專利名稱：自動變速器的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及用作車輛變速器的步進式自動變速器。
背景技術(shù)：
作為利用三個行星齒輪組實現(xiàn)7種前進速度(前進速比)的自動變速器，例如在 專利文件1和專利文件2中公開的技術(shù)是已知的。專利文件1公開了一種自動變速器，這 種自動變速器利用6個摩擦元件和3個單行星輪類型的行星齒輪組(single-pinion-type planetary gear set)實現(xiàn)了 7種前進速度。單行星輪類型的行星齒輪組的優(yōu)勢在于傳動 效率、齒輪噪音以及耐久性，并且不需要減小行星輪的直徑。此外，采用類似方式，專利文件 2公開了一種自動變速器，該自動變速器采用5個摩擦元件和3個單行星輪類型的行星齒輪 組實現(xiàn)了 6種前進速度到8種前進速度。專利文件1 日本專利申請公開No. 2004-176765專利文件2 美國專利No. 6514170，圖Ila,圖lib

發(fā)明內(nèi)容
針對專利文件1中公開的技術(shù)，問題在于摩擦元件的數(shù)量較大，所以增大了部件 數(shù)目并且加大了軸向尺度，原因是需要至少6個摩擦元件來實現(xiàn)7種前進速度。針對專利文件2公開的技術(shù)，優(yōu)勢在于較之專利文件1減少了部件數(shù)目，因為用來 實現(xiàn)6種到8種前進速度的摩擦元件數(shù)目為5，比專利文件1中小。但是，專利文件2的圖 Ila所示的自動變速器無法將前進第一速度的速比(減速齒比)和倒行第一速度的速比之 間的比率(倒行第一速度的速比/前進第一速度的速比，以下稱為“1-R”比率)設(shè)定在適 當(dāng)值，如專利文件2中的圖lib所示。因此，存在以下問題。在I-R比率無法設(shè)置為適當(dāng)值的情況下，即例如，在I-R比率為較小值的情況下， 在前進第一速度之時和倒行第一速度之時之間，輸出扭矩相對于加速器開度顯著不同。在 前進和倒行之間，車輛加速感覺相對于加速器踏板踏壓調(diào)節(jié)顯著不同的情況下，問題在于 驅(qū)動能力變差，原因是在啟動車輛時，需要使用前進第一速度和倒行第一速度每一種。此 外，例如，如果齒比設(shè)置成獲得前進第一速度的適當(dāng)速比，則倒行第一速度的速比將變小。 在這種情況下，在倒行時無法產(chǎn)生充足的扭矩，除非加速器開度加大。另一方面，如果齒比 設(shè)置成獲得倒行第一速度的適當(dāng)速比，則前進第一速度的速比將比所需的齒比更大，使得 在頻繁使用前進過程中，燃料經(jīng)濟性和驅(qū)動能力變差。發(fā)明內(nèi)容本發(fā)明的目標(biāo)是提供一種自動變速器，所述自動變速器可以利用3個簡 單行星齒輪組和5個摩擦元件實現(xiàn)7種前進速度和/或8種前進速度，特別是，可以縮小前 進第一速度時相對于加速器踏板踏壓的輸出扭矩與倒行第一速度時相對于加速器踏板踏 壓的輸出扭矩之間的差異。符合本發(fā)明一個方面的自動變速器包括第一行星齒輪組，所述第一行星齒輪組 包括第一旋轉(zhuǎn)元件、第二旋轉(zhuǎn)元件和第三旋轉(zhuǎn)元件；第二行星齒輪組，所述第二行星齒輪組包括恒定鎖止的第四旋轉(zhuǎn)元件、第五旋轉(zhuǎn)元件和第六旋轉(zhuǎn)元件；第三行星齒輪組，所述第三 行星齒輪組包括與所述第六旋轉(zhuǎn)元件相連以限定第二旋轉(zhuǎn)構(gòu)件的第七旋轉(zhuǎn)元件、第八旋轉(zhuǎn) 元件和與所述第三旋轉(zhuǎn)元件相連以限定第一旋轉(zhuǎn)構(gòu)件的第九旋轉(zhuǎn)元件；與所述第一旋轉(zhuǎn)元 件恒定連接的輸入軸；與所述第二旋轉(zhuǎn)元件恒定連接的輸出軸；和至少5個摩擦元件，所述 摩擦元件包括能鎖止所述第八旋轉(zhuǎn)元件的旋轉(zhuǎn)的第一摩擦元件、配置成將所述第二旋轉(zhuǎn)元 件與所述第五旋轉(zhuǎn)元件有選擇地連接的第二摩擦元件、配置成將所述第二旋轉(zhuǎn)元件與所述 第二旋轉(zhuǎn)構(gòu)件有選擇地連接的第三摩擦元件、配置成將所述第五旋轉(zhuǎn)元件與所述第八旋轉(zhuǎn) 元件有選擇地連接的第四摩擦元件和配置成將所述第一旋轉(zhuǎn)元件與所述第五旋轉(zhuǎn)元件有 選擇地連接的第五摩擦元件，其中所述自動變速器配置成通過同時接合從所述5個摩擦元 件中選定的兩個摩擦元件而實現(xiàn)1種倒行速比和所述至少7種前進速比中的每一種。


圖1是示出符合第一實施方式的自動變速器的架構(gòu)圖；圖2是示出符合第一實施方式的自動變速器中摩擦元件的接合表的具體示例以 及它們的減速齒比的圖形；圖3是示出符合第一實施方式的第一改型示例的架構(gòu)圖；圖4是示出符合第一實施方式的第二改型示例的自動變速器的架構(gòu)圖；圖5是示出符合第二實施方式的自動變速器中摩擦元件的接合表的具體示例以 及它們的減速齒比的圖形；圖6是示出符合第三實施方式的自動變速器中摩擦元件的接合表的具體示例以 及它們的減速齒比的圖形；圖7是示出符合第四實施方式的自動變速器的架構(gòu)圖；圖8是示出符合第四實施方式的自動變速器中的摩擦元件的接合表的圖形；圖9是示出符合第四實施方式的自動變速器中的減速齒比的具體示例的圖形；圖10是符合第四實施方式的自動變速器中的減速齒比圖譜，其中繪制了用于各 前進速度的減速齒比；圖11是示出符合第四實施方式和專利文件3的各檔位的整合空轉(zhuǎn)速率的圖形；圖12是示出符合第五實施方式的自動變速器的架構(gòu)圖。
具體實施例方式以下將解釋符合本發(fā)明的步進式自動變速器的各實施方式。第一實施方式首先，將解釋步進式(多步式)自動變速器。圖1是示出符合第一實施方式的步 進式自動變速器的換檔機構(gòu)的簡略視圖。圖2是示出符合第一實施方式的自動變速器中， 摩擦元件接合表的具體示例以及它們的減速齒比(減速率)。第一實施方式中的自動變速器包括第一星形齒輪組PG1、第二行星齒輪組PG2和 第三行星齒輪組PG3，作為傳動鏈，如圖1所示。這三個行星齒輪組PG1、PG2和PG3每一個 都是單行星輪類型(single-pinion type)。第一行星齒輪組PGl包括第一中心齒輪(sun gear) Si、第一齒圈R1、和與第一中心齒輪Sl和第一齒圈Rl接合或嚙合的第一行星輪Pl。第二行星齒輪組PG2包括第二中心齒輪S2、第二齒圈R2、和與第二中心齒輪S2與第二齒圈 R2接合的第二行星輪P2。第三行星齒輪組PG3包括第三中心齒輪S3、第三齒圈R3、和與第 三中心齒輪S3與第三齒圈R3接合的第三行星輪P3。第一、第二和第三行星輪Pl至P3分 別相對于第一行星架PC1、第二行星架PC2和第三行星架PC3被旋轉(zhuǎn)支撐。輸入軸IN與第一中心齒輪Sl恒定連接。輸出軸OUT與第一行星架PCl恒定連接。 第二中心齒輪S2恒定鎖止(或固定)到變速器殼體1。第一齒圈Rl借助第一旋轉(zhuǎn)構(gòu)件Ml 恒定連接到第三齒圈R3。第二齒圈R2借助第二旋轉(zhuǎn)構(gòu)件M2恒定連接到第三中心齒輪S3。自動變速器進一步包括一個制動器，該制動器是摩擦元件A ；和4個離合器，所述 離合器是第二至第五摩擦元件B、C、D和E。第一摩擦元件A設(shè)置在第三行星架PC3和變速 器殼體1之間，并有選擇地相對于變速器殼體1鎖止(停止)第一行星架PCl的旋轉(zhuǎn)。第 二摩擦元件B設(shè)置在第一行星架PCl和第二行星架PC2之間，并有選擇地連接第一行星架 PCl與第二行星架PC2。第三摩擦元件C設(shè)置在第一行星架PCl和第二齒圈R2之間，并有 選擇地連接第一行星架PCl與第二齒圈R2。第四摩擦元件D設(shè)置在第二行星架PC2和第三 行星架PC3之間，并有選擇地連接第二行星架PC2與第三行星架PC3。第五摩擦元件E設(shè)置 在第一中心齒輪Sl和第二行星架PC2之間，并有選擇地連接第一中心齒輪Sl與第二行星 架 PC2。輸出軸OUT設(shè)置有輸出齒輪等部件，從而將旋轉(zhuǎn)驅(qū)動力通過差速齒輪和驅(qū)動軸傳 遞到驅(qū)動輪，驅(qū)動輪在圖中未示出。在第一實施方式的情況下，由于輸出軸OUT的外圓周沒 有被其他構(gòu)件等阻擋，所以自動變速器適用于FF型車輛和FR型車輛。摩擦元件在各檔位(換檔步驟)下的接合(連接)關(guān)系將在以下參照圖2所示的 接合表(對于各檔位的這些接合關(guān)系通過換檔控制部分或裝置來實現(xiàn))來解釋。在圖2所 示的表中，符號0表示接合(接合狀態(tài))，而空白表示脫開(釋放狀態(tài))。首先，解釋前進時的狀態(tài)。第一速度(第一速比)通過接合第一摩擦元件A與第 二摩擦元件B來實現(xiàn)。第二速度通過接合第一摩擦元件A與第三摩擦元件C來實現(xiàn)。第三 速度通過接合第一摩擦元件A與第四摩擦元件D來實現(xiàn)。第四速度通過接合第三摩擦元件 C與第四摩擦元件D來實現(xiàn)。第五速度通過接合第二摩擦元件B與第四摩擦元件D來實現(xiàn)。 第六速度通過接合第四摩擦元件D與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。第七速度通過接合第二摩擦 元件B與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。第八速度通過結(jié)合第三摩擦元件C與第五摩擦元件E來 實現(xiàn)。接著，倒行速度通過接合第一摩擦元件A與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。接著，將參照圖2解釋符合第一實施方式的減速齒比的具體示例。以下解釋內(nèi)容 在如下情況下給出第一星行星齒輪組PGl的齒比P1 = ZS1/ZK1等于0.5(Pl = ZS1/ZE1 = 0. 5)；第二行星齒輪組PG2的齒比P 2 = ZS2/ZE2等于0. 55(P2 = ZS2/ZE2 = 0. 55)；第三行 星齒輪組 PG3 的齒比 P 3 = ZS3/ZE3 等于 0. 55(P 3 = ZS3/ZE3 = 0. 55)。其中 ZS1、ZS2、ZS3、ZK1、 Ze2和Zk3表示對應(yīng)齒輪的齒數(shù)。前進時的第一速度的減速比“由方程“ =(1+P i+Ps+P SP3VP1來表示。通過 給該方程賦予具體數(shù)值，前進第一速度的減速齒比計算為I1 = 4. 705。減速齒比I1的倒數(shù) 等于0. 213。前進時的第二速度的減速比i2由方程i2 = (l+P ^P3VP1來表示。通過給該 方程賦予具體數(shù)值，前進第二速度的減速齒比計算為i2 = 4. 100。減速齒比i2的倒數(shù)等于0. 244。前進時的第三速度的減速比i3由方程i3= (1+91)/^1來表示。通過給該方程賦 予具體數(shù)值，前進第三速度的減速齒比計算為i3 = 3. 000。減速齒比i3的倒數(shù)等于0. 333。前進時的第四速度的減速比i4由方程i4 = ( P ^ P 3) / P i來表示。通過給該方程賦 予具體數(shù)值，前進第四速度的減速齒比計算為i4 = 2. 100。減速齒比i4的倒數(shù)等于0. 476。前進時的第五速度的減速比i5由方程i5= (口1+口2口3)/^1來表示。通過給該 方程賦予具體數(shù)值，前進第五速度的減速齒比計算為i5 = 1. 605。減速齒比i5的倒數(shù)等于
0.623。前進時的第六速度的減速比i6由方程i6= (HP1V(HP1-P2P3)來表示。通過 給該方程賦予具體數(shù)值，前進第六速度的減速齒比計算為i6 = 1. 253。減速齒比i6的倒數(shù) 等于0. 798。前進時的第七速度的減速比i7由方程i7 = 1. 0來表示。不需要給該方程賦予具 體數(shù)值，前進第七速度的減速齒比等于1. 000。減速齒比i7的倒數(shù)等于1. 000。前進時的第八速度的減速比i8由方程i8 = 1/(1+P2)來表示。通過給該方程賦 予具體數(shù)值，前進第八速度的減速齒比計算為i8 = 0. 645。減速齒比i8的倒數(shù)的倒數(shù)等于
1.550。倒行速度的減速齒比由以下方程表示iK = - (1+ P J / ( P 3 (1+ P 2) - P J。通過給 該方程賦予具體數(shù)值，倒行速度的減速齒比iK計算為iK = "4. 255。倒行齒比iK的倒數(shù) 為-0. 235。第一實施方式的有益效果結(jié)構(gòu)架構(gòu)作為整體的效果在第一實施方式中，能實現(xiàn)8種前進速度和1種倒行速度的自動變速器可以在保 證正確減速齒比的情況下實現(xiàn)，雖然自動變速器由數(shù)量有限的簡單構(gòu)成元件構(gòu)成，即3個 簡單行星齒輪組和5個摩擦元件。采用三個簡單行星齒輪組帶來的效果由于使用三組簡單行星齒輪(3個單行星輪形式的行星齒輪組)，較之使用雙行星 輪(雙行星輪形式行星齒輪組)的情況，齒輪噪音和傳動效率得以改善。此外，由于在該實 施方式中不需要減小行星輪直徑，所以齒輪耐久性提高。建立在齒比基礎(chǔ)上的效果在各行星齒輪組中的全部齒比Pl、P2* P3都接近中值0.5。因此，通過自由設(shè) 置三個齒比而獲得的可能范圍較寬，以便減速齒比的自由度可以更高。建立在減速齒比基礎(chǔ)上的效果在該實施方式中，第八速度的減速齒比特意設(shè)置在較小值。換句話說，第七速度減 速齒比和第八速速減速齒比之間的比率(第七速度減速齒比與第八速度減速齒比之間的 比率)設(shè)置成大于任何其他相鄰兩個速度的減速齒比之間的比率。因此，在定速低扭矩運 行時，例如在高速公路上運行時，內(nèi)燃機的轉(zhuǎn)速可以顯著降低。因此，可以改善安靜屬性以 及燃料經(jīng)濟性。建立在前進時的比率覆蓋范圍基礎(chǔ)上的效果前進時齒比覆蓋范圍(齒比寬度)定義為最低速度(最低檔位)的減速齒比除以最高速度(最高檔位)的減速齒比獲得的值，即最低速度減速齒比/最高速度減速齒比。可 以說，在車輛啟動時刻的加速性能與車輛高速巡航時刻的燃料經(jīng)濟性之間的相容性變得更 好，而且在各前進速度時設(shè)置齒比值的自由度也變得更高，因為齒比覆蓋范圍的值變得更 大。在第一實施方式中，作為具體數(shù)值，前進第一速度的減速齒比等于4. 705，而前進第八速 度的減速齒比等于0.645。在該實施方式中，從第一速度到第八速度的齒比覆蓋范圍等于 7. 29，因此可以保證充分的齒比覆蓋范圍。因此，例如，符合第一實施方式的自動變速器作 為裝備柴油機作為動力源的車輛的變速器也有效用，雖然柴油機的轉(zhuǎn)速寬度較之汽油機的 轉(zhuǎn)速寬度狹窄，并且柴油機的扭矩較之具有相同發(fā)動機排量的汽油機更大。建立在I-R比率基礎(chǔ)上的效果I-R比率值接近1，具體來說，等于0. 904。因此，相對于加速器踏板按壓調(diào)節(jié)而言， 車輛加速感在前進和倒行之間不會發(fā)生顯著變化。因此，可以避免驅(qū)動能力變差的問題。建立在換擋時摩擦元件之間切換次數(shù)上的效果如果在換擋時，釋放一個或更多個摩擦元件而接合兩個或更多個摩擦元件，或者 如果在換擋時，釋放兩個或更多個摩擦元件并接合一個或更多個摩擦元件，則扭矩控制以 及接合與釋放摩擦元件的時序控制將變得復(fù)雜。因此，從避免換檔控制復(fù)雜化的角度來說， 優(yōu)選在換擋時釋放一個摩擦元件而接合另一個摩擦元件。就是說，優(yōu)選避免所謂的雙重切 換(double-changeover)。在第一實施方式中，在前進第一速度到前進第三速度之間的換擋 是在第一摩擦元件A保持接合狀態(tài)的情況下進行。此外，在前進第三速度到前進第六速度 之間的換擋是在第四摩擦元件D保持接合狀態(tài)的情況下進行。此外，在前進第六速度到前 進第八速度之間的換檔是在第五摩擦元件E保持接合狀態(tài)的情況下進行。就是說，在前進 第一速度到第八速度之中，相鄰兩個檔位(相鄰兩個速比)之間的每次換擋可以通過釋放 一個摩擦元件并結(jié)合一個摩擦元件來實現(xiàn)。此外，在前進第一速度到第八速度當(dāng)中，每一次 跳一檔換檔(跳一個速比換檔)可以通過釋放一個摩擦元件并接合一個摩擦元件來實現(xiàn)。 因此，在前進時，全部相鄰換檔和全部跳一檔換檔每一次都通過從一個摩擦元件切換到另 一個摩擦元件來進行。因此，可以防止換擋過程中的控制復(fù)雜化。建立在布局基礎(chǔ)上的效果(i)在符合第一實施方式的自動變速器中，第一和第四摩擦元件A和D集中(集 合)設(shè)置在三個行星齒輪組的輸入軸側(cè)，如圖1中的構(gòu)架圖所示。采用相同方式，第二、第 三和第五摩擦元件B、C和E也集中設(shè)置。就是說，接合壓力等等需要提供給相應(yīng)的離合器 和制動器，并且當(dāng)然就需要為所述接合壓力從固定構(gòu)件提供油料供應(yīng)通道。由于在該實施 方式中，各摩擦元件集中布置，所以從形成有油料通道的固定壁部到每個摩擦元件的距離 可以大約相等或縮短。因此，油料通道的布線容易獲得優(yōu)良的可控性。(ii)此外，經(jīng)過行星齒輪組外周邊(外圓周)側(cè)的旋轉(zhuǎn)構(gòu)件僅僅是第一旋轉(zhuǎn)構(gòu)件 M1，即形成單層結(jié)構(gòu)，如圖1中的架構(gòu)圖所示。通常，在自動變速器中，潤滑油總是供應(yīng)給各 旋轉(zhuǎn)構(gòu)件，諸如齒輪、軸承等等，用來冷卻和潤滑。潤滑油一般從變速器的軸中心側(cè)借助離 心力供應(yīng)。此時，如果潤滑油的排出效率(恢復(fù)性能)在行星齒輪組的外周邊側(cè)變差，則油 溫會升高，以使摩擦元件、軸承構(gòu)件(未示出)等等的耐久性降低。由于如上所述，經(jīng)過行 星齒輪組外周邊側(cè)的旋轉(zhuǎn)構(gòu)件在第一實施方式中形成單層結(jié)構(gòu)，所以潤滑油的排出效率不 會變差，所以可以抑制溫度升高，以改善耐久性。
(iii)符合第一實施方式的自動變速器可以設(shè)計成允許扭矩輸入到行星齒輪組的 一側(cè)，然后從行星齒輪組的另一側(cè)輸出。因此，符合第一實施方式的自動變速器適用于前輪 驅(qū)動的車輛(以下稱為FF車輛)和后輪驅(qū)動的車輛(以下稱為FR車輛)，即可以廣泛地應(yīng)用。(第一改型示例)接下來，解釋符合本發(fā)明的第一實施方式的第一改型示例。由于第一改型示例的 基本結(jié)構(gòu)與上述改型前的結(jié)構(gòu)相同，所以現(xiàn)在僅解釋第一改型示例不同于上述改型前示例 的結(jié)構(gòu)部分。圖3是示出第一改型示例的架構(gòu)圖。在上述改型前的示例中，公開了具有第一行 星齒輪組PGl、第二行星齒輪組PG2和第三行星齒輪組PG3的三個單行星輪行星齒輪組作為 傳動鏈依次從輸出側(cè)起設(shè)置(第一行星齒輪組PG1、第二行星齒輪組PG2、第一行星齒輪組 PG3)。與此相反，在第一改型示例中，三個行星齒輪組從輸出側(cè)起按照以下次序設(shè)置第一 行星齒輪組PGl、第三行星齒輪組PG3、第二行星齒輪組PG2。各摩擦元件的位置關(guān)系，各旋轉(zhuǎn)構(gòu)件的連接關(guān)系以及在各檔位時摩擦元件的接合 關(guān)系全部與改型前的示例相同。換句話說，在改型前的示例與第一改型示例之間，第二行星 齒輪組PG2和第三行星齒輪組PG3簡單地彼此互換位置。因此，在第一改型示例中，除了在 第一實施方式的改型前示例中提到的效果之外，還可以獲得以下有益效果。根據(jù)第一改型示例的有益效果在第一改型示例中，不存在經(jīng)過位于自動變速器輸出側(cè)的行星齒輪組的外周邊側(cè) 的構(gòu)件，即不存在經(jīng)過第一行星齒輪組PGl外周邊側(cè)的構(gòu)件。因此，自動變速器的輸出側(cè)直 徑可以減小。輸出側(cè)直徑減小顯著改善了相對于車輛的安裝屬性，特別是在用作FR車輛的 變速器的情況下。(第二改型示例)接下來，解釋第一實施方式的第二改型示例。由于第二改型示例的基本結(jié)構(gòu)與上 述第一實施方式的改型前示例的結(jié)構(gòu)相同，所以現(xiàn)在僅解釋第二改型示例不同于上述改型 前示例的結(jié)構(gòu)部分。圖4是示出第二改型示例的架構(gòu)圖。在上述改型前的示例中，公開了由第一行星 齒輪組PGl、第二行星齒輪組PG2和第三行星齒輪組PG3構(gòu)成的三個單行星輪形式行星齒輪 組作為傳動鏈依次從輸出軸側(cè)設(shè)置(第一行星齒輪組PG1、第二行星齒輪組PG2、第三行星 齒輪組PG3)。與此相反，在第二改型示例中，三個行星齒輪組從輸出側(cè)按照以下順序設(shè)置 第二行星齒輪組PG2、第三行星齒輪組PG3、第一行星齒輪組PG1。雖然第二改型示例中的排 列順序類似于第一改型示例，但是接合元件B、C和E設(shè)置在超過第一行星齒輪組PGl的輸 入軸側(cè)，與第一改型示例不同。要注意，圖4示出了輸入軸和輸出軸的位置與第一改型示例 的圖1相反。各摩擦元件的位置關(guān)系、各旋轉(zhuǎn)構(gòu)件的連接關(guān)系以及在各檔位下摩擦元件的接合 關(guān)系全部與改型前的示例相同。而且在第二改型示例中，可以實現(xiàn)類似于上述第一實施方 式的改型前示例中提及的效果。第二實施方式接下來，將解釋符合本發(fā)明的第二實施方式。在第二實施方式中，采用第一實施方式的改型前的示例中的自動變速器，實現(xiàn)了 7種前進速度和1種倒行速度。在各檔位下的摩擦元件的接合(連接)關(guān)系以下參照圖5中的接合表(各檔位的 接合關(guān)系通過換檔控制部分或裝置來實現(xiàn))進行解釋。在圖5的表中，符號0表示接合，而 空白表示脫開。首先，解釋前進時的狀態(tài)。第一速度通過接合第一摩擦元件A與第二摩擦元件B 來實現(xiàn)。第二速度通過接合第一摩擦元件A與第三摩擦元件C來實現(xiàn)。第三速度通過接合 第一摩擦元件A與第四摩擦元件D來實現(xiàn)。第四速度通過接合第三摩擦元件C與第四摩擦 元件D來實現(xiàn)。第五速度通過接合第二摩擦元件B與第四摩擦元件D來實現(xiàn)。第六速度通 過接合第四摩擦元件D與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。第七速度通過接合第二摩擦元件B與第 五摩擦元件E來實現(xiàn)。倒行速度通過接合第一摩擦元件A與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。第二實施方式中的齒比覆蓋范圍等于4. 705，而I-R比率等于0.904。因此，可以 實現(xiàn)類似于第一實施方式的有益效果。但是，建立在齒比覆蓋范圍上的效果相對于第一實 施方式有所減弱，因為第二實施方式的齒比覆蓋范圍較之第一實施方式更小。此外，由于在 第一實施方式中示出的第八速度并不存在，所以無法實現(xiàn)上述建立在減速齒比基礎(chǔ)上的優(yōu) 勢。要注意，通過采用第一實施方式的第一改型示例中的結(jié)構(gòu)可以實現(xiàn)第二實施方式。第三實施方式接下來，將解釋符合本發(fā)明的第三實施方式。在第三實施方式中，通過采用第一實 施方式的改型前的示例中的自動變速器，實現(xiàn)了 7種前進速度和1種倒行速度。在各檔位下的摩擦元件的接合(連接)關(guān)系以下參照圖6中的接合表(各檔位的 接合關(guān)系通過換檔控制部分或裝置來實現(xiàn))進行解釋。在圖6的表中，符號0表示接合，而 空白表示脫開。首先，解釋前進時的狀態(tài)。第一速度通過接合第一摩擦元件A與第三摩擦元件C 來實現(xiàn)。第二速度通過接合第一摩擦元件A與第四摩擦元件D來實現(xiàn)。第三速度通過接合 第三摩擦元件C與第四摩擦元件D來實現(xiàn)。第四速度通過接合第二摩擦元件B與第四摩擦 元件D來實現(xiàn)。第五速度通過接合第四摩擦元件D與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。第六速度通 過接合第二摩擦元件B與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。第七速度通過接合第三摩擦元件C與第 五摩擦元件E來實現(xiàn)。倒行速度通過接合第一摩擦元件A與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。第三實施方式中的齒比覆蓋范圍等于6. 357，而I-R比率等于1.04。因此，可以實 現(xiàn)類似于第一實施方式的有益效果。但是，建立在齒比覆蓋范圍上的效果相對于第一實施 方式有所減弱，因為第三實施方式的齒比覆蓋范圍較之第一實施方式更小。此外，由于在第 一實施方式中的I-R比率較之第一實施方式更接近1，所以建立在I-R比率基礎(chǔ)上的效果較 之第一實施方式更好。要注意，通過采用第一實施方式的第一改型示例中的結(jié)構(gòu)可以實現(xiàn) 第三實施方式。第四實施方式首先，將要解釋一種結(jié)構(gòu)。圖7是架構(gòu)圖，示出了符合第四實施方式的步進式自動 變速器的換擋機構(gòu)。圖8是符合第四實施方式的自動變速器中的摩擦元件的接合表。圖9 是減速齒比的具體示例。圖10是減速齒比圖譜，其中繪制了用于各前進速度的減速齒比。第四實施方式中的自動變速器包括前部行星齒輪組PGFR(第一行星齒輪組)、中 部行星齒輪組PGMID (第二行星齒輪組)和后部行星齒輪組PGRR (第三行星齒輪組)，作為傳動鏈，如圖7所示。這三個行星齒輪組PGFR、PGMID和PGRR每一個都是單行星輪形式。前 部行星齒輪組PGFR包括前部中心齒輪FR-S (第一旋轉(zhuǎn)元件)、前部齒圈FR-R (第三旋轉(zhuǎn)元 件)和與前部中心齒輪FR-S與前部齒圈FR-R接合或嚙合的前部行星輪FR-P。中部行星齒 輪組PGMID包括中部中心齒輪MID-S (第四旋轉(zhuǎn)元件)、中部齒圈MID-R(第六旋轉(zhuǎn)元件)和 與中部中心齒輪MID-S與中部齒圈MID-R接合的中部行星輪MID-P。后部行星齒輪組PGRR 包括后部中心齒輪RR_S(第七旋轉(zhuǎn)元件)、后部齒圈RR-R(第九旋轉(zhuǎn)元件)和與后部中心齒 輪RR-S與后部齒圈RR-R接合的后部行星輪RR-P。前部行星輪FR-P、中部行星輪MID-P和 后部行星輪RR-P分別相對于前部行星架FR-PC (第二旋轉(zhuǎn)元件)、中部行星架MID-PC (第五 旋轉(zhuǎn)元件)和后部行星架RR-PC(第八旋轉(zhuǎn)元件)旋轉(zhuǎn)支撐。輸入軸IN與后部中心齒輪RR-S恒定連接(或接合)。輸出軸OUT與后部行星架 RR-PC恒定連接。前部中心齒輪FR-S恒定鎖止或固定到變速器殼體1。中部齒圈MID-R通 過第一旋轉(zhuǎn)構(gòu)件Ml與后部齒圈RR-R恒定連接。前部齒圈FR-R通過第二旋轉(zhuǎn)構(gòu)件M2與中 部中心齒輪MID-S恒定連接。所述自動變速器進一步包括一個制動器，所述制動器是第一摩擦元件(低速和倒 行制動器)A ；和5個離合器，所述離合器是第二摩擦元件(146離合器)B、第三摩擦元件(38 離合器)C、第四摩擦元件(中部離合器)D、第五摩擦元件(高速和倒行離合器)E以及第六 摩擦元件(7離合器)F。第一摩擦元件A設(shè)置在中部行星架MID-PC和變速器殼體1之間，并有選擇地鎖 止(停止)中部行星架MID-PC相對于變速器殼體1的旋轉(zhuǎn)。第二摩擦元件B設(shè)置在前部 行星架FR-PC和后部行星架RR-PC之間，并有選擇地連接前部行星架FR-PC與后部行星架 RR-PC0第三摩擦元件C設(shè)置在前部齒圈FR-R和后部行星架RR-PC之間，并有選擇地連接 前部齒圈FR-R與后部行星架RR-PC。第四摩擦元件D設(shè)置在前部行星架FR-PC和中部行星 架MID-PC之間，并有選擇地連接前部行星架FR-PC與中部行星架MID-PC。第五摩擦元件E 設(shè)置在前部行星架FR-PC與后部中心齒輪RR-S之間，并有選擇地連接前部行星架FR-PC與 后部中心齒輪RR-S。第六摩擦元件F設(shè)置在前部齒圈FR-R和中部行星架MID-PC之間，并 有選擇地連接前部齒圈FR-R與中部行星架MID-PC。輸出軸OUT設(shè)置有輸出齒輪等部件，從而通過差速齒輪和驅(qū)動軸向驅(qū)動輪傳遞旋 轉(zhuǎn)驅(qū)動力，驅(qū)動輪未示出。在第四實施方式的情況下，由于輸出軸OUT的外周邊不受其他部 件等的阻擋，所以該實施方式中的自動變速器適用于FF車輛和FR車輛兩者。下面參照圖8中的接合表(用于各檔位的這些接合關(guān)系通過換檔控制部分或裝置 來實現(xiàn))解釋在各檔位下的摩擦元件的接合(連接)關(guān)系。在圖8中，符號0表示接合，而 空白表示脫開。首先，解釋前進時的狀態(tài)。第一速度通過接合第一摩擦元件A與第二摩擦元件B 來實現(xiàn)。第二速度通過接合第一摩擦元件A與第四摩擦元件D來實現(xiàn)。第三速度通過接合 第三摩擦元件C與第四摩擦元件D來實現(xiàn)。第四速度通過接合第二摩擦元件B與第四摩擦 元件D來實現(xiàn)。第五速度通過接合第四摩擦元件D與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。第六速度通 過接合第二摩擦元件B與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。第七速度通過接合第五摩擦元件E與第 六摩擦元件F來實現(xiàn)。第八速度通過接合第三摩擦元件C與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。倒行 速度通過接合第一摩擦元件A與第五摩擦元件E來實現(xiàn)。
接著，將參照圖9解釋符合第四實施方式的減速齒比的具體示例。以下解釋內(nèi)容 在如下情況下給出前部行星齒輪組PGFR的齒Kpra = ZFE_S/ZFE_E等于0. 5 ( P = ZFE_S/ZFE_E =0. 5)；中部行星齒輪組 PGMID 的齒比 P MID = ZMID_S/ZMID_K 等于 0. 53 ( P MID = ZMID_S/ZMID_K = 0. 53)；后部行星齒輪組 PGRR 的齒比 P KK = ZEE_S/ZEE_E 等于 0. 45 ( P KK = ZEE_S/ZEE_E = 0. 45)。 其中 ZFK_S、ZMID_S、ZKK_S、ZFK_K、ZMID_E 和 ZKK_K 表示對應(yīng)齒輪的齒數(shù)。前進時的第一速度的減速比“由方程“ =(1+Pkk+Pmid+P MIDPFK)/Pkk來表示。 通過給該方程賦予具體數(shù)值，向前第一速度的減速齒比計算為I1 = 5. 00。減速齒比I1的 倒數(shù)等于0. 20。前進時的第二速度的減速比i2由方程i2= (1+PKK)/Pkk來表示。通過給該方程 賦予具體數(shù)值，向前第二速度的減速齒比計算為i2 = 3. 22。減速齒比i2的倒數(shù)等于0. 31。前進時的第三速度的減速比i3由方程i3 = (P EE+PFE+P FEP ER+P IDPFE)/ (PEE(1+PFE))來表示。通過給該方程賦予具體數(shù)值，向前第三速度的減速齒比計算為i3 = 2. 13。減速齒比i3的倒數(shù)等于0. 47。前進時的第四速度的減速比i4由方程i4 = ( Pkk+P MIDPFK)/Pkk來表示。通過給 該方程賦予具體數(shù)值，向前第四速度的減速齒比計算為i4 = 1. 59。減速齒比i4的倒數(shù)等 于 0. 63。前進時的第五速度的減速比i5由方程i5= (1+PKK)/(1+PKK-PMIDPFK)來表示。 通過給該方程賦予具體數(shù)值，向前第五速度的減速齒比計算為i5 = 1. 23。減速齒比i5的 倒數(shù)等于0.81。前進時的第六速度的減速比i6由方程i6 = 1. 0來表示。不需要給該方程賦予具 體數(shù)值，前進第六速度的減速齒比的倒數(shù)等于1. 0。減速齒比i6的倒數(shù)等于1. 0。前進時的第七速度的減速比i7由方程i7= (1+PEE)/(1+PEE+PFE)來表示。通過 給該方程賦予具體數(shù)值，向前第七速度的減速齒比計算為i7 = 0. 74。減速齒比i7的倒數(shù) 等于1. 34。前行進時的第八速度的減速比i8由方程i8 = 1/(1+Pfe)來表示。通過給該方程 賦予具體數(shù)值，向前第八速度的減速齒比計算為i8 = 0. 67。減速齒比i8的倒數(shù)等于1. 50。倒行速度的減速齒比由以下方程表示iK = -(Ι+ρ^Λρ^^+ρ^ρ^-ρ。。通 過給該方程賦予具體數(shù)值，倒行速度的減速齒比iK計算為iK = "4. 12。減速齒比iK的倒數(shù) 為-0. 24。圖10是減速齒比的圖譜，其中繪制了用于各前進速度的減速齒比。如圖10所示， 隨著檔位升高到高速側(cè)，減速齒比以幾何級數(shù)減小。因此，實現(xiàn)了協(xié)調(diào)換檔，而不會有在根 據(jù)車速進行換擋時的不舒服感覺(strangeness)。[第四實施方式實現(xiàn)的有益效果]建立在整合空轉(zhuǎn)速率基礎(chǔ)上的效果被釋放的摩擦元件相對轉(zhuǎn)速與變速器輸入轉(zhuǎn)速的比率定義為空轉(zhuǎn)速率(表示相 對轉(zhuǎn)速幅度與輸入轉(zhuǎn)速幅度的參數(shù)，將輸入轉(zhuǎn)速幅度當(dāng)作“1”)。處于被釋放狀態(tài)的各摩擦 元件的空轉(zhuǎn)速率對于每個檔位整合。以下，在每個檔位下的該整合值稱為“整合空轉(zhuǎn)速率”。 整合空轉(zhuǎn)速率可以用于評價在每個檔位時，變速器中的摩擦元件的相對轉(zhuǎn)速程度。一般來 說，利用該整合空轉(zhuǎn)速率，可以大致判斷出燃料經(jīng)濟性正確與否，因為摩擦元件的馬力損耗趨向于隨著其相對轉(zhuǎn)速升高而增大。特別是，在輸入轉(zhuǎn)速相對較低時，或者在處于釋放狀態(tài) 的摩擦元件當(dāng)中的制動器的數(shù)目較大時，這種趨勢變得明顯。作為比較示例，在專利文件3(W02005/026579，參見圖3)中公開的自動變速器的 情況下，將三行行星齒輪組的各齒比當(dāng)作α 1 = 0. 463、α 2 = 0. 459和α 3 = 0. 405，對每 個檔位計算整合空轉(zhuǎn)速率。圖11是示出了各檔位時整合空轉(zhuǎn)速率的視圖。如圖11中的符 號▲所示，在專利文件3中公開的自動變速器的情況下，存在的問題是整合空轉(zhuǎn)速率較高， 從而在頻繁使用前進檔位時，使燃料經(jīng)濟性變差。如圖11中的符號·所示，在符合本發(fā)明的第四實施方式的自動變速器的情況下， 在頻繁使用的前進檔位時，與專利文件3中的情況相比，整合空轉(zhuǎn)速率較低。因此，主要在 低速區(qū)域可以提高燃料經(jīng)濟性。作為結(jié)構(gòu)架構(gòu)整體實現(xiàn)的效果在第四實施方式中，可以在保證減速齒比正確的情況下實現(xiàn)能獲得8種前進速度 和1種倒行速度的自動變速器，雖然自動變速器以數(shù)量有限的簡單構(gòu)成元件構(gòu)造，即三個 簡單行星齒輪組和6個摩擦元件。使用三個簡單行星齒輪組帶來的效果由于使用三個簡單行星齒輪組，較之使用雙行星輪(雙行星輪形式行星齒輪組) 的情況而言，抑制了齒輪噪音加劇。此外，由于在該實施方式中，行星輪直徑不需要減小，所 以可以抑制齒輪耐久性惡化。此外，齒輪組的外直徑可以減小，以便變速器的直徑可以縮建立在齒比基礎(chǔ)上的效果各行星齒輪組的全部齒比Pl、P2* P3都接近中值0.5。因此，通過自由設(shè)置三 個齒比所獲得的可能范圍較寬，以便減速齒比的自由度可以變大。建立在前進齒比覆蓋范圍基礎(chǔ)上的效果前進齒比覆蓋范圍(齒比寬度)定義為最低速度(檔位)減速齒比除以最高速度 (檔位)減速齒比獲得的值，即最低速度減速齒比/最高速度減速齒比?？梢哉f，針對各前 進速度設(shè)置齒比的自由度隨著齒比覆蓋范圍值變大而變大。在第四實施方式中，作為具體 數(shù)值，前進第一速度的減速齒比等于5. 00，而前進第八速度的減速齒比等于0. 67。在該實 施方式中，從第一速度到第八速度的齒比覆蓋范圍等于7. 50，因此可以保證充分的齒比覆 蓋范圍。因此，例如，符合第四實施方式的自動變速器也可以用作裝備有柴油機作為動力源 的車輛中的變速器，雖然柴油機的轉(zhuǎn)速寬度較之汽油機的轉(zhuǎn)速寬度狹窄，且柴油機的扭矩 較之具有相同發(fā)動機排量的汽油機更大。建立在I-R比率基礎(chǔ)上的效果倒行第一速度減速齒比與前進第一速度減速齒比的比率(倒行第一速度減速齒 比/前進第一速度減速齒比，以下稱為“1-R”比率)接近1，具體來說，等于0. 824。因此， 在前進時和倒行時之間，車輛加速感覺相對于加速器踏壓調(diào)節(jié)不會顯著變化。因此，可以避 免驅(qū)動能力變差的問題?，F(xiàn)在描述有關(guān)I-R比率的補充解釋。在I-R比率無法設(shè)置到正確值時，即，例如， 在I-R比率為較小值時，在前進第一速度和倒行第一速度之間，輸出扭矩相對于加速器開 度顯著不同。在前進時和倒行時之間，車輛加速感覺相對于加速器踏壓調(diào)節(jié)顯著不同的情況下，存在驅(qū)動能力變差的問題，因為前進第一速度和倒行第一速度各自在車輛啟動時都 要使用。從這一點來開，I-R比率作為驅(qū)動能力的指標(biāo)被引入。建立在換擋時摩擦元件切換次數(shù)基礎(chǔ)上的效果如果在換擋時，一個或更多個摩擦元件釋放且兩個或更多個摩擦元件接合，或者 如果在換擋時兩個或更多個摩擦元件釋放且一個或更多個摩擦元件接合，則扭矩控制以及 摩擦元件接合與釋放時序控制變得復(fù)雜。因此，從避免換檔控制復(fù)雜化的角度來看，優(yōu)選在 換擋時一個摩擦元件釋放和一個摩擦元件接合。就是說，優(yōu)選避免所謂的雙重切換。在第 四實施方式中，前進第一速度和前進第二速度之間的換擋是在第一摩擦元件A保持接合狀 態(tài)的情況下進行。此外，從前進第二速度到前進第五速度之間的換擋是在第四摩擦元件D 保持接合狀態(tài)的情況下進行。此外，從前進第五速度到前進第八速度之間的換檔是在第五 摩擦元件E保持接合狀態(tài)的情況下進行。就是說，在前進第一速度到第八速度之中，相鄰兩 個檔位(相鄰兩個速比)之間的每次換擋可以(借助執(zhí)行的換擋切換裝置)通過釋放一個 摩擦元件并結(jié)合一個摩擦元件來實現(xiàn)。此外，從前進第一速度到第八速度當(dāng)中，每一次跳一 檔換檔(除了從前進第一速度到前進第三速度的跳一檔換檔)可以通過釋放一個摩擦元件 并接合一個摩擦元件來實現(xiàn)。因此，可以防止換擋過程中的控制復(fù)雜化。建立在布局基礎(chǔ)上的效果i)在符合第四實施方式的自動變速器中，第一摩擦元件A、第四摩擦元件D和第六 摩擦元件F集中設(shè)置在三個行星齒輪組的輸入軸側(cè)，如圖7中的構(gòu)架圖所示。采用相同方 式，第二摩擦元件B、第三摩擦元件C和第五摩擦元件E也集中設(shè)置。就是說，接合壓力等等 需要提供給相應(yīng)離合器和制動器，并且當(dāng)然就需要為所述接合壓力從固定構(gòu)件提供油料供 應(yīng)通道。由于在該實施方式中，各摩擦元件集中布置，所以從形成有油料通道的固定壁到每 個摩擦元件的距離可以大約相等或縮短。因此，油料通道的布線容易獲得優(yōu)良的可控性。具體來說，由發(fā)動機驅(qū)動的油泵等部件一般設(shè)置在變速器的輸入側(cè)。由此，油泵端 蓋等用來支撐油泵的部件設(shè)置在輸入側(cè)。由于油泵端蓋設(shè)置成在閉合變速器殼體1的輸入 側(cè)，所以該端蓋用作控制閥單元和相應(yīng)旋轉(zhuǎn)元件之間的連通通道。由于在第四實施方式中， 摩擦元件集中布置在輸入側(cè)，所以容易使用該端蓋等部件，以便油料通道的布線更容易。ii)此外，經(jīng)過行星齒輪組外周邊側(cè)的旋轉(zhuǎn)構(gòu)件僅僅是與中部行星架MID-PC整體 旋轉(zhuǎn)的旋轉(zhuǎn)構(gòu)件，即形成單層結(jié)構(gòu)，如圖7中的架構(gòu)圖所示。通常，在自動變速器中，潤滑油 總是供應(yīng)給各旋轉(zhuǎn)構(gòu)件，諸如齒輪、軸承等等，用來冷卻和潤滑。潤滑油一般從變速器的軸 中心側(cè)借助離心力供應(yīng)。此時，如果潤滑油的排出效率在行星齒輪組的外周邊側(cè)變差，則油 溫會升高，以使摩擦元件、軸承構(gòu)件(未示出)等等的耐久性降低。由于如上所述，經(jīng)過行 星齒輪組外周邊側(cè)的旋轉(zhuǎn)構(gòu)件在第四實施方式中形成單層結(jié)構(gòu)，所以潤滑油的排出效率不 會變差，所以可以抑制溫度升高，以改善耐久性。(iii)此外，在該實施方式中，不存在經(jīng)過位于自動變速器輸出側(cè)的行星齒輪組的 外周邊側(cè)的構(gòu)件。因此，自動變速器的輸出側(cè)直徑可以減小。輸出側(cè)直徑減小顯著改善了 相對于車輛的安裝屬性，特別是在所述變速器安裝在后輪驅(qū)動車輛的情況下。(iv)符合第四實施方式的自動變速器可以設(shè)計成允許扭矩輸入行星齒輪組一側(cè)， 然后從行星齒輪組另一側(cè)輸出。因此，符合第四實施方式的自動變速器適用于前輪驅(qū)動車 輛和后輪驅(qū)動車輛兩者，即可以廣泛應(yīng)用。
第五實施方式接下來將解釋符合本發(fā)明的第五實施方式。由于第五實施方式的基本結(jié)構(gòu)與第四 實施方式相同，所以現(xiàn)在將僅解釋第五實施方式與第四實施方式不同的結(jié)構(gòu)部分。圖12是示出第五實施方式的架構(gòu)圖。在第五實施方式中，單向離合器OWC設(shè)置成 與第一摩擦元件A并聯(lián)。為了消除正常行駛過程中的過大的發(fā)動機制動感覺，或者為了簡 化伴隨著巨大扭矩差異的升檔過程諸如低速側(cè)檔位之間的升檔過程中的換擋控制，優(yōu)選提 供用于低速側(cè)檔位的單向離合器owe。為此，在第四實施方式的情況下，用于低速側(cè)檔位的單向離合器OWC應(yīng)該設(shè)置成 與第一摩擦元件A并聯(lián)，該第一摩擦元件A在從前進第二速度升檔到前進第三速度時被釋 放。第一摩擦元件A是制動器，有選擇地將中部行星架MID-PC鎖止到變速器殼體1。在從 第二速度換檔到第三速度時，中部行星架MID-PC正向(發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向定義為正向)旋 轉(zhuǎn)。因此，為了與第一摩擦元件A并聯(lián)地安裝單向離合器0WC，需要讓中部行星架MID-PC的 旋轉(zhuǎn)方向在將第一摩擦元件A置于釋放狀態(tài)的全部檔位下都為正向。在中部行星架MID-PC的旋轉(zhuǎn)方向在任何檔位下變成負(fù)向的情況下，需要增加另 一個能在單向離合器OWC的激活和停用狀態(tài)之間切換的摩擦元件與單向離合器OWC串聯(lián)。 在這種情況下，涉及增加部件數(shù)量，所以安裝單向離合器OWC的效果變得相對較低。在符合 本發(fā)明的第四實施方式中，通過在任何檔位下檢查中部行星架MID-PC的轉(zhuǎn)速(每一個轉(zhuǎn) 數(shù))，確認(rèn)中部行星架MID-PC的旋轉(zhuǎn)在任何檔位下都保持正向。因此，在第四實施方式的結(jié) 構(gòu)情況下，僅僅通過提供與中部行星架MID-PC并聯(lián)的單向離合器0WC，就可以實現(xiàn)控制邏 輯的簡化，而不需要顯著增大部件數(shù)目，并且在車輛正常行駛過程中，也可以抑制過大的發(fā) 動機制動感覺。在第五實施方式中，第一摩擦元件A在第一速度和第二速度下，設(shè)置成接合狀態(tài)。 因此，在巡航降擋等時刻，從第三速度向第二速度降擋和從第二速度向第一速度降擋可以 在第一摩擦元件A保持釋放狀態(tài)的情況下進行。在這種情況下，在從第三速度向第二速度 的降擋時刻，僅執(zhí)行第三摩擦元件C的釋放控制，而在從第二速度向第一速度的降擋時刻， 執(zhí)行第四摩擦元件D的釋放控制和第二摩擦元件B的接合控制。除了以上針對第四和第五實施方式的解釋內(nèi)容之外，各行星齒輪組的旋轉(zhuǎn)元件的 接合關(guān)系可以采用符合本發(fā)明的其他接合關(guān)系。此外，雖然行星齒輪組在第四實施方式中 采用前部一中部一后部的方式布置，但是根據(jù)本發(fā)明，該布置順序可以適當(dāng)改變。
權(quán)利要求
一種自動變速器，包括第一行星齒輪組，所述第一行星齒輪組包括第一旋轉(zhuǎn)元件、第二旋轉(zhuǎn)元件和第三旋轉(zhuǎn)元件；第二行星齒輪組，所述第二行星齒輪組包括恒定鎖止的第四旋轉(zhuǎn)元件、第五旋轉(zhuǎn)元件和第六旋轉(zhuǎn)元件；第三行星齒輪組，所述第三行星齒輪組包括與所述第六旋轉(zhuǎn)元件相連以限定第二旋轉(zhuǎn)構(gòu)件的第七旋轉(zhuǎn)元件、第八旋轉(zhuǎn)元件和與所述第三旋轉(zhuǎn)元件相連以限定第一旋轉(zhuǎn)構(gòu)件的第九旋轉(zhuǎn)元件；與所述第一旋轉(zhuǎn)元件恒定連接的輸入軸；與所述第二旋轉(zhuǎn)元件恒定連接的輸出軸；和至少5個摩擦元件，所述摩擦元件包括能鎖止所述第八旋轉(zhuǎn)元件的旋轉(zhuǎn)的第一摩擦元件、配置成將所述第二旋轉(zhuǎn)元件與所述第五旋轉(zhuǎn)元件有選擇地連接的第二摩擦元件、配置成將所述第二旋轉(zhuǎn)元件與所述第二旋轉(zhuǎn)構(gòu)件有選擇地連接的第三摩擦元件、配置成將所述第五旋轉(zhuǎn)元件與所述第八旋轉(zhuǎn)元件有選擇地連接的第四摩擦元件和配置成將所述第一旋轉(zhuǎn)元件與所述第五旋轉(zhuǎn)元件有選擇地連接的第五摩擦元件，其中所述自動變速器配置成通過同時接合從所述五個摩擦元件中選定的兩個摩擦元件而實現(xiàn)至少7種前進速比和1種倒行速比中的每一種。
2.如權(quán)利要求1所述的自動變速器，其特征在于，所述第一旋轉(zhuǎn)元件、所述第四旋轉(zhuǎn)元件和所述第七旋轉(zhuǎn)元件是中心齒輪；所述第二旋轉(zhuǎn)元件、所述第五旋轉(zhuǎn)元件和所述第八旋轉(zhuǎn)元件是行星架；和所述第三旋轉(zhuǎn)元件、所述第六旋轉(zhuǎn)元件和所述第九旋轉(zhuǎn)元件是齒圈。
3.如權(quán)利要求1或2所述的自動變速器，其特征在于，所述7種前進速比通過以下至 少7種狀態(tài)來實現(xiàn)，這7種狀態(tài)選自所述第一摩擦元件與所述第二摩擦元件同時接合；所 述第一摩擦元件與所述第三摩擦元件同時接合；所述第一摩擦元件與所述第四摩擦元件同 時接合；所述第三摩擦元件與所述第四摩擦元件同時接合；所述第二摩擦元件與所述第四 摩擦元件同時接合；所述第四摩擦元件與所述第五摩擦元件同時接合；所述第二摩擦元件 與所述第五摩擦元件同時接合；和所述第三摩擦元件與所述第五摩擦元件同時接合，以及所述1種倒行速比通過所述第一摩擦元件與所述第五摩擦元件同時接合而實現(xiàn)。
4.如權(quán)利要求1或2所述的自動變速器，其特征在于，所述自動變速器進一步包括配置 成將所述第六旋轉(zhuǎn)元件與所述第八旋轉(zhuǎn)元件有選擇地連接的第六摩擦元件，并且所述自動變速器配置成通過同時結(jié)合從所述六個摩擦元件中選定的兩個摩擦元件而 實現(xiàn)至少8種前進速比和1種倒行速比中的每一種。
5.如權(quán)利要求4所述的自動變速器，其特征在于，在前進速比的情況下，從所述六個摩 擦元件中選定的兩個摩擦元件同時接合是從以下接合狀態(tài)中選擇的一種所述第一摩擦元 件與所述第二摩擦元件同時接合；所述第一摩擦元件與所述第四摩擦元件同時接合；所述 第三摩擦元件與所述第四摩擦元件同時接合；所述第二摩擦元件與所述第四摩擦元件同時 接合；所述第四摩擦元件與所述第五摩擦元件同時接合；所述第二摩擦元件與所述第五摩 擦元件同時接合；所述第五摩擦元件與所述第六摩擦元件同時接合；和所述第三摩擦元件 與所述第五摩擦元件同時接合；而在倒行速比的情況下，從所述六個摩擦元件中選定的兩個摩擦元件同時接合是所述第 一摩擦元件與所述第五摩擦元件同時接合。
全文摘要
一種自動變速器，包括含有第一至第三旋轉(zhuǎn)元件的第一行星齒輪組；含有第四至第六旋轉(zhuǎn)元件的第二行星齒輪組；含有第六至第九旋轉(zhuǎn)元件的第三行星齒輪組；與所述第一旋轉(zhuǎn)元件恒定連接的輸入軸；與所述第二旋轉(zhuǎn)元件恒定連接的輸出軸；和至少5個摩擦元件，所述摩擦元件包括能鎖止所述第八旋轉(zhuǎn)元件的旋轉(zhuǎn)的第一摩擦元件、配置成將所述第二旋轉(zhuǎn)元件與所述第五旋轉(zhuǎn)元件有選擇地連接的第二摩擦元件、配置成將所述第二旋轉(zhuǎn)元件與由所述第六和第七旋轉(zhuǎn)元件限定的第二旋轉(zhuǎn)構(gòu)件有選擇地連接的第三摩擦元件、配置成將所述第五旋轉(zhuǎn)元件與所述第八旋轉(zhuǎn)元件有選擇地連接的第四摩擦元件和配置成將所述第一旋轉(zhuǎn)元件與所述第五旋轉(zhuǎn)元件有選擇地連接的第五摩擦元件。所述自動變速器通過同時接合從所述5個摩擦元件中選定的兩個摩擦元件而實現(xiàn)至少7種前進速比和一種倒行速比每一種。
文檔編號F16H3/62GK101932852SQ20088012583
公開日2010年12月29日 申請日期2008年11月14日 優(yōu)先權(quán)日2007年11月29日
發(fā)明者小林直樹, 小栗和夫, 平松健男, 藤岡隆志, 青田和明 申請人:加特可株式會社