传动路线示意图，当本发明提供的自动变速器处于四挡时，第一制动器71及第一离合器81处于闭合状态，由于第一制动器71处于闭合状态，第一太阳轮31及第二太阳轮41为静止部件，由于第一离合器81处于闭合状态，输入轴11输入的动力可以直接通过第一离合器81进入第二行星架44。该挡位的动力传输路线如图5中较粗黑色线条所示，该挡位的传动比为：

i4＝(1+k4)/k4。

其动力传递路线为：输入轴11→第一离合器81→第二行星架44→第一齿圈33→第一行星轮32→第一行星架34→输出轴12。其反作用力通过第一制动器71传递至箱体21。

图6为图1所示的自动变速器在五挡时的传动路线示意图，当本发明提供的自动变速器处于五挡时，第一离合器81及第二离合器82处于闭合状态，由于第一离合器81及第二离合器82均处于闭合状态，第一行星齿轮组30、第二行星齿轮组40、第三行星齿轮组50及第四行星齿轮组60共同作为一个整体进行旋转，即该挡位为直接挡，该挡位的动力传输路线如图5较粗黑色线条所示，其中该挡位的传动比为1。

图7为图1所示的自动变速器在六挡时的传动路线示意图，当本发明提供的自动变速器处于六挡时，第四制动器74及第一离合器81处于闭合状态，由于第四制动器74处于闭合状态，第四太阳轮61为静止部件，由于第一离合器81处于闭合状态，输入轴11输入的动力可以经由第一离合器81进入第二行星架44。因此，在该挡位中，输入轴11的动力可以经过第一次分流分别传入第四齿圈63以及第二行星架44，并在第二行星架44处进行第一次汇流。由于第一太阳轮31与第二太阳轮41相连，二者一起旋转，因此动力会在第二行星架44处进行第二次分流分别经第一齿圈33及第一太阳轮31，在第一行星架34处进行第二次汇流，并通过输出轴12传出。该挡位的动力传输路线如图7中较粗黑色线条所示，其传动比为：

i6＝(1+k1+k4+k4*k1)/(1+k1+k3+k4+k4*k1)。

其传递路线为：

第一次分流以及汇流：①输入轴11→第四齿圈63→第四行星轮62→第四行星架64→第三行星架54→第二齿圈43→第二行星轮42→第二行星架44；②输入轴11→第一离合器81→第二行星架44。

第二次分流以及汇流：①第二行星架44→第一齿圈33→第一行星轮32→第一行星架34；②第二行星架44→第二行星轮42→第二太阳轮41→第一太阳轮31→第一行星轮32→第一行星架34。第二次汇流后的动力从输出轴12输出。

图8为图1所示的自动变速器在七挡时的传动路线示意图，当本发明提供的自动变速器位于七挡时，第三制动器73及第一离合器81处于闭合状态，由于第三制动器73处于闭合状态，第三齿圈53为静止部件，由于第一离合器81处于闭合状态，输入轴11输入的动力可以经由第一离合器81传递至第二行星架44。在该挡位中，输入轴11输入的动力可以经由第一次分流进入第三太阳轮51以及经过第一离合器81进入第二行星架44，并在第二行星架44处进行第一次汇流。与六挡相同地，由于第一太阳轮31与第二太阳轮41相连，因此其会在第二行星架44处进行第二次分流，并在第一行星架34处进行第二次汇流，最后将动力从输出轴12输出。该挡位的动力传输路线如图8中较粗黑色线条所示，其传动比为：

i7＝(1+k2+k4+k4*k2)/(1+k2+k3*k2+k4+k4*k2)。

该挡位的动力传输路线如下所示：第一次分汇流：①输入轴11→第三太阳轮51→第三行星轮52→第三行星架54→第二齿圈43→第二行星轮42→第二行星架44；②输入轴11→第一离合器81→第二行星架44。

第二次分流以及汇流：①第二行星架44→第一齿圈33→第一行星轮32→第一行星架34；②第二行星架44→第二行星轮42→第二太阳轮41→第一太阳轮31→第一行星轮32→第一行星架34。第二次汇流后的动力从输出轴12输出。

图9为图1所示的自动变速器在倒一挡时的传动路线示意图，当本发明提供的自动变速器处于倒一挡时，第二制动器72及第三制动器73处于闭合状态，由于第二制动器72处于闭合状态，因此第一齿圈33及第二行星架44均为静止部件，由于第三制动器73处于闭合状态，因此第三齿圈53为静止部件，输入轴11传输的动力可以直接进入第三太阳轮51，并经过第三行星齿轮组50、第二行星齿轮组40及第一行星齿轮组30后由输出轴12传出。该挡位的动力传输路线如图9中较粗黑色线条所示，该挡位的自动变速器的传动比为：

iR1＝-(1+k2+k4+k4*k2)/k3

该挡位的动力传输路线如下所示：

输入轴11→第三太阳轮51→第三行星轮52→第三行星架54→第二齿圈43→第二行星轮42→第二太阳轮41→第一太阳轮31→第一行星轮32→第一行星架34→输出轴12。

图10为图1所示的自动变速器在倒二挡时的传动路线示意图，当本发明提供的自动变速器处于倒二挡时，第二制动器72及第四制动器74处于闭合状态，由于第二制动器72处于闭合状态，因此第一齿圈33及第二行星架44为静止部件，由于第四制动器74处于闭合状态，因此第四太阳轮61为静止部件。输入轴11输入的动力直接进入第四齿圈63，并经由第四行星齿轮组60、第二行星齿轮组40及第一行星齿轮组30传递至输出轴12。该挡位的动力传输路线如图10中较粗的黑色线条所示，该挡位下自动变速器的传动比为：

iR2＝-(1+k1+k4+k4*k1)/(k3*k1)。

其动力传输路线为：输入轴11→第四齿圈63→第四行星轮62→第四行星架64→第三行星架54→第二齿圈43→第二行星轮42→第二太阳轮41→第一太阳轮31→第一行星轮32→第一齿圈33→输出轴12。

图11为图1所示的自动变速器在倒三挡时的传动路线示意图，当本发明提供的自动变速器处于倒三挡时，第二制动器72及第二离合器82处于闭合状态。由于第二制动器72处于闭合状态，第一齿圈33及第二行星架44为静止部件，由于第二离合器82处于闭合状态，第三行星齿轮组50及第四行星齿轮组60作为一个整体进行旋转。该挡位的动力传输路线如图11中较粗黑色线条所示，其传动比为：

iR3＝-(1+k4)/k3。

其动力传输路线为：输入轴11→第三行星齿轮组50及第四行星齿轮组60→第二齿圈43→第二行星轮42→第二太阳轮41→第一太阳轮31→第一行星轮32→第一行星架34→输出轴12。

本发明通过四个行星齿轮组、四个制动器及两个离合器的合理布设，使本发明提供的自动变速器具有七个前进挡及三个倒挡，在保证其传动效率及行星轮转速的前提下，由于该自动变速器仅具有三个自由度，因此通过两个元件的控制，即可完成挡位的控制，操控元件较少，降低了控制难度。

可以理解地，在本发明的各挡位的动力传输路线中，第二离合器82的主要作用是可选择地使第三行星齿轮组50及第四行星齿轮组60结合为一体进行旋转，因此第二离合器82的位置并不限于第一实施例所示的情况，其可以位于第三行星齿轮组50的第三太阳轮51、第三行星架54及第三齿圈53的任意两者之间，或第四行星齿轮组60的第四太阳轮61、第四行星架64及第四齿圈63的任意两者之间。由于第三太阳轮51与第四齿圈63相连，第三行星架54与第四行星架64相连，因此第二离合器82的位置除了实施例一中的位置外，还有其它四种情况。

图12为本发明第二实施例提供的自动变速器的结构示意图，如图12所示，本实施例提供的自动变速器与实施例一的结构及控制逻辑基本相同，其不同之处在于，在本实施例中，第二离合器82设置于第四行星架64及第四太阳轮61之间。在本实施例中，第二离合器82位于第四行星齿轮组60远离第三行星齿轮组50所在的一侧，即位于自动变速器的后部，以使自动变速器的结构更加紧凑。

图13为本发明第三实施例提供的自动变速器的结构示意图，图14为本发明第四实施例提供的自动变速器的结构示意图，图15为本发明第五实施例提供的自动变速器的结构示意图，如图13至图15所示，在第三实施例、第四实施例及第五实施例中，第二离合器82分别位于第三齿圈53与第三行星架54之间、第四齿圈63与第四行星架64之间、第四齿圈63与第四太阳轮61之间。在上述三个实施例中，第二离合器82设置于第三行星齿轮组50与第四行星齿轮组60之间，以使自动变速器的结构更加紧凑。

综上所述，本发明通过四个行星齿轮组、四个制动器及两个离合器的合理布设，使本发明提供的自动变速器具有七个前进挡及三个倒挡，在保证其传动效率及行星轮转速的前提下，由于该自动变速器仅具有三个自由度，因此通过两个元件的控制，即可完成挡位的控制，操控元件较少，降低了控制难度。

本发明还提供了一种车辆，该车辆包括上述的自动变速器，关于该车辆的其他结构可以参见现有技术，在此不再赘述。

以上所述，仅是本发明的较佳实施例而已，并非对本发明作任何形式上的限制，虽然本发明已以较佳实施例揭露如上，然而并非用以限定本发明，任何熟悉本专业的技术人员，在不脱离本发明技术方案范围内，当可利用上述揭示的技术内容作出些许更动或修饰为等同变化的等效实施例，但凡是未脱离本发明技术方案内容，依据本发明的技术实质对以上实施例所作的任何简单修改、等同变化与修饰，均仍属于本发明技术方案的范围内。