自动变速器的制作方法

本发明属于涉及一种安装在车辆上的自动变速器的技术领域。

背景技术：

通常，安装在车辆上的自动变速器具备多个行星齿轮组(行星齿轮机构)、离合器和制动器等多个油压式摩擦接合要素，该自动变速器通过油压控制使上述的摩擦接合要素选择性地接合，由此切换经由所述行星齿轮组的动力传递路径，从而可以实现多个前进变速档和惯例为一个的倒档。

近年来，为了降低发动机的油耗、提高变速性能，要求前进变速档实现多档化，例如提出了如下自动变速器：该自动变速器具备三个行星齿轮组和六个摩擦接合要素，其通过上述的摩擦接合要素中两个摩擦接合要素的接合的组合来实现八个前进档。

但是，在该自动变速器的构成方式下，在各个变速档下都存在四个非接合状态的摩擦接合要素，因此存在如下的可能性，即：自动变速器整体的驱动损失会由于上述的处于非接合状态的摩擦接合要素中的摩擦板之间的滑动阻力或者在摩擦板之间的润滑油的粘性阻力等而增大，从而多档化带来的油耗的降低效果会受到影响。

相对于此，如图18所示，专利文献1中公开了一种自动变速器，该自动变速器具备：四个行星齿轮组PGa、PGb、PGc、PGd；以及五个摩擦接合要素(第一离合器CLa、第二离合器CLb、第三离合器CLc、第一制动器BRa以及第二制动器BRb)，其通过选择性地接合上述的五个摩擦接合要素中的三个，来实现八个前进档。根据上述自动变速器，在各个变速档下处于非接合状态的摩擦接合要素的数量为两个，因此如上所述的驱动损失会得到抑制。

此外，在所述专利文献1中公开的自动变速器中，四个行星齿轮组PGa、PGb、PGc、PGd中的布置在输入侧的两个行星齿轮组PGa、PGb是以在径向内外侧相重叠的方式布置的，由此能够谋求缩小自动变速器的轴向尺寸。

专利文献1：国际公开第2013/117369号小册(pamphlet)

技术实现要素：

-发明要解决的技术问题-

然而，如上所述，在将两个行星齿轮组在径向内外侧相重叠地布置的情况下，如图18所示，上述两个行星齿轮组中的外周侧的行星齿轮组PGb的行星架X将该外周侧的行星齿轮组PGb的行星小齿轮支承为能够旋转。由于该行星小齿轮布置在太阳齿轮Y的外周侧，因此行星架X的直径大于其它行星齿轮组(特别是内周侧的行星齿轮组PGa)的行星架的直径，其中，所述太阳齿轮Y与内周侧的行星齿轮组PGa的齿圈形成为一体。

因此，对所述外周侧的行星齿轮组PGb的行星架X的支承(以及对由行星架X支承的行星小齿轮的支承)会不稳定，伴随于此，对下述齿圈的支承也不稳定，该齿圈布置在比该行星小齿轮更靠外周侧的位置上且直径更大。由此，行星架X、行星小齿轮及其外周侧的齿圈的旋转轴心容易变得不沿自动变速器的轴向延伸而是相对于该轴向倾斜。如果在这种倾斜状态下外周侧的行星齿轮组PGb工作，则外周侧的行星齿轮组PGb中发生齿轮啮合不良，由此会发生如下问题：发生齿轮噪声，或齿轮的耐久性降低。

本发明是鉴于所述问题而完成的。其目的在于：提供一种具有如下所述的新的构成方式的自动变速器，即：在为了缩小自动变速器的轴向尺寸而使两个行星齿轮组在径向内外侧重叠来构成了双排行星齿轮组的情况下，所述自动变速器能够将双排行星齿轮组中的外周侧的行星齿轮组的行星架、行星小齿轮以及齿圈稳定地支承。

一用以解决技术问题的技术方案一

为了达到所述目的，本发明以安装在车辆上的自动变速器作为对象，所述自动变速器在变速器壳内在同轴上具备：与驱动源连结的输入部；输出部；四个行星齿轮组，四个所述行星齿轮组用于形成从所述输入部到所述输出部的多条动力传递路径；以及五个摩擦接合要素，五个所述摩擦接合要素用于选择多条所述动力传递路径中的一条来切换动力传递路径，四个所述行星齿轮组中的两个行星齿轮组构成在径向内外侧重叠而成的双排行星齿轮组，剩余的两个行星齿轮组中的一个行星齿轮组为特定行星齿轮组，所述特定行星齿轮组在所述自动变速器的轴向上与所述双排行星齿轮组相邻而设，所述双排行星齿轮组中的外周侧的行星齿轮组的行星架、所述特定行星齿轮组的行星架以及所述输出部常连结。

根据所述构成方式，使四个行星齿轮组中的两个行星齿轮组在径向内外侧重叠来构成双排行星齿轮组，因此缩小了自动变速器的轴向尺寸。此外，上述双排行星齿轮组中的外周侧的行星齿轮组的行星架、在所述轴向上与该双排行星齿轮组相邻而设的特定行星齿轮组的行星架以及输出部是常连结的，因此，形成了上述两个行星架和输出部在所述轴向上相连结而成的筒状结构体。

该筒状结构体的在所述轴向(与筒状结构体的筒轴方向一致)的尺寸显然比该筒状结构体的各个构成要素中的单个构成要素在所述轴向上的尺寸长，由此，就筒状结构体整体而言，其筒轴难以相对于自动变速器的轴向倾斜。其结果是，对外周侧的行星齿轮组的行星架的支承(以及对由该行星架支承的行星小齿轮的支承)会稳定，由此，对下述齿圈的支承也会稳定，该齿圈布置在比该行星小齿轮更靠外周侧的位置处。由此，在双排行星齿轮组中的外周侧的行星齿轮组中齿轮维持良好的啮合状态，从而抑制由齿轮啮合不良引发的齿轮噪声的发生、齿轮耐久性的降低等。

在所述自动变速器中，优选：所述双排行星齿轮组中的内周侧的行星齿轮组的齿圈和外周侧的行星齿轮组的太阳齿轮互相形成为一体。

这样一来，通过将双排行星齿轮组中的内周侧的行星齿轮组的齿圈和外周侧的行星齿轮组的太阳齿轮互相形成为一体，从而相比将上述齿圈和上述太阳齿轮分别独立地形成后用连结部件连结的构成方式，能够减少部件数量并且能够减小外周侧的行星齿轮组的太阳齿轮的外径，进而能够减小双排行星齿轮组的外径(外周侧的行星齿轮组的齿圈的外径)。

这里，作为将所述齿圈和所述太阳齿轮形成为一体的方式，例如有在一个环状部件的内周面和外周面上分别形成齿圈和太阳齿轮的齿部的方式，除此之外，还有将齿圈的外周面和太阳齿轮的内周面嵌合后通过焊接、热压配合等方法来将齿圈和太阳齿轮成为一体的方式。

在所述自动变速器的一实施方式中，所述五个摩擦接合要素中包括：三个离合器，三个所述离合器根据油压的供给或排出来使内周侧旋转部件与外周侧旋转部件分离或接合，三个所述离合器的外周侧旋转部件互相形成为一体而用作三个所述离合器所共用的外周侧共用旋转部件。

由此，通过在外周侧共用旋转部件的径向内侧装设与各个离合器的内侧旋转部件连结的动力传递部件，能够在使外周侧共用旋转部件的外周侧没有被动力传递部件等覆盖的情况下将该外周侧共用旋转部件直接与变速器壳的内面相对地装设。

由此，能够将油压供给油路从变速器壳直接引向各个离合器而不经由在该离合器的构成部件以外的部件上设置的油路，其中，所述油压供给油路从变速器壳向各个离合器供给油压。这里，例如图18所示的现有自动变速器的第二离合器CLb构成为如下：由于自动变速器的轴向上的两侧和外周侧被行星齿轮组和动力传递部件覆盖，因此向该第二离合器CLb的油压供给是经由通过行星齿轮组的内侧的油路来进行的，所述油路例如为在贯穿行星齿轮组的内侧的轴部件、套筒部件等上设置的油路。相对于此，在各个所述离合器没有被该离合器的构成部件以外的部件覆盖的构成方式下，能够将从变速器壳到各个离合器的油压供给油路经由外周侧共用旋转部件而从变速器壳引向各个离合器，因此能够简化油压供给油路。其结果是，能够使自动变速器更进一步紧凑化，并且能够迅速地将油压的供给或排出，从而提高变速控制的响应性。

在设置有如上所述的外周侧共用旋转部件的情况下，可以为如下：三个所述离合器布置在所述变速器壳内，三个所述离合器与在该变速器壳中设置在所述轴向上的端部的端壁部相邻并且在垂直于所述轴向的径向上互相重叠，从所述变速器壳到各个所述离合器的各条油压供给油路设置为：从该变速器壳的所述端壁部经由所述外周侧共用旋转部件引向各个该离合器的油压室。

此外，在设置有如上所述的外周侧共用旋转部件的情况下，可以为如下：所述变速器壳具有中间壁部，所述中间壁部以向径向延伸的方式设置在该变速器壳中所述轴向上的中间部，所述径向垂直于该轴向，三个所述离合器布置在所述变速器壳内，三个所述离合器与所述中间壁部相邻并且在垂直于所述轴向的径向上互相重叠，从所述变速器壳到各个所述离合器的各条油压供给油路设置为：从该变速器壳的所述中间壁部经由所述外周侧共用旋转部件引向各个该离合器的油压室。

根据上述的构成方式，能够将从变速器壳到各个离合器的油压供给油路集中布置在变速器壳的端壁部或者中间壁部，从而具体实现对各条油压供给油路的简化。

优选的构成方式如下：在所述自动变速器中，四个所述行星齿轮组是均为单级型的第一行星齿轮组、第二行星齿轮组、第三行星齿轮组以及第四行星齿轮组，所述第一行星齿轮组具有第一太阳齿轮、第一行星架以及第一齿圈，所述第二行星齿轮组具有第二太阳齿轮、第二行星架以及第二齿圈，所述第三行星齿轮组具有第三太阳齿轮、第三行星架以及第三齿圈，所述第四行星齿轮组具有第四太阳齿轮、第四行星架以及第四齿圈，所述双排行星齿轮组中的内周侧的行星齿轮组为所述第二行星齿轮组，所述双排行星齿轮组中的外周侧的行星齿轮组为所述第三行星齿轮组，所述特定行星齿轮组为所述第一行星齿轮组，所述输入部与所述第二行星架常连结，所述第一太阳齿轮与所述第二太阳齿轮常连结，所述第一齿圈与所述第四行星架常连结，所述第二齿圈与所述第三太阳齿轮常连结，所述输出部、所述第一行星架以及所述第三行星架常连结，五个所述摩擦接合要素为：使所述输入部以及所述第二行星架与所述第四太阳齿轮之间分离或接合的第一离合器、使所述第二齿圈以及所述第三太阳齿轮与所述第四太阳齿轮之间分离或接合的第二离合器、使所述第三齿圈与所述第四太阳齿轮之间分离或接合的第三离合器、使所述第一太阳齿轮以及所述第二太阳齿轮与变速器壳之间分离或接合的第一制动器、以及使所述第四齿圈与变速器壳之间分离或接合的第二制动器。

由此，具体地实现一种自动变速器，该自动变速器能够实现八个前进档和一个倒档，并且既能够缩小自动变速器的轴向尺寸又能够将外周侧的行星齿轮组的行星架、行星小齿轮以及齿圈稳定地支承。

在为该构成方式的情况下，优选：所述自动变速器实现八个前进档和一个倒档，通过所述第一离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器接合来形成第一档，通过所述第二离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器接合来形成第二档，通过所述第一离合器、所述第二离合器以及所述第二制动器接合来形成第三档，通过所述第二离合器、所述第三离合器以及所述第二制动器接合来形成第四档，通过所述第一离合器、所述第三离合器以及所述第二制动器接合来形成第五档，通过所述第一离合器、所述第二离合器以及所述第三离合器接合来形成所述自动变速器的减速比成为1的第六档，通过所述第一离合器、所述第三离合器以及所述第一制动器接合来形成第七档，通过所述第二离合器、所述第三离合器以及所述第一制动器接合来形成第八档，通过所述第三离合器、所述第一制动器以及所述第二制动器接合来形成倒档。

由此，在实现八个前进档和一个倒档的自动变速器中，能够通过各个摩擦接合要素的适当的接合来适当地进行变速。此外，在处于各个变速档时，使五个摩擦接合要素中处于非接合状态的摩擦接合要素(旋转阻力相比处于接合状态的摩擦接合要素增大)的数量相比处于接合状态的摩擦接合要素的数量少，从而能够效率良好地传递动力。

一发明的效果一

如以上的说明，根据本发明的自动变速器，通过使两个行星齿轮组在径向内外侧重叠来构成双排行星齿轮组，从而既能够缩小自动变速器的轴向尺寸，又能够将双排行星齿轮组中的外周侧的行星齿轮组的行星架、行星小齿轮以及齿圈稳定地支承，由此，在外周侧的行星齿轮组中齿轮维持良好的啮合状态，由此能够抑制由齿轮啮合不良引发的齿轮噪声的发生、齿轮耐久性的降低等。

附图说明

图1是表示本发明第一实施方式所涉及的自动变速器的要点图。

图2是表示所述自动变速器的主要部分结构的剖视图。

图3是接合表，其表示所述自动变速器的在处于各个变速档时的摩擦接合要素的接合状态。

图4中的(a)是表示第一档下摩擦接合要素的接合状态的要点图，(b)是第一档下的减速比线图。

图5中的(a)是表示第二档下摩擦接合要素的接合状态的要点图，(b)是第二档下的减速比线图。

图6中的(a)是表示第三档下摩擦接合要素的接合状态的要点图，(b)是第三档下的减速比线图。

图7中的(a)是表示第四档下摩擦接合要素的接合状态的要点图，(b)是第四档下的减速比线图。

图8中的(a)是表示第五档下摩擦接合要素的接合状态的要点图，(b)是第五档下的减速比线图。

图9中的(a)是表示第六档下摩擦接合要素的接合状态的要点图，(b)是第六档下的减速比线图。

图10中的(a)是表示第七档下摩擦接合要素的接合状态的要点图，(b)是第七档下的减速比线图。

图11中的(a)是表示第八档下摩擦接合要素的接合状态的要点图，(b)是第八档下的减速比线图。

图12中的(a)是表示倒档下摩擦接合要素的接合状态的要点图，(b)是倒档下的减速比线图。

图13是表示构成各个行星齿轮组的齿轮的齿数例子的表。

图14是在为图13所示的齿数例子的情况下各个变速档的减速比以及相邻的变速档之间的速比梯度的表。

图15是第二实施方式所涉及的自动变速器的要点图。

图16是第三实施方式所涉及的自动变速器的要点图。

图17是第四实施方式所涉及的自动变速器的要点图。

图18是表示实现八个前进档的自动变速器的现有例的要点图。

具体实施方式

下面，参照附图详细地说明本发明的实施方式。

图1表示本发明第一实施方式所涉及的自动变速器10的结构。该自动变速器10安装在车辆上，并且实现八个前进档和一个倒档。

自动变速器10在变速器壳11内在同轴上具备：沿自动变速器10的轴向(图1中的左右方向)延伸并且与驱动源A(例如发动机、电动机等)连结的输入轴12(输入部)；与差动(differential)机构连结的输出齿轮13(输出部)；用于形成从输入轴12到输出齿轮13的多条动力传递路径的第一行星齿轮组PG1、第二行星齿轮组PG2、第三行星齿轮组PG3以及第四行星齿轮组PG4(下面，分别称为第一齿轮组PG1、第二齿轮组PG2、第三齿轮组PG3以及第四齿轮组PG4)；以及用于选择多条所述动力传递路径中的一条来切换动力传递路径的五个摩擦接合要素(第一离合器CL1、第二离合器CL2、第三离合器CL3、第一制动器BR1以及第二制动器BR2)。自动变速器10是一种以该自动变速器10的轴向成为车宽方向的方式(换言之，以自动变速器10的轴心沿车宽方向延伸的方式)安装在所述车辆上的横置式自动变速器。自动变速器10的轴心与输入轴12的轴心一致。下面，将自动变速器10的轴向称为变速器轴向，将垂直于该轴向的方向称为变速器径向。

驱动源A相对于自动变速器10而言装设在变速器轴向的一侧(图1中的右侧)，对于自动变速器10而言，将驱动源A一侧称为前侧，将与驱动源A相反的一侧称为后侧。

输入轴12从驱动源A延伸至自动变速器10(变速器壳11)的后侧端部的附近。输出齿轮13装设在自动变速器10(变速器壳11)的前侧端部的附近(第一制动器BR1的后侧并且是下文中说明的第一中间壁部11c的前侧)。输出齿轮13经由与输入轴12平行地延伸的中间轴上的齿轮与差动机构的输入齿轮啮合连结。

所述第二齿轮组PG2与第三齿轮组PG3构成双排(2段)行星齿轮组PGt(下面，称为双排齿轮组PGt)，所述双排行星齿轮组PGt是在变速器轴向上的相同位置上第二齿轮组PG2和第三齿轮组PG3通过在第二齿轮组PG2和第三齿轮组PG3的径向(亦是变速器径向)上的内外侧相重叠而构成的。双排齿轮组PGt中的内周侧的行星齿轮组是第二行星齿轮组PG2，双排齿轮组PGt中的外周侧的行星齿轮组是第三行星齿轮组PG3。

在双排齿轮组PGt的变速器轴向上的前侧装设有第一齿轮组PG1，在双排齿轮组PGt的变速器轴向上的后侧装设有第四齿轮组PG4。在本实施方式中，第一齿轮组PG1相当于在变速器轴向上与双排齿轮组PGt相邻地布置的特定行星齿轮组。

所述第一～第四齿轮组PG1～PG4都是单级型(single pinion)齿轮组。第一齿轮组PG1作为旋转要素而具有第一太阳齿轮S1、第一齿圈R1以及第一行星架C1。第二齿轮组PG2作为旋转要素而具有第二太阳齿轮S2、第二齿圈R2以及第二行星架C2。第三齿轮组PG3作为旋转要素而具有第三太阳齿轮S3、第三齿圈R3以及第三行星架C3。第四齿轮组PG4作为旋转要素而具有第四太阳齿轮S4、第四齿圈R4以及第四行星架C4。此外，单级型第一～第四齿轮组PG1～PG4都进一步具有与太阳齿轮和齿圈双方啮合的多个行星小齿轮，上述行星小齿轮被行星架支承。

变速器壳11具有轴心沿变速器轴向延伸的筒状壁部11a，该筒状壁部11a覆盖输入轴12、输出齿轮13、第一～第四齿轮组PG1～PG4、第一～第三离合器CL1～CL3以及第一、第二制动器BR1、BR2的外周侧。

双排齿轮组PGt中的内周侧第二齿轮组PG2的第二齿圈R2与外周侧第三齿轮组PG3的第三太阳齿轮S3互相形成为一体而常连结。第二齿圈R2和第三太阳齿轮S3可由单一部件构成，也可以在使第二齿圈R2的外周面与第三太阳齿轮S3的内周面嵌合后通过焊接或热压配合等方法来使第二齿圈R2与第三太阳齿轮S3形成为一体。

此外，输入轴12与第二行星架C2常连结，第一太阳齿轮S1与第二太阳齿轮S2常连结，第一齿圈R1与第四行星架C4常连结。而且，输出齿轮13和第一行星架C1(所述特定行星齿轮组的行星架)以及第三行星架C3(双排齿轮组PGt中的外周侧第三齿轮组PG3的行星架)常连结。

所述第一离合器CL1构成为使输入轴12以及第二行星架C2与第四太阳齿轮S4之间分离或接合。所述第二离合器CL2构成为使第二齿圈R2以及第三太阳齿轮S3与第四太阳齿轮S4之间分离或接合。所述第三离合器CL3构成为使第三齿圈R3与第四太阳齿轮S4之间分离或接合。

此外，所述第一制动器BR1构成为使第一太阳齿轮S1以及第二太阳齿轮S2与变速器壳11之间分离或接合。所述第二制动器BR2构成为使第四齿圈R4与变速器壳11之间分离或接合。

第一～第三离合器CL1～CL3装设在变速器壳11内的后侧端部。此外，第一制动器BR1装设在变速器壳11内的前侧端部(输出齿轮13的前侧)，第二制动器BR2装设在变速器壳11内的变速器轴向上的中间部(第四齿轮组PG4的外周侧)。

第一～第三离合器CL1～CL3在变速器壳11内在变速器径向上相重叠地布置，并且，上述的第一～第三离合器CL1～CL3与在该变速器壳11(筒状壁部11a)的变速器轴向上的后侧端部设置的后侧端壁部11e相邻。第一离合器CL1最靠内周侧装设，在第一离合器CL1的外周侧装设有第二离合器CL2，在比第二离合器CL2更靠外周侧的位置上装设有第三离合器CL3。

第一～第三离合器CL1～CL3分别具有根据油压的供给或排出情况而经由摩擦板互相结合或者分离的内周侧旋转部件19A和外周侧旋转部件19B。第一离合器CL1具有：由第一离合器CL1的外周侧旋转部件19B形成的气缸(cylinder)P1’；以及由嵌合到上述气缸P1’内的活塞P1”划分而成的油压室P1。第二离合器CL2具有：由第二离合器CL2的外周侧旋转部件19B形成的气缸P2’；以及由嵌合到上述气缸P2’内的活塞P2”划分而成的油压室P2。第三离合器CL3具有：由第三离合器CL3的外周侧旋转部件19B形成的气缸P3’；以及由嵌合到上述气缸P3’内的活塞P3”划分而成的油压室P3。在油压被供给到上述的各个油压室P1～P3内时，各个离合器CL1～CL3的摩擦板彼此接合，由此，各个离合器CL1～CL3的内周侧旋转部件19A与外周侧旋转部件19B彼此结合。

具体而言，在向油压室P1供给了油压时，第一离合器CL1将输入轴12和第二行星架C2连结在第四太阳齿轮S4上，其中，输入轴12和第二行星架C2常连结在第一离合器CL1的内周侧旋转部件19A上，第四太阳齿轮S4与第一离合器CL1的外周侧旋转部件19B常连结。在向油压室P2供给油压时，第二离合器CL2将第二齿圈R2和第三太阳齿轮S3连结在第四太阳齿轮S4上，其中，第二齿圈R2和第三太阳齿轮S3常连结在第二离合器CL2的内周侧旋转部件19A上，第四太阳齿轮S4与第二离合器CL2的外周侧旋转部件19B常连结。在向油压室P3供给油压时，第三离合器CL3将第三齿圈R3与第四太阳齿轮S4连结，其中，第三齿圈R3与第三离合器CL3的内侧旋转部件19A常连结，第四太阳齿轮S4与外周侧旋转部件19B常连结。

由于所述第一～第三离合器CL1～CL3的外周侧旋转部件19B均与第四太阳齿轮S4常连结，因此上述的外周侧旋转部件19B互相形成为一体，从而构成在三个离合器CL1～CL3中共用的外周侧共用旋转部件14。通过该外周侧共用旋转部件14的后侧端部14a，气缸P1’～P3’形成为在变速器径向上重叠。

所述第一制动器BR1具有：气缸P4’；以及由嵌合到上述气缸P4’内的活塞P4”划分而成的油压室P4。所述第二制动器BR2具有：气缸P5’；以及由嵌合到上述气缸P5’内的活塞P5”划分而成的油压室P5。在油压被供给到上述的各个油压室P4、P5内时，各个制动器BR1、BR2的摩擦板彼此接合，由此，第一制动器BR1将第一太阳齿轮S1和第二太阳齿轮S2固定在变速器壳11上，第二制动器BR2将第四齿圈R4固定在变速器壳11上。

变速器壳11具有：在变速器壳11(筒状壁部11a)的前侧端部设置并且构成第一制动器BR1的气缸P4’的前侧端壁部11b；以从筒状壁部11a向变速器径向的内侧延伸的方式设置在变速器轴向上的中间部(输出齿轮13与第一齿轮组PG1之间)的第一中间壁部11c；第二中间壁部11d，其以从筒状壁部11a向变速器径向的内侧延伸的方式设置在相比第一中间壁部11c更靠后侧的变速器轴向上的中间部(第四齿轮组PG4的变速器径向外侧)，上述第二中间壁部11d构成第二制动器BR2的气缸P5’；以及所述后侧端壁部11e。

在所述后侧端壁部11e上设置有凸台状的圆筒部11f，上述圆筒部11f从该后侧端壁部11e的内周侧的端部向前侧延伸。所述第一～第三离合器CL1～CL3的外周侧共用旋转部件14中的后侧端部14a的内周面嵌合在该圆筒部11f的外周面内。

在后侧端壁部11e和圆筒部11f形成有油压供给油路a、b、c，上述油压供给油路a、b、c分别用于从变速器壳11向第一～第三离合器CL1～CL3的油压室P1～P3供给油压。上述的油压供给油路a、b、c分别从圆筒部11f开始经由圆筒部11f与后侧端部14a的嵌合面之间以及外周侧共用旋转部件14后引向油压室P1～P3。

需要说明的是，用密封部件分别密封所述嵌合面上的油压供给油路a、b、c的连通部，但这并未图示。

此外，在筒状壁部11a形成有油压供给油路d、e，上述油压供给油路d、e用于分别从变速器壳11向第一、第二制动器BR1、BR2的油压室P4、P5供给油压。上述的油压供给油路d、e设置成从筒状壁部11a直接引向油压室P4、P5。

这里，在自动变速器10中，如上所述，双排齿轮组PGt中的外周侧第三齿轮组PG3的第三行星架C3、在双排齿轮组PGt的前方与其相邻而设的第一齿轮组PG1的第一行星架C1、输出齿轮13是常连结的，其中，所述输出齿轮13以与第一齿轮组PG1夹持第一中间壁部11c的方式设置在所述第一中间壁部11c的前侧。这些部件互相结合为一体而构成沿变速器轴向延伸的筒状结构体15。

利用图2，进一步具体说明所述筒状结构体15的结构及其支承结构。

输出齿轮13具有：形成有齿部13a的外周部13b；位于该外周部13b的内周侧且沿变速器轴向延伸的圆筒状的内周部13c；以及将外周部13b和内周部13c连结的连结部13d。内周部13c在连结部13d后侧的位置上经由轴承16嵌合在圆筒部11g的内周面上，由此，输出齿轮13被可旋转地支承在变速器壳11(第一中间壁部11c)上，其中，所述圆筒部11g以向前方延伸的方式设置在所述第一中间壁部11c的内周侧端。

在第一齿轮组PG1的行星小齿轮100的前后两侧分别装设了作为第一行星架C1的中空圆板状部件101、102，上述的两个中空圆板状部件101、102通过在变速器轴向上贯穿行星小齿轮100的中心部的行星齿轮轴(pinion shaft)103而互相结合为一体。行星小齿轮100被可旋转地支承在行星齿轮轴103上，从而该行星小齿轮100得到第一行星架C1的支承。同样，在第三齿轮组PG3的行星小齿轮107的前后两侧分别装设了作为第三行星架C3的中空圆板状部件104、105，上述的两个中空圆板状部件104、105通过在变速器轴向上贯穿行星小齿轮107的中心部的行星齿轮轴106而互相结合为一体。行星小齿轮107被可旋转地支承在行星齿轮轴106上，从而该行星小齿轮107得到得到第三行星架C3的支承。

而且，第三行星架C3的前侧中空圆板状部件104的内周面嵌合在第一行星架C1的后侧中空圆板状部件102的外周面上，上述两个中空圆板状部件102、104通过焊接等而互相形成为一体，由此，第一、第三行星架C1、C3互相结合为一体。需要说明的是，上述的两个中空圆板状部件102、104也可以形成为单一部件。

进而，在第一行星架C1的前侧中空圆板状部件101(位于第一中间壁部11c的后方)上一体地设置有圆筒部101a，上述圆筒部101a从上述中空圆板状部件101的内周侧端开始向前方延伸。该圆筒部101a的外周面与所述输出齿轮13的圆筒状内周部13c的内周面是花键嵌合的。螺母17螺纹连接在第一行星架C1的圆筒部101a的前侧端部，利用该螺母17，第一行星架C1的中空圆板状部件101与输出齿轮13的连结部13d夹持轴承16的内环16a而相接合。

通过这种方式形成筒状结构体15，所述筒状结构体15由输出齿轮13以及第一、第三行星架C1、C3构成，该筒状结构体15经由轴承16被旋转自如地支承在变速器壳11的第一中间壁部11c上。

需要说明的是，在图2中，第二齿轮组PG2的第二齿圈R2和第三齿轮组PG3的第三太阳齿轮S3形成为单一部件18。

根据以上的构成方式，本实施方式所涉及的自动变速器10通过控制向油压室P1～P5的油压供给和从油压室P1～P5的油压排出，来如图3的接合表所示那样从五个摩擦接合要素中选择性地使三个摩擦接合要素接合，由此实现前进档下的第一档～第八档以及倒档。需要说明的是，在图3的接合表中，圆圈○表示摩擦接合要素接合，空栏表示摩擦接合要素解除接合(解放)。

接下来，根据图3所示的各个摩擦接合要素的接合的组合，对在每个变速档下决定自动变速器10的减速比的机理进行说明。

图4(a)、图5(a)、…、图12(a)是表示各个变速档下摩擦接合要素的接合状态的与图1同样的要点图(但是，在此省略了对驱动源A、变速器壳11、油压室P1～P5等的图示)，在上述各个要点图中，用阴影部分表示接合的摩擦接合要素。

图4(b)、图5(b)、…、图12(b)分别是利用线图表示图4(a)、图5(a)、…、图12(a)所示的变速档下的减速比的减速比线图。在上述减速比线图中，各个齿轮组PG1～PG4中旋转要素之间的横向间隔由各自的齿数比决定。

此外，所述减速比线图的纵轴表示转速，将输入转速、即输入轴12和与上述输入轴12常连结的第二行星架C2的转速设为“1”，将通过制动器固定住的旋转要素的转速设为“0”。此外，常连结的旋转要素彼此的转速、以及通过离合器连结的旋转要素彼此的转速会变为相等的值。而且，N1～N8以及Nr表示在各个变速档下的输出转速、即第一行星架C1以及第三行星架C3的转速(输出齿轮13的转速)。由于输入转速为“1”，因此其输出转速的倒数即为该变速档下的自动变速器10的减速比。

首先，在第一档下，如图4(a)和图4(b)所示，第一离合器CL1、第一制动器BR1以及第二制动器BR2接合。由此，输入轴12与第四太阳齿轮S4连结，从而太阳齿轮S4的转速变为“1”，并且第四齿圈R4的转速变为“0”。由此决定第四行星架C4的转速以及与上述第四行星架C4常连结的第一齿圈R1的转速。根据该第一齿圈R1的转速、和第一太阳齿轮S1的转速为“0”这样的条件，决定第一行星架C1的转速，该转速即为第一档下的输出转速N1。

接下来，在第二档下，如图5(a)和图5(b)所示，第二离合器CL2、第一制动器BR1以及第二制动器BR2接合。由此，与输入轴12常连结的第二行星架C2的转速变为“1”，并且第二太阳齿轮S2的转速变为“0”。由此决定第二齿圈R2以及与上述第二齿圈R2连结的第四太阳齿轮S4的转速。而且，根据第四齿圈R4的转速为“0”来决定第四行星架C4的转速以及与上述第四行星架C4常连结的第一齿圈R1的转速，进而，根据第一太阳齿轮S1的转速为“0”来决定第一行星架C1的转速，该转速即为第二档下的输出转速N2。

接下来，在第三档下，如图6(a)和图6(b)所示，第一离合器CL1、第二离合器CL2以及第二制动器BR2接合。由此，与输入轴12常连结的第二行星架C2和与输入轴12连结的第二齿圈R2以相等转速旋转，由此第二齿轮组PG2整体以转速“1”一体地旋转。与第二太阳齿轮S2常连结的第一太阳齿轮S1的转速以及与第二齿圈R2连结的第四太阳齿轮S4的转速也会变为“1”。

而且，根据第四齿圈R4的转速为“0”，由此决定第四行星架C4以及与上述第四行星架C4常连结的第一齿圈R1的转速。进而，根据第一太阳齿轮S1的转速为“1”，由此决定第一行星架C1的转速，该转速即为第三档下的输出转速N3。

接下来，在第四档下，如图7(a)和图7(b)所示，第二离合器CL2、第三离合器CL3以及第二制动器BR2接合。由此，第三太阳齿轮S3和第三齿圈R3以相等转速旋转，从而第三齿轮组PG3整体会一体地旋转。与第三太阳齿轮S3形成为一体的第二齿圈R2、与第三行星架C3常连结的第一行星架C1、以及与第三齿圈R3连结的第四太阳齿轮S4也会与第三齿轮组PG3整体以相等转速旋转。

而且，根据上述的条件、以及第二行星架C2的转速为“1”且第四齿圈R4的转速为“0”、第一太阳齿轮S1与第二太阳齿轮S2常连结且第一齿圈R1与第四行星架C4常连结这样的条件，决定以相等转速旋转的各个所述旋转要素的转速，该转速即为第四档下的输出转速N4。

接下来，在第五档下，如图8(a)和图8(b)所示，第一离合器CL1、第三离合器CL3以及第二制动器BR2接合。由此，与输入轴12常连结的第二行星架C2、第三齿圈R3以及第四太阳齿轮S4相连结，上述部件的转速变为“1”。此外，第四齿圈R4的转速变为“0”，由此决定第四行星架C4以及与上述第四行星架C4常连结的第一齿圈R1的转速。

而且，根据第一太阳齿轮S1与第二太阳齿轮S2常连结、第一行星架C1与第三行星架C3常连结、第二齿圈R2与第三太阳齿轮S3形成为一体，由此决定第一行星架C1的转速，该转速即为第五档下的输出转速N5。

接下来，在第六档下，如图9(a)和图9(b)所示，第一离合器CL1、第二离合器CL2以及第三离合器CL3接合。由此，与输入轴12连结的第二齿圈R2、与输入轴12常连结的第二行星架C2以相等转速旋转，从而第二齿轮组PG2整体以转速“1”一体地旋转。此外，根据第二齿圈R2与第三太阳齿轮S3形成为一体、并且第三太阳齿轮S3与第三齿圈R3以相等转速旋转，由此第三齿轮组PG3整体也会以转速“1”一体地旋转。

然后，该转速“1”从第三行星架C3经由第一行星架C1作为第六档下的输出转速N6来输出。由此，第六档成为直接档(第六档下的减速比为1)。

接下来，在第七档下，如图10(a)和图10(b)所示，第一离合器CL1、第三离合器CL3以及第一制动器BR1接合。由此，第二太阳齿轮S2的转速变为“0”，与输入轴12常连结的第二行星架C2的转速变为“1”。由此，决定第二齿圈R2以及与上述第二齿圈R2形成为一体的第三太阳齿轮S3的转速。此外，根据与第二行星架C2连结的第三齿圈R3的转速变为“1”，由此决定第三行星架C3的转速。该转速经由第一行星架C1而作为第七档下的输出转速N7来输出。

接下来，在第八档下，如图11(a)和图11(b)所示，第二离合器CL2、第三离合器CL3以及第一制动器BR1接合。由此，第二太阳齿轮S2的转速变为“0”，与输入轴12常连结的第二行星架C3的转速变为“1”。由此，决定第二齿圈R2以及与上述第二齿圈R2形成为一体的第三太阳齿轮S3的转速。

此外，第三太阳齿轮S3与第三齿圈R3连结，由此第三齿轮组PG3整体会一体地旋转，其转速从第三行星架C3经由第一行星架C1而作为第八档下的输出转速N8来输出。

接下来，在倒档下，如图12(a)和图12(b)所示，第三离合器CL3、第一制动器BR1以及第二制动器BR2接合。由此，与输入轴12常连结的第二行星架C2的转速变为“1”，第二太阳齿轮S2的转速变为“0”。由此，决定第二齿圈R2以及与上述第二齿圈R2形成为一体的第三太阳齿轮S3的转速。

而且，根据上述的条件、以及第三齿圈R3与第四太阳齿轮S4连结而以相等转速旋转、第一太阳齿轮S1以及第四齿圈R4的转速为“0”、第一齿圈R1与第四行星架C4常连结、第三行星架C3与第一行星架C1常连结这样的条件，决定第一行星架C1的转速，该转速即为与前进时的方向相反的方向上的、倒档下的输出转速Nr。

如上所述，根据图3所示的摩擦接合要素的接合的组合，能够使转速N1～N8、Nr满足0＜N1＜N2＜N3＜N4＜N5＜N6＜N7＜N8、Nr＜0这样的关系。此外，根据所述构成方式，在第六档下的输出转速N6与输入转速相等(N6＝1)。因此，能够得到一种在第六档下的减速比为1并且实现八个前进档和一个倒档的自动变速器10。

这里，如果将自动变速器10中第一～第四齿轮组PG1～PG4的各个齿轮的齿数例如设定为如图13所示的值，则各个变速档下的减速比以及前进档中相邻的变速档之间的速比梯度(第一档下的减速比/第二档下的减速比、第二档下的减速比/第三档下的减速比、第三档下的减速比/第四档下的减速比、第四档下的减速比/第五档下的减速比、第五档下的减速比/第六档下的减速比、第六档下的减速比/第七档下的减速比、第七档下的减速比/第八档下的减速比)则如图14所示。由此，能够得到速比梯度在各个变速档之间大致均等的变速档。

此外，在本实施方式所涉及的自动变速器10中，如上所述，由于第二、第三齿轮组PG2、PG3在它们的径向(亦是变速器径向)内外侧重叠地布置而构成双排齿轮组PGt，因此相比上述的第二、第三齿轮组PG2、PG3在变速器轴向上并列地装设的情况，能够缩小自动变速器10整体的在变速器轴向上的尺寸。在本实施方式中，第一～第三离合器CL1～CL3也是在变速器径向上并列地布置的，因此能够更进一步缩小自动变速器10整体的在变速器轴向上的尺寸。

而且，双排齿轮组PGt中的外周侧第三齿轮组PG3的第三行星架C3、第一齿轮组PG1的第一行星架C1以及输出齿轮13互相结合为一体，从而构成沿变速器轴向延伸且在变速器轴向上的长度较长的筒状结构体15，其中，上述第一齿轮组PG1在双排齿轮组PGt的前方与其相邻地布置，上述输出齿轮13以与第一齿轮组PG1夹持第一中间壁部11c的方式布置在上述第一中间壁部11c的前侧。该筒状结构体15经由轴承16被旋转自如地支承在变速器壳11的第一中间壁部11c上，因此将双排齿轮组PGt中布置在外周侧的第三齿轮组PG3的直径较大的第三行星架C3(以及被第三行星架C3支承住的行星小齿轮)稳定地支承，由此，将布置在比该行星小齿轮更靠外周侧的位置上的第三齿圈R3也稳定地支承。

由此，第三齿轮组PG3的第三行星架C3、行星小齿轮以及第三齿圈R3的旋转轴心难以相对于变速器轴向倾斜，其结果是，抑制第三齿轮组PG3中因所述倾斜而导致的齿轮的啮合不良(太阳齿轮S3与行星小齿轮的啮合不良、以及行星小齿轮与齿圈R3的啮合不良)，由此，抑制齿轮噪声的产生、齿轮的耐久性的降低。

此外，在自动变速器10中，从变速器壳11向第一～第三离合器CL1～CL3的油压室P1～P3供给油压的油压供给油路a、b、c设置为：油压供给油路a、b、c经过变速器壳11的后侧端壁部11e以及圆筒部11f后，从该圆筒部11f开始，经由圆筒部11f的外周面与第一～第三离合器CL1～CL3的外周侧共用旋转部件14中的后侧端部14a的内周面的嵌合面之间、以及外周侧共用旋转部件14后，通往各个油压室P1～P3。因此，上述的油压供给油路a、b、c不经由在该离合器的构成部件以外的部件上设置的油路，就直接从变速器壳11向各个离合器CL1～CL3供给油压。

即，由于第一～第三离合器CL1～CL3相邻于变速器壳11内的后侧端壁部11e而在径向上相重叠地装设，因此，上述的第一～第三离合器CL1～CL3是以没有被行星齿轮组、该离合器的构成部件以外的部件覆盖的状态装设的，由此，如上所述，油压供给油路a、b、c能够不经由在该离合器的构成部件以外的部件上设置的油路，就直接将油压从变速器壳11引向各个油压室P1～P3。

这里，例如图18所示的现有自动变速器的第二离合器CLb的在自动变速器轴向上的两侧以及外周侧被行星齿轮组和动力传递部件覆盖，因此，向该第二离合器CLb的油压供给是经由通过行星齿轮组的内侧的油路来进行的，上述油路例如是在贯穿行星齿轮组的内侧的轴部件、套筒部件等上设置的油路。相比这种构成方式，在本实施方式中，能够缩短并简化向油压室P1～P3的油压供给油路a、b、c，由此能够抑制自动变速器10的大型化、变速控制的响应性变差等。

接下来，对分别在图15～图17中示出的第二～第四实施方式所涉及的自动变速器20～40进行说明。需要说明的是，在图15～图17中，对于齿轮组、摩擦接合要素等基本构成要素标注了与图1相同的符号。

图15所示的自动变速器20是输出齿轮13’的布置方式不同于所述第一实施方式所涉及的自动变速器10的自动变速器，输入轴12、第一～第四齿轮组PG1～PG4、第一～第三离合器CL1～CL3以及第一、第二制动器BR1、BR2的布置方式则与所述自动变速器10相同。

此外，在自动变速器20中，第一～第三离合器CL1～CL3所分离或接合的旋转部件、以及借助第一、第二制动器BR1、BR2而与变速器壳11分离或与变速器壳11接合的旋转部件也与自动变速器10相同，并且，第一行星架C1、第三行星架C3和输出齿轮13’结合为一体而形成筒状结构体15’，这一点也与自动变速器10相同。进而，在第二齿轮组PG2的外周侧与之相重叠地设置有第三齿轮组PG3，从而第二、第三齿轮组PG2、PG3构成双排齿轮组PGt，这一点也与自动变速器10相同。

在所述自动变速器10中，输出齿轮13以与第一齿轮组PG1夹持第一中间壁部11c的方式布置在第一中间壁部11c的前侧，支承筒状结构体15的轴承16布置在圆筒部11g的内周面上，所述圆筒部11g以向前方延伸的方式设置在第一中间壁部11c的内周侧端。相对于此，自动变速器20的输出齿轮13’在变速器壳11的第一中间壁部11c’的后方以与第一齿轮组PG1相邻的方式布置在所述第一齿轮组PG1的前侧。

此外，在自动变速器20中，对包括输出齿轮13’的筒状结构体15’予以支承的轴承16’布置在圆筒部11g’的外周面上，上述圆筒部11g’以向后方延伸的方式设置在第一中间壁部11c’的内周侧端。

由此，筒状结构体15’在自动变速器20中也经由轴承16’被旋转自如地支承在变速器壳11的第一中间壁部11c’上，因此将在双排齿轮组PGt中布置在外周侧的第三齿轮组PG3的直径较大的第三行星架C3(以及被第三行星架C3支承住的行星小齿轮)稳定地支承，由此，将比该行星小齿轮更靠外周侧布置的第三齿圈R3也稳定地支承。由此，抑制：因对第三齿轮组PG3的第三行星架C3、行星小齿轮以及第三齿圈R3的支承不稳定导致它们的旋转轴心相对于变速器轴向倾斜，由此引发齿轮噪声的产生、齿轮的耐久性的降低。

图16所示的第三实施方式所涉及的自动变速器30的基本构成方式与所述自动变速器10相同，不同点在于，第一～第三离合器CL1～CL3以及第二制动器BR2的布置方式。

即，在自动变速器10中，在变速器壳11的第二中间壁部11d的后侧形成第二制动器BR2的油压室P5，并且将第一～第三离合器CL1～CL3的外周侧共用旋转部件14中的后侧端部14a的内周面与圆筒部11f的外周面嵌合，形成了经过上述的嵌合面之间向通往离合器CL1～CL3的油压室P1～P3的油压供给油路a、b、c，其中，所述圆筒部11f以向前方延伸的方式设置在后侧端壁部11e的内周侧端。

相对于此，在自动变速器30中，变速器壳11的第二中间壁部11d’相比自动变速器10的第二中间壁部11d更向内周侧延伸，圆筒部11f’以向后方延伸的方式形成在该第二中间壁部11d’的内周侧端。此外，用第二中间壁部11d’的外周侧部分的前侧的面来构成第二制动器BR2的油压室P5。而且，第一～第三离合器CL1～CL3的外周侧共用旋转部件14’中的后侧端部14a’通过圆筒部11f’的内周侧后在圆筒部11f’的后侧以折回(U-turn)的方式弯曲后在圆筒部11f’的外周侧向前侧延伸，然后朝向外周侧延伸。该后侧端部14a’中的、位于圆筒部11f’的外周侧的部分的内周面与圆筒部11f’的外周面嵌合。

在后侧端部14a’中的、朝向所述外周侧延伸的部分构成在变速器径向上重叠地布置的第一～第三离合器CL1～CL3的油压室P1～P3，该部分的前侧的面以与第二中间壁部11d’的后侧的面相邻的方式布置。而且，从变速器壳11向第一～第三离合器CL1～CL3的油压室P1～P3供给油压的油压供给油路a、b、c通过第二中间壁部11d’和圆筒部11f’后，从圆筒部11f’经由后侧端部14a’中的、位于圆筒部11f’的外周侧的部分的内周面与圆筒部11f’的外周面的嵌合面之间、以及外周侧共用旋转部件14’后，分别被引向油压室P1～P3。

在自动变速器30中，由于第一～第三离合器CL1～CL3的内周侧旋转部件19A贯穿第二中间壁部11d’的内周侧，因此第一～第三离合器CL1～CL3布置成从变速器径向的外周侧开始按照第一～第三离合器CL1～CL3这样的顺序重叠，这一点与自动变速器10不同，在上述自动变速器10中，第一～第三离合器CL1～CL3布置成从变速器径向的内周侧开始按照第一～第三离合器CL1～CL3这样的顺序重叠。但是，通过各个离合器CL1～CL3而分离或接合的旋转部件与自动变速器10相同。

由此，在自动变速器30中，也简化了油压供给油路a、b、c的结构，并且用第一行星架C1、第三行星架C3以及输出齿轮13形成筒状结构体15，由此将双排齿轮组PGt中的第三齿轮组PG3的第三行星架C3、行星小齿轮以及第三齿圈R3稳定地支承，从而抑制齿轮噪声的产生、齿轮的耐久性的降低。

图17所示的第四实施方式所涉及的自动变速器40是在所述自动变速器30的基础上采用了所述自动变速器20的输出齿轮13’的布置方式以及筒状结构体15’的支承结构而得到的。

即，与自动变速器20同样，在自动变速器40中，输出齿轮13’在变速器壳11的第一中间壁部11c’的后方与第一齿轮组PG1相邻而设，对包括输出齿轮13’的筒状结构体15’予以支承的轴承16’布置在圆筒部11g’的外周面上，所述圆筒部11g’以向后侧延伸的方式设置在第一中间壁部11c’的内周侧端。

第一～第三离合器CL1～CL3和第二制动器BR2的布置方式、以及从变速器壳11向第一～第三离合器CL1～CL3的油压室P1～P3供给油压的油压供给油路a、b、c的结构与自动变速器30同样。

由此，在自动变速器40中，也简化了油压供给油路a、b、c的结构，并且用第一行星架C1、第三行星架C3以及输出齿轮13’形成筒状结构体15’，由此将双排齿轮组PGt中的第三齿轮组PG3的第三行星架C3、行星小齿轮以及第三齿圈R3稳定地支承，从而抑制齿轮噪声的产生、齿轮的耐久性的降低。

本发明并不限于所述实施方式，在不脱离权利要求书的宗旨的范围内可以对本发明进行多种替换。

例如，在所述实施方式中，驱动源A布置在设置有输出齿轮13(13’)的一侧(图1以及图15～图17中的右侧)，然而如图1以及图15～图17中的虚线所示，驱动源A’也可以布置在第一～第三离合器CL1～CL3侧(图1以及图15～图17中的左侧)。

此外，在所述实施方式中，作为与差动机构连结的输出部而使用了输出齿轮13(13’)，然而代替上述方式，也可以为：用链轮构成输出部，并将输出部和差动机构链条连结。

上述实施方式只不过是示例而已，不得以此对本发明的保护范围做限定性的解释。本发明的保护范围由权利要求书定义，属于与权利要求的保护范围等同的任何变形、变更都包括在本发明的范围内。

一产业实用性一

本发明对于安装在车辆上的自动变速器有用，就实现了一种缩小自动变速器的轴向尺寸并且对双排行星齿轮组中的外周侧的行星齿轮组的行星架、行星小齿轮以及齿圈的支承的稳定性优良的自动变速器这一点来说，具有较高的产业实用性。

一符号说明一

10～40 自动变速器

11 变速器壳

11d 第二中间壁部

11e 后侧端壁部

12 输入轴(输入部)

13 输出齿轮(输出部)

14 外周侧共用旋转部件

19A 第一～第三离合器的内周侧旋转部件

19B 第一～第三离合器的外周侧旋转部件

PG1 第一行星齿轮组

PG2 第二行星齿轮组

PG3 第三行星齿轮组

PG4 第四行星齿轮组

PGt 双排行星齿轮组

S1 第一太阳齿轮

S2 第二太阳齿轮

S3 第三太阳齿轮

S4 第四太阳齿轮

R1 第一齿圈

R2 第二齿圈

R3 第三齿圈

R4 第四齿圈

C1 第一行星架

C2 第二行星架

C3 第三行星架

C4 第四行星架

CL1 第一离合器

CL2 第二离合器

CL3 第三离合器

BR1 第一制动器

BR2 第二制动器

P1～P3 第一～第三离合器的油压室

a、b、c 油压供给油路