CN101846160B - 自动变速器 - Google Patents

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Abstract

一种自动变速器，其有利于提高齿轮效率及耐久可靠性、降低齿轮噪音及成本，同时将摩擦损耗抑制得较小，由此，能够实现提高驱动能量传递效率。通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，至少实现前进8速及后退1速，该六个摩擦元件的构成为：第一离合器，其将太阳齿轮(S1)和行星齿轮架(PC3)选择性地连结；第一制动器，其可卡止太阳齿轮(S1)的旋转，第二离合器，其将太阳齿轮(S2)和行星齿轮架(PC3)选择性地连结；第三离合器，其将行星齿轮架(PC2)和旋转构件(M2)选择性地连结；第四离合器，其将行星齿轮架(PC2)和行星齿轮架(PC3)选择性地连结；第二制动器，其可卡止旋转构件(M1)的旋转。

Description

自动变速器
技术领域
本发明涉及一种自动变速器，其作为有变速级的多级化要求及齿轮比宽度的宽度化要求的车辆的变速装置而被使用。
背景技术
目前，作为通过三个行星、六个摩擦元件来实现前进8速的变速级的自动变速器，公知的是具有布尔小齿轮行星齿轮、腊文瑙式行星齿轮机构(一个双小齿轮行星和一个单小齿轮行星)、四个离合器、两个制动器的自动变速器(例如，参照专利文献1)。
专利文献1：(日本)特开2001-182785号公报
但是，在现有自动变速器中，虽然通过三个行星、六个摩擦元件来实现前进8速及后退1速的变速级，但使用了两个双小齿轮的行星齿轮，因此，具有下述的不良问题。
由于齿轮啮合次数多，齿轮效率及齿轮噪音差。由于小齿轮的齿轮直径小，耐久可靠性降低。由于零件数量多，因此成本高。
另外，存在如下的问题：为了实现前进8速的各变速级，将两个摩擦元件联接，因此在各变速级中，空转的摩擦元件成为四个，空转的摩擦元件的摩擦损耗增大，导致驱动能量的传递效率恶化。
发明内容
本发明是着眼于所述问题而提出的，其目的在于，提供一种自动变速器，其有利于提高齿轮效率及耐久可靠性、降低齿轮噪音及成本，同时将摩擦损耗抑制得较小，由此，能够实现提高驱动能量传递效率。
为了实现所述目的，本发明的自动变速器具备：
第一行星齿轮，其由第一太阳齿轮、支承与该第一太阳齿轮啮合的第一小齿轮的第一行星齿轮架、与所述第一小齿轮啮合的第一齿圈构成；
第二行星齿轮，其由第二太阳齿轮、支承与该第二太阳齿轮啮合的第二小齿轮的第二行星齿轮架、与所述第二小齿轮啮合的第二齿圈构成；
第三行星齿轮，其由第三太阳齿轮、支承与该第三太阳齿轮啮合的第三小齿轮的第三行星齿轮架、与所述第三小齿轮啮合的第三齿圈构成；
六个摩擦元件，
通过将所述六个摩擦元件适当联接、释放，至少在前进8速的变速级进行变速，并可将来自输入轴的转矩输出到输出轴，
所述输入轴与所述第二太阳齿轮时常连结，
所述输出轴与所述第三齿圈时常连结，
所述第一行星齿轮架和所述第二齿圈时常连结，构成第一旋转构件，
所述第一齿圈和所述第三太阳齿轮时常连结，构成第二旋转构件，
所述六个摩擦元件由如下摩擦元件构成：
第一摩擦元件，其将所述第一太阳齿轮和所述第三行星齿轮架之间选择性地连结；
第二摩擦元件，其可卡止所述第一太阳齿轮的旋转，
第三摩擦元件，其将所述第二太阳齿轮和所述第三行星齿轮架之间选择性地连结；
第四摩擦元件，其将所述第二行星齿轮架和所述第二旋转构件之间选择性地连结；
第五摩擦元件，其将所述第二行星齿轮架和所述第三行星齿轮架之间选择性地连结；
第六摩擦元件，其可卡止所述第一旋转构件的旋转，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，至少实现前进8速及后退1速。
因而，在本发明的自动变速器中，通过三个行星齿轮、六个摩擦元件，至少实现前进8速及后退1速的变速级。其中，关于三个行星齿轮，全部使用由单小齿轮构成的第一行星齿轮和第二行星齿轮和第三行星齿轮。因此，与使用双小齿轮构成的行星齿轮的情况相比，齿轮啮合次数减少，齿轮效率提高，齿轮噪音降低。而且，由于小齿轮的直径变大，因此耐久可靠性提高。另外，由于零件数量减少，因此成本降低。
另外，通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，实现各变速级。因此，在各变速级中，空转的摩擦元件成为三个，与通过两个同时联接的组合来实现各变速级的情况相比，空转的摩擦元件的摩擦损耗被抑制得较小。因此，例如，在发动机车上使用的情况下，如提高燃油消耗性能那样，提高驱动能量的传递效率。
该结果是，有利于提高齿轮效率及耐久可靠性、降低齿轮噪音及成本，同时将摩擦损耗抑制得较小，由此，能够实现提高驱动能量传递效率。
附图说明
图1是表示实施例1的自动变速器的概要图；
图2是表示实施例1的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进8速及后退1速的联接动作表的图；
图3是表示实施例1的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图；
图4是实施例1的自动变速器的第1速(1st)的变速级的变速作用说明图；
图5是实施例1的自动变速器的第2速(2nd)的变速级的变速作用说明图；
图6是实施例1的自动变速器的第3速(3rd)的变速级的变速作用说明图；
图7是实施例1的自动变速器的第4速(4th)的变速级的变速作用说明图；
图8是实施例1的自动变速器的第5速(5th)的变速级的变速作用说明图；
图9是实施例1的自动变速器的第6速(6th)的变速级的变速作用说明图；
图10是实施例1的自动变速器的第7速(7th)的变速级的变速作用说明图；
图11是实施例1的自动变速器的第8速(8th)的变速级的变速作用说明图；
图12是实施例1的自动变速器的后退速(Rev)的变速级的变速作用说明图；
图13是表示现有例的自动变速器的概要图；
图14是表示现有例的自动变速器中通过六个摩擦元件中的两个同时联接的组合实现前进8速及后退2速的联接动作表的图；
图15是表示现有例的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图；
图16是表示实施例2的自动变速器中通过六个摩擦元件中三个同时联接的组合实现前进8速及后退1速的联接动作表的图；
图17是表示实施例2的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图；
图18是实施例2的自动变速器的第8速(8th)的变速级的变速作用说明图；
图19是表示实施例3的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进8速及后退1速的联接动作表的图；
图20是表示实施例3的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图；
图21是表示实施例4的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进8速及后退1速的联接动作表的图；
图22是表示实施例4的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图；
图23是表示实施例5的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进9速及后退1速的联接动作表的图；
图24是表示实施例5的自动变速器中前进9速的各变速级的齿轮啮合次数表的图；
符号说明
PG1    第一行星齿轮
PG2    第二行星齿轮
PG3    第三行星齿轮
IN     输入轴
OUT    输出轴
M1     第一旋转构件
M2     第二旋转构件
C1     第一离合器(第一摩擦元件)
B1    第一制动器(第二摩擦元件)
C2    第二离合器(第三摩擦元件)
C3    第三离合器(第四摩擦元件)
C4    第四离合器(第五摩擦元件)
B2    第二制动器(第六摩擦元件)
OWC   单向离合器
TC    变速箱
具体实施方式
下面，基于附图所示的实施例1～实施例5对实现本发明的自动变速器的最佳方式进行说明。
(实施例1)
首先，说明其构成。
图1是表示实施例1的自动变速器的概要图。下面，基于图1对实施例1的自动变速器的行星齿轮构成和摩擦元件构成进行说明。
如图1所示，实施例1的自动变速器具备第一行星齿轮PG1、第二行星齿轮PG2、第三行星齿轮PG3、输入轴IN、输出轴OUT、第一旋转构件M1、第二旋转构件M2、第一离合器C1(第一摩擦元件)、第一制动器B1(第二摩擦元件)、第二离合器C2(第三摩擦元件)、第三离合器C3(第四摩擦元件)、第四离合器C4(第五摩擦元件)、第二制动器B2(第六摩擦元件)、单向离合器OWC、变速箱TC。
所述第一行星齿轮PG1为单小齿轮型行星齿轮，由第一太阳齿轮S1、支承与该第一太阳齿轮S1啮合的第一小齿轮P1的第一行星齿轮架PC1、与所述第一小齿轮P1啮合的第一齿圈R1构成。
所述第二行星齿轮PG2为单小齿轮型行星齿轮，由第二太阳齿轮S2、支承与该第二太阳齿轮S2啮合的第二小齿轮P2的第二行星齿轮架PC2、与所述第二小齿轮P2啮合的第二齿圈R2构成。
所述第三行星齿轮PG3为单小齿轮型行星齿轮，由第三太阳齿轮S3、支承与该第三太阳齿轮S3啮合的第三小齿轮P3的第三行星齿轮架PC3、与所述第三小齿轮P3啮合的第三齿圈R3构成。
所述输入轴IN为将来自驱动源(发动机等)的旋转驱动转矩经由液力变矩器等输入的轴，与所述第二太阳齿轮S2时常连结。
所述输出轴OUT为经由传动轴及末端传动齿轮等向驱动轮输出变速后的驱动转矩的轴，与所述第三齿圈R3时常连结。
所述第一旋转构件M1为不经过摩擦元件将所述第一行星齿轮架PC1和所述第二齿圈R2时常连结的旋转构件。
所述第二旋转构件M2为不经过摩擦元件将所述第一行星齿轮架PC1和所述第三太阳齿轮S3时常连结的旋转构件。
所述第一离合器C1为将所述第一太阳齿轮S1和所述第三行星齿轮架PC3之间选择性地联接的第一摩擦元件。
所述第一制动器B1为将所述第一太阳齿轮S1的旋转相对于所述变速箱TC可卡止的第二摩擦元件。
所述第二离合器C2为将所述第二太阳齿轮S2和所述第三行星齿轮架PC3之间选择性地联接的第三摩擦元件。
所述第三离合器C3为将所述第二行星齿轮架PC2和所述第二旋转构件M2之间选择性地联接的第四摩擦元件。
所述第四离合器C4为将所述第二行星齿轮架PC2和所述第三行星齿轮架PC3之间选择性地联接的第五摩擦元件。
所述第二制动器B2为将所述第一旋转构件M1的旋转相对于所述变速箱TC可卡止的第六摩擦元件。
另外，设有单向离合器OWC，该单向离合器OWC允许所述行星齿轮架PC3向正转方向旋转、禁止向反转方向旋转。
如图1所示，所述第一行星齿轮PG1和所述第二行星齿轮PG2和所述第三行星齿轮PG3从连接驱动源的所述输入轴IN向所述输出轴OUT依次纵向排列。而且，将所述第一制动器B1和所述第二制动器B2设定在比所述第一行星齿轮PG1更靠驱动源侧的上游位置。
图2是表示实施例1的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进8速及后退1速的联接动作表的图。图3是表示实施例1的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。以下，基于图2及图3对使实施例1的自动变速器的各变速级成立的变速构成进行说明。
实施例1的自动变速器通过六个摩擦元件C1、B1、C2、C3、C4、B2中的三个同时联接的组合，实现如下所述前进8速及后退1速的各变速级。
如图2所示，第1速(1st)的变速级通过第一离合器C1和第一制动器B 1和第四离合器C4的同时联接来实现。如图3所示，该第1速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3参与啮合，因此合计次数为6次(＝2次×3)。
如图2所示，第2速(2nd)的变速级通过第一制动器B 1和第四离合器C4和第二制动器B2的同时联接来实现。如图3所示，该第2速的变速级的齿轮啮合次数由于第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3参与啮合，因此合计次数为4次(＝2次×2)。
如图2所示，第3速(3rd)的变速级通过第一制动器B1和第三离合器C3和第四离合器C4的同时联接来实现。如图3所示，该第3速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2参与啮合，因此合计次数为4次(＝2次×2)。
如图2所示，第4速(4th)的变速级通过第一制动器B1和第二离合器C2和第四离合器C4的同时联接来实现。如图3所示，该第4速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第三行星齿轮PG3参与啮合，因此合计次数为4次(＝2次×2)。
如图2所示，第5速(5th)的变速级通过第二离合器C2和第三离合器C3和第四离合器C4的同时联接来实现。如图3所示，该第5速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3都未参与啮合，因此合计次数为0。
如图2所示，第6速(6th)的变速级通过第一制动器B1和第二离合器C2和第三离合器C3的同时联接来实现。如图3所示，该第6速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3都参与啮合，因此合计次数为6次(＝2次×3)。
如图2所示，第7速(7th)的变速级通过第二离合器C2和第三离合器C3和第二制动器B2的同时联接来实现。如图3所示，该第7速的变速级的齿轮啮合次数由于第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3参与啮合，因此合计次数为4次(＝2次×2)。
如图2所示，第8速(8th)的变速级通过第一离合器C1和第二离合器C2和第二制动器B2的同时联接来实现。如图3所示，该第8速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第三行星齿轮PG3参与啮合，因此合计次数为4次(＝2次×2)。
如图2所示，后退速(Rev)的变速级通过第一离合器C1和第一制动器B1和第三离合器C3的同时联接来实现。
接着，对作用进行说明。
将实施例1的自动变速器的作用分为“各变速级的变速作用”、“与现有技术相比的有利性”进行说明。
(各变速级的变速作用)
(第1速的变速级)
在第1速(1st)的变速级中，如图4的剖面线所示，第一离合器C1和第一制动器B1和第四离合器C4同时联接。
通过该第一离合器C1和第一制动器B1和第四离合器C4的同时联接，第一行星齿轮PG1的第一太阳齿轮S1、和第二行星齿轮PG1的第二行星齿轮架PC2、和第三行星齿轮PG3的第三行星齿轮架PC3固定于变速箱TC。
因此，当输入旋转经过输入轴IN输入到第二太阳齿轮S2时，在行星齿轮架固定的第二行星齿轮PG2中，使第二齿圈R2反向旋转减速。该第二齿圈R2的旋转经过第一旋转构件M1输入到第一行星齿轮架PC1，在太阳齿轮固定的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1进一步反向旋转增速。该第一齿圈R1的旋转经过第二旋转构件M2输入到第三太阳齿轮S3。因此，在行星齿轮架固定的第三行星齿轮PG3中，使第三齿圈R3正向旋转减速并输出。该输出旋转(低于输入转速的减速旋转)从第三齿圈R3直接传递到输出轴OUT，实现第1速的变速级。
在此，由于在第三行星齿轮架PC3和变速箱TC之间设定有单向离合器OWC，因此，在选择驱动档(D档位)时，在将第一离合器C1释放的状态下，转矩向一旋转方向传递，其相反的旋转方向在释放的单向离合器OWC的卡合作用下进行平稳地变速。另外，第一离合器C1如选择固定档位时等那样，在希望发动机制动器发挥作用时进行液压联接。
(第2速的变速级)
在第2速(2nd)的变速级中，如图5的剖面线所示，第一制动器B1和第四离合器C4和第二制动器B2同时联接。
通过该第一制动器B1和第二制动器B2的联接、以及第一旋转构件M1和第二旋转构件M2，第一行星齿轮PG1(第一太阳齿轮S1和第一行星齿轮架PC1和第一齿圈R1)、第二齿圈R2、以及第三太阳齿轮S3变为相同的旋转，且固定于变速箱TC。另外，通过第四离合器C4的联接，第二行星齿轮架PC2和第三行星齿轮架PC3连结。
因此，当输入旋转经过输入轴IN输入到第二太阳齿轮S2时，在齿圈固定的第二行星齿轮PG2中，使第二行星齿轮架PC2正向旋转减速。该第二行星齿轮架PC2的旋转经过第四离合器C4输入到第三行星齿轮架PC3。因此，在太阳齿轮固定的第三行星齿轮PG3中，使第三齿圈R3的转速比第三行星齿轮架PC3在正转方向增速并输出。该输出旋转(低于输入转速但高于第1速的减速旋转)从第三齿圈R3直接传递到输出轴OUT，实现第2速的变速级。
(第3速的变速级)
在第3速(3rd)的变速级中，如图6的剖面线所示，第一制动器B1和第三离合器C3和第四离合器C4同时联接。
通过该第一制动器B1的联接，第一太阳齿轮S 1固定于变速箱TC。另外，通过第三离合器C3和第四离合器C4的联接以及第二旋转构件M2，第一齿圈R1和第二行星齿轮架PC2和第三行星齿轮PG3(第三太阳齿轮S3和第三行星齿轮架PC3和第三齿圈R3)变为相同的旋转(＝输出旋转)。
因此，输入旋转经过输入轴IN输入到第二太阳齿轮S2，输出旋转输入到第二行星齿轮架PC2，由此，在第二行星齿轮PG2中，使第二齿圈R2正向旋转减速。该第二齿圈R2的旋转经过第一旋转构件M1输入到第一行星齿轮架PC1，由此，在太阳齿轮固定的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1增速。该第一齿圈R1的旋转经过第二旋转构件M2输入到第三太阳齿轮S3，同时经过第三离合器C3和第四离合器C4输入到第三行星齿轮架PC3，由此第三行星齿轮PG3一体地旋转，该旋转成为输出旋转。该输出旋转(低于输入转速但高于第2速的减速旋转)从第三齿圈R3直接传递到输出轴OUT，实现第3速的变速级。
(第4速的变速级)
在第4速(4th)的变速级中，如图7的剖面线所示，第一制动器B1和第二离合器C2和第四离合器C4同时联接。
通过该第一制动器B1的联接，第一太阳齿轮S1固定于变速箱TC。另外，通过第二离合器C2和第四离合器C4的联接，第二行星齿轮PG2(第二太阳齿轮S2和第二行星齿轮架PC2和第二齿圈R2)以输入转速一体地旋转，并且使第三行星齿轮架PC3以输入转速旋转。
因此，当输入旋转从输入轴IN经过第二行星齿轮PG2输入到第一行星齿轮架PC1时，在太阳齿轮固定的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1正向旋转增速。该第一齿圈R1的旋转经过第二旋转构件M2输入到第三太阳齿轮S3。另一方面，输入旋转从输入轴IN经过第二离合器C2输入到第三行星齿轮架PC3。因此，在两个输入一个输出的第三行星齿轮PG3中，根据输入到第三太阳齿轮S3和第三行星齿轮架PC3的转速，决定第三齿圈R3的输出转速。该输出旋转(低于输入转速但高于第3速的减速旋转)从第三齿圈R3直接传递到输出轴OUT，实现第4速的变速级。
(第5速的变速级)
在第5速(5th)的变速级中，如图8的剖面线所示，第二离合器C2和第三离合器C3和第四离合器C4同时联接。
通过该第二离合器C2和第三离合器C3和第四离合器C4的同时联接，第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3通过输入转速一体地旋转。因此，输出轴OUT的转速与输入转速相同，实现变速比为1的第5速的变速级(直接传动变速级)。
(第6速的变速级)
在第6速(6th)的变速级中，如图9的剖面线所示，第一制动器B1和第二离合器C2和第三离合器C3同时联接。
通过该第一制动器B1的联接，第一太阳齿轮S1固定于变速箱TC。另外，通过第二离合器C2的联接，输入转速输入到第三行星齿轮架PC3。另外，通过第三离合器C3的联接和第二旋转构件M2，第一齿圈R1和第二行星齿轮架PC2和第三太阳齿轮S3一体地旋转。
因此，输入旋转经过输入轴IN输入到第二太阳齿轮S2，第三太阳齿轮S3的旋转输入到第二行星齿轮架PC2，由此，在第二行星齿轮PG2中，使第二齿圈R2正向旋转减速。该第二齿圈R2的旋转输入到第一行星齿轮架PC1，在太阳齿轮固定的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1正向旋转增速。该第一齿圈R1的旋转经过第二旋转构件M2输入到第三行星齿轮PG3的第三太阳齿轮S3。另一方面，输入旋转从输入轴IN经过第二离合器C2输入到第三行星齿轮PG3的第三行星齿轮架PC3。因此，在两个输入一个输出的第三行星齿轮PG3中，根据输入到第三太阳齿轮S3和第三行星齿轮架PC3的转速，决定第三齿圈R3的输出转速。该输出旋转(稍高于输入转速的增速旋转)从第三齿圈R3直接传递到输出轴OUT，实现第6速的变速级。
(第7速的变速级)
在第7速(7th)的变速级中，如图10的剖面线所示，第二离合器C2和第三离合器C3和第二制动器B2同时联接。
通过该第二制动器B2的联接，第一行星齿轮架PC1和第二齿圈R2固定于变速箱TC。另外，通过第二离合器C2的联接，输入转速输入到第三行星齿轮架PC3。另外，通过第三离合器C3和第二旋转构件M2，第一齿圈R1和第二行星齿轮架PC2和第三太阳齿轮S3一体地旋转。
因此，当输入旋转经过输入轴IN输入到第二太阳齿轮S2时，在齿圈固定的第二行星齿轮PG2中，使第二行星齿轮架PC2正向旋转减速。该第二行星齿轮架PC2的旋转经过第三离合器C3输入到第三太阳齿轮S3。另一方面，输入旋转从输入轴IN经过第二离合器C2输入到第三行星齿轮架PC3。因此，在两个输入一个输出的第三行星齿轮PG3中，根据输入到第三太阳齿轮S3和第三行星齿轮架PC3的转速，决定第三齿圈R3的输出转速。该输出旋转(高于输入转速且高于第6速的增速旋转)从第三齿圈R3直接传递到输出轴OUT，实现第7速的变速级。
(第8速的变速级)
在第8速(8th)的变速级中，如图11的剖面线所示，第一离合器C1和第二离合器C2和第二制动器B2同时联接。
通过该第二制动器B2的联接，第一行星齿轮架PC1和第二齿圈R2固定于变速箱TC。另外，通过第一离合器C1和第二离合器C2的联接，第三行星齿轮架PC3和第一太阳齿轮S1成为输入旋转。
因此，当输入旋转经过输入轴IN和第二离合器C2和第三行星齿轮架PC3和第一离合器C1输入到第一太阳齿轮S1时，在行星齿轮架固定的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1反向旋转减速。该第一齿圈R1的旋转经过第二旋转构件M2输入到第三太阳齿轮S3。另一方面，输入旋转从输入轴IN经过第二离合器C2输入到第三行星齿轮架PC3。因此，在两个输入一个输出的第三行星齿轮PG3中，根据输入到第三太阳齿轮S3和第三行星齿轮架PC3的转速，决定第三齿圈R3的输出转速。该输出旋转(高于输入转速且高于第7速的增速旋转)从第三齿圈R3直接传递到输出轴OUT，实现第8速的变速级。
(后退速的变速级)
在后退速(Rev)的变速级中，如图12的剖面线所示，第一离合器C1和第一制动器B1和第三离合器C3同时联接。
通过第一离合器C1和第一制动器B1的联接，第一太阳齿轮S1和第三行星齿轮架PC3固定于变速箱TC。另外，通过第三离合器C3的联接和第二旋转构件M2，第一齿圈R1和第二行星齿轮架PC2和第三太阳齿轮S3一体地旋转。
因此，输入旋转经过输入轴IN输入到第二太阳齿轮S2，第三太阳齿轮S3的旋转输入到第二行星齿轮架PC2，由此，在第二行星齿轮PG2中，使第二齿圈R2正向旋转减速。该第二齿圈R2的旋转经过第一旋转构件M1输入到第一行星齿轮架PC1，在太阳齿轮固定的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1正向旋转增速。该第一齿圈R1的旋转经过第二旋转构件M2输入到第三太阳齿轮S3。因此，在行星齿轮架固定的第三行星齿轮PG3中，使第三齿圈R3成为反向旋转减速的旋转。该输出旋转(低于输入转速的减速反向旋转)从第三齿圈R3直接传递到输出轴OUT，实现后退速的变速级。
(与现有技术相比的有利性)
图13是表示现有例的自动变速器的概要图。图14是表示现有例的自动变速器中通过六个摩擦元件中的两个同时联接的组合实现前进8速及后退2速的联接动作表的图。图15是表示现有例的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。以下，利用图13～图15对与现有技术相比实施例1的自动变速器的有利性进行说明。
首先，当将实施例1的自动变速器(图1及图2)和现有例的自动变速器(图13及图14)进行对比时，在下述列举的几点上，可以说是变速性能相同。
(1)通过三个行星、六个摩擦元件，实现前进8速及后退1速的变速级。
(2)通过一个摩擦元件的释放和一个摩擦元件的联接这种单替换，实现向相邻的变速级的变速。
(3)由于确保(|后退齿轮比|/1速齿轮比)0.7以上，因此，能够防止后退时的驱动力不足。
但是，实施例1的自动变速器与现有例的自动变速器相比，在下述列举的几点上，具有有利性。
(a)关于三个行星齿轮
如图13所示，现有例的自动变速器使用双小齿轮型行星齿轮、和腊文瑙式行星齿轮机构(一个双小齿轮型行星和一个单小齿轮型行星)。即，实质上是使用了两个双小齿轮的行星齿轮，因此，在下述几点上处于不利。
(1)由于齿轮啮合次数多，因此齿轮效率和齿轮噪声差。
(2)由于小齿轮的齿轮直径小，因此耐久可靠性降低。
(3)由于零件数量多，因此成本高。
与此相对，在实施例1的自动变速器的情况下，对于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3，全部是使用单小齿轮构成的行星齿轮。因此，与使用双小齿轮构成的行星齿轮的现有例相比因此，在下述几点上处于有利。
(1)齿轮啮合次数比双小齿轮的情况少，齿轮效率提高，齿轮噪音降低。
即，一组双小齿轮的行星齿轮的啮合次数为3，与此相对，一组单小齿轮的行星齿轮没有小齿轮彼此啮合的部分，啮合次数为2。因此，在实施例1的情况下，如图3所示，平均啮合次数为4.0。与此相对，在两组双小齿轮型行星齿轮的现有例的情况下，如图15所示，平均啮合次数为4.8。该结果是，在实施例1的情况下，即使取各变速级的平均值，啮合次数也比现有例的平均啮合次数4.8少0.8。
(2)由于小齿轮的齿轮直径变大，因此耐久可靠性提高。即，在单小齿轮的情况下，在太阳齿轮和齿圈之间配置有多个以两齿轮的间隔为齿轮直径的小齿轮。另一方面，在双小齿轮的情况下，需要以小于两齿轮的间隔的直径为齿轮直径。这样，在单小齿轮的情况下，与双小齿轮相比，小齿轮的齿轮直径变大，因此能够提高小齿轮的刚性及齿面强度，耐久可靠性提高。
(3)零件数量变少，在成本方面有利。例如，在双小齿轮的行星齿轮的情况且将四组双小齿轮配置于太阳齿轮的周围的情况下，小齿轮数成为8个。与此相对，在单小齿轮的行星齿轮的情况下，只要在太阳齿轮的周围配置四个小齿轮即可，零件数量减少了四个。该结果是，可以实现成本降低。
(b)关于各变速级的同时联接元件数量
在现有例的自动变速器的情况下，为了实现前进8速的各变速级，如图14所示，在各变速级，使两个摩擦元件同时联接。因此，例如，以1速空转的摩擦元件如第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4、第一制动器B1，在各变速级中，空转的摩擦元件为四个。因此，空转的四个摩擦元件的打滑等造成的摩擦损耗变大，导致驱动能量的传递效率恶化。例如，在发动机车上使用现有例的自动变速器的情况下，空转的四个摩擦元件的摩擦损耗成为导致燃油消耗性能恶化的一个原因。
与此相对，在实施例1的自动变速器的情况下，为了实现前进8速的各变速级，如图2所示，在各变速级，使三个摩擦元件同时联接。因此，例如，以1速空转的摩擦元件如第二离合器C2、第三离合器C3、第二制动器B2等，在各变速级中，空转的摩擦元件为3个。因此，与现有例相比，可将空转的摩擦元件的摩擦损耗抑制得较小，能够实现提高驱动能量的传递效率。例如，在发动机车上使用现有例的自动变速器的情况下，可实现燃油消耗性能的提高。
(c)关于变速频度
如图14所示，现有例的自动变速器将第6速设定为直接传动级，将第1速～第5速设定成减速传动变速级。
因此，减速传动侧的变速间隔变小，例如，在反复停止和起步行驶那种城区行驶等中，成为变速频度高的频繁换档。而且，在发动机车的情况下，由于减速传动侧的发动机转速的上升很快，因此乘车感因频繁换档而恶化。
与此相对，如图2所示，实施例1的自动变速器将第5速设定为直接传动级，将第1速～第4速设定成减速传动变速级。
因此，减速传动侧的变速间隔比现有例宽，因此，例如，在反复停止和起步行驶那种城区行驶等中，可抑制频繁换档，能够防止乘车感恶化。
(d)关于齿轮比宽度
自动变速器的齿轮比的变更宽度通过比例可达范围(＝最低变速级齿轮比/最高变速级齿轮比，以下称为“RC”)来表示。该RC值越大越好。
在现有例的自动变速器的情况下，如图14所示，为RC＝6.397(＝4.267/0.667)的值。
与此相对，在实施例1的自动变速器中，如图2所示，当设第一行星齿轮PG1的齿轮比为ρ1＝0.300、第二行星齿轮PG2的齿轮比为ρ2＝0.333、第三行星齿轮PG3的齿轮比为ρ3＝0.524的情况下，可以保持相邻的变速级的适当的级间比，同时可以得到RC＝7.408(＝4.408/0.595)。即，保持着适当的级间比，同时RC值为大于现有例的值，能够实现兼得最低变速级齿轮比的起步性能和最高变速级齿轮比的降低高速燃油消耗这两者。在此，“适当的级间比”是指，在将各变速级的级间比描绘出点、并用线将描出的各点连结起来的特性进行描绘的情况下，描绘出从低速齿轮侧向高速齿轮侧以平缓的坡度下降后、以平移的状态推移的那种特性线。
而且，实际上，向驱动轮传递的转速用设置于自动变速器的下游位置的终减速器的末端传动齿轮比来调整。因而，RC值越大，末端传动齿轮比实现的调整自由度越高，例如，通过调整到更低速侧，有利于对应没有液力变矩器的混合动力车辆的自动变速器。另外，也有利于对应最佳燃油消耗区域及最高转矩区域不同的汽油发动机和柴油发动机。
(e)关于自动变速器机构形状
当离合器元件和制动器元件构成的摩擦元件中、制动器元件配置于旋转元件和变速箱之间，且制动器元件的转矩分担比较高时，需要通过片数的增大和变速箱的内径扩大来适应。
在现有例的自动变速器的情况下，第二制动器B2为转矩分担比最高的制动器元件，如图13所示，第二制动器B2配置于双小齿轮型行星齿轮和腊文瑙式行星齿轮之间，因此，为了避免与车身底板的干涉，需要在驾驶室内形成较大突出的底洞(フロアトン礻ル)。
与此相对，在实施例1的自动变速器的情况下，如图1所示，第二制动器B2为转矩分担比最高的制动器元件，但第二制动器B2配置在与和车身底板的干涉无关的第一行星齿轮PG1的前侧，因此能够减小与车身底板重合的箱体区域的直径。即，如果只将配置于动力部件室内(例如，发动机室内)的变速箱TC的前侧部分的直径加粗，就可以将其以后的直径设定为较细的形状，例如，仅在驾驶室内形成稍突出的底洞，就能够防止与车身底板的干涉。
另外，在实施例1的情况下，如上所述，第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3的齿轮比ρ1、ρ2、ρ3为0.3～0.65范围内，因此可抑制行星齿轮尺寸的大型化，从这点出发，也能够实现变速箱TC的小型化。
接着，对效果进行说明。
在实施例1的自动变速器中，能够得到下述列举的效果。
(1)具备：第一行星齿轮PG1，其由第一太阳齿轮S1、支承与该第一太阳齿轮S 1啮合的第一小齿轮P1的第一行星齿轮架PC1、与所述第一小齿轮P1啮合的第一齿圈R1构成；第二行星齿轮PG2，其由第二太阳齿轮S2、支承与该第二太阳齿轮S2啮合的第二小齿轮P2的第二行星齿轮架PC2、与所述第二小齿轮P2啮合的第二齿圈R2构成；第三行星齿轮PG3，其由第三太阳齿轮S3、支承与该第三太阳齿轮S3啮合的第三小齿轮P3的第三行星齿轮架PC3、与所述第三小齿轮P3啮合的第三齿圈R3构成；六个摩擦元件，在通过将所述六个摩擦元件适当联接释放而至少在前进8速的变速级变速并可将来自输入轴IN的转矩输出到输出轴OUT的自动变速器中，所述输入轴IN与所述第二太阳齿轮S2时常连结，所述输出轴OUT与所述第三齿圈R3时常连结，所述第一行星齿轮架PC1和所述第二齿圈R2时常连结并构成第一旋转构件M1，所述第一齿圈R1和所述第三太阳齿轮S3时常连结并构成第二旋转构件M2，所述六个摩擦元件由如下摩擦元件构成：第一摩擦元件(第一离合器C1)，其将所述第一太阳齿轮S1和所述第三行星齿轮架PC3之间选择性地连结；第二摩擦元件(第一制动器B1)，其可卡止所述第一太阳齿轮S1的旋转；第三摩擦元件(第二离合器C2)，其将所述第二太阳齿轮S2和所述第三行星齿轮架PC3之间选择性地连结；第四摩擦元件(第三离合器C3)，其将所述第二行星齿轮架PC2和所述第二旋转构件M2之间选择性地连结；第五摩擦元件(第四离合器C4)，其将所述第二行星齿轮架PC2和所述第三行星齿轮架PC3之间选择性地连结；第六摩擦元件(第二制动器B2)，其可将所述第一旋转构件M1的旋转卡止，通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，至少实现前进8速及后退1速。因此，有利于提高齿轮效率及耐久可靠性、降低齿轮噪音及成本，同时将摩擦损耗抑制得较小，由此，能够实现提高驱动能量传递效率。
(2)通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进8速至少由如下变速级构成：第1速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第2速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第3速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第4速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第5速，其通过所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第6速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)的同时联接来实现；第7速，其通过所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第8速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现。因此，向相邻级的变速通过一个摩擦元件的联接和一个摩擦元件的释放实现的单替换来实现，有利于变速控制简单。通过将直接传动级设定为第5速，能够较宽地保持低速级侧的变速间隔，能够防止频繁换档。能够保持适当的级间比，同时RC值相对于现有例设定为较大的值，能够实现兼得最低变速级齿轮比的起步性能和降低最高变速级齿轮比时的高速燃油消耗两者。
(3)通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合来实现的后退1速通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)的同时联接来实现。因此，即使选择实现适当的RC值及级间比那样的齿轮比，也可以使|后退齿轮比|/1速齿轮比的值接近1，可以防止后退起动时驱动力不足。
(4)将所述第一行星齿轮PG1和所述第二行星齿轮PG2和所述第三行星齿轮PG3从连接有驱动源的所述输入轴IN向所述输出轴OUT依次纵向排列，将所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)设定比所述第一行星齿轮PG1更靠驱动源侧的上游位置。因此，通过仅将变速箱TC的前侧部分的直径加粗，且将其以后的部分的直径设定为较细的形状，能够防止与车身底板的干涉，且能够较小地抑制底洞向驾驶室内的突出。
(实施例2)
实施例2为与实施例1大体相同、只是第8速与实施例1不同的摩擦元件的联接来实现的例子。
首先，说明其构成。
图16是表示实施例2的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进8速及后退1速的联接动作表的图。图17是表示实施例2的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。以下，基于图16及图17对使实施例2的自动变速器的各变速级成立的变速结构进行说明。
如图16所示，第8速(8th)的变速级通过第一制动器B1和第二离合器C2和第二制动器B2的同时联接来实现。如图17所示，该第8速的变速级的齿轮啮合次数由于只有第三行星齿轮PG3参与啮合，因此合计次数为2次(＝2次×1)。
另外，大体结构与实施例1相同，第1速(1st)的变速级～第7速(7th)的变速级及后退速(Rev)的变速级与实施例1相同，因此省略其说明。
接着，对各变速级的变速作用进行说明。
(第8速的变速级)
在第8速(8th)的变速级中，如图18的剖面线所示，第一制动器B1和第二离合器C2和第二制动器B2同时联接。
通过该第一制动器B1和第二制动器B2的联接、第一旋转构件M1以及第二旋转构件M2，第一行星齿轮PG1(第一太阳齿轮S1和第一行星齿轮架PC1和第一齿圈R1)、和第二齿圈R2、第三太阳齿轮S3固定于变速箱TC。另外，通过第二离合器C2的联接，输入轴IN和第三行星齿轮架PC3连结。
因此，输入旋转经过输入轴IN和第二离合器C2输入到第三行星齿轮架PC3。因此，在太阳齿轮固定的第三行星齿轮PG3中，使第三齿圈R3正向旋转增速并输出。该输出旋转(高于输入转速且高于第7速的增速旋转)从第三齿圈R3直接传递到输出轴OUT，实现第8速的变速级。
在该实施例2的自动变速器的情况下，如图16所示，向相邻的变速级的变速和向1级跳跃变速级的变速通过一个摩擦元件的释放和一个摩擦元件的联接这种单替换变速来实现。因此，有利于包含向1级跳跃变速级的变速的变速控制简单化。
另外，在实施例2的自动变速器的情况下，RC值小于实施例1的RC值，但齿轮的平均啮合次数为3.75，与实施例1相比，被抑制较小。另外，其他作用与实施例1相同，因此省略其说明。
接着，说明效果。
在实施例2的自动变速器中，除得到实施例1的(1)、(3)、(4)的效果以外，还可以得到下述的效果。
(5)通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进8速至少由如下变速级构成：第1速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第二摩擦元件(第一制动器B 1)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第2速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第3速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第4速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第5速，其通过所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第6速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)的同时联接来实现；第7速，其通过所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第8速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现。因此，向相邻级的变速及向1级跳跃变速级的变速通过一个摩擦元件的联接和一个摩擦元件的释放的单替换来实现。有利于包含1级跳跃变速的变速控制简单化。通过将直接传动级设定为第5速，能够使低速段侧的变速间隔变宽，能够防止频繁换档。可将齿轮的平均啮合次数抑制得较低，与实施例1相比，能够提高齿轮效率及降低齿轮噪音。
(实施例3)
实施例3为大体与实施例1相同且使第1速～第6速与实施例1的第2速～第7速相同、使第7速与实施例2的第8速相同、使第8速与实施例1的第8速相同的摩擦元件的联接来实现的例子。
首先，说明其构成。
图19是表示实施例3的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进8速及后退1速的联接动作表的图。图20是表示实施例3的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。
大体结构与实施例1相同，第1速(1st)的变速级～第8速(8th)的变速级及后退速(Rev)的变速级如下所述。
如图19所示，实施例3的第1速(1st)的变速级与实施例1的第2速(2nd)的变速级相同。如图20所示，该第1速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图19所示，实施例3的第2速(2nd)的变速级与实施例1的第3速(3rd)的变速级相同。如图20所示，该第2速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图19所示，实施例3的第3速(3rd)的变速级与实施例1的第4速(4th)的变速级相同。如图20所示，该第3速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图19所示，实施例3的第4速(4th)的变速级与实施例1的第5速(5th)的变速级相同。如图20所示，该第4速的变速级的齿轮啮合次数为0。
如图19所示，实施例3的第5速(5th)的变速级与实施例1的第6速(6th)的变速级相同。如图20所示，该第5速的变速级的齿轮啮合次数为6次(＝2次×3)。
如图19所示，实施例3的第6速(6th)的变速级与实施例1的第7速(7th)的变速级相同。如图20所示，该第6速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图19所示，实施例3的第7速(7th)的变速级与实施例2的第8速(8th)的变速级相同。如图20所示，该第7速的变速级的齿轮啮合次数为2次(＝2次×1)。
如图19所示，实施例3的第8速(8th)的变速级与实施例1的第8速(8th)的变速级相同。如图20所示，该第8速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
另外，后退速(Rev)的变速级与实施例1、2相同，因此省略说明。
关于实施例3的各变速级的变速作用，与实施例1、2的对应的各变速级相同，因此省略其说明。
在该实施例3的自动变速器的情况下，如图19所示，向相邻的变速级的变速和向1级跳跃变速级的变速通过一个摩擦元件的释放和一个摩擦元件的联接这种单替换变速来实现。因此，有利于包含向1级跳跃变速级的变速的变速控制简单化。
另外，在实施例3的自动变速器的情况下，相对于实施例1、2将第5速的变速级设定为直接传动级，而将第4速的变速级设定为直接传动级，因此与实施例1、2相比，可以进一步扩大低速段侧的变速间隔，能够防止频繁换档造成的乘车感恶化。
另外，RC值为比实施例1的RC值小，但齿轮的平均啮合次数为3.50，与实施例1、2相比，被抑制较小。另外，其他作用与实施例1相同，因此省略说明。
接着，说明效果。
在实施例3的自动变速器中，除得到实施例1的(1)、(3)、(4)的效果以外，还可以得到下述的效果。
(6)通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进8速至少由如下变速级构成：第1速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第2速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第3速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B 1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第4速，其通过所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第5速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)的同时联接来实现；第6速，其通过所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第7速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第8速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现。因此，向相邻级的变速及向1级跳跃变速级的变速通过一个摩擦元件的联接和一个摩擦元件的释放的单替换来实现。有利于包含1级跳跃变速的变速控制简单化。通过将直接传动级设定为第4速，能够较宽地保持低速段侧的变速间隔，与实施例1、2相比，能够进一步防止频繁换档。可较低地抑制齿轮的平均啮合次数，与实施例1、2相比，能够提高齿轮效率及降低齿轮噪音。
(实施例4)
实施例4为大体与实施例1相同且使第1速～第6速与实施例1的第1速～第6速相同、使第7速与实施例2的第8速相同、使第8速与实施例1的第8速相同的摩擦元件的联接来实现的例子。
首先，说明构成。
图21是表示实施例4的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进8速及后退1速的联接动作表的图。图22是表示实施例4的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。
大体结构与实施例1相同，第1速(1st)的变速级～第8速(8th)的变速级及后退速(Rev)的变速级如下所述。
如图21所示，实施例4的第1速(1st)的变速级与实施例1的第1速(1st)的变速级相同。如图22所示，该第1速的变速级的齿轮啮合次数为6次(＝2次×3)。
如图21所示，实施例4的第2速(2nd)的变速级与实施例1的第2速(2nd)的变速级相同。如图22所示，该第2速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图21所示，实施例4的第3速(3rd)的变速级与实施例1的第3速(3rd)的变速级相同。如图22所示，该第3速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图21所示，实施例4的第4速(4th)的变速级与实施例1的第4速(4th)的变速级相同。如图22所示，该第4速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图21所示，实施例4的第5速(5th)的变速级与实施例1的第5速(5th)的变速级相同。如图22所示，该第5速的变速级的齿轮啮合次数为0。
如图21所示，实施例4的第6速(6th)的变速级与实施例1的第6速(6th)的变速级相同。如图22所示，该第6速的变速级的齿轮啮合次数为6次(＝2次×3)。
如图21所示，实施例4的第7速(7th)的变速级与实施例2的第8速(8th)的变速级相同。如图22所示，该第7速的变速级的齿轮啮合次数为2次(＝2次×1)。
如图21所示，实施例4的第8速(8th)的变速级与实施例1的第8速(8th)的变速级相同。如图22所示，该第8速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
另外，后退速(Rev)的变速级与实施例1、2相同，因此省略说明。
关于实施例4的各变速级的变速作用，与实施例1、2的对应的各变速级相同，因此省略说明。
在该实施例4的自动变速器的情况下，如图21所示，向相邻的变速级的变速通过一个摩擦元件的释放和一个摩擦元件的联接这种单替换变速来实现。因此，有利于变速控制简单化。
另外，在实施例4的自动变速器的情况下，将第5速的变速级设定为直接传动级，因此与现有例相比，能够扩大低速段侧的变速间隔，能够防止频繁换档造成的乘车感恶化。
另外，RC值与实施例1的RC值相同，与此相对，齿轮的平均啮合次数为3.75，与实施例1相比，被抑制较小。另外，其他作用与实施例1相同，因此省略说明。
接着，说明效果。
在实施例4的自动变速器中，除得到实施例1的(1)、(3)、(4)的效果以外，还可以得到下述的效果。
(7)通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进8速至少由如下变速级构成：第1速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第2速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第3速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第4速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第5速，其通过所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第6速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)的同时联接来实现；第7速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第8速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现。因此，向相邻级的变速通过一个摩擦元件的联接和一个摩擦元件的释放的单替换来实现，有利于变速控制简单。通过将直接传动级设定为第5速，能够较宽地保持低速段侧的变速间隔，能够防止频繁换档。与现有例相比，可以将保持适当的级间比，同时将RC值设定为较大的值，能够实现兼得最低变速级齿轮比的起步性能和降低最高变速级齿轮比时的高速燃油消耗这两者。可将齿轮的平均啮合次数抑制得较低，与实施例1相比，能够提高齿轮效率及降低齿轮噪音。
(实施例5)
实施例5为大体与实施例1相同且将第8速设定为实施例2的第8速、将第9速设定为实施例1的第8速来实现前进9速的例子。
首先，说明构成。
图23是表示实施例5的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进9速及后退1速的联接动作表的图。图24是表示实施例5的自动变速器中前进9速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。
大体结构与实施例1相同，第1速(1st)的变速级～第9速(9th)的变速级及后退速(Rev)的变速级如下所述。
如图23所示，实施例5的第1速(1st)的变速级与实施例1的第1速(1st)的变速级相同。如图24所示，该第1速的变速级的齿轮啮合次数为6次(＝2次×3)。
如图23所示，实施例5的第2速(2nd)的变速级与实施例1的第2速(2nd)的变速级相同。如图24所示，该第2速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图23所示，实施例5的第3速(3rd)的变速级与实施例1的第3速(3rd)的变速级相同。如图24所示，该第3速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图23所示，实施例5的第4速(4th)的变速级与实施例1的第4速(4th)的变速级相同。如图24所示，该第4速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图23所示，实施例5的第5速(5th)的变速级与实施例1的第5速(5th)的变速级相同。如图24所示，该第5速的变速级的齿轮啮合次数为0。
如图23所示，实施例5的第6速(6th)的变速级与实施例1的第6速(6th)的变速级相同。如图24所示，该第6速的变速级的齿轮啮合次数为6次(＝2次×3)。
如图23所示，实施例5的第7速(7th)的变速级与实施例1的第7速(7th)的变速级相同。如图24所示，该第7速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
如图23所示，实施例5的第8速(8th)的变速级与实施例2的第8速(8th)的变速级相同。如图24所示，该第8速的变速级的齿轮啮合次数为2次(＝2次×1)。
如图23所示，实施例5的第9速(9th)的变速级与实施例1的第8速(8th)的变速级相同。如图24所示，该第9速的变速级的齿轮啮合次数为4次(＝2次×2)。
另外，后退速(Rev)的变速级与实施例1、2相同，因此省略说明。
关于实施例5的各变速级的变速作用，由于与实施例1、2的对应的各变速级相同，因此省略说明。
在该实施例5的自动变速器的情况下，如图23所示，相对于实施例1～4为前进8速，可实现前进9速。因而，在实施例5的自动变速器的情况下，RC值与实施例1的RC值相同，但可以使RC值高于实施例1的RC值。
在实施例5的自动变速器的情况下，如图23所示，向相邻的变速级的变速和向1级跳跃变速级的变速通过一个摩擦元件的释放和一个摩擦元件的联接这种单替换变速来实现。因此，有利于包含向1级跳跃变速级的变速变速控制简单化。
另外，在实施例5的自动变速器的情况下，齿轮的平均啮合次数为3.80，与实施例1相比，被抑制较小，与实施例1相比，能够提高齿轮效率及降低齿轮噪音。另外，其他作用与实施例1相同，因此省略说明。
接着，说明效果。
在实施例5的自动变速器中，除得到实施例1的(1)、(3)、(4)的效果以外，还可以得到下述的效果。
(8)通过所述六个摩擦元件中、三个同时联接的组合，至少前进9速由如下变速级构成：第1速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第2速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第3速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第4速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第5速，其通过所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第6速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)的同时联接来实现；第7速，其通过所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第四摩擦元件(第三离合器C3)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第8速，其通过所述第二摩擦元件(第一制动器B1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现；第9速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第三摩擦元件(第二离合器C2)和所述第六摩擦元件(第二制动器B2)的同时联接来实现。因此，能够实现适应多级化要求的前进9速的自动变速器，并且向相邻级的变速及向1级跳跃变速级的变速通过一个摩擦元件的联接和一个摩擦元件的释放的单替换来实现，有利于包含1级跳跃变速级的变速控制简单化。通过将直接传动级设定为第5速，能够较宽地保持低速段侧的变速间隔，能够防止频繁换档。与实施例1相比，可将齿轮的平均啮合次数抑制得较低，能够提高齿轮效率及降低齿轮噪音。可以保持适当的级间比，同时将RC值设定为：达到实现兼得最低变速级齿轮比的起步性能和降低最高变速级齿轮比时的高速燃油消耗这两者的要求值。
以上，基于实施例1～5对本发明的自动变速器进行了说明，关于具体的构成，并不局限于这些实施例，只要不脱离本发明请求的范围的情况下，允许设计上的变更及追加等。
在实施例1～4中，表示了前进8速后退1速的例子，在实施例5中，表示了前进9速后退1速的例子，但是，只要是至少前进8速后退1速的例子，则各变速级的三个同时联接的组合形式并不局限于实施例1～4。
产业上的可利用性
在实施例1～5中，表示了FR发动机车上使用的自动变速器的例子，但并不限于FR发动机车，也可用作FF发动机车、混合动力车、电动汽车、燃料电池车等的自动变速器。

Claims (8)

1.一种自动变速器，其具备：
第一行星齿轮组，其由第一太阳齿轮、支承与该第一太阳齿轮啮合的第一小齿轮的第一行星齿轮架、与所述第一小齿轮啮合的第一齿圈构成；
第二行星齿轮组，其由第二太阳齿轮、支承与该第二太阳齿轮啮合的第二小齿轮的第二行星齿轮架、与所述第二小齿轮啮合的第二齿圈构成；
第三行星齿轮组，其由第三太阳齿轮、支承与该第三太阳齿轮啮合的第三小齿轮的第三行星齿轮架、与所述第三小齿轮啮合的第三齿圈构成；
六个摩擦元件，
通过将所述六个摩擦元件适当联接、释放，至少在前进8速的变速级进行变速，并可将来自输入轴的转矩输出到输出轴，其特征在于，
所述输入轴与所述第二太阳齿轮时常连结，
所述输出轴与所述第三齿圈时常连结，
所述第一行星齿轮架和所述第二齿圈时常连结，构成第一旋转构件，
所述第一齿圈和所述第三太阳齿轮时常连结，构成第二旋转构件，
所述六个摩擦元件由如下摩擦元件构成：
第一摩擦元件，其将所述第一太阳齿轮和所述第三行星齿轮架之间选择性地连结；
第二摩擦元件，其可卡止所述第一太阳齿轮的旋转，
第三摩擦元件，其将所述第二太阳齿轮和所述第三行星齿轮架之间选择性地连结；
第四摩擦元件，其将所述第二行星齿轮架和所述第二旋转构件之间选择性地连结；
第五摩擦元件，其将所述第二行星齿轮架和所述第三行星齿轮架之间选择性地连结；
第六摩擦元件，其可卡止所述第一旋转构件的旋转，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，至少实现前进8速及后退1速。
2.如权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进8速至少由如下变速级构成：
第1速，其通过所述第一摩擦元件和所述第二摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第2速，其通过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时联接来实现；
第3速，其通过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时联接来实现；
第4速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第5速，其通过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时联接来实现；
第6速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件的同时联接来实现；
第7速，其通过所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现；
第8速，其通过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时联接来实现。
3.如权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进8速至少由如下变速级构成：
第1速，其通过所述第一摩擦元件和所述第二摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第2速，其通过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时联接来实现；
第3速，其通过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时联接来实现；
第4速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第5速，其通过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时联接来实现；
第6速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件的同时联接来实现；
第7速，其通过所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现；
第8速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现。
4.如权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进8速至少由如下变速级构成：
第1速，其通过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时联接来实现；
第2速，其通过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时联接来实现；
第3速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第4速，其通过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时联接来实现；
第5速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件的同时联接来实现；
第6速，其通过所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现；
第7速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现；
第8速，其通过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时联接来实现。
5.如权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进8速至少由如下变速级构成：
第1速，其通过所述第一摩擦元件和所述第二摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第2速，其通过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时联接来实现；
第3速，其通过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时联接来实现；
第4速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第5速，其通过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时联接来实现；
第6速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件的同时联接来实现；
第7速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现；
第8速，其通过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时联接来实现。
6.如权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进9速至少由如下变速级构成：
第1速，其通过所述第一摩擦元件和所述第二摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第2速，其通过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时联接来实现；
第3速，其通过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时联接来实现；
第4速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第5速，其通过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时联接来实现；
第6速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件的同时联接来实现；
第7速，其通过所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现；
第8速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现；
第9速，其通过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时联接来实现。
7.如权利要求1～6中任一项所述的自动变速器，其特征在于，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合来实现的后退1速通过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时联接来实现。
8.如权利要求1～6中任一项所述的自动变速器，其特征在于，
将所述第一行星齿轮组和所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组从连接有驱动源的所述输入轴向所述输出轴依次纵向排列，
将所述第二摩擦元件和所述第六摩擦元件设定于比所述第一行星齿轮组更靠驱动源侧的上游位置。
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