本发明涉及一种自动变速器，特别是一种以少的离合器即可进行多级变速的自动变速器。
对相关技术的描述作为车辆用的自动变速器，大多数采用利用多个行星齿轮装置及离合器、制动器的变速器。特开2000-199549号公报中所描述的自动变速器即为其中的一个例子，其中采用三组行星齿轮装置和三个离合器及两个制动器，可以进行前进六级变速。
但是，离合器为了其回转，需要滚筒、密封环、液压缸室的离心油压消除机构等，此外，其重量比制动器重，并且成本高，同时对变速器的轴长也不利。

本发明以上述事实为背景，其目的是利用两个离合器就可以进行前进六级的多级变速。
为达到上述目的，本发明的自动变速器的一种形式为，其设置有：将转动传递给上述自动变速器的输入部件；通过将太阳齿轮、环形齿轮、托架三个旋转部件中的任何一个旋转部件连接到上述输入部件上被旋转驱动，并通过选择性地使另外一个旋转部件停止旋转，剩下的一个旋转部件作为中间输出部件相对于上述输入部件旋转并减速输出的第一行星齿轮装置；通过将太阳齿轮、托架及环形齿轮的一部分相互连接，由一体地连接到上述中间输出部件上的第一旋转部件、第二旋转部件、第三旋转部件、第四旋转部件构成的第二行星齿轮装置和第三行星齿轮装置；选择性地使上述第一旋转部件停止旋转的第一停止部；选择性地使上述第二旋转部件停止旋转的第二停止部；选择性地使上述另外一个旋转部件停止旋转的第三停止部；选择性地连接上述输入部件与上述第四旋转部件的第一连接部；选择性地连接上述输入部件与上述第二旋转部件的第二连接部；以及从上述第三旋转部件将转动传递出来的输出部件。
采用上述结构的本发明的自动变速器，由于利用三组行星齿轮、两个离合器和三个制动器达到前进六级多级变速，与利用三个离合器和两个制动器的情况相比，由于减少了离合器，从而减少相当于该离合器的重量、成本及轴长。
附图的简要说明图1表示的是本发明的一个实施例的车辆用自动变速器的说明图，A是重点结构图，B是实现各变速级的动作表。
图2表示的是图1实施例的共线图。
图3表示的是本发明的另一个实施例的示意图，是相当于图1A的重点结构图。
图4是对应于附图1的本发明的又一个实施例的图示。
图5是图4中的实施例的共线图。
对优选实施例的详细描述本发明特别适用于车辆用自动变速器。本发明，例如从内燃机等行驶用驱动源经由液压变矩器等的液力偶合器输入转动，以规定的变速比变速，从输出齿轮及输出轴等输出部件经过差动齿轮装置被传递给左右驱动轮。下面，参照附图对本发明的实施例进行说明。
此外，所谓变速比是指输入部件的旋转速度与输出部件的旋转速度之比(＝输入部件的旋转速度/输出部件的旋转速度)。
图1A是本发明的一个实施例的车辆用自动变速器10的主要结构图。图1B是说明实现多个变速级时的配合要素及变速比的动作表。该车辆用自动变速器10为FF(前置发动机前轮驱动)车辆等横置用的变速器。第一变速部14和第二变速部20被配置在同一轴线上，将输入轴22的旋转变速，从输出齿轮24输出。此外，第一变速部以双小齿轮型的第一行星齿轮装置12为主体构成。第二变速部则以单小齿轮型的第二行星齿轮装置16及双小齿轮型的第三行星齿轮装置18为主体构成。
输入轴22相当于输入部件，是用发动机等的行驶用驱动源旋转驱动的液压变矩器的涡轮轴等。输出齿轮24相当于输出部件，通过差动齿轮装置旋转驱动左右驱动轮。另外，该车辆用自动变速器10相对于中心线大致对称地构成，在图1A中，省略了中心线的下半部分。在下面的实施例中情况也是一样。
构成上述第一变速部14的第一行星齿轮装置12，配置有太阳齿轮S1，托架CA1，以及环形齿轮R1等三个旋转部件。太阳齿轮S1连接到输入轴22上并被其旋转驱动，同时托架CA1通过第三制动器B3不能转动地固定到壳体26上，环形齿轮R1作为中间输出部件相对于输入轴22减速旋转并进行输出。而且，构成第二变速部20的第二行星装置16及第三行星齿轮装置18一部分相互连接从而构成四个旋转部件RM1～RM4。具体地说，由第三行星齿轮装置18的太阳齿轮S3构成第一旋转部件RM1。此外，第二行星齿轮装置16的环形齿轮R2与第三行星齿轮装置18的环形齿轮R3相互连接，构成第二旋转部件RM2。进而，第二行星齿轮装置16的托架CA2和第三行星齿轮装置18的托架CA3相互连接，构成第三旋转部件RM3。再有，由第二行星齿轮装置16的太阳齿轮S2构成第四旋转部件RM4。上述第二行星齿轮装置16及第三行星齿轮装置18，其托架CA2和CA3由共同的构件构成，同时，环形齿轮R2及R3也由共同的构件构成，并且，形成第二行星齿轮装置16的小齿轮兼作第三行星齿轮装置18的第二个小齿轮的拉威娜(Ravigneaux)式行星齿轮组。
上述第一旋转部件RM1(太阳齿轮S3)利用第一制动器B1选择性地连接到壳体26上，使之被停止旋转。第二旋转部件RM2(环形齿轮R2、R3)借助第二制动器B2选择性的连接到壳体26上，使之被停止旋转。第四旋转部件RM4(太阳齿轮S2)通过第一离合器C1被选择性地连接到上述输入轴22上。第二旋转部件RM2(环形齿轮R2、R3)经由第二离合器C2被选择性的连接到输入轴22上。第一旋转部件RM1(太阳齿轮S3)被一体地连接到作为中间输出部件的上述第一行星齿轮装置12的环形齿轮R1上。第三旋转部件RM3(托架CA2、CA3)则被一体地连接到上述输出齿轮24上，将旋转输出。
第一制动器B1～第三制动器B3，第一离合器C1，第二离合器C2，其中任何一个都是借助油压缸进行摩擦配合的多片油压式摩擦配合装置。此外，在第二旋转部件RM2与壳体26之间并列地设置允许第二旋转部件RM2的正向旋转(与输入轴22相同的旋转方向)同时阻止其反向旋转的单向离合器F和第二制动器B2。
图2是可以用直线表示上述第一变速部14及第二变速部20的各旋转部件的旋转速度的共线图。该图下侧的横线表示旋转速度“0”，上侧的横线表示旋转速度“1.0”，即与输入轴22相同的旋转速度。另外，第一变速部14的各纵向线从左侧向右侧依次表示太阳齿轮S1，环形齿轮R1，托架CA1。它们之间的间隔根据第一行星齿轮装置12的齿轮比(＝太阳齿轮的齿数/环形齿轮的齿数)ρ1来决定。第二变速部20的四条纵向线从左端向右端依次表示第一旋转部件RM1(太阳齿轮S3)，第二旋转部件RM2(环形齿轮R2、R3)，第三旋转部件(托架CA2、CA3)，第四旋转部件RM4(太阳齿轮S2)。它们之间的间隔根据第二行星齿轮装置16的齿轮比ρ2及第三行星齿轮装置18的齿轮比ρ3决定。
而且，如上述共线图中所显示的，当使第一离合器C1及第二制动器B2配合，使第四旋转部件RM4与输入轴22一体旋转的同时，使第二旋转部件停止旋转，连接到输出齿轮24上的第三旋转部件RM3以用“1st”表示的旋转速度旋转。这里所实现的第一变速级“1st”有最大的变速比。
当使第一离合器C1与第一制动器B1配合，和使第四旋转部件RM4与输入轴22一体地旋转的同时，使第一旋转RM1停止旋转时，第三旋转部件RM3以用“2nd”表示的旋转速度旋转。这里所实现的第二变速级“2nd”比第一变速级“1st”的变速比小。
当使第一离合器C1与第三制动器B3配合，和使第四旋转部件RM4与输入轴22一体旋转的同时，第一旋转部件RM1通过第一变速部14被减速旋转时，第三旋转部件RM3以用“3rd”表示的旋转速度旋转，这里所实现的第三变速级“3rd”比第二变速级“2nd”的变速比小。
当使第一离合器C1与第二离合器C2配合，和第二变速部20与输入轴22一体旋转时，第三旋转部件RM3以用“4th”表示的旋转速度、即以和输入轴22相同的旋转速度旋转。这里所实现的第四变速级“4th”比第三变速级“3rd”的变速比小。该第四变速级“4th”的变速比为1。
当使第二离合器C2与第三制动器B3配合，和使第二旋转部件RM2与输入轴22一体旋转的同时，第一旋转部件RM1通过第一变速部14被减速旋转时，第三旋转部件RM3以用“5th”表示的旋转速度旋转。这里所实现的第五变速级“5th”比第四变速级“4th”的变速比小。
当使第二离合器C2与第一制动器B1配合，第二旋转部件RM2与输入轴22一体旋转的同时，第一旋转部件RM1停止旋转时，第三旋转部件RM3用以“6th”表示的旋转速度旋转。这里所实现的第六变速级“6th”比第五变速级“5th”的变速比小。
另外，当第二制动器B2和第三制动器B3配合时，使第二旋转部件RM2停止旋转，同时，第一旋转部件RMI通过第一变速部14被减速旋转，第三旋转部件RM3以用“Rev”表示的旋转速度反向旋转，实现后退变速级“Rov”。
图1B的动作表归纳了上述各变速级与离合器C1、C2、制动器B1～B3的动作状态之间的关系。“○”表示配合，“◎”表示只在发动机制动时的配合。由于在实现第一变速级“1st”的制动器B2上并列地设置单向离合器F，所以在起步时(加速时)并不需要一定与制动器B2配合。另外，各变速级的变速比由第一行星齿轮装置12、第二行星齿轮装置16以及第三行星齿轮装置18的各齿轮比ρ1、ρ2、ρ3适当地决定。例如，ρ1≅0.45,]]>ρ2≅0.38,]]>ρ3≅0.41]]>时，获得图1B所示的变速比，齿轮比传动比级(各变速级间的变速比之比)的值基本上是合适的，同时，总的变速比的幅度(3.62/0.59)大到6.1左右，后退变速级“Rov”的变速比也适当，获得整体恰当的变速比特性。
这样，在本实施例的车辆用自动变速器10中，利用三组行星齿轮装置12、16、18和两个离合器C1、C2及三个制动器B1～B3达到前进六级的多级变速。从而，与采用三个离合器和两个制动器时的情况相比，离合器少，其重量、成本和轴长均相应于所减少的离合器的量而减少。
特别是，由于将构成第二变速部的单小齿轮型的第二行星齿轮装置16和双小齿轮型的第三行星齿轮装置18制成拉成娜(Ravigneaux)式行星齿轮组，所以进一步减少部件数目并缩短轴长。
再有，三个行星齿轮装置12、16、18的齿轮比ρ1、ρ2、ρ3大致在0.3～0.6的范围内，将这些行星齿轮装置12、16、18保持为较小型(小直径)的，如图1B所示，可以获得整体恰当的变速比特性。
下面说明本发明的另外一个实施例。此外，在下面的实施例中，与上述实施例实质上共同的部分将赋予相同的标号，省略其详细说明。
图3相当于上述图1A的主要结构图，与上述实施例相比，该自动变速器30的第一变速部32不同。第一变速部32主要由具有太阳齿轮S1、托架CA1及环形齿轮R1三个旋转部件的单小齿轮型的第一行星齿轮装置34构成。但是，在托架CA1上配置有具备大直径部和小直径部的带阶梯的小齿轮36，太阳齿轮S1与小直径部啮合，另一方面，环形齿轮R1与大直径部啮合。而且，在太阳齿轮S1连接到输入轴22上被旋转驱动的同时，由于环形齿轮R1通过第三制动器B3不能转动地固定到壳体26上，将托架CA1作为中间输出部件相对于输入轴22被减速旋转，输出到一体连接到托架CA1上的第一旋转部件RM1上。
在这种车辆用自动变速器30中，按照图1B所示的动作表实现第一变速级“1st”～第六变速级“6th”的前进六级及后退变速级“Rev”，用两个离合器C1、C2和三个制动器B1～B3达到前进六级多级变速等，获得和上述实施例相同的作用效果。再加上，由于第一行星齿轮装置34具有带阶梯的小齿轮36，具有可以降低该小齿轮36的旋转速度的优点。
图4和图5是分别对应于前述图1及图2的图示。该车辆用自动变速器40与前述车辆用自动变速器10相比，具有以下不同之处。即，以单小齿轮型的第一行星齿轮装置42为主体构成第一变速部44的同时，第二变速部20的第二行星齿轮装置16的齿轮比ρ2大于第三行星齿轮装置18的齿轮比ρ3，且省略了单向离合器F。此外，在第一行星齿轮装置42中，太阳齿轮S1连接到输入轴22上被旋转驱动的同时，环形齿轮R1通过第三制动器B3不可旋转地被固定在壳体26上。因此，托架CA1作为中间输出构件相对于输入轴22减速旋转，并将旋转输出到一体连接的第一旋转部件RM1(太阳齿轮S3)。
在上述车辆用自动变速器40中，按照图4(B)所示的动作表实现第一变速级“1st”～第六变速级“6th”的前进六级及后退变速级“Rev”。同时，采用两个离合器C1，C2及三个制动器B1～B3，达到前进六级的多级变速等，获得与前述实施例相同的效果。但是，在本实施例中，由于不配备单向离合器F，所以通过将第一离合器C1和第二制动器B2共同配合，实现第一变速级“1st”。
此外，各变速级的变速比，通过第一行星齿轮装置42，第二行星齿轮装置16，以及第三行星齿轮装置18的各齿轮比ρ1、ρ2、ρ3适当地进行设定。例如，如果今ρ1≅0.600,]]>ρ2≅0.456,]]>ρ3≅0.426,]]>则获得图4(B)所示的变速比，齿轮比的梯级值基本上适当，而且总变速比的幅度大到5.568，后退变速级“Rev”的变速比也适当。因此总体上获得恰当的变速比特性。
此外，行星齿轮装置42，16，18的齿轮比ρ1、ρ2、ρ3全部在0.4～0.6的范围内。从而，作为这些行星齿轮装置42，16和18，可以采用小型(小直径)的齿轮装置，由于省略单向离合器F，更紧凑地形成车辆用自动变速器40。
作为优选的实施方式，通过把三个行星齿轮装置的齿轮比ρ适当地定在例如0.3～0.6的范围内，作为这些行星齿轮装置，可以使用比较小型(小直径)的齿轮，同时可以恰当地设定第一变速级～第六变速级的变速比。
还有，由于单小齿轮型的第二行星齿轮装置和双小齿轮型的第三行星齿轮装置的托架相互之间、环形齿轮相互之间彼此连接，所以，通过将它们共用化形成拉威娜(Ravigneaux)式齿轮组，可以进一步减少部件的数目并缩短轴长。
自动变速器相对于车辆的搭载姿势，可以是自动变速器的轴线成为车辆的宽度方向的FF(前置发动机、前轮驱动)车辆等的横置型，也可以是自动变速器的轴线成为车辆前后方向的FR(前置发动机、后轮驱动)车辆等的纵置型。
自动变速器可以根据加速操作量及车速等的运转状态自动切换变速级，也可以随着驾驶者的开关操作(升降操作)切换变速级。本发明的自动变速器可以进行前进六级多级变速的，也可以通过使上述第二制动器和上述第三制动器配合实现后退变速级。
作为构成第一变速部的第一行星齿轮装置，最好采用具有作为三个旋转部件的太阳齿轮，托架及环形齿轮的双小齿轮型或者单小齿轮型行星齿轮装置。
上述第一行星齿轮装置采用双小齿轮型行星齿轮装置时，在太阳齿轮和托架中的任何一个连接到上述输入部件上的同时，利用上述第三制动器选择性地使另一个停止旋转。而且，使该环形齿轮作为上述中间输出部件相对于上述输入部件被减速旋转，该旋转输出到第二变速部。
上述第一行星齿轮装置采用单小齿轮型的行星齿轮装置时，将太阳齿轮与环形齿轮中之一连接到上述输入部件上，同时利用上述第三制动器选择性地使另一个停止旋转。并且，托架作为上述中间输出部件相对于上述输入部件被减速旋转，该旋转输出到上述第二变速部。
在采用单小齿轮型行星齿轮装置的情况下，作为配置在托架上的小齿轮，可以采用具有大直径部和小直径部的带阶梯的小齿轮。
在采用该小齿轮时，存在三个旋转部件由小齿轮的大直径部和小直径部其中之一、以及与大直径部和小直径部中的另一个啮合的太阳齿轮及环形齿轮和托架构成的情况。
另外，还存在利用分别啮合到小齿轮的大直径部、小直径部上的一对小直径太阳齿轮及大直径太阳齿轮和托架构成的情况。
而且，也可以利用分别啮合到小齿轮的大直径部、小直径部上的一对大直径环形齿轮和小直径环形齿轮和托架构成。
在设置有小直径太阳齿轮、大直径太阳齿轮及托架的情况下，将小直径太阳齿轮及托架其中之一连接到上述输入部件上的同时，利用第三制动器选择性地使其中的另一个停止旋转。并且，大直径太阳齿轮作为上述中间输出部件相对于上述输入部件被减速旋转，输出到上述第二变速部。
此外，在设有大直径环形齿轮、小直径环形齿轮的情况下，将大直径环形齿轮及托架中的任何一个连接到上述输入部件上，同时利用第三制动器选择性地使其中的另一个停止旋转。同时，小直径环形齿轮作为上述中间输出部件相对于上述输入部件被减速旋转，输出到上述第二变速部。
作为第一制动器～第三制动器，第一离合器、第二离合器，优选地采用利用油压缸摩擦配合的多片式、单片式、带式等油压式摩擦配合装置。但是，也可以采用电磁式等其它形式的配合装置。为了易于进行变速控制，也可以与这些制动器及离合器并列地设置单向离合器。例如，若与第二制动器并列地设置单向离合器，只通过与第一离合器的配合即可实现第一变速级，进而，仅通过第一制动器配合就可以切换到第二变速级。在无需发动机制动的情况下，也可以取代而第二制动器设置单向离合器。对于停止旋转这个问题上，单向离合器和制动器可以得到相同的功能。此外，也可以采用和第一制动器并列地设置串列连接的制动器和单向离合器等各种形式。
第一变速部与第二变速部的位置关系，以及第二变速部的第二行星齿轮装置与第三行星齿轮装置的位置关系没有特定的限制。例如，可以采用在第一行星齿轮装置与第二行星齿轮装置之间配置第三行星齿轮装置等各种形式。对于离合器及制动器，例如也可以采用集中在一端配置等各种形式。在实施时，优选地制成拉成娜(Ravigneaux)式行星齿轮组，但也可以分别构成托架和环形齿轮，利用连接构件连接成一体，也可以分别设置各个小齿轮。
第二变速部的第二行星齿轮装置是单小齿轮型，第三行星齿轮装置是双小齿轮型，但也可以采用单小齿轮型和单小齿轮型，或者双小齿轮型和双小齿轮型行星齿轮组。对于这两组行星齿轮装置的各旋转部件的连接结构，可以适当地进行确定。
以上虽然根据附图对本发明的实施例进行了详细说明，但它们终归是一种实施形式，根据从事该领域的人员的知识，可以对本发明进行各种变更，以将此改良的形式加以实施。