專利名稱：自動變速器的制作方法
技術領域：
本發(fā)明涉及作為具有變速級的多級化要求及齒輪比幅度的寬度化要求的車輛的 變速裝置而使用的自動變速器。
背景技術：
目前，作為利用三個行星、六個摩擦元件來實現(xiàn)前進8速的變速級的自動變速器， 公知的是具有雙小齒輪行星齒輪、臘文瑙式行星齒輪機構(一個雙小齒輪的行星齒輪和一 個單小齒輪的行星齒輪)、四個離合器、兩個制動器的自動變速器(例如，參照專利文獻1)。專利文獻1 (日本)特開2001-182785號公報但是，在現(xiàn)有自動變速器中，存在下述問題，在實現(xiàn)前進8速的各變速級時，將摩 擦元件聯(lián)接兩個，因此，在各變速級，空轉的摩擦元件成為4個，空轉的摩擦元件的摩擦損 耗增大，導致驅動能量的傳遞效率惡化。特別是在多作為摩擦元件而使用的多板離合器及多板制動器的情況下，在元件釋 放帶來的空轉狀態(tài)時，為進行冷卻及潤滑而吹付的油介于相對旋轉的板間，不能避免打滑 阻力(油的剪切阻力)帶來的摩擦損耗的發(fā)生。而且，對于該摩擦阻力，板數(shù)越多且板間的 相對轉速越高，其越大。

發(fā)明內容
本發(fā)明是著眼于上述問題而提出的，其目的在于，提供一種自動變速器，通過三個 行星齒輪、六個摩擦元件實現(xiàn)前進8速，同時，將摩擦損耗抑制得較小，由此，可實現(xiàn)驅動能 量的傳遞效率的提高。為實現(xiàn)所述目的，本發(fā)明的自動變速器，其具備第一行星齒輪，其由第一太陽齒輪、第一齒圈、支承與所述第一太陽齒輪和所述第 一齒圈分別嚙合的第一雙小齒輪的第一行星齒輪架構成；第二行星齒輪，其由第二太陽齒輪、支承與該第二太陽齒輪嚙合的第二小齒輪的 第二行星齒輪架、與所述第二小齒輪嚙合的第二齒圈構成；第三行星齒輪，其由第三太陽齒輪、支承與該第三太陽齒輪嚙合的第三小齒輪的 第三行星齒輪架、與所述第三小齒輪嚙合的第三齒圈構成；六個摩擦元件，通過將所述六個摩擦元件適當聯(lián)接釋放，至少在前進8速的變速級進行變速，并 可將來自輸入軸的轉矩輸出到輸出軸，其特征在于，所述輸入軸與所述第一齒圈時常連結，所述輸出軸與所述第三行星齒輪架時常連結，所述第一太陽齒輪和所述第二太陽齒輪時常連結，構成第一旋轉構件，所述第二齒圈和所述第三太陽齒輪時常連結，構成第二旋轉構件，所述六個摩擦元件包括
第一摩擦元件，其將所述第一行星齒輪架和所述第二行星齒輪架之間選擇地連 結；第二摩擦元件，其將所述第一齒圈和所述第二行星齒輪架之間選擇地連結；第三摩擦元件，其將所述第一旋轉構件和所述第三行星齒輪架之間選擇地連結；第四摩擦元件，其將所述第一旋轉構件和所述第三齒圈之間選擇地連結；第五摩擦元件，其可卡止所述第一行星齒輪架的旋轉；第六摩擦元件，其可卡止所述第三齒圈的旋轉，通過所述六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合，至少實現(xiàn)前進8速及后退1速。因此，在本發(fā)明的自動變速器中，通過三個行星齒輪、六個摩擦元件，至少實現(xiàn)前 進8速及后退1速的變速級。而且，關于六個摩擦元件，通過三個同時聯(lián)接的組合實現(xiàn)各變 速級。因此，在各變速級，空轉的摩擦元件為3個，與通過兩個同時聯(lián)接的組合實現(xiàn)各變速 級的情況相比，可將空轉的摩擦元件下的摩擦損耗抑制得較小。因此，例如在適用于發(fā)動機 車的情況下，如降低燃油消耗性能那樣，提高驅動能量的傳遞效率。該結果是，通過三個行星齒輪、六個摩擦元件實現(xiàn)前進8速，同時，將摩擦損耗抑 制得較小，由此，可實現(xiàn)驅動能量的傳遞效率的提高。


圖1是表示實施例1的自動變速器的概要圖；圖2是表示實施例1的自動變速器中通過六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合 實現(xiàn)前進8速及后退1速的聯(lián)接動作表的圖；圖3是表示實施例1的自動變速器中前進8速的各變速級的齒輪比變化率即、級 間比的變化特性的圖；圖4是實施例1的自動變速器的第1速(1st)的變速級的變速作用說明圖；圖5是實施例1的自動變速器的第2速(2nd)的變速級的變速作用說明圖；圖6是實施例1的自動變速器的第3速(3rd)的變速級的變速作用說明圖；圖7是實施例1的自動變速器的第4速(4th)的變速級的變速作用說明圖；圖8是實施例1的自動變速器的第5速(5th)的變速級的變速作用說明圖；圖9是實施例1的自動變速器的第6速(6th)的變速級的變速作用說明圖；圖10是實施例1的自動變速器的第7速(7th)的變速級的變速作用說明圖；圖11是實施例1的自動變速器的第8速(8th)的變速級的變速作用說明圖；圖12是實施例1的自動變速器的后退速(Rev)的變速級的變速作用說明圖；圖13是表示現(xiàn)有例的自動變速器的概要圖；圖14是表示現(xiàn)有例的自動變速器中通過六個摩擦元件中的兩個同時聯(lián)接的組合 實現(xiàn)前進8速及后退2速的聯(lián)接動作表的圖；圖15是表示實施例2的自動變速器中通過六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組 合實現(xiàn)前進8速及后退1速的聯(lián)接動作表的圖；圖16是表示實施例2的自動變速器的第5速(5th)的變速級的變速作用說明圖。附圖標記說明PG1第一行星齒輪
PG2第二二行星齒輪
PG3第三三行星齒輪
IN輸入軸
OUT輸出軸
Ml第--旋轉構件
M2第二二旋轉構件
CI第--離合器(第--摩_1元件)
C2第二二離合器(第二二摩_1元件)
C3第三三離合器(第三三摩_1元件)
C4第四離合器(第四摩_1元件)
B1第--制動器(第五摩_1元件)
B2第二二制動器(第六摩_1元件)
TC變速箱
具體實施例方式下面，基于附圖所示的實施例1及實施例2對實現(xiàn)本發(fā)明的自動變速器的最佳方 式進行說明。(實施例1)首先，說明構成。圖1是表示實施例1的自動變速器的概要圖。下面，基于圖1對實施例1的自動 變速器的行星齒輪構成和摩擦元件構成進行說明。如圖1所示，實施例1的自動變速器具備第一行星齒輪PG1、第二行星齒輪PG2、 第三行星齒輪PG3、輸入軸IN、輸出軸OUT、第一旋轉構件Ml、第二旋轉構件M2、第一離合器 C1 (第一摩擦元件)、第二離合器C2 (第二摩擦元件)、第三離合器C3 (第三摩擦元件)、第 四離合器C4 (第四摩擦元件)、第一制動器B1 (第五摩擦元件)、第二制動器B2 (第六摩擦 元件)、變速箱TC、單向離合器0WC。上述第一行星齒輪PG1為具有第一雙小齒輪Pis、Plr的雙小齒輪型的行星齒輪， 由第一太陽齒輪S1、與該第一太陽齒輪S1嚙合的小齒輪Pis、支承與該小齒輪Pis嚙合的 小齒輪Plr的第一行星齒輪架PC1、與上述小齒輪Plr嚙合的第一齒圈R1構成。上述第二行星齒輪PG2為單小齒輪型行星齒輪，由第二太陽齒輪S2、支承與該第 二太陽齒輪S2嚙合的第二小齒輪P2的第二行星齒輪架PC2、與上述第二小齒輪P2嚙合的 第二齒圈R2構成。上述第三行星齒輪PG3為單小齒輪型行星齒輪，由第三太陽齒輪S3、支承與該第 三太陽齒輪S3嚙合的第三小齒輪P3的第三行星齒輪架PC3、與上述第三小齒輪P3嚙合的 第三齒圈R3構成。上述輸入軸IN為將來自驅動源(發(fā)動機等)的旋轉驅動轉矩經(jīng)由液力變矩器等 輸入的軸，與上述第一齒圈R1時常連結。上述輸出軸OUT為經(jīng)由傳動軸及末端傳動齒輪等向驅動輪輸出變速后的驅動轉 矩的軸，與上述第三行星齒輪架PC3時常連結。
上述第一旋轉構件Ml為將上述第一太陽齒輪S1和上述第二太陽齒輪S2不經(jīng)由 摩擦元件地時常連結的旋轉構件。上述第二旋轉構件M2為將上述第二齒圈R2和上述第三太陽齒輪S3不經(jīng)由摩擦 元件地時常連結的旋轉構件。上述第一離合器C1為將上述第一行星齒輪架PC1和上述第二行星齒輪架PC2之 間選擇性地連結的第一摩擦元件。上述第二離合器C2為將上述第一齒圈R1和上述第二行星齒輪架PC2之間選擇性 地聯(lián)接的第二摩擦元件。上述第三離合器C3為將上述第一旋轉構件Ml和上述第三行星齒輪架PC3之間選 擇性地聯(lián)接的第三摩擦元件。上述第四離合器C4為將上述第一旋轉構件Ml和上述第三齒圈R3之間選擇性地 聯(lián)接的第四摩擦元件。上述第一制動器B1為將上述第一行星齒輪架PC1的旋轉相對于上述變速箱TC可 卡止的第五摩擦元件。另外，在與該第一制動器B1并排的位置配置有在驅動時自鎖，在滑 行時自釋放的單向離合器0WC。上述第二制動器B2是將上述第三齒圈R3的旋轉相對于上述變速箱TC可卡止的 第六摩擦元件。如圖1所示，上述第一行星齒輪PG1和上述第二行星齒輪PG2和上述第三行星齒 輪PG3從連接驅動源的上述輸入軸IN向上述輸出軸OUT依次縱向排列。圖2是表示實施例1的自動變速器中通過六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合 實現(xiàn)前進8速及后退1速的聯(lián)接動作表的圖。下面，基于圖2對使實施例1的自動變速器 的各變速級成立的變速構成進行說明。實施例1的自動變速器通過六個摩擦元件CI、C2、C3、C4、Bl、B2中三個同時聯(lián)接 的組合，實現(xiàn)如下所述前進8速及后退1速的各變速級。如圖2所示，第1速(1st)的變速級通過第二離合器C1和第一制動器Bl(或單向 離合器0WC)和第二制動器B2的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖2所示，第2速(2nd)的變速級通過第一離合器C1和第二離合器C2和第二 制動器B2的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖2所示，第3速(3rd)的變速級通過第一離合器C1和第三離合器C3和第二 制動器B2的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖2所示，第4速(4th)的變速級通過第一離合器C1和第四離合器C3和第二 制動器B2的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖2所示，第5速(5th)的變速級通過第一離合器C1和第二離合器C2和第四 離合器C4的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖2所示，第6速(6th)的變速級通過第一離合器C1和第四離合器C4和第一 制動器B1的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖2所示，第7速(7th)的變速級通過第二離合器C1和第四離合器C4和第一 制動器B1的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖2所示，第8速(8th)的變速級通過第三離合器C3和第四離合器C4和第一制動器B1的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖2所示，后退速(Rev)的變速級通過第一離合器C1和第一制動器B1和第二 制動器B2的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。接著，對作用進行說明。將實施例1的自動變速器的作用分為“各變速級的變速作用”、“與現(xiàn)有技術相比所 表現(xiàn)的有利性”進行說明。(各變速級的變速作用)(第1速的變速級)在第1速(1st)的變速級中，如圖4的剖面線所示，在驅動時，第二離合器C2和單 向離合器owe和第二制動器B2同時聯(lián)接，在滑行時，第二離合器C2和第一制動器B1和第 二制動器B2同時聯(lián)接。通過該第二離合器C2的聯(lián)接，第二行星齒輪架PG2與輸入軸IN直接連結。通過 第一制動器B1的聯(lián)接，或通過單向離合器0WC的自鎖，第一行星齒輪架PC1被固定于變速 箱TC。通過第二制動器B2的聯(lián)接，第三齒圈R3被固定于變速箱TC。因此，當經(jīng)過輸入軸IN將輸入轉速輸入到第一齒圈R1時，在行星齒輪架固定的第 一行星齒輪PG1上，相對于輸入轉速正向旋轉增速的轉速從第一太陽齒輪S1輸出。而且， 在2輸入1輸出的第二行星齒輪PG2中，第一太陽齒輪S 1的轉速經(jīng)由第一旋轉構件Ml被 輸入第二行星齒輪架PC2，因此，相對于輸入轉速正向旋轉減速的轉速從第二齒圈R2輸出。 而且，在齒圈固定的第三行星齒輪PG3中，第二齒圈R2的轉速經(jīng)由第二旋轉構件M2被輸入 到第三太陽齒輪S3，因此，將第二齒圈R2的轉速減速后的轉速從第三行星齒輪架PC3輸出。 該第三行星齒輪架PC3的輸出轉速(比輸入轉速低的減速旋轉)從第三行星齒輪架PC3被 直接傳遞給輸出軸OUT，實現(xiàn)第1速的變速級。(第2速的變速級)在第2速(2nd)的變速級中，如圖5的剖面線所示，第一離合器C1和第二離合器 C2和第二制動器B2同時聯(lián)接。通過該第一離合器C1和第二離合器C2的同時聯(lián)接，第一行星齒輪PG1的三個旋 轉元件SI、PCI、R1 一體地旋轉，同時，第二行星齒輪PG2的三個旋轉元件S2、PC2、R2 一體 地旋轉。而且，通過第二制動器B2的聯(lián)接，第三齒圈R3被固定于變速箱TC。因此，當經(jīng)過輸入軸IN將輸入轉速輸入到第一齒圈R1時，經(jīng)過一體地旋轉狀態(tài)的 第一行星齒輪PG1 —第一旋轉構件Ml ——體地旋轉狀態(tài)的第二行星齒輪PG2，從輸入軸IN 的輸入轉速從第二齒圈R2輸出。而且，在齒圈固定的第三行星齒輪PG3中，第二齒圈R2的 輸入轉速經(jīng)由第二旋轉構件M2被輸入到第三太陽齒輪S3，因此，對第二齒圈R2的輸入轉速 進行了減速的轉速從第三行星齒輪架PC3輸出。該第三行星齒輪架PC3的輸出轉速(比輸 入轉速低且比第1速高的減速旋轉)從第三行星齒輪架PC3被直接傳遞到輸出軸OUT，實現(xiàn) 第2速的變速級。(第3速的變速級)在第3速(3rd)的變速級中，如圖6的剖面線所示，第一離合器C1和第三離合器 C3和第二制動器B2同時聯(lián)接。通過該第一離合器C1的聯(lián)接、第一行星齒輪架PC1和第二行星齒輪架PC2直接連結。通過第三離合器C3的聯(lián)接和第一旋轉構件Ml將第一太陽齒輪SI和第二太陽齒輪S2 和第三行星齒輪架PC3直接連結。通過第二制動器B2的聯(lián)接，第三齒圈R3被固定于變速 箱TC。因此，當經(jīng)過輸入軸IN將輸入轉速輸入到第一齒圈R11時，在第一行星齒輪PG1 和第二行星齒輪PG2和第三行星齒輪PG3中，(第一行星齒輪架PC1的轉速)=(第二行星 齒輪架PC2的轉速)、(第一太陽齒輪S1的轉速)=(第二太陽齒輪S2的轉速)=(第三 太陽齒輪PC3的轉速)<輸入轉速這樣的限制條件成立。通過這樣的限制條件，在2輸入 1輸出的第二行星齒輪PC2中，由于第二太陽齒輪S2和第二行星齒輪架PC2的轉速決定， 所以相對于輸入轉速正向旋轉增速的轉速從第二齒圈R2輸出。而且，在齒圈固定的第三行 星齒輪PG3中，第二齒圈R2的轉速經(jīng)過第二旋轉構件M2被輸入第三太陽齒輪S3，因此，對 第二齒圈R2的轉速進行了減速的轉速被從第三行星齒輪架PC3輸出。該第三行星齒輪架 PC3的輸出轉速(比輸入轉速低但比第2速高的減速旋轉)從第三行星齒輪架PC3被直接 傳遞到輸出軸OUT，實現(xiàn)第3速的變速級。(第4速的變速級)在第4速(4th)的變速級中，如圖7的剖面線所示，第一離合器C1和第四離合器 C4和第二制動器B2同時聯(lián)接。通過該第一離合器C1的聯(lián)接，第一行星齒輪架PC1和第二行星齒輪架PC2直接連 結。通過第四離合器C4和第二制動器B2的同時聯(lián)接和第一旋轉構件M1，第一太陽齒輪S1 和第二太陽齒輪S2和第三齒圈R3被固定于變速箱TC。因此，當經(jīng)過輸入軸IN將輸入轉速輸入到第一齒圈R1時，在太陽齒輪固定的第一 行星齒輪PG1中，相對于輸入轉速正向旋轉增速的轉速從第一行星齒輪架PC1輸出。而且， 在太陽齒輪固定的第二行星齒輪PG2中，第一行星齒輪架PC1的轉速經(jīng)由第一離合器C1被 輸入第二行星齒輪架PC2，對該轉速進一步進行了增速的轉速從第二齒圈R2輸出。而且，在 齒圈固定的第三行星齒輪PG3中，第二齒圈R2的轉速經(jīng)過第二旋轉構件M2被輸入第三太 陽齒輪S3，因此，對第二齒圈R2的轉速進行了減速的轉速從第三行星齒輪架PC3輸出。該 第三行星齒輪架PC3的輸出轉速(比輸入轉速低但比第3速高的減速旋轉)從第三行星齒 輪架PC3被直接傳遞給輸出軸OUT，實現(xiàn)第4速的變速級。(第5速的變速級)在第5速(5th)的變速級中，如圖8的剖面線所示，第一離合器C2和第二離合器 C2和第四離合器C4同時聯(lián)接。通過該第一離合器C1和第二離合器C2和第四離合器C4的同時聯(lián)接和第一旋轉 構件Ml和第二旋轉構件M2，第一行星齒輪PG1的三個旋轉元件S1、PC1、R1 —體地旋轉，第 二行星齒輪PG2的三個旋轉元件S2、PC2、R2 一體地旋轉，第三行星齒輪PG3的三個旋轉元 件S3、PC3、R3 一體地旋轉。因此，當經(jīng)過輸入軸IN將輸入旋轉輸入到第一齒圈R1時，第一行星齒輪PG1和第 二行星齒輪PG2和第三行星齒輪PG3根據(jù)輸入轉速一體地旋轉，因此，輸出軸OUT的轉速成 為與來自輸入軸IN的輸入轉速相同的轉速，實現(xiàn)變速比1的第5速的變速級(直接變速 級)(第6速的變速級)
在第6速(6th)的變速級中，如圖9的剖面線所示，第一離合器C1和第四離合器 C4和第一制動器B1同時聯(lián)接。通過該第一離合器C1和第一制動器B1的同時聯(lián)接，第一行星齒輪架PC1和第二 行星齒輪架PC2被固定于變速箱TC。通過第四離合器C4的聯(lián)接，第一太陽齒輪S1和第二 太陽齒輪S2和第三齒圈R3直接連結。因此，經(jīng)過輸入軸IN將輸入轉速輸入第一齒圈R1時，在行星齒輪架固定的第一行 星齒輪PG1中，相對于輸入轉速正向旋轉增速的轉速從第一太陽齒輪S1輸出。而且，在行 星齒輪架固定的第二行星齒輪PG2中，第一太陽齒輪S1的轉速經(jīng)由第一旋轉構件Ml被輸 入第二太陽齒輪S2，因此，相對于輸入轉速反向旋轉減速的轉速從第二齒圈R2被輸入。而 且，在2輸入1輸出的第三行星齒輪PG3中，第二齒圈R2的轉速經(jīng)過第二旋轉構件M2被輸 入第三太陽齒輪S3，第一旋轉構件Ml的轉速經(jīng)過第四離合器C4被輸入第三齒圈R3，因此， 將該第二齒圈R2的轉速進行了增速的轉速從第三行星齒輪架PC3輸出。該第三行星齒輪 架PC3的輸出轉速(比輸入轉速高的增速旋轉)從第三行星齒輪架PC3被直接傳遞給輸出 軸OUT，實現(xiàn)第6速的變速級。(第7速的變速級)在第7速(7th)的變速級中，如圖10的剖面線所示，第二離合器C2和第四離合器 C3和第一制動器B1同時聯(lián)接。通過該第二離合器C2的聯(lián)接，輸入轉速被輸入到第二行星齒輪架PC2。通過第四 離合器C4的聯(lián)接，第一太陽齒輪S1和第二太陽齒輪S2和第三齒圈R3直接連結。通過第 一制動器B1的聯(lián)接，第一行星齒輪架PC1被固定于變速箱TC。因此，當經(jīng)過輸入軸IN將輸入轉速輸入到第一齒圈R1時，在行星齒輪架固定的第 一行星齒輪PG1中，相對于輸入轉速正向旋轉增速的轉速從第一太陽齒輪S1輸出。而且， 在2輸入1輸出的第二行星齒輪PG2中，第一太陽齒輪S1的轉速經(jīng)過第一旋轉構件Ml被 輸入第二太陽齒輪S2，輸入轉速經(jīng)過第二離合器C2被輸入第二行星齒輪架PC2，因此，相對 于輸入轉速正向旋轉減速的轉速從第二齒圈R2輸出。而且，在2輸入1輸出的第三行星齒 輪PG3中，第二齒圈R2的轉速經(jīng)過第二旋轉構件M2被輸入第三太陽齒輪S3，第一旋轉構件 Ml的轉速經(jīng)過第四離合器C4被輸入第三齒圈R3，因此，將第二齒圈R2的轉速進行了增速 的轉速從第三行星齒輪架PC3輸出。該第三行星齒輪架PC3的輸出轉速(比輸入轉速高且 比第6速高的增速旋轉)從第三行星齒輪架PC3被直接傳遞給輸出軸OUT，實現(xiàn)第7速的變 速級。(第8速的變速級)在第8速(8th)的變速級中，如圖11的剖面線所示，第三離合器C3和第四離合器 C4和第一制動器B1同時聯(lián)接。通過該第三離合器C3和第四離合器C4的同時聯(lián)接和第一旋轉構件Ml和第二旋 轉構件M2，第二行星齒輪PG2的三個旋轉元件S2、PC2、R2—體地旋轉，第三行星齒輪PG3的 三個旋轉元件S3、PC3、R3—體地旋轉。通過第一制動器B 1的聯(lián)接，第一行星齒輪架PC1 被固定于變速箱TC。因此，當經(jīng)過輸入軸IN將輸入轉速輸入第一齒圈R1時，在行星齒輪架固定的第一 行星齒輪PG1中，相對于輸入轉速正向旋轉速的轉速從第一太陽齒輪S1輸出。來自該第一太陽齒輪SI的輸出旋轉經(jīng)過第一旋轉構件Ml —第二行星齒輪PG2(—體地旋轉)一第二 旋轉構件M2 —第三行星齒輪PG3 ( 一體地旋轉)將第三行星齒輪架PC3正向旋轉增速并輸 出。該輸出轉速(比輸入轉速高且比第7速高的增速旋轉)從第三行星齒輪架PC3被直接 傳遞給輸出軸OUT，實現(xiàn)第8速的變速級。(后退速的變速級)在后退速(Rev)的變速級中，如圖12的剖面線所示，第一離合器C1和第一制動器 B1和第二制動器B2同時聯(lián)接。通過該第一離合器C1和第一制動器B1的同時聯(lián)接，第一行星齒輪架PC1和第二 行星齒輪架PC2被固定于變速箱TC。通過第二制動器B2的聯(lián)接，第三齒圈R3被固定于變 速箱TC。因此，當經(jīng)過輸入軸IN將輸入轉速輸入到第一齒圈R1時，在行星齒輪架固定的第 一行星齒輪PG1，相對于輸入轉速正向旋轉增速的轉速從第一太陽齒輪S1輸出。而且，在 行星齒輪架固定的第二行星齒輪PG2中，第一太陽齒輪S1的轉速經(jīng)過第一旋轉構件Ml被 輸入第二太陽齒輪S2，對該轉速進行反向旋轉的轉速從第二齒圈R2輸出。于是，在齒圈固 定的第三行星齒輪PG3中，第二齒圈R2的轉速經(jīng)過第二旋轉構件M2被輸入第三太陽齒輪 S3，因此，對第二齒圈R2的轉速進行了減速的反向旋轉的轉速從第三行星齒輪架PC2輸出。 該第三行星齒輪架PC3的輸出轉速(與輸入旋轉相反的旋轉)從第三行星齒輪架PC3被直 接傳遞到輸出軸OUT，實現(xiàn)后退速的變速級。(與現(xiàn)有技術相比所表現(xiàn)的有利性)圖13是表示現(xiàn)有例的自動變速器的概要圖。圖14是表示現(xiàn)有例的自動變速器中 通過六個摩擦元件中的兩個同時聯(lián)接的組合實現(xiàn)前進8速及后退2速的聯(lián)接動作表。以下， 利用圖13及圖14對與現(xiàn)有技術相比所表現(xiàn)的實施例1的自動變速器的有利性進行說明。首先，當將實施例1的自動變速器(圖1及圖2)和現(xiàn)有例的自動變速器(圖13 及圖14)進行對比時，在下述列舉的幾點上，可以說是變速性能相同。(基本構成和變速性能)現(xiàn)有例的自動變速器和實施例1的自動變速器都是通過三個行星/六個摩擦元件 實現(xiàn)前進8速及后退1速的變速級。(變速控制性能)現(xiàn)有例的自動變速器和實施例1的自動變速器都是通過一個摩擦元件的釋放和 一個摩擦元件的聯(lián)接這單交替變速實現(xiàn)向相鄰的變速級的變速。但是，在下述列舉的幾點上，實施例1的自動變速器與現(xiàn)有例的自動變速器相比， 具有有利性。(a)在各變速級的摩擦損耗在將摩擦元件聯(lián)接而得到各變速級的情況下，不能避免因通過空轉的摩擦元件 (釋放元件)而產(chǎn)生的打滑等產(chǎn)生摩擦損耗，但作為自動變速器，磨損損耗越小越好。在現(xiàn)有例的自動變速器的情況中，為實現(xiàn)前進8速的各變速級，如圖14損耗，在 各變速級將摩擦元件同時聯(lián)接兩個。因此，例如在以1速空轉的摩擦元件如第二離合器C2 和第三離合器C3和第四離合器C4和第一制動器B1那樣在各變速級，空轉的摩擦元件為4 個。因此，因空轉的4個摩擦元件的打滑等帶來的摩擦損耗增大，導致驅動能量的傳遞效率的惡化。例如，在發(fā)動機車應用現(xiàn)有例的自動變速器的情況下，空轉的4的摩擦元件的摩擦 損耗成為導致燃耗性能惡化的一個因素。與之相對，在實施例1的自動變速器的情況下，為實現(xiàn)前進8速的各變速級，如圖 2所示，在各變速級將摩擦元件同時聯(lián)接三個。因此，例如在第1速級空轉的摩擦元件如第 一離合器C1和第三離合器C3和第四離合器C4那樣，在各變速級，空轉的摩擦元件為3個。 因此，與現(xiàn)有例相比，空轉的摩擦元件的摩擦損耗被抑制地較小，可實現(xiàn)驅動能量的傳遞效 率的提高。例如，在發(fā)動機車應用實施例1的自動變速器的情況下，實現(xiàn)降低燃油消耗。(b)關于3行星齒輪在選擇用于自動變速器的行星齒輪的情況下，作為選擇項，有單小齒輪型行星齒 輪和雙小齒輪型行星齒輪機構，但從齒輪的傳遞效率等觀點來看，與雙小齒輪型行星齒輪 相比，優(yōu)選選擇單小齒輪型行星齒輪。如圖13所示，現(xiàn)有例的自動變速器使用雙小齒輪型行星齒輪和臘文瑙式行星齒 輪單元(一個雙小齒輪型行星齒輪和一個單小齒輪型行星齒輪)。即，實質上是使用了兩 個雙小齒輪的行星齒輪，因此，小齒輪的齒輪直徑減小，耐久可靠性降低，零件數(shù)量增多，由 此，存在成本上升這樣的問題。與之相對，在實施例1的自動變速器的情況下，使用雙小齒輪實現(xiàn)的第一行星齒 輪PG1、單小齒輪實現(xiàn)的第二行星齒輪PG2和第三行星齒輪PG3。因此，與采用兩個雙小齒 輪行星齒輪的現(xiàn)有例相比，雙小齒輪行星齒輪的使用數(shù)量減少。其結果是，通過兩個單小齒 輪行星齒輪可提高小齒輪的剛性及齒面強度，耐久可靠性提高，零件數(shù)量減少，可實現(xiàn)成本 降低。(d)小型輕量化例如，發(fā)動機車的自動變速器與發(fā)動機一同被搭載于有限的空間的發(fā)動機室。因 此，作為自動變速器，越小型，對車輛的搭載性越好，且越輕量，越能夠抑制車輛重量增加， 在燃油消耗方面有效。在現(xiàn)有例的自動變速器的情況下，在臘文瑙式行星齒輪的太陽齒輪的內側位置， 除輸入軸外，需要兩個連結構件，不得不增大太陽齒輪的內徑。因此，為得到適宜的齒輪比， 需要增大齒圈的外徑(臘文瑙式行星齒輪的外徑)，其結果是自動變速器的單元尺寸(軀體 直徑)增大。與此相對，在實施例1的自動變速器中，如圖1所示，首先，輸入軸IN和輸出軸IN 都不需要通過三個行星齒輪PG1、PG2、PG3的內側位置。而且，在第一行星齒輪PG1和第二 行星齒輪PG2的太陽齒輪SI、S2的內側位置僅通過兩個連結構件，在第三行星齒輪PG3的 內側位置僅通過一個連結構件。因此，通過太陽齒輪S1、S2、S3的內側的連結構件的數(shù)量比 現(xiàn)有的自動變速器減少，可減小太陽齒輪S1、S2、S3的內徑。因此，即使得到適宜的齒輪比， 也可以減小齒圈Rl、R2、R3的外徑(行星齒輪PG1、PG2、PG3的外徑)，其結果是，可減小自 動變速器的單元尺寸(軀體直徑)。即，可實現(xiàn)自動變速器的小型輕量化。(e)關于齒輪比幅度自動變速器的齒輪比的變更幅度通過比例范圍(最低變速級齒輪比/最高變速級 齒輪比，以下稱為“RC”)來表現(xiàn)。該RC值越大，齒輪比的變更幅度越寬，齒輪比的設定自由 度越高，從而優(yōu)選。
在現(xiàn)有例的自動變速器的情況下，如圖14所示，為RC = 6. 177(4. 597/0. 685)的值，與此相對，在實施例1的自動變速器中，如圖2所示，當設第一行星齒輪PG1的齒輪比 為P 1 = -0.433、第二行星齒輪PG2的齒輪比為P 2 = 0.276、第三行星齒輪PG3的齒輪 比為P 3 = 0. 508的情況下，可以保持相鄰的變速級的適當?shù)募夐g比，同時可以得到RC = 10. 744 (4. 647/0. 433)。即，可以將保持著適當?shù)募夐g比的RC值設為遠大于現(xiàn)有例的值(比現(xiàn)有例大 約60% )，能夠實現(xiàn)兼得最低變速級齒輪比的起步性能和最高變速級齒輪比的降低高速 燃油消耗這兩者。在此，“適當?shù)募夐g比”是指，在將各變速級的級間比描點、且描繪成 用線將描出的各點連結起來的特性的情況下，描繪從低速齒輪側向高速齒輪側以平緩的 斜度下降后，以平移的狀態(tài)變化的那種特性線。實施例1的自動變速器的級間比特性如 圖3所示，描繪具有下述這樣的“適當級間比”的特性線，即，在低變速側級間比為最高 (1ST/2ND.2ND/3RD)、低變速側朝向高變速側(2ND/3RD、3RD/4TH、4TH/5TH)以順暢的梯度 降低(2ND/3RD、3RD/4TH、4TH/5TH)，之后，以平移的狀態(tài)推移(4TH/T5H、5TH/6TH、6TH/7TH、 7TH/8TH)。而且，實際上，向驅動輪傳遞的轉速用設置于自動變速器的下游位置的終減速器 的末端傳動齒輪比來調整。因此，RC值越大，末端傳動齒輪比實現(xiàn)的調整自由度越高，例如， 通過調整到更低側，有利于對應不具有液力變矩器的混合動力車輛的自動變速器。另外，有 利于對應最佳燃油消耗區(qū)域及最高轉矩區(qū)域不同的汽油發(fā)動機和柴油發(fā)動機的適應也有 利。即，發(fā)動機車的情況下，可同時實現(xiàn)起動驅動力和降低燃油消耗(發(fā)動機轉速的低旋轉 化)這兩者。(f)關于后退動力性能1速齒輪比和后退齒輪比是決定起步加速性和爬坡性能的值，例如在1速齒輪比和后退齒輪比的比不在1附近的情況下，在前進/后退切換時產(chǎn)生驅動力差。另外，當后退 齒輪比低于1速齒輪比時，與前進起步時的驅動力相比，后退起步時的驅動力降低，后退起
步性差。在現(xiàn)有例的自動變速器的情況下，如圖14所示，Revl/lst = 0. 882，Rev2/lst = 0. 473，Revl/lst的情況下，能夠確保防止后退時的驅動力不足的水平，在選擇了后退1速 (Revl)的情況下還是在選擇了后退2速(Rev2)的情況下，1速齒輪比和后退齒輪比均為小 于1的值，在前進/后退切換時，產(chǎn)生驅動力差，后退起步性差。與之相對，在實施例1的自動變速器的情況下，如圖2所示，Revl/lst = 1. 002，1 速齒輪比和后退齒輪比之比在1附近。因此，在前進/后退切換時，不會產(chǎn)生驅動力差，后 退起步性也不會變差。即，可不損害起步加速性和爬坡性能地動作。接著，對效果進行說明。在實施例1的自動變速器中，能夠得到下述列舉的效果。(1) 一種自動變速器，其具備第一行星齒輪PG1，其由第一太陽齒輪S1、第一齒圈 R1、支承與上述第一太陽齒輪S1和上述第一齒圈R1分別嚙合的第一雙小齒輪Pis、Plr的 第一行星齒輪架PC1構成；第二行星齒輪PC2，其由第二太陽齒輪S2、支承與該第二太陽齒 輪S2嚙合的第二小齒輪P2的第二行星齒輪架PC2、與上述第二小齒輪P2嚙合的第二齒圈 R2構成；第三行星齒輪PC3，其由第三太陽齒輪S3、支承與該第三太陽齒輪S3嚙合的第三小齒輪P3的第三行星齒輪架PC3、與上述第三小齒輪P3嚙合的第三齒圈R3構成；六個摩 擦元件，通過將上述六個摩擦元件適當聯(lián)接釋放，至少在前進8速的變速級進行變速，并可 將來自輸入軸IN的轉矩輸出到輸出軸OUT，其中，上述輸入軸IN與上述第一齒圈R1時常連 結，上述輸出軸OUT與上述第三行星齒輪架PC3時常連結，上述第一太陽齒輪S1和上述第 二太陽齒輪S2時常連結，構成第一旋轉構件M1，上述第二齒圈R2和上述第三太陽齒輪S3 時常連結，構成第二旋轉構件M2，上述六個摩擦元件包括第一摩擦元件(第一離合器C1)， 其將上述第一行星齒輪架PC1和上述第二行星齒輪架PC2之間選擇地連結；第二摩擦元件 (第二離合器C2)，其將上述第一齒圈R1和上述第二行星齒輪架PC2之間選擇地連結；第三 摩擦元件(第三離合器C3)，其將上述第一旋轉構件Ml和上述第三行星齒輪架PC3之間選 擇地連結；第四摩擦元件(第四離合器C4)，其將上述第一旋轉構件Ml和上述第三齒圈R3 之間選擇地連結；第五摩擦元件(第一制動器B1)，其可卡止上述第一行星齒輪架PC1的旋 轉；第六摩擦元件(第二制動器B2)，其可卡止上述第三齒圈(R3)的旋轉，通過上述六個摩 擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合，至少實現(xiàn)前進8速及后退1速。因此，通過三個行星六個摩擦元件實現(xiàn)前進8速，將摩擦損耗抑制得較小，由此， 可實現(xiàn)驅動能量的傳遞效率的提高。而且，與目前相比，雙小齒輪行星齒輪的使用數(shù)減少， 因此，耐久可靠性提高，且可實現(xiàn)成本降低。而且，與目前相比，通過太陽齒輪S1、S2、S3的 內側的連結構件的數(shù)量減少，可減小自動變速器的單元尺寸(軀體直徑)。另外，由于為來 自行星齒輪的三個旋轉元件中零件強度最高的第三行星齒輪架PC3的輸出結構，所以可確 保輸出軸OUT的剛性。(2)通過上述六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合，前進8速至少由如下變速 級構成即、第1速，其通過上述第二摩擦元件(第二離合器C2)和上述第五摩擦元件(第 一制動器B1)和上述第六摩擦元件(第二制動器B2)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第2速，其通過上 述第一摩擦元件(第一離合器C1)和上述第二摩擦元件(第二離合器C2)和上述第六摩擦 元件(第二制動器B2)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第3速，其通過上述第一摩擦元件(第一離合器 C1)和上述第三摩擦元件(第三離合器C3)和上述第六摩擦元件的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第4 速，其通過上述第一摩擦元件(第一離合器C1)和上述第四摩擦元件(第四離合器C4)和 上述第六摩擦元件(第二制動器B2)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第5速，其通過上述第一摩擦元件 (第一離合器C1)和上述第二摩擦元件(第二離合器C2)和上述第四摩擦元件(第四離合 器C4)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第6速，其通過上述第一摩擦元件(第一離合器C1)和上述第四 摩擦元件(第四離合器C4)和上述第五摩擦元件(第一制動器B1)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第 7速，其通過上述第二摩擦元件(第二離合器C2)和上述第四摩擦元件(第四離合器C4)和 上述第五摩擦元件(第一制動器B1)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第8速，其通過上述第三摩擦元件 (第三離合器C3)和上述第四摩擦元件(第四離合器C4)和上述第五摩擦元件(第一制動 器B1)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。因此，通過一個摩擦元件的聯(lián)接和一個摩擦元件的釋放帶來的一對交替來實現(xiàn)向 相鄰級的變速，變速控制簡單化，是有利的。而且，可以保持著適當?shù)募夐g比，并將RC值設 為能夠實現(xiàn)兼得最低變速級齒輪比的起步性能和最高變速級齒輪比的降低高速燃油消耗 這兩者的要求值。(3)通過上述六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合，后退1速的變速級通過上述第一摩擦元件(第一離合器C1)和上述第五摩擦元件(第一制動器B1)和上述第六摩擦 元件(第二制動器B2)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。因此，即使選擇實現(xiàn)適宜的RC值及級間比的齒輪比，也能夠使后退齒輪比評價值 (后退齒輪比/I速齒輪比)成為接近1的值，其結果，可防止前進/后退切換時產(chǎn)生驅動力 差，可以確保后退起步加速性及爬坡性能。(實施例2)實施例2為與實施例1相同的概要構成，是聯(lián)接工作表中第5速的聯(lián)接元件與實 施例1不同的例子。首先，說明構成。圖15是表示實施例2的自動變速器中通過六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組 合實現(xiàn)前進8速及后退1速的聯(lián)接工作表的圖。下面，基于圖15對使實施例2的自動變速 器的各變速級成立的變速構成進行說明。實施例2的自動變速器通過六個摩擦元件(1、〔2、〔3、〔4、81、82中的三個同時聯(lián) 接的組合，如下述實現(xiàn)前進8速及后退1速的各變速級。如圖15所示，第1速(1st)的變速級通過第二離合器C2和第一制動器B1 (或單 向離合器0WC)和第二制動器B2的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖15所示，第2速(2st)的變速級通過第一離合器C1和第二離合器C2和第二 制動器B2的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖15所示，第3速(3st)的變速級通過第一離合器C1和第三離合器C3和第二 制動器B2的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖15所示，第4速(4st)的變速級通過第一離合器C1和第四離合器C4和第二 制動器B2的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖15所示，第5速(5st)的變速級通過第一離合器C1和第三離合器C3和第四 離合器C4的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖15所示，第6速(6st)的變速級通過第一離合器C1和第四離合器C4和第一 制動器B1的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖15所示，第7速(7st)的變速級通過第二離合器C2和第四離合器C4和第一 制動器B1的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖15所示，第8速(8st)的變速級通過第三離合器C3和第四離合器C4和第一 制動器B1的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。如圖15所示，后退速(Rev)的變速級通過第一離合器C1和第一制動器B1和第二 制動器B2的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。另外，其它構成、作用、效果與實施例1相同，省略圖示及說明。其次，說明作用。圖16是實施例2的自動變速器的第5速(5th)的變速級下的變速作用說明圖。下 面，基于圖16說明第5速(5th)的變速級下的變速作用。(第5速的變速級)第5速(5st)的變速級中，如圖16的剖面圖所示，第一離合器C1和第三離合器C3 和第四離合器C4的同時聯(lián)接。
通過該第一離合器C1和第三離合器C3和第四離合器C4的同時聯(lián)接和第一旋轉 構件Ml和第二旋轉構件M2，第一行星齒輪PG1的三個旋轉元件S1、PC1、R1 —體地旋轉，第 二行星齒輪PG2的三個旋轉元件S2、PC2、R2 一體地旋轉，第三行星齒輪PG3的三個旋轉元 件S3、PC3、R3 一體地旋轉。因此，當經(jīng)過輸入軸IN將輸入轉速輸入第一齒圈R1時，第一行星齒輪PG1和第二 行星齒輪PG2和第三行星齒輪PG3通過輸入轉速一體地旋轉，因此，輸出軸OUT的轉速成為 與來自輸入軸IN的輸入轉速相同的轉速，實現(xiàn)變速比1的第5變速級(直接連結變速級)。(g)跳躍變速例如，作為從平坦路向下坡路等過渡時等的行駛狀況，在變速級為低傳動側的第2 速或第3速的行駛中，當意圖維持車速等而進行離開油門踏板的操作時，進行從第2速向直 接連結級(第5速)的二級跳躍升檔變速或從第3速向直接連結級(第5速)的一級跳躍 升檔變速的抬腳升檔變速。在現(xiàn)有例的自動變速器的情況中，如圖14所示，通過第三離合器C3和第四離合器 C4的同時聯(lián)接這樣的一個聯(lián)接模式得到直接連結級即第6速。因此，在從第2速向直接連 結級(第6速)的三級跳躍升檔變速或從第3速向直接連結級(第6速)的二級跳躍升檔 變速中，變?yōu)閮蓚€摩擦元件的釋放和兩個摩擦元件的聯(lián)接這樣的雙重切換變速。因此，在意圖進行減速而進行了油門抬腳操作時，從基于變速指令的變速開始到 變速結束需要時間，相對于驅動的油門抬腳操作所表現(xiàn)的減速請求，驅動力降低的響應延 遲。與之相對，在實施例1的自動變速器中，通過由第一離合器C1和第二離合器C2和 第四離合器C4的同時聯(lián)接得到的第一聯(lián)接模式(圖2)、和第一離合器C1和第三離合器C3 和第四離合器C4的同時聯(lián)接得到的第二聯(lián)接模式(圖15)這兩個聯(lián)接模式的任一個可得 到直接連結級即第5速。因此，在從第2速向直接連結級(第5速)的2級跳躍升檔變速時，通過選擇第一 聯(lián)接模式(圖2)，可通過一個摩擦元件的釋放和一個摩擦元件的聯(lián)接這樣的單切換變速來 實現(xiàn)。另一方面，在從第3速向直接連結級(第5速)的1級跳躍升檔變速時，通過選擇第 二聯(lián)接模式(圖15)，可通過一個摩擦元件的釋放和一個摩擦元件的聯(lián)接這樣的單切換變 速來實現(xiàn)。因此，在意圖上進行減速并進行油門抬腳操作時，從基于變速指令的變速開始在 短時間內結束變速，相對于驅動的油門踏下操作所表現(xiàn)的減速請求，確保驅動力降低的響應。例如，作為在高速道路等上的行駛狀況，在變速級為超速傳動側的第7速或第8速 的定速行駛中，意圖上超越本車輛的前方車輛等而進行油門踏下的操作時，進行從第7速 向直接連結級(第5速)的1級跳躍降檔變速及從第8速向直接連結級(第5速)的2級 跳躍降檔變速的踏下降檔變速。與之相對，在實施例1的自動變速器中，通過由第一離合器C1和第二離合器C2和 第四離合器C4的同時聯(lián)接得到的第一聯(lián)接模式(圖2)、和第一離合器C1和第三離合器C3 和第四離合器C4的同時聯(lián)接得到的第二聯(lián)接模式(圖15)這兩個聯(lián)接模式的任一個可得 到直接連結級即第5速。
因此，在從第7速向直接連結級(第5速)的1級跳躍降檔變速時，通過選擇第一 聯(lián)接模式(圖2)，可通過一個摩擦元件的釋放和一個摩擦元件的聯(lián)接這樣的單切換變速來 實現(xiàn)。另一方面，在從第8速向直接連結級(第5速)的2級跳躍降檔變速時，通過選擇第 二聯(lián)接模式(圖15)，可通過一個摩擦元件的釋放和一個摩擦元件的聯(lián)接這樣的單切換變 速來實現(xiàn)。因此，在意圖上進行中間加速并進行油門踏下操作時，從基于變速指令的變速開 始在短時間內結束變速，相對于驅動的油門踏下操作所表現(xiàn)的中間加速請求，確保驅動力 上升的響應。另外，其它作用與實施例1相同，省略圖示以及說明。其次，說明效果。在在實施例2的自動變速器中，在實施例1的⑴ (3)的效果的基礎上，還能得 到下述效果。(4)通過上述六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合，前進8速至少由如下變速 級構成，即、第1速，其通過上述第二摩擦元件(第二離合器C2)和上述第五摩擦元件(第 一制動器B1)和上述第六摩擦元件(第二制動器B2)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第2速，其通過上 述第一摩擦元件(第一離合器C1)和上述第二摩擦元件(第二離合器C2)和上述第六摩擦 元件(第二制動器B2)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第3速，其通過上述第一摩擦元件(第一離合器 C1)和上述第三摩擦元件(第三離合器C3)和上述第六摩擦元件(第二制動器B2)的同時 聯(lián)接來實現(xiàn)；第4速，其通過上述第一摩擦元件(第一離合器C1)和上述第四摩擦元件(第 四離合器C4)和上述第六摩擦元件(第二制動器B2)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第5速，其通過上 述第一摩擦元件(第一離合器C1)和上述第三摩擦元件(第三離合器C3)和上述第四摩擦 元件(第四離合器C4)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第6速，其通過上述第一摩擦元件(第一離合器 C1)和上述第四摩擦元件(第四離合器)和上述第五摩擦元件(第一制動器B1)的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第7速，其通過上述第二摩擦元件(第二離合器C2)和上述第四摩擦元件(第四 離合器C4)和上述第五摩擦元件(第一制動器B1)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)；第8速，其通過上述 第三摩擦元件(第三離合器C3)和上述第四摩擦元件(第四離合器C4)和上述第五摩擦元 件(第一制動器B1)的同時聯(lián)接來實現(xiàn)。因此，通過一個摩擦元件的聯(lián)接和一個摩擦元件的釋放帶來的一對交替來實現(xiàn)向 相鄰級的變速，變速控制簡單化，是有利的。而且，可以保持著適當?shù)募夐g比，并將RC值設 為能夠實現(xiàn)兼得最低變速級齒輪比的起步性能和最高變速級齒輪比的降低高速燃油消耗 這兩者的要求值。而且，通過可選擇實施例1的聯(lián)接模式和實施例2的聯(lián)接模式，在要求2 級跳躍或3級跳躍的升檔變速或降檔變速的情況下，可以通過一個摩擦元件的聯(lián)接和一個 摩擦元件的釋放帶來的一對交替來高響應地實現(xiàn)跳躍變速。以上基于實施例1 實施例2對本發(fā)明的自動變速器進行了說明，但關于具體的 構成，不限于這些實施例，只要不脫離本發(fā)明請求的范圍的宗旨，則容許設計的變更或追加等。實施例1、2中，表示了第一行星齒輪PG1的齒輪比為P 1 = -0. 433、第二行星齒輪 PG2的齒輪比為P 2 = 0. 276、第三行星齒輪PG3的齒輪比為P 3 = 0. 508的例子。但是， 只要各行星齒輪PG1、PG2、PG3的齒輪比P為齒輪比可設定的范圍，即以得到RC值高的齒輪比及適宜的級間比的方式進行設定，則具體的值不限于實施例1。
在實施例1中，表示了在將輸入輸出軸設定為同軸配置的FR發(fā)動機車上使用的自 動變速器的例子，但不限于FR發(fā)動機車，也可以適用于作為FF發(fā)動機車及混合動力車及電 動汽車及燃料電池車等的自動變速器。
權利要求
一種自動變速器，其具備第一行星齒輪，其由第一太陽齒輪、第一齒圈、支承與所述第一太陽齒輪和所述第一齒圈分別嚙合的第一雙小齒輪的第一行星齒輪架構成；第二行星齒輪，其由第二太陽齒輪、支承與該第二太陽齒輪嚙合的第二小齒輪的第二行星齒輪架、與所述第二小齒輪嚙合的第二齒圈構成；第三行星齒輪，其由第三太陽齒輪、支承與該第三太陽齒輪嚙合的第三小齒輪的第三行星齒輪架、與所述第三小齒輪嚙合的第三齒圈構成；以及六個摩擦元件，通過將所述六個摩擦元件適當聯(lián)接釋放，至少在前進8速的變速級進行變速，并可將來自輸入軸的轉矩輸出到輸出軸，其特征在于，所述輸入軸與所述第一齒圈時常連結，所述輸出軸與所述第三行星齒輪架時常連結，所述第一太陽齒輪和所述第二太陽齒輪時常連結，構成第一旋轉構件，所述第二齒圈和所述第三太陽齒輪時常連結，構成第二旋轉構件，所述六個摩擦元件包括第一摩擦元件，其將所述第一行星齒輪架和所述第二行星齒輪架之間選擇地連結；第二摩擦元件，其將所述第一齒圈和所述第二行星齒輪架之間選擇地連結；第三摩擦元件，其將所述第一旋轉構件和所述第三行星齒輪架之間選擇地連結；第四摩擦元件，其將所述第一旋轉構件和所述第三齒圈之間選擇地連結；第五摩擦元件，其可卡止所述第一行星齒輪架的旋轉；第六摩擦元件，其可卡止所述第三齒圈的旋轉，通過所述六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合，至少實現(xiàn)前進8速及后退1速。
2.如權利要求1所述的自動變速器，其特征在于，利用所述六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合，前進8速至少由如下的變速級構 成，即、第1速，其通過所述第二摩擦元件和所述第五摩擦元件和所述第六摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第2速，其通過所述第一摩擦元件和所述第二摩擦元件和所述第六摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第3速，其通過所述第一摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第六摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第4速，其通過所述第一摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第六摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第5速，其通過所述第一摩擦元件和所述第二摩擦元件和所述第四摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第6速，其通過所述第一摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第五摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第7速，其通過所述第二摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第五摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第8速，其通過所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第五摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)。
3.如權利要求1所述的自動變速器，其特征在于，利用所述六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合，前進8速至少由如下的變速級構 成，即、第1速，其通過所述第二摩擦元件和所述第五摩擦元件和所述第六摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第2速，其通過所述第一摩擦元件和所述第二摩擦元件和所述第六摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第3速，其通過所述第一摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第六摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第4速，其通過所述第一摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第六摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第5速，其通過所述第一摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第6速，其通過所述第一摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第五摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第7速，其通過所述第二摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第五摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)；第8速，其通過所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第五摩擦元件的同時聯(lián) 接來實現(xiàn)。
4.如權利要求1 3中任一項所述的自動變速器，其特征在于，通過所述六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合實現(xiàn)的后退1速，利用所述第一摩擦 元件和所述第五摩擦元件和所述第六摩擦元件的同時聯(lián)接實現(xiàn)。
全文摘要
本發(fā)明涉及一種自動變速器，通過三個行星齒輪、六個摩擦元件實現(xiàn)前進8速，并且通過將摩擦損耗抑制得較小，實現(xiàn)驅動能量的傳遞效率的提高。該自動變速器具備雙小齒輪構成的第一行星齒輪和單小齒輪構成的第二行星齒輪和第三行星齒輪，輸入軸與齒圈(R1)時常連結，輸出軸與行星齒輪架(PC3)時常連結，將太陽齒輪(S1)和太陽齒輪(S3)時常連結構成旋轉構件(M1)，將齒圈(R2)和太陽齒輪(S3)時常連結構成旋轉構件(M2)。通過六個摩擦元件中的三個同時聯(lián)接的組合，至少實現(xiàn)前進8速及后退1速，該六個摩擦元件包括第一離合器、第二離合器、第三離合器、第四離合器、第一制動器以及第二制動器。
文檔編號F16H3/66GK101988562SQ201010237349
公開日2011年3月23日 申請日期2010年7月23日 優(yōu)先權日2009年7月31日
發(fā)明者喬爾格·米勒, 奧田隆之, 小林直樹, 山本明弘, 彼得·滕伯格, 犬田行宣, 里科·雷希, 青田和明, 飯塚浩一 申請人:加特可株式會社