CN102287496B

CN102287496B - 自动变速器

Info

Publication number: CN102287496B
Application number: CN2011101505090A
Authority: CN
Inventors: 奥田隆之; 青田和明; 犬田行宣; 山本明弘; J·米勒; R·瑞斯克; M·里斯奇
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2010-06-15
Filing date: 2011-06-07
Publication date: 2013-09-25
Anticipated expiration: 2031-06-07
Also published as: KR101282573B1; US8475322B2; EP2397722A1; US20110306461A1; JP2012002260A; JP5087746B2; CN102287496A; EP2397722B1; KR20110136712A

Abstract

一种自动变速器，输出轴与行星齿轮架(PC3)时常连结，齿圈(R1)时常固定作为固定构件，将太阳齿轮(S1)和太阳齿轮(S3)时常连结构成旋转构件(M1)，将行星齿轮架(PC1)和齿圈(R3)时常连结构成旋转构件(M2)。通过如下六个摩擦元件中三个同时联接的组合实现至少前进8速及后退1速。将行星齿轮架(PC2)和旋转构件(M1)选择性地连结的第一离合器、将行星齿轮架(PC2)和旋转构件(M2)选择性地连结的第二离合器、将输入轴和行星齿轮架(PC2)选择性地连结的第三离合器、将齿圈(R2)和太阳齿轮(S3)选择性地连结的第四离合器、将齿圈(R2)和行星齿轮架(PC3)选择性地连结的第五离合器、将输入轴和太阳齿轮(S3)选择性地连结的第六离合器。

Description

自动变速器

技术领域

本发明涉及适用于车辆的变速装置的有级式自动变速器。

背景技术

目前，作为通过三个行星齿轮六个摩擦元件来实现前进8速的变速级的自动变速器，公知的是具有双小齿轮型行星齿轮、腊文瑙型行星齿轮组件(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，存在下述问题，为了实现前进8速的各变速级，将摩擦元件联接两个。因此，在各变速级，空转的摩擦元件为四个，空转的摩擦元件的摩擦损失增大，导致驱动能量的传递效率恶化。

即，在多用作摩擦元件的多板离合器及多板制动器的情况下，在元件释放带来的空转状态时，为了冷却及润滑，被吹付的油介于相对旋转的板之间，不能避免拖曳阻力(油的剪切阻力)带来的摩擦损失的发生。而且，板的数量越多且板间的相对转速越高，该摩擦阻力越大。

发明内容

本发明是着眼于上述问题而开发的，其目的在于，提供一种自动变速器，其通过三个行星齿轮六个摩擦元件实现前进8速以上的变速级，同时，通过抑制在各变速级产生的摩擦损失，实现驱动能量的传递效率的提高。

为实现所述目的，本发明提供一种自动变速器，具备：第一行星齿轮，其由第一太阳齿轮、第一齿圈、支承与所述第一太阳齿轮和所述第一齿圈啮合的第一双小齿轮的第一行星齿轮架构成；第二行星齿轮，其由第二太阳齿轮、第二齿圈、支承与所述第二太阳齿轮和所述第二齿圈啮合的第二单小齿轮的第二行星齿轮架构成；第三行星齿轮，其由第三太阳齿轮、第三齿圈、支承与所述第三太阳齿轮和所述第三齿圈啮合的第三单小齿轮的第三行星齿轮架构成；六个摩擦元件，通过将所述六个摩擦元件适当地联接释放，至少在前进8速的变速级进行变速，可将自输入轴的转矩输出到输出轴，其特征在于，所述输出轴与所述第三行星齿轮架时常连结，所述第一齿圈时常固定，构成第一固定构件，所述第一太阳齿轮和所述第二太阳齿轮时常连结，构成第一旋转构件，所述第一行星齿轮架和所述第三齿圈时常联接，构成第二旋转构件，所述六个摩擦元件由如下的摩擦元件构成，即、第一摩擦元件，其将所述第二行星齿轮架和所述第一旋转构件之间选择性地连结；第二摩擦元件，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；第三摩擦元件，其将所述输入轴和所述第二行星齿轮架之间选择性地连结；第四摩擦元件，其将所述第二齿圈和所述第三太阳齿轮之间选择性地连结；第五摩擦元件，其将所述第二齿圈和所述第三行星齿轮架之间选择性地连结；第六摩擦元件，其将所述输入轴和所述第三太阳齿轮之间选择性地连结，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，在本发明的自动变速器中，通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，至少实现前进8速及后退1速。因此，在各变速级，空转的摩擦元件为三个，可将空转的摩擦元件下的摩擦损失抑制为较小。其结果是，通过三个行星齿轮六个摩擦元件实现前进8速以上的同时，通过抑制在各变速级产生的摩擦损失，实现驱动能量的传递效率的提高。

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9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9速的各变速级的齿轮啮合次数表的图；

图4是表示实施例1的自动变速器中各摩擦元件的最大转矩分担比表的图；

图5是实施例1的自动变速器的第一速(1st)的变速级的变速作用说明图；

图6是实施例1的自动变速器的第二速(2nd)的变速级的变速作用说明图；

图7是实施例1的自动变速器的第三速(3rd)的变速级的变速作用说明图；

图8是实施例1的自动变速器的第四速(4th)的变速级的变速作用说明图；

图9是实施例1的自动变速器的第五速(5th)的变速级的变速作用说明图；

图10是实施例1的自动变速器的第六速(6th)的变速级的变速作用说明图；

图11是实施例1的自动变速器的第七速(7th)的变速级的变速作用说明图；

图12是实施例1的自动变速器的第八速(8th)的变速级的变速作用说明图；

图13是实施例1的自动变速器的第九速(9th)的变速级的变速作用说明图；

图14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15是表示现有例的自动变速器的概要图；

图16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17是表示现有例的自动变速器中在前进8速的各变速级的齿轮啮合的次数表的图；

图18是表示现有例的自动变速器中各摩擦元件的最大转矩分担比表的图。

符号说明

PG1 第一行星齿轮

S1 第一太阳齿轮

PC1 第一行星齿轮架

R1 第一齿圈

PG2 第二行星齿轮

S2 第二太阳齿轮

PC2 第二行星齿轮架

R2 第二齿圈

PG3 第三行星齿轮

S3 第三太阳齿轮

PC3 第三行星齿轮架

R3 第三齿圈

IN 输入轴

OUT 输出轴

F1 第一固定构件

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)

C2 第二离合器(第二摩擦元件)

C3 第三离合器(第三摩擦元件)

C4 第四离合器(第四摩擦元件)

C5 第五离合器(第五摩擦元件)

C6 第六离合器(第六摩擦元件)

TC 变速箱

具体实施方式

下面，基于附图所示的实施例1对用于实施本发明的自动变速器的方式进行说明。

(实施例1)

首先，对构成进行说明。

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、第一固定构件F1、第一离合器C1(第一摩擦元件)、第二离合器C2(第二摩擦元件)、第三离合器C3(第三摩擦元件)、第四离合器C4(第四摩擦元件)、第五离合器C5(第五摩擦元件)、第六离合器C6(第六摩擦元件)以及变速箱TC。

上述第一行星齿轮PG1为具有第一双小齿轮P1s、P1r的双小齿轮型的行星齿轮，由第一太阳齿轮S1、与该第一太阳齿轮S1啮合的小齿轮P1s、支承与该小齿轮P1s啮合的小齿轮P1r的第一行星齿轮架PC1、与上述小齿轮P1r啮合的第一齿圈R1构成。

上述第二行星齿轮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、与上述第二小齿轮P2啮合的第二齿圈R2构成。

上述第三行星齿轮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、与上述第三小齿轮P3啮合的第三齿圈R3构成。

上述输入轴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。

上述输出轴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，并与上述第三行星齿轮架PC3时常连结。

上述第一旋转构件M1为将上述第一太阳齿轮S1和上述第二太阳齿轮S2不经由摩擦元件时常连结的旋转构件。

上述第二旋转构件M2为将上述第一行星齿轮架PC1和上述第三齿圈R3不经由摩擦元件时常连结的旋转构件。

上述第一固定构件F1为将上述第一齿圈R1时常固定于变速箱TC的构件。

上述第一离合器C1为将上述第二行星齿轮架PC2和上述第一旋转构件M1之间选择性地连结的第一摩擦元件。

上述第二离合器C2为将上述第二行星齿轮架PC2和上述第二旋转构件M2之间选择性地连结的第二摩擦元件。

上述第三离合器C3为将上述输入轴IN和上述第二行星齿轮架PC2之间选择性地连结的第三摩擦元件。

上述第四离合器C4为将上述第二齿圈R2和上述第三太阳齿轮S3之间选择性地连结的第四摩擦元件。

上述第五离合器C5为将上述第二齿圈R2和上述第三行星齿轮架PC3之间选择性地连结的第五摩擦元件。

上述第六离合器C6为将上述输入轴lN和上述第三太阳齿轮S3之间选择性地连结的第六摩擦元件。

如图1所示，上述第一行星齿轮PG1、上述第二行星齿轮PG2、上述第三行星齿轮PG3从连接驱动源的上述输入轴IN朝向上述输出轴OUT依次排列。

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9速及后退1速的联接动作表的图。图3是表示实施例1的自动变速器中在前进9速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。下面，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、C1、C2、C3、C4、C5、C6中的三个同时联接的组合，实现如下所述前进9速及后退1速的各变速级。

如图2所示，第一速(1st)的变速级通过第一离合器C1、第五离合器C5、第六离合器C6的同时联接来实现。如图3所示，该第一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5次(＝3次+0次+2次)。

如图2所示，第二速(2nd)的变速级通过第一离合器C1、第二离合器C2、第六离合器C6的同时联接来实现。如图3所示，该第二速的变速级的齿轮啮合次数由于仅由第三行星齿轮PG3参与啮合，因此，合计次数为2次(＝0次十0次十2次)。

如图2所示，第三速(3rd)的变速级通过第二离合器C2、第五离合器C5、第六离合器C6的同时联接来实现。如图3所示，该第三速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1、第二行星齿轮PG2、第三行星齿轮PG3参与啮合，因此，合计次数为7次(＝3次+2次+2次)。

如图2所示，第四速(4th)的变速级通过第二离合器C2、第四离合器C4、第六离合器C6的同时联接来实现。如图3所示，该第四速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1、第二行星齿轮PG2、第三行星齿轮PG3参与啮合，因此，合计次数为7次(＝3次+2次+2次)。

如图2所示，第五速(5th)的变速级通过第二离合器C2、第三离合器C3、第六离合器C6的同时联接来实现。如图3所示，该第五速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1、第二行星齿轮PG2、第三行星齿轮PG3都没有参与啮合，因此，合计次数为0次。

如图2所示，第六速(6th)的变速级通过第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4的同时联接来实现。如图3所示，该第六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7次(＝3次+2次+2次)。

如图2所示，第七速(7th)的变速级通过第二离合器C2、第三离合器C3、第五离合器C5的同时联接来实现。如图3所示，该第七速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮P61和第二行星齿轮PG2参与啮合，因此，合计次数为5次(＝3次+2次+0次)。

如图2所示，第八速(8th)的变速级通过第三离合器C3、第四离合器C4、第五离合器C5的同时联接来实现。如图3所示，该第八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5次(＝3次+2次+0次)。

如图2所示，第九速(9th)的变速级通过第三离合器C3、第五离合器C5、第六离合器C6的同时联接来实现。如图3所示，该第九速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1、第二行星齿轮PG2、第三行星齿轮PG3参与啮合，因此，合计次数为7次(＝3次+2次+2次)。

如图2所示，后退速(Rev)的变速级通过第一离合器C1、第三离合器C3、第六离合器C6的同时联接来实现。

图4是表示实施例1的自动变速器中各摩擦元件最大转矩分担比表的图。在此，“转矩分担比”是指将输入转矩设为“1”时，作用于用相对于该输入转矩的比例表示的各摩擦元件的转矩的比率。而且，“最大转矩分担比”是指在含有从第一速至第九速及后退速的各变速级的各摩擦元件的转矩分担比中的最大值。由于该最大转矩分担比越大作用于摩擦元件的转矩越大，因此，摩擦板的数量增多则尺寸也扩大。下面，基于图4，对实施例1的自动变速器的各摩擦元件的最大转矩分担比进行说明。

第一离合器C1在实现第一速、第二速、后退速的各变速级时联接，但在转矩分担比变为最大时为后退速的变速级，此时的最大转矩分担比为2.743。

第二离合器C2在实现第二速、第三速、第四速、第五速、第六速、第七速的各变速级时联接，但在转矩分担比变为最大时为第三速的变速级，此时的最大转矩分担比为1.293。

第三离合器C3在实现第五速、第六速、第七速、第八速、第九速、后退速的各变速级时联接，但在转矩分担比变为最大时为后退速的变速级，此时的最大转矩分担比2.743。

第四离合器C4在实现第四速、第六速、第八速的各变速级时联接，但在转矩分担比变为最大时为第四速的变速级，此时的最大转矩分担比为0.494。

第五离合器C5在实现第一速、第三速、第七速、第八速、第九速的各变速级时联接，但在转矩分担比变为最大时为第一速的变速级，此时的最大转矩分担比为1.574。

第六离合器C6在实现第一速、第二速、第三速、第四速、第五速、第九速、后退速的各变速级时联接，但转矩分担比在变为最大时为后退速的变速级，此时的最大转矩分担比为1.743。

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“在各变速级的变速作用”、“与现有技术的对比显现的有利性”进行说明。

(各变速级的变速作用)

(第一速的变速级)

在第一速(1st)的变速级中，如图5的剖面线所示，第一离合器C1、第五离合器C5、第六离合器C6同时联接。

通过该第六离合器C6的联接，输入轴IN和第三太阳齿轮S3直接连结。通过第一离合器C1与第五离合器C5的同时联接和第一旋转构件M1，在第二行星齿轮PG2中，两个旋转元件S2、PC2被直接连结且第二行星齿轮PG2的三个旋转元件S2、PC2、R2成为一体旋转的状态，而且，第一太阳齿轮S1、第二行星齿轮PG2、第三行星齿轮架PC3直接连结。

因此，若输入转速经过输入轴IN输入到第三太阳齿轮S3，则第三行星齿轮PG3的第三行星齿轮架PC3和第三齿圈R3受到齿圈固定的第一行星齿轮PG1的第一太阳齿轮S1和第一行星齿轮架PC1的旋转的约束的同时旋转。此时的约束条件为经由第一离合器C1、第五离合器C5、第一旋转构件M1、第二行星齿轮PG2保持第一太阳齿轮S1和第三行星齿轮架PC3转速相同，且经由第二旋转构件M2保持第一行星齿轮架PC1和第三齿圈R3转速相同的条件。根据该旋转约束关系，第三行星齿轮架PC3的转速成为将输入旋转减速后的转速。来自该第三行星齿轮架PC3的输出转速(＝比输入转速低的减速转速)保持不变地向输出轴OUT传递，实现第一速的变速级。

(第二速的变速级)

在第二速(2nd)变速级中，如图6的剖面线所示，第一离合器C1、第二离合器C2、第六离合器C6同时联接。

通过该第六离合器C6的联接，输入轴IN和第三太阳齿轮S3直接连结。通过第一离合器C1及第二离合器C2的同时联接、第一、第二旋转构件M1、M2及第一固定构件F1，第一行星齿轮PG1的三个旋转元件S1、PC1、R1和第二行星齿轮PG2的三个旋转元件S2、PC2、R2成为一体并固定于变速箱TC，而且，第三齿圈R3固定于变速箱TC。

因此，若输入转速经过输入轴lN输入到第三太阳齿轮S3，则在齿圈固定的第三行星齿轮PG3中，将输入旋转减速，并从第三行星齿轮架PC3输出。来自该第三行星齿轮架PC3的输出转速(＝低于输入转速且高于第一速的减速转速)保持不变地向输出轴OUT传递，实现第二速的变速级。

(第三速的变速级)

在第三速(3rd)变速级中，如图7的剖面线所示，第二离合器C2、第五离合器C5、第六离合器C6同时联接。

通过该第六离合器C6的联接，输入轴IN和第三太阳齿轮S3被直接连结。通过第二离合器C2的联接和第二旋转构件M2，第一行星齿轮架PC1和第二行星齿轮架PC2和第三齿圈R3被直接连结。通过第五离合器C5的联接，第二齿圈R2和第三行星齿轮架PC3被直接连结。

因此，若输入转速经过输入轴IN输入到第三太阳齿轮S3，则第三行星齿轮PG3的第三行星齿轮架PC3和第三齿圈R3受到第二行星齿轮PG2的第二行星齿轮架PC2和第二齿圈R2的约束的同时进行旋转。另外，此时，第二行星齿轮PG2的第二太阳齿轮S2和第二行星齿轮架PC2受到齿圈固定的第一行星齿轮PG1的第一太阳齿轮S1和第一行星齿轮架PC1约束的同时进行旋转。此时的约束条件为经由第一旋转构件M1保持第一太阳齿轮S1和第二太阳齿轮S2转速相同，且经由第二离合器C2及第二旋转构件M2保持第一行星齿轮架PC1和第二行星齿轮架PC2和第三齿圈R3转速相同，且经由第五离合器C5保持第二齿圈R2和第三行星齿轮架PC3转速相同的条件。通过该旋转约束关系决定第三行星齿轮架PC3的转速。来自该第三行星齿轮架PC3的输出转速(＝低于输入转速且高于第二速的减速转速)保持不变地向输出轴OUT输出，实现第三速的变速级。

(第四速变速级)

在第四速(4th)变速级中，如图8的剖面线所示，第二离合器C2、第四离合器C4、第六离合器C6同时联接。

通过第四离合器C4和第六离合器C6的同时联接，输入轴lN、第二齿圈R2、第三太阳齿轮S3被直接连结。通过第二离合器C2的联接和第二旋转构件M2，第一行星齿轮架PC1、第二行星齿轮架PC2、第三齿圈R3被直接连结。

因此，若输入轴lN通过输入转速旋转，则输入转速输入到第二齿圈R2和第三太阳齿轮S3。此时，第二行星齿轮PG2的第二太阳齿轮S2和第二行星齿轮架PC2受到齿圈固定的第一行星齿轮PG1的第一太阳齿轮S1和第一行星齿轮架PC1约束的同时进行旋转。此时的约束条件为经由第一旋转构件M1保持第一太阳齿轮S1和第二太阳齿轮S2转速相同，且经由第二离合器C2及第二旋转构件M2保持第一行星齿轮架PC1和第二行星齿轮架PC2转速相同的条件。通过该旋转约束关系决定的第二行星齿轮架PC2的旋转经由第二离合器C2及第二旋转构件M2保持不变地输入到第三齿圈R3。因此，在2输入1输出的第三行星齿轮PG3中，通过规定第三太阳齿轮S3的转速(＝输入转速)和第三齿圈R3的转速，决定第三行星齿轮架PC3的转速。来自该第三行星齿轮架PC3的输出转速(＝低于输入转速且高于第三速的减速转速)保持不变地向输出轴OUT传递，实现第四速的变速级。

(第五速的变速级)

在第五速(5th)变速级中，如图9的剖面线所示，第二离合器C2、第三离合器C3、第六离合器C6同时联接。

通过该第二离合器C2、第三离合器C3、第六离合器C6的同时联接和第二旋转构件M2，在第三行星齿轮PG3中，两个旋转元件S3、R3被直接连结且第三行星齿轮PG3的三个旋转元件S3、PC3、R3成为一体地旋转的状态，而且，输入轴IN、第一行星齿轮架PC1、第二行星齿轮架PC2、第三行星齿轮PG3被直接连结。

因此，若输入轴IN通过输入转速旋转、则第三行星齿轮PG3通过输入转速一体地旋转。该第三行星齿轮PG3的旋转从第三行星齿轮架PC3输出。来自该第三行星齿轮架PC3的输出转速(＝和来自输入轴IN的输入转速相同的转速)保持不变地向输出轴OUT传递，实现变速比为1的第五速的变速级(直接连结变速级)。

(第六速的变速级)

在第六速(6th)变速级中，如图10的剖面线所示，第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4同时联接。

通过该第二离合器C2、第三离合器C3的同时联接及第二旋转构件M2，输入轴IN、第一行星齿轮架PC1、第二行星齿轮架PC2、第三齿圈R3被直接连结。通过第四离合器C4的联接，第二齿圈R2和第三太阳齿轮S3被直接连结。

因此，若输入轴IN通过输入转速旋转，则输入转速输入到第一行星齿轮架PC1、第二行星齿轮架PC2、第三齿圈R3。此时，在齿圈固定的第一行星齿轮PG1中，从第一太阳齿轮S1将相对于输入旋转方向反方向的旋转输出。该第一太阳齿轮S1的旋转经由第一旋转构件M1保持不变地向第二太阳齿轮S2输入。因此，在2输入1输出的第二行星齿轮PG2中，通过规定第二太阳齿轮S2的转速和第二行星齿轮架PC2的转速(＝输入转速)，决定第二齿圈R2的转速。该第二齿圈R2的旋转经由第四离合器C4保持不变地向第三太阳齿轮S3输入。因此，在2输入1输出的第三行星齿轮PG3中，通过规定第三太阳齿轮S3的转速和第三齿圈R3的转速(＝输入转速)，决定第三行星齿轮架PC3的转速。来自该第三行星齿轮架PC3的输出转速(＝高于输入转速的增速转速)保持不变地向输出轴OUT传递，实现第六速的变速级。

(第七速的变速级)

在第七速(7th)变速级中，如图11的剖面线所示，第二离合器C2、第三离合器C3、第五离合器C5同时联接。

通过该第二离合器C2和第三离合器C3的同时联接以及第二旋转构件M2，输入轴IN、第一行星齿轮架PCI、第二行星齿轮架PC2、第三齿圈R3被直接连结。通过第五离合器C5的联接，第二齿圈R2、第三行星齿轮架PC3被直接连结。

因此，若输入轴IN通过输入转速旋转，则输入转速输入到第一行星齿轮架PCI、第二行星齿轮架PC2、第三齿圈R3。此时，在齿圈固定的第一行星齿轮PG1中，从第一太阳齿轮S1将相对于输入旋转方向反方向的旋转输出。该第一太阳齿轮S1的旋转经由第一旋转构件M1保持不变地向第二太阳齿轮S2输入。因此，在2输入1输出的第二行星齿轮PG2中，通过规定第二太阳齿轮S2的转速和第二行星齿轮架PC2的转速(＝输入转速)，决定第二齿圈R2的转速。该第二齿圈R2的旋转经由第五离合器C5保持不变地向第三行星齿轮架PC3输入。来自该第三行星齿轮架PC3的输出转速(＝高于输入转速及第六速的增速转速)保持不变地向输出轴OUT传递，从而实现第七速的变速级。

(第八速的变速级)

在第八速(8th)变速级中，如图12的剖面线所示，第三离合器C3、第四离合器C4、第五离合器C5同时联接。

通过该第三离合器C3的联接，输入轴IN和第二行星齿轮架PC2被直接连结。通过第四离合器C4和第五离合器C5的同时联接及第二旋转构件M2，在第三行星齿轮PG3中，两个旋转元件S3、PC3被直接连结且第三行星齿轮PG3的三个旋转元件M3、PC3、R3成为一体地旋转的状态，而且，第一行星齿轮架PC1、第二齿圈R2、第三行星齿轮PG3被直接连结。

因此，若输入转速经过输入轴IN输入到第二行星齿轮架PC2，则第二行星齿轮PG2的第二太阳齿轮S2、第二齿圈R2、及第三行星齿轮PG3受到齿圈固定的第一行星齿轮PG1的第一太阳齿轮S1和第一行星齿轮架PC1约束的同时进行旋转。此时的约束条件为经由第一旋转构件M1保持第一太阳齿轮S1和第二太阳齿轮S2转速相同，且经由第四离合器C4、第五离合器C5、第二旋转构件M2保持第一行星齿轮架PC1、第二齿圈R2、第三行星齿轮PG3转速相同的条件。通过该旋转约束关系决定的第三行星齿轮PG3的旋转从第三行星齿轮架PC3输出。来自该第三行星齿轮架PC3的输出转速(＝高于输入转速及第七速的增速转速)保持不变地向输出轴OUT传递，实现第八速变速级。

(第九速的变速级)

在第九速(9th)变速级中，如图13的剖面线所示，第三离合器C3、第五离合器C5、第六离合器C6同时联接。

通过该第三离合器C3和第六离合器C6的同时联接，输入轴IN、第二行星齿轮架PC2、第三太阳齿轮S3被直接连结。通过第五离合器C5的联接，第二齿圈R2和第三行星齿轮架PC3被直接连结。

因此，若输入轴IN通过输入转速旋转，则输入转速输入到第二行星齿轮架PC2和第三太阳齿轮S3。此时，第二行星齿轮PG2的第二太阳齿轮S2和第三行星齿轮PG3的第三齿圈R3受到齿圈固定的第一行星齿轮PG1的第一太阳齿轮S1和第一行星齿轮架PC1约束的同时进行旋转。此时的约束条件为经由第一旋转构件M1保持第一太阳齿轮S1和第二太阳齿轮S2转速相同，且经由第二旋转构件M2保持第一行星齿轮架PC1和第三齿圈R3转速相同的条件。若通过该旋转约束关系决定第三齿圈R3的转速，则在2输入1输出的第三行星齿轮PG3中，通过规定第三太阳齿轮S3的转速(＝输入转速)和第三齿圈R3的转速，决定第三行星齿轮架PC3的转速。来自该第三行星齿轮架PC3的输出转速(＝比输入转速及第八速高的增速转速)保持不变地向输出轴OUT传递，实现第九速的变速级。

(后退速的变速级)

在后退速(Rev)变速级中，如图14的剖面线所示，第一离合器C1、第三离合器C3、第六离合器C6同时联接。

通过该第一离合器C1、第三离合器C3、第六离合器C6的同时联接和第一旋转构件M1，在第二行星齿轮PG2中，两个旋转元件S2、PC2被直接连结且第二行星齿轮PG2的三个旋转元件S2、PC2、R2成为一体地旋转的状态，而且，输入轴IN、第一太阳齿轮S1、第二行星齿轮PG2、第三太阳齿轮S3被直接连结。

因此，若输入轴IN通过输入转速旋转，则输入转速输入到第一太阳齿轮S1和第三太阳齿轮S3，而且，第二行星齿轮PG2的三个旋转元件S2、PC2、R2以输入转速一体地旋转。因此，在齿圈固定的第一行星齿轮PG1中，从第一行星齿轮架PC1将相对于输入旋转方向反方向的旋转输出。该第一行星齿轮架PC1的旋转经由第二旋转构件M2保持不变地输入第三齿圈R3。因此，在2输入1输出的第三行星齿轮PG3中，通过规定第三太阳齿轮S3的转速(＝输入转速)和第三齿圈R3的转速，决定第三行星齿轮架PC3的转速。来自该第三行星齿轮架PC3的输出转速(＝输入转速是指在逆方向比输入转速稍高的转速)保持不变地向输出轴OUT传递，实现后退速变速级。

(与现有技术的对比显现的有利性)

图15是表示现有例的自动变速器的概要图。图16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17是表示现有例的自动变速器中在前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。图18是表示现有例的自动变速器中各摩擦元件的最大转矩分担比表的图。以下，利用图15～图18对与现有技术的对比显现的实施例1的自动变速器的有利性进行说明。

首先，将实施例1的自动变速器(图1～图4)和现有例的自动变速器(图15～图18)进行对比，在下述列举的几点上，可以说是性能相同。

(基本构成)

现有例的自动变速器和实施例1的自动变速器都是由三个行星齿轮/六个摩擦元件构成。

(变速控制性能)

现有例的自动变速器和实施例1的自动变速器都是通过一个摩擦元件的释放和一个摩擦元件的联接的一对交替变速实现向相邻的变速级的变速及向飞跃一级的变速级的变速。

(齿数比)

现有例的自动变速器和实施例1的自动变速器都将第一行星齿轮PG1、第二行星齿轮PG2、第三行星齿轮PG3的齿数比ρ1、ρ2、ρ3的绝对值设定在0.3～0.65范围内。

另一方面，通过下面举出的(a)各变速级的摩擦损失；(b)变速性能；(c)三个行星齿轮；(d)齿轮比幅度；(e)后退动力性能；(f)单元布局；(g)摩擦元件；(h)变速频度，说明实施例1的自动变速器与现有例的自动变速器相比所具有的有利性。

(a)在各变速级的摩擦损失

在联接摩擦元件而得到各变速级的情况下，由于空转的摩擦元件(释放元件)产生的油拖曳等而不能避免摩擦损失，作为自动变速器，理想的是摩擦损失越少越好。

如图16所示，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，在各变速级按照将摩擦元件两个同时联接的方式形成。因此，例如，在第一速级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那样，在各变速级中空转的摩擦元件为4个。因此，空转的4个摩擦元件的油拖曳等带来的摩擦损失增大，导致驱动能量的传递效果的恶化。即，例如将现有例的自动变速器用于发动机车的情况下，空转的4个摩擦元件带来的摩擦损失是导致燃料消耗率性能恶化的原因之一。

与此相对，如图2所示，在实施例1的自动变速器的情况下，为了实现前进9速的各变速级，在各变速级将三个摩擦元件同时联接。因此，例如，在第一速级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那样，在各变速级空转的摩擦元件为三个。因此，与现有例相比，将空转的摩擦元件上的摩擦损失抑制为较小，能够实现驱动能量的传递效果的提高。即，例如将实施例1的自动变速器用于发动机车的情况下，能够实现降低燃料消耗。

(b)变速性能

在现有例的自动变速器的情况下，相对于通过三个行星齿轮六个摩擦元件实现前进8速的变速级，在实施例1的自动变速器的情况下，通过三个行星齿轮六个摩擦元件实现前进9速。

因此，齿轮比的选择项扩大，能够输出根据车辆的状况的驱动力，因此能够降低燃料消耗。另外，通过变速级数增加，级间比的间隔减小，能够抑制级间的驱动力级差及变速冲击。

(c)三个行星齿轮

在选择用于自动变速器的行星齿轮的情况下，作为选择项，有单小齿轮型行星齿轮和双小齿轮型行星齿轮，但从齿轮的传递效果等观点看与双小齿轮型行星齿轮相比更优选为单小齿轮型行星齿轮。

如图15所示，现有例的自动变速器使用双小齿轮型行星齿轮、腊文瑙型行星齿轮单元(一个双小齿轮型行星齿轮和一个单小齿轮型行星齿轮。即，实际上由于使用两个双小齿轮型行星齿轮，因此，存在小齿轮的齿轮直径减小耐久可靠性降低、部件数量增多且成本增加的问题。

与此相对，在实施例1的自动变速器的情况下，使用单小齿轮的第二行星齿轮PG2、第三行星齿轮PG3、双小齿轮的第一行星齿轮PG1。即、和使用两个双小齿轮型行星齿轮的现有例不同，只是用一个双小齿轮型行星齿轮。因此，与使用两个双小齿轮型行星齿轮的现有例相比，在以下的方面有利。

在实施例1的自动变速器的情况下，由于小齿轮的齿轮直径增大，因此耐久可靠性提高。

即，在单小齿轮型行星齿轮的情况下，在太阳齿轮和齿圈之间配置以两个齿轮的间隔为齿轮直径的单小齿轮。另一方面，在双小齿轮型行星齿轮的情况下，双小齿轮的齿轮直径需要成为比两个齿轮的间隔小的直径。这样，在单小齿轮的情况下，由于与双小齿轮相比小齿轮的齿轮直径增大，因此能够提高小齿轮的刚度及齿面强度，且耐久可靠性提高。

在实施例1的自动变速器的情况下，部件数量减少，有利于降低成本。

例如，在双小齿轮型行星齿轮的情况下，若将4组双小齿轮配置在太阳齿轮周围则小齿轮数量变为8个。与此相对，在单小齿轮型行星齿轮的情况下，在太阳齿轮周围配置4个小齿轮即可，部件数量减少4个。其结果，实现成本降低。

进而，在实施例1的自动变速器的情况下，齿轮啮合次数和现有例的自动变速器几乎相同，能够抑制齿轮的传递效果的降低、齿轮噪音的增加。即，如图3所示，在实施例1的情况下，平均啮合数为5.00。与此相对，如图17所示，在现有例的自动变速器中，平均啮合数为4.75。其结果，平均啮合次数几乎相同，能够防止齿轮的传递效果降低，且抑制齿轮噪音的增加。

(d)齿轮比幅度

自动变速器的齿轮比的变更幅度通过有效比例范围(＝最低变速级齿轮比/最高变速级齿轮比，以下称为“RC”)来表现。该RC值越大就表明齿轮比的变更幅度越广，理想的是使齿轮比的设定自由度提高。

如图16所示，在现有例的自动变速器的情况下，在将双小齿轮型行星齿轮的齿数比设为ρ1＝-0.375、腊文瑙型行星齿轮单元的齿数比设为ρ2＝0.500、ρ3＝-0.375的情况下，RC＝6.397(＝4.267/0.667)。与此相对，如图2所示，在实施例1的自动变速器中，在将第一行星齿轮PG1的齿数设为ρ1＝-0.493、第二行星齿轮PG2的齿数比设为ρ2＝0.327、第三行星齿轮PG3的齿数比设为ρ3＝0.617的情况下，保持在相邻的变速级的适当的级间比的同时，得到RC＝10.31(＝4.196/0.407)。

即，保持适当的级间比的同时，也能够将RC值设为现有例以上的值，能够同时确保最低变速级齿轮比的发动性能和最高变速级齿轮比的高速燃料消耗率这两者。在此，“适当的级间比”是指在将各变速级的级间比描绘成点、用线将描出的各点连结起来的特性的情况下，描绘从低速齿轮侧向高速齿轮侧以平缓的斜度下降后，以平移的状态变化的那种特性线。

而且，实际上向驱动轮传递的转速通过设置于自动变速器下游位置的终端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，有利于对应不持有液力变矩器的混合动力车辆的自动变速器。另外，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。即，在发动机车的情况下，能够兼顾起步驱动力的维持和降低燃料消耗(高速时的发动机转速的低旋转化)这两者。

(e)后退动力性能

1速齿轮比和后退齿轮比为判定起步加速性和爬坡性能的值，例如，在1速齿轮比和后退齿轮比的比不接近1的情况下，在前进/后退切换时产生驱动力差。另外，若后退齿轮低于1速齿轮，则后退起步时的驱动力低于前进起步时的驱动力，后退起步性能变差。

如图16所示，现有例的自动变速器的情况下，Rev1/1st＝0.750，Rev2/1st＝0.469，因此，在Rev1/1st的情况下，即在选择后退1速(Rev1)的情况下，虽然保持可防止后退时的驱动力不足的水平，但在选择后退2速(Rev2)的情况下，1速齿轮比和后退齿轮比的比为远低于1的值，因此，在前进/后退切换时产生驱动力差，后退起步性能有恶化的可能性。

与此相对，如图2所示，在实施例1的自动变速器的情况下，Rev/1st＝1.089，1速齿轮比和后退齿轮比的比与现有例的后退1速相比更接近1。因此，如现有例的自动变速器，在前进/后退切换时不会产生驱动力差，后退起步性也不会恶化。即，不会损害起步加速性和爬坡性能而进行动作。

(f)单元布局

如图18所示，在现有例的自动变速器中，各摩擦元件(第一离合器C1～第二制动器B2)的最大转矩分担比中，最大的为第二制动器B2的4.800。与此相对，如图4所示，实施例1的自动变速器的各摩擦元件(第一离合器C1～第六离合器C6)的最大转矩分担比中即使最大的也只为第一离合器C1和第三离合器C3的2.743。因此，摩擦元件中的摩擦板的数量减少，不仅能够低成本制造，而且能够抑制各摩擦元件(第一离合器C1～第六离合器C6)的各自的尺寸的扩大，能够实现防止单元布局的扩大。

而且，通过防止单元布局的扩大，能够实现变速箱TC的小型化，非常有利于自动变速器的单元小型化、单元轻量化、及成本降低。

(9)摩擦元件

自动变速器的摩擦元件具有联接、释放行星齿轮的三个旋转元件中的两个旋转的元件的离合器元件和停止、放开一个元件的旋转的制动器元件。在此，由于制动器元件设置在旋转元件与变速箱等不旋转的部件之间，因此成为所谓的从动盘总是停止的状态。因此，在该制动器元件中，进入摩擦板间的油由于离心力不易排出，在空转状态时产生的拖曳阻力(油的剪切阻力)带来的摩擦损失大于离合器元件。因此，从燃料消耗率性能的观点出发，优选制动器元件的摩擦元件少。

在现有例的自动变速器情况下，六个摩擦元件中的两个为制动器元件，该两个制动器元件在任何的变速级中至少一个空转，从第三速到第七速之间两个都空转。因此，空转的制动器元件带来的摩擦损失较大，导致燃料消耗增加。

与此相对，在实施例1的自动变速器的情况下，六个摩擦元件都用油排出性良好的离合器元件构成。因此，摩擦元件空转时，即在离合器释放时摩擦损失减小，能够降低燃油消耗。

进而，由于离合器元件没有必要固定在变速箱等不旋转的部件上，因此，能够提高摩擦元件的布局的自由度。

(h)变速频度

如图16所示，现有例的自动变速器将第六速设为直接连结级，将第一速～第五速设定为减速传动变速级。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急剧上升提前，因此，乘车感因频繁换档而变差。

与此相对，如图2所示，实施例1的自动变速器将第五速设定为直接连结级，将第一速～第四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，能够防止乘车感变差。

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)一种自动变速器，其具备：第一行星齿轮PG1，其由第一太阳齿轮S1、第一齿圈R1、支承与上述第一太阳齿轮S1和上述第一齿圈R1啮合的第一双小齿轮P1s、P1r的第一行星齿轮架PC1构成；第二行星齿轮PG2，其由第二太阳齿轮S2、第二齿圈R2、支承与上述第二太阳齿轮S2和上述第二齿圈R2啮合的第二单小齿轮P2的第二行星齿轮架PC2构成；第三行星齿轮架PC3，其由第三太阳齿轮S3、第三齿圈R3、支承与上述第三太阳齿轮S3和上述第三齿圈R3啮合的第三单小齿轮P3的第三行星齿轮PG3构成；六个摩擦元件，通过将上述六个摩擦元件适当联接释放而至少在前进8速的变速级进行变速并可将来自输入轴IN的转矩输出到输出轴OUT，其构成为，上述输出轴OUT与上述第三行星齿轮架PC3时常连结，上述第一齿圈R1时常固定并构成第一固定构件F1，上述第一太阳齿轮S1和上述第二太阳齿轮S2时常连结并构成第一旋转构件M1，上述第一行星齿轮架PC1和上述第三齿圈R3时常联接并构成第二旋转构件M2，上述六个摩擦元件由如下的摩擦元件构成：第一摩擦元件(第一离合器C1)，其将上述第二行星齿轮架PC2和上述第一旋转构件M1之间选择性地连结；第二摩擦元件(第二离合器C2)，其将上述第二行星齿轮架PC2和上述第二旋转构件M2之间选择性地连结；第三摩擦元件(第三离合器C3)，其将上述输入轴IN和上述第二行星齿轮架PC2之间选择性地连结；第四摩擦元件(第四离合器C4)，其将上述第二齿圈R2和上述第三太阳齿轮S3之间选择性地连结；第五摩擦元件(第五离合器C5)，其将上述第二齿圈R2和上述第三行星齿轮架PC3之间选择性地连结；第六摩擦元件(第六离合器C6)，其将上述输入轴IN和上述第三太阳齿轮S3之间选择性地连结，通过上述六个摩擦元件中三个同时联接的组合，至少实现前进8速及后退1速。

因此，通过三个行星齿轮六个摩擦元件实现前进8速以上的同时，通过抑制在各变速级产生的摩擦损失，能够实现驱动能量的传递效果的提高。

(2)上述六个摩擦元件中三个同时联接的组合实现的前进9速由如下变速级构成：第一速，其通过上述第一摩擦元件(第一离合器C1)、上述第五摩擦元件(第五离合器C5)、上述第六摩擦元件(第六离合器C6)的同时联接来实现；第二速，其通过上述第一摩擦元件(第一离合器C1)、上述第二摩擦元件(第二离合器C2)、上述第六摩擦元件(第六离合器C6)的同时联接实现；第三速，其通过上述第二摩擦元件(第二离合器C2)、上述第五摩擦元件(第五离合器C5)、上述第六摩擦元件(第六离合器C6)的同时联接来实现；第四速，其通过上述第二摩擦元件(第二离合器C2)、上述第四摩擦元件(第四离合器C4)、上述第六摩擦元件(第六离合器C6)的同时联接来实现；第五速，其通过上述第二摩擦元件(第二离合器く2)、上述第三摩擦元件(第三离合器C3)、上述第六摩擦元件(第六离合器C6)的同时联接来实现；第六速，其通过上述第二摩擦元件(第二离合器C2)、上述第三摩擦元件(第三离合器C3)、上述第四摩擦元件(第四离合器C4)的同时联接来实现；第七速，其通过上述第二摩擦元件(第二离合器C2)、上述第三摩擦元件(第三离合器C3)、上述第五摩擦元件(第五离合器C5)的同时联接来实现；第八速，其通过上述第三摩擦元件(第三离合器C3)、上述第四摩擦元件(第四离合器C4)、上述第五摩擦元件(第五离合器C5)的同时联接来实现；第九速，其通过上述第三摩擦元件(第三离合器C3)、上述第五摩擦元件(第五离合器C5)、上述第六摩擦元件(第六离合器C6)的同时联接来实现。

因此，齿轮比的选择项扩大，能够输出根据车辆的状况的驱动力并降低燃料消耗。另外，通过变速级数增加，级间比的间隔减小，能够抑制级间的驱动力级差及变速冲击。另外，保持适当的级间比的同时也能够将RC值设定为达到实现兼最低变速级齿轮比的发动性能和最高变速级齿轮比的高速燃料消耗率两者的要求值。进而，减速传动侧的变速间隔变大，能够抑制频繁换挡而防止乘车感变差。另外，六个摩擦元件都用离合器元件构成，不仅能够在摩擦元件空转时抑制摩擦损失，而且，对于耐久可靠性、成本、单元布局方面都有利。

(3)上述六个摩擦元件中通过三个同时联接组合实现的后退1速为通过上述第一摩擦元件(第一离合器C1)、上述第三摩擦元件(第三离合器C3)、上述第六摩擦元件(第六离合器C6)的同时联接来实现的构成。因此，即使选择实现适当的RC值及级间比那样的齿数比，也能够将后退齿轮比评价值(＝后退齿轮比/1速齿轮比)设为接近1的值，其结果，能够防止在前进/后退切换时产生驱动力差，且能够不损害起步加速性和爬坡性能而进行动作。

以上，虽然基于实施例1对本发明的自动变速器进行了说明，但对于具体的构成，并不限定于该实施例1，只要不脱离本发明请求的范围的宗旨下，则允许设计的变更及追加等。

在实施例1中，表示了将第一行星齿轮PG1的齿数比ρ1、第二行星齿轮PG2的齿数比ρ2、第三行星齿轮PG3的齿数比ρ3分别设定为合适的值的例子。但是，各行星齿轮PG1、PG2、PG3的齿数比ρ1、ρ2、ρ3为齿数比可设定的范围内的值，只要按照获得RC值较高的齿轮比及适当的级间比的方式进行设定，则具体的值并不限定于实施例1的值。

在实施例1中，表示了将输入/输出轴用于同轴配置的FR发动机车的自动变速器的例子，但不限定于FR发动机车，也可用作FF发动机车、混合动力车、电动汽车、燃料电池车等各种车辆的自动变速器。另外，作为动力源发动机转速幅度窄于汽油发动机，在以相同排气量比较的情况下，也可用作将转矩较低的柴油发动机作为动力源搭载的车辆的变速器。

Claims

1.一种自动变速器，具备：

第一行星齿轮，其由第一太阳齿轮、第一齿圈、支承与所述第一太阳齿轮和所述第一齿圈啮合的第一双小齿轮的第一行星齿轮架构成；

第二行星齿轮，其由第二太阳齿轮、第二齿圈、支承与所述第二太阳齿轮和所述第二齿圈啮合的第二单小齿轮的第二行星齿轮架构成；

第三行星齿轮，其由第三太阳齿轮、第三齿圈、支承与所述第三太阳齿轮和所述第三齿圈啮合的第三单小齿轮的第三行星齿轮架构成；

六个摩擦元件，

通过将所述六个摩擦元件适当地联接释放，至少在前进8速的变速级进行变速，可将自输入轴的转矩输出到输出轴，其特征在于，

所述输出轴与所述第三行星齿轮架时常连结，

所述第一齿圈时常固定，构成第一固定构件，

所述第一太阳齿轮和所述第二太阳齿轮时常连结，构成第一旋转构件，

所述第一行星齿轮架和所述第三齿圈时常联接，构成第二旋转构件，

所述六个摩擦元件由如下的摩擦元件构成，即、

第一摩擦元件，其将所述第二行星齿轮架和所述第一旋转构件之间选择性地连结；

第二摩擦元件，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；

第三摩擦元件，其将所述输入轴和所述第二行星齿轮架之间选择性地连结；

第四摩擦元件，其将所述第二齿圈和所述第三太阳齿轮之间选择性地连结；

第五摩擦元件，其将所述第二齿圈和所述第三行星齿轮架之间选择性地连结；

第六摩擦元件，其将所述输入轴和所述第三太阳齿轮之间选择性地连结，

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实现的前进9速由如下的变速级构成，即、

第一速，其通过所述第一摩擦元件、所述第五摩擦元件、所述第六摩擦元件的同时联接来实现；

第二速，其通过所述第一摩擦元件、所述第二摩擦元件、所述第六摩擦元件的同时联接来实现；

第三速，其通过所述第二摩擦元件、所述第五摩擦元件、所述第六摩擦元件的同时联接来实现；

第四速，其通过所述第二摩擦元件、所述第四摩擦元件、所述第六摩擦元件的同时联接来实现；

第五速，其通过所述第二摩擦元件、所述第三摩擦元件、所述第六摩擦元件的同时联接来实现；

第六速，其通过所述第二摩擦元件、所述第三摩擦元件、所述第四摩擦元件的同时联接来实现；

第七速，其通过所述第二摩擦元件、所述第三摩擦元件、所述第五摩擦元件的同时联接来实现；

第八速，其通过所述第三摩擦元件、所述第四摩擦元件、所述第五摩擦元件的同时联接来实现；

第九速，其通过所述第三摩擦元件、所述第五摩擦元件、所述第六摩擦元件的同时联接来实现。

3.如权利要求1或2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实现的后退1速，通过所述第一摩擦元件、所述第三摩擦元件、所述第六摩擦元件的同时联接来实现。