JP2009204133A - 自動変速機 - Google Patents

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Abstract

【課題】 遊星歯車を３組、摩擦要素を５個として前進６変速段以上を達成することができる自動変速機であって、ドラグトルクを極力少なくすることが可能な自動変速機を提供すること。
【解決手段】 自動変速機において、第２リングギヤは常時係止されており、出力軸は第１のリングギヤに常時連結しており、第１のキャリヤと第３のリングギヤとは連結して第１回転メンバを構成しており、第２サンギヤと第３キャリヤとは連結して第２回転メンバを構成しており、５つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進６変速段及び後退１変速段を達成する。
【選択図】 図１

Description

本発明は、車両の変速機として適用される有段式の自動変速機に関する。
従来、遊星歯車３組と、摩擦要素５個を使用して前進６変速段を達成する自動変速機として、例えば特許文献１に記載の技術が知られている。
特開２００４−１７６７６５号公報
特許文献１は、５つの摩擦要素のうち２つを同時締結することにより、各変速段を達成する構成となっている。このため、走行中は常時３つの摩擦要素が相対回転することとなり、引きずりトルク（以下、ドラグトルク）が増大して車両の燃費が悪化するという問題があった。
本発明の目的とするところは、少ない摩擦要素で６変速段以上を達成するとともに、各変速段を三つの摩擦要素の締結により達成して、ドラグトルクの低減による燃費向上を達成可能な自動変速機を提供することである。
上記目的を達成するため、第１の発明では、第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンを支持する第１のキャリヤと、該第１のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、該第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、該第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第３の遊星歯車と、５つの摩擦要素と、を備え、前記５つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進６変速段以上の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、前記第２のリングギヤは常時係止されており、前記出力軸は前記第１のリングギヤに常時連結しており、前記第１のキャリヤと前記第３のリングギヤとは連結して第１の回転メンバを構成しており、前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとは連結して第２の回転メンバを構成しており、前記５つの摩擦要素は、前記第１のリングギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、前記入力軸と前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、前記第１のサンギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、前記第１のサンギヤと前記第２の回転メンバとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、前記第１の回転メンバと前記入力軸との間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、から構成され、前記５つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進６変速段及び後退１変速段を達成することを特徴とする。
上記目的を達成するため、第２の発明では、第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンを支持する第１のキャリヤと、該第１のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、該第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、該第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第３の遊星歯車と、５つの摩擦要素と、を備え、前記５つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進６変速段の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、前記第１のサンギヤと前記第３のサンギヤとは連結して第１の回転メンバを構成しており、前記第１のリングギヤと前記第２のサンギヤとは連結して第２の回転メンバを構成しており、前記入力軸は前記第３のキャリヤに常時連結しており、前記出力軸は前記第２のキャリヤに常時連結しており、前記５つの摩擦要素は、前記第２のリングギヤの回転を係止可能な第１の摩擦要素と、前記第１のキャリヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、前記第３のリングギヤの回転を係止可能な第３の摩擦要素と、前記第１のキャリヤと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、前記第２のリングギヤと前記第１の回転メンバとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、から構成され、前記５つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進６変速段及び後退１変速段を達成することを特徴とする。
上記目的を達成するため、第３の発明では、第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンと該第１のピニオンに噛み合う第２ピニオンとを支持する第１のキャリヤと、前記第２のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、該第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、該第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第３の遊星歯車と、５つの摩擦要素と、を備え、前記５つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進６変速段の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとは連結して回転メンバを構成しており、前記入力軸は前記第３のサンギヤに常時連結しており、前記出力軸は前記第２のリングギヤに常時連結しており、前記第１のサンギヤは常時係止されており、前記５つの摩擦要素は、前記第１のリングギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、前記第１のキャリヤと前記回転メンバとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、前記第１のリングギヤと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、前記第１のキャリヤと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、前記第２のキャリヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、から構成され、前記５つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進６変速段及び後退１変速段を達成することを特徴とする。
よって、第１〜第３の発明の自動変速機にあっては、三つの摩擦要素を同時締結させて変速段を達成する構成であるため、全摩擦要素に占める解放されている摩擦要素の割合が低く、走行中のドラグトルクを低減することが可能となり、燃費を向上できる。
以下、本発明の有段自動変速機の変速機構を実現する最良の形態を、図面に示す実施例に基づいて説明する。
まず、構成を説明する。
図１は実施例１の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図２は実施例１の自動変速機における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図である。
実施例１の自動変速機は、図１に示すように、ギヤトレーンとして、シングルピニオン型の３組の遊星歯車組である第１遊星歯車組PG1，第２遊星歯車組PG2及び第３遊星歯車組PG3を備えている。第１遊星歯車組PG1は、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、第１サンギヤS1と第１リングギヤR1とに噛み合う第１ピニオンP1と、を有する。第２遊星歯車組PG2は、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、第２サンギヤS2と第２リングギヤR2とに噛み合う第２ピニオンP2と、を有する。第３遊星歯車組PG3は、第３サンギヤS3と、第３リングギヤR3と、第３サンギヤS3と第３リングギヤR3とに噛み合う第３ピニオンP3と、を有する。第１，第２及び第３ピニオンP1，P2，P3は、それぞれ第１，第２及び第３キャリヤPC1，PC2，PC3に対して回転可能に支持されている。
第２リングギヤR2は変速機ケース１に常時係止されている。出力軸OUTは第１リングギヤR1に常時連結されている。第１キャリヤPC1と第３リングギヤR3とは常時連結して第１回転メンバM1を構成している。第２サンギヤS2と第３キャリヤPC3とは常時連結して第２回転メンバM2を構成している。
自動変速機には、５つのクラッチである第１，第２，第３，第４，第５摩擦要素A,B,C,D,Eが設けられている。第１摩擦要素Aは、第１リングギヤR1と第２キャリヤPC2との間に設けられ、第１リングギヤR1と第２キャリヤPC2とを選択的に連結する。第２摩擦要素Bは、入力軸INと第３サンギヤS3との間に設けられ、入力軸INと第３サンギヤS3とを選択的に連結する。第３摩擦要素Cは、第１サンギヤS1と第２キャリヤPC2との間に設けられ、第１サンギヤS1と第２キャリヤPC2とを選択的に連結する。第４摩擦要素Dは、第１サンギヤS1と、第２サンギヤS2と第３キャリヤPC3とからなる第２回転メンバM2との間に設けられ、第１サンギヤS1と第２回転メンバM2とを選択的に連結する。第５摩擦要素Eは、入力軸INと、第１キャリヤPC1と第３リングギヤR3とからなる第１回転メンバM1との間に設けられ、第１キャリヤPC1（第２回転メンバ）と第２キャリヤPC2とを選択的に連結する。
出力軸OUTには、出力ギヤ等が設けられ、図外のディファレンシャルギヤやドライブシャフトを介して駆動輪へ回転駆動力が伝達される。実施例１の場合、出力軸OUTは変速機ケース１等に塞がれているためFF車両に適用可能とされている。
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合（締結）の関係を、図２の結合表により説明する（変速制御手段）。尚、表中の○印は締結、空欄は解放を表している。
まず、前進時について説明する。１速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bと第３摩擦要素Cの締結により達成する。２速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bと第４摩擦要素Dの締結により達成する。３速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eの締結により達成する。４速は、第１摩擦要素Aと第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。５速は、第２摩擦要素Bと第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。６速は、第２摩擦要素Bと第３摩擦要素Cと第５摩擦要素Eの締結により達成する。７速は、第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。後退速は、第２摩擦要素Bと第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dの締結により達成する。
次に、図２により実施例１での減速比の具体例を説明する。ここで、第１遊星歯車組PG1の歯数比ρ1＝ZS1／ZR1＝0.30、第２遊星歯車組PG2の歯数比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.60、第３遊星歯車組PG3の歯数比ρ3＝ZS3／ZR3＝0.30とする事例により説明する。尚、ZS1,ZS2,ZS3,ZR1,ZR2,ZR3は各ギヤの歯数を表す。
前進１速の減速比ｉ1は、
ｉ1＝（１＋ρ3＋ρ2ρ3）／（ρ2ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進１速の減速比ｉ1は、ｉ1＝8.222，減速比の逆数は0.122となる。
前進２速の減速比ｉ2は、
ｉ2＝１＋(１＋ρ3＋ρ1ρ3)／(ρ2ρ3（１＋ρ1）)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進２速の減速比ｉ2は、ｉ2＝6.940，減速比の逆数は0.144となる。
前進３速の減速比ｉ3は、
ｉ3＝（１＋ρ2）／ρ2
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝2.667，減速比の逆数は0.357となる。
前進４速の減速比ｉ4は、
ｉ4＝（ρ1＋ρ2＋ρ1ρ2）／（ρ2（１＋ρ1））
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.385，減速比の逆数は0.722となる。
前進５速の減速比ｉ5は、
ｉ5＝1.0
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入するまでもなく、
前進５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝1.000，減速比の逆数は1.000となる。
前進６速の減速比ｉ6は、
ｉ6＝（１＋ρ2）／（１＋ρ1＋ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進６速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.842，減速比の逆数は1.188となる。
前進７速の減速比ｉ7は、
ｉ7＝１／（１＋ρ1）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.769，減速比の逆数は1.300となる。
後退速の減速比ｉRは、
ｉR＝−１／(ρ3(１＋ρ1))
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比ｉRは、ｉR＝-2.564，減速比の逆数は-0.168となる。
〔実施例１の効果〕
・摩擦要素の締結数に基づく効果
三つの摩擦要素を同時締結させて変速段を達成する構成であるため、全摩擦要素に占める解放されている摩擦要素の割合が低く、走行中のドラグトルクを低減することが可能となり、燃費を向上できる。
・スケルトン全体による効果
実施例１では、単純遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができ、自動変速機の小型化を達成できる。
・単純遊星３組を使用することによる効果
単純遊星３組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、ギヤノイズの悪化を抑制できると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性の悪化を抑制できる。
・変速時における摩擦要素の切換え数に基づく効果
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、摩擦要素の締結・解放のタイミングやトルクの制御が複雑となる。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例１においては、前進１速から前進３速までは第１摩擦要素Aと第２締結要素Bが締結したままの状態で変速が行われ、前進３速から前進４速までは第１摩擦要素Aと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速が行われ、前進４速から前進５速までは第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速が行われ、前進５速から前進６速までは第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速が行われ、前進６速から前進７速までは第３摩擦要素Cと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速が行われる。すなわち、前進１速から前進７速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
・レイアウトに基づく効果
(i)実施例１の自動変速機は、図１のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上することができる。
(ii)３組の遊星歯車の内径側を通る部材が最大２軸構造にしつつ、３組の単純遊星歯車と５つの摩擦要素で前進７速後退１速を達成できる。よって、サンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
尚、実施例１に示す構成は、第３摩擦要素Cと並列にワンウェイクラッチを配置可能である。前進１速から前進２速への変速時において、トルク段差の大きい１速から２速への制御の単純化や、通常走行時での過剰なエンジンブレーキ感をなくすために、１速用のワンウェイクラッチOWCを設けることが好ましい。
このような目的のためには、１速用のワンウェイクラッチOWCは、前進１速から前進２速へアップシフトする際に解放する摩擦要素と並列に設けることとなる。実施例１の場合、この摩擦要素は第３摩擦要素Cに相当する。第３摩擦要素Cは第１サンギヤS1と第２キャリヤPC2とを選択的に連結するクラッチであり、１速から２速への変速時には、第２キャリヤPC2の回転数よりも第１サンギヤS1の回転数が上昇するため、第３摩擦要素Cにワンウェイクラッチを配置するためには、この第２キャリヤPC2の回転数が第１サンギヤS1の回転数よりも高い状態が第３摩擦要素Cを解放状態とする全ての変速段において達成される必要がある。
仮に、いずれかの変速段において回転数の関係が逆転する場合には、ワンウェイクラッチOWCと直列にこのワンウェイクラッチOWCの作動非作動を切換可能な摩擦要素をもう一つ追加しなければならず、部品点数等の増大を招くことになり、あまり有用とはいえない。そこで、実施例１において全ての変速段における第２キャリヤPC2と第１サンギヤS1との回転数の関係を検討してみると、第２キャリヤPC2は、全ての変速段において第１サンギヤよりも低回転となっている。よって、単に第３摩擦要素Cと並列にワンウェイクラッチOWCを構成するのみで、大幅な部品の増加を回避しつつ、制御ロジックの単純化を可能とし、通常走行時での過剰なエンジンブレーキ感を抑制することができる。
以上、実施例１では前進７変速段を達成する構成について説明したが、７変速段のうちから適宜選択して前進６変速段を達成する自動変速機として構成してもよい。
まず、構成を説明する。
図３は実施例２の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図４は実施例２の自動変速機における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図である。
実施例２の自動変速機は、図３に示すように、ギヤトレーンとして、シングルピニオン型の３組の遊星歯車組である第１遊星歯車組PG1，第２遊星歯車組PG2及び第３遊星歯車組PG3を備えている。第１遊星歯車組PG1は、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、第１サンギヤS1と第１リングギヤR1とに噛み合う第１ピニオンP1と、を有する。第２遊星歯車組PG2は、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、第２サンギヤS2と第２リングギヤR2とに噛み合う第２ピニオンP2と、を有する。第３遊星歯車組PG3は、第３サンギヤS3と、第３リングギヤR3と、第３サンギヤS3と第３リングギヤR3とに噛み合う第３ピニオンP3と、を有する。第１，第２及び第３ピニオンP1，P2，P3は、それぞれ第１，第２及び第３キャリヤPC1，PC2，PC3に対して回転可能に支持されている。
第１サンギヤS1と第３サンギヤS3とは常時連結して第１回転メンバM1を構成している。第１リングギヤR1と第２サンギヤS2とは常時連結して第２回転メンバM2を構成している。入力軸INは第３キャリヤPC3に常時連結されている。出力軸OUTは第２キャリヤPC2に常時連結されている。
自動変速機には、２つのブレーキである第１摩擦要素A及び第３摩擦要素Cと、３つのクラッチである第２，第４，第５摩擦要素B,D,Eが設けられている。第１摩擦要素Aは、変速機ケース１と第２リングギヤR2との間に設けられ、第２リングギヤR2の回転を選択的に係止する。第２摩擦要素Bは、第１キャリヤPC1と第３キャリヤPC3との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第３キャリヤPC3とを選択的に連結する。第３摩擦要素Cは、変速機ケース１と第３リングギヤR3との間に設けられ、第３リングギヤR3の回転を選択的に係止する。第４摩擦要素Dは、第１キャリヤPC1と第３リングギヤR3との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第３リングギヤR3とを選択的に連結する。第５摩擦要素Eは、第２リングギヤR2と、第１サンギヤS1及び第２サンギヤS2とからなる第１回転メンバM1との間に設けられ、第２リングギヤR2と第１回転メンバM1とを選択的に連結する。
出力軸OUTには、出力ギヤ等が設けられ、図外のディファレンシャルギヤやドライブシャフトを介して駆動輪へ回転駆動力が伝達される。実施例２の場合、出力軸OUTは他のメンバ等に塞がれているためFF車両に適用可能とされている。
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合（締結）の関係を、図４の結合表により説明する（変速制御手段）。尚、表中の○印は締結、空欄は解放を表している。
まず、前進時について説明する。１速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bと第３摩擦要素Cの締結により達成する。２速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bと第４摩擦要素Dの締結により達成する。３速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eの締結により達成する。４速は、第１摩擦要素Aと第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。５速は、第２摩擦要素Bと第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。６速は、第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。７速は、第２摩擦要素Bと第３摩擦要素Cと第５摩擦要素Eの締結により達成する。後退速は、第１摩擦要素Aと第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dの締結により達成する。
次に、図４により実施例２での減速比の具体例を説明する。ここで、第１遊星歯車組PG1の歯数比ρ1＝ZS1／ZR1＝0.30、第２遊星歯車組PG2の歯数比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.65、第３遊星歯車組PG3の歯数比ρ3＝ZS3／ZR3＝0.65とする事例により説明する。尚、ZS1,ZS2,ZS3,ZR1,ZR2,ZR3は各ギヤの歯数を表す。
前進１速の減速比ｉ1は、
ｉ1＝ρ3（１＋ρ2）／（ρ2（ρ3−ρ1））
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進１速の減速比ｉ1は、ｉ1＝4.714，減速比の逆数は0.212となる。
前進２速の減速比ｉ2は、
ｉ2＝（１＋ρ2）／ρ2
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進２速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.538，減速比の逆数は0.394となる。
前進３速の減速比ｉ3は、
ｉ3＝(１＋ρ2)／(ρ2 (１＋ρ1))
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.953，減速比の逆数は0.512となる。
前進４速の減速比ｉ4は、
ｉ4＝(１＋ρ2)／（ρ2(１＋ρ1)(１＋ρ3)）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.183，減速比の逆数は0.845となる。
前進５速の減速比ｉ5は、
ｉ5＝1.0
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入するまでもなく、
前進５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝1.000，減速比の逆数は1.000となる。
前進６速の減速比ｉ6は、
ｉ6＝ρ3（１＋ρ2）／(１＋ρ3−ρ1ρ2−ρ1ρ2ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進６速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.807，減速比の逆数は1.239となる。
前進７速の減速比ｉ7は、
ｉ7＝ρ3（１＋ρ2）／(１＋ρ3＋ρ2ρ3−ρ1ρ2)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.571，減速比の逆数は1.751となる。
後退速の減速比ｉRは、
ｉR＝−ρ3（１＋ρ2）／（ρ1ρ2（１＋ρ3））
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比ｉRは、ｉR＝-3.333，減速比の逆数は-0.300となる。
〔実施例２の効果〕
・摩擦要素の締結数に基づく効果
三つの摩擦要素を同時締結させて変速段を達成する構成であるため、全摩擦要素に占める解放されている摩擦要素の割合が低く、走行中のドラグトルクを低減することが可能となり、燃費を向上できる。
・スケルトン全体による効果
実施例１では、単純遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができ、自動変速機の小型化を達成できる。
・単純遊星３組を使用することによる効果
単純遊星３組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、ギヤノイズの悪化を抑制できると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性の悪化を抑制できる。
・前進のレーシオカバレッジに基づく効果
前進のレーシオカバレッジ（ギヤ比幅）とは、最低段の減速比／最高段の減速比をいい、この値は、大きい値であるほど各前進段でのギヤ比設定自由度が高くなるということができる。実施例２での具体的な数値は、前進１速の減速比が4.714で、前進７速の減速比が0.571であるため、１−７速レーシオカバレッジは8.25となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、例えば、動力源としてエンジン回転数幅がガソリンエンジンよりも狭く、同排気量で比較した場合にトルクが低いディーゼルエンジンを動力源として搭載した車両の変速機としても有用である。
また、レーシオカバレッジの割に、低速側のギヤ比が大きいと、ファイナルギヤへ伝達するトルクが大きくなる。このため、自動変速機やプロペラシャフトの強度が必要となり、車両全体が大型化する。つまり、同一のレーシオカバレッジであるならば、最低速変速比はそれほど大きくない方が好ましい。実施例２の自動変速機は、最低変速段のギヤ比をそれほど大きくすることなく、十分なレーシオカバレッジを確保することができる。
・変速時における摩擦要素の切換え数に基づく効果
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、摩擦要素の締結・解放のタイミングやトルクの制御が複雑となる。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例２においては、前進１速から前進３速までは第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bが締結したままの状態で変速が行われ、前進３速から前進４速までは第１摩擦要素Aと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速が行われ、前進５速から前進６速までは第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速が行われ、前進６速から前進７速までは第３摩擦要素Cと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速が行われる。すなわち、前進１速から前進７速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
(ii)上記(i)に示すように、隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結する架け替え変速により達成でき、更に、例えば前進１速から前進３速のような１段飛び変速であっても、同様に全て一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結する架け替え変速により達成できる。よって、制御性の向上を図ることができる。
・レイアウトに基づく効果
(i)実施例２の自動変速機は、図３のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上することができる。
(ii)また、図３のスケルトン図に示すように、遊星歯車組の外周側を通る回転メンバは、一層構造である。自動変速機は冷却や潤滑を目的として、各回転要素であるギヤやベアリング等に潤滑油を常に供給している。また、この潤滑は一般に軸心側から遠心力により供給される。このとき、外周側において潤滑油の排出性が悪化すると、潤滑油の油温が上昇し、摩擦要素や図示しない軸受け部材などの耐久性が低下する。実施例２では、上述したように、遊星歯車組の外周側を通る回転メンバは一層構造であるため、潤滑油の排出性が悪化することがなく、耐久性の向上を図ることができる。
(iii)３組の遊星歯車の内径側を通る部材が最大２軸構造にしつつ、３組の単純遊星歯車と５つの摩擦要素で前進７速後退１速を達成できる。よって、サンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
・摩擦要素数の観点に基づく効果
実施例２での摩擦要素数は、第１摩擦要素Aと第３摩擦要素Cがブレーキとされている。すなわち、ブレーキを備えたことで、クラッチ数が多い場合に比べ、シールリング数や遠心キャンセル機構の増加を抑制することが可能となり、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法の増加を抑制することができる。
尚、実施例２に示す構成は、第３摩擦要素Cと並列にワンウェイクラッチを配置可能である。前進１速から前進２速への変速時において、トルク段差の大きい１速から２速への制御の単純化や、通常走行時での過剰なエンジンブレーキ感をなくすために、１速用のワンウェイクラッチOWCを設けることが好ましい。
このような目的のためには、１速用のワンウェイクラッチOWCは、前進１速から前進２速へアップシフトする際に解放する摩擦要素と並列に設けることとなる。実施例１の場合、この摩擦要素は第３摩擦要素Cに相当する。第３摩擦要素Cは第３リングギヤR3を選択的に変速機ケース１に係止するブレーキであり、１速から２速への変速時には、第３リングギヤR3は正回転（エンジン回転方向を正回転とする）するため、第３摩擦要素Cにワンウェイクラッチを配置するためには、この第３リングギヤR3の回転方向が第３摩擦要素Cを解放状態とする全ての変速段において正回転である必要がある。
仮に、いずれかの変速段において負回転となる場合には、ワンウェイクラッチOWCと直列にこのワンウェイクラッチOWCの作動非作動を切換可能な摩擦要素をもう一つ追加しなければならず、部品点数等の増大を招くことになり、あまり有用とはいえない。そこで、実施例２において全ての変速段における第３リングギヤR3の回転数を検討してみると、第３リングギヤR3は、全ての変速段において正回転となっている。よって、単に第３摩擦要素Cと並列にワンウェイクラッチOWCを構成するのみで、大幅な部品の増加を回避しつつ、制御ロジックの単純化を可能とし、通常走行時での過剰なエンジンブレーキ感を抑制することができる。
以上、実施例２では前進７変速段を達成する構成について説明したが、７変速段のうちから適宜選択して前進６変速段を達成する自動変速機として構成してもよい。
まず、構成を説明する。
図５は実施例３の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図６は実施例３の自動変速機における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図である。
実施例３の自動変速機は、図５に示すように、ギヤトレーンとして、ダブルピニオン型の遊星歯車組である第１遊星歯車組PG1と、シングルピニオン型の２組の遊星歯車組である第２遊星歯車組PG2及び第３遊星歯車組PG3を備えている。第１遊星歯車組PG1は、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、第１サンギヤS1に噛み合う第１内径側ピニオンP11と、第１内径側ピニオンP11と第１リングギヤR1とに噛み合う第１外径側ピニオンP12と、を有する。第２遊星歯車組PG2は、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、第２サンギヤS2と第２リングギヤR2とに噛み合う第２ピニオンP2と、を有する。第３遊星歯車組PG3は、第３サンギヤS3と、第３リングギヤR3と、第３サンギヤS3と第３リングギヤR3とに噛み合う第３ピニオンP3と、を有する。第１内径側ピニオンP11及び第１外径側ピニオンP12は第１キャリヤPC1に対して回転可能に支持されている。また，第２ピニオンP2及び第３ピニオンP3は、それぞれ第２及び第３キャリヤPC2，PC3に対して回転可能に支持されている。
第２サンギヤS2と第３キャリヤPC3とは常時連結して第１回転メンバM1を構成している。入力軸INは第３サンギヤS3に常時連結されている。出力軸OUTは第２リングギヤR2に常時連結されている。第１サンギヤS1は変速機ケース１に常時係止されている。
自動変速機には、５つのクラッチである第１，第２，第３，第４，第５摩擦要素A,B,C,D,Eが設けられている。第１摩擦要素Aは、第１リングギヤR1と第２キャリヤPC2との間に設けられ、第１リングギヤR1と第２キャリヤPC2とを選択的に連結する。第２摩擦要素Bは、第１キャリヤPC1と、第２サンギヤS2及び第３キャリヤPC3とからなる第１回転メンバM1との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第１回転メンバM1とを選択的に連結する。第３摩擦要素Cは、第１リングギヤR1と第３リングギヤR3との間に設けられ、第１リングギヤR1と第３リングギヤR3とを選択的に連結する。第４摩擦要素Dは、第１キャリヤPC1と第３リングギヤR3との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第３リングギヤR3とを選択的に連結する。第５摩擦要素Eは、第２キャリヤPC2と第３サンギヤS3との間に設けられ、第２キャリヤPC2と第３サンギヤR3とを選択的に連結する。
出力軸OUTには、出力ギヤ等が設けられ、図外のディファレンシャルギヤやドライブシャフトを介して駆動輪へ回転駆動力が伝達される。実施例３の場合、出力軸OUTは他のメンバ等に塞がれていないためFF車両及びFR車両の両方に適用可能とされている。
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合（締結）の関係を、図６の結合表により説明する（変速制御手段）。尚、表中の○印は締結、空欄は解放を表している。
まず、前進時について説明する。１速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bと第３摩擦要素Cの締結により達成する。２速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bと第４摩擦要素Dの締結により達成する。３速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eの締結により達成する。４速は、第１摩擦要素Aと第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。５速は、第２摩擦要素Bと第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。６速は、第２摩擦要素Bと第３摩擦要素Cと第５摩擦要素Eの締結により達成する。７速は、第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。後退速は、第１摩擦要素Aと第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dの締結により達成する。
次に、図６により実施例３での減速比の具体例を説明する。ここで、第１遊星歯車組PG1の歯数比ρ1＝ZS1／ZR1＝−0.40、第２遊星歯車組PG2の歯数比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.60、第３遊星歯車組PG3の歯数比ρ3＝ZS3／ZR3＝0.50とする事例により説明する。尚、ZS1,ZS2,ZS3,ZR1,ZR2,ZR3は各ギヤの歯数を表す。尚、ρ1が負の値なのは、ダブルピニオン型の遊星歯車を使用していることによる。
前進１速の減速比ｉ1は、
ｉ1＝（ρ3−ρ1）／（ρ3（１＋ρ1＋ρ1ρ2））
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進１速の減速比ｉ1は、ｉ1＝5.000，減速比の逆数は0.200となる。
前進２速の減速比ｉ2は、
ｉ2＝１／（１＋ρ1＋ρ1ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進２速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.778，減速比の逆数は0.375となる。
前進３速の減速比ｉ3は、
ｉ3＝(１＋ρ1)／(１＋ρ1＋ρ1ρ2))
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.667，減速比の逆数は0.600となる。
前進４速の減速比ｉ4は、
ｉ4＝(１＋ρ1（１＋ρ3）／（１＋ρ1＋ρ3＋ρ1ρ2＋ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.364，減速比の逆数は0.733となる。
前進５速の減速比ｉ5は、
ｉ5＝1.0
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入するまでもなく、
前進５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝1.000，減速比の逆数は1.000となる。
前進６速の減速比ｉ6は、
ｉ6＝（ρ3−ρ1）／(ρ3−ρ1−ρ1ρ2)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進６速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.789，減速比の逆数は1.267となる。
前進７速の減速比ｉ7は、
ｉ7＝（１＋ρ3）／(１＋ρ2＋ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.714，減速比の逆数は1.401となる。
後退速の減速比ｉRは、
ｉR＝−（１＋ρ3）／（ρ2ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比ｉRは、ｉR＝-5.000，減速比の逆数は-0.200となる。
〔実施例３の効果〕
・摩擦要素の締結数に基づく効果
三つの摩擦要素を同時締結させて変速段を達成する構成であるため、全摩擦要素に占める解放されている摩擦要素の割合が低く、走行中のドラグトルクを低減することが可能となり、燃費を向上できる。
・スケルトン全体による効果
実施例３では、遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができ、自動変速機の小型化を達成できる。
・前進のレーシオカバレッジに基づく効果
前進のレーシオカバレッジ（ギヤ比幅）とは、最低段の減速比／最高段の減速比をいい、この値は、大きい値であるほど各前進段でのギヤ比設定自由度が高くなるということができる。実施例２での具体的な数値は、前進１速の減速比が5.000で、前進７速の減速比が0.714であるため、１−７速レーシオカバレッジは7.00となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、例えば、動力源としてエンジン回転数幅がガソリンエンジンよりも狭く、同排気量で比較した場合にトルクが低いディーゼルエンジンを動力源として搭載した車両の変速機としても有用である。
また、レーシオカバレッジの割に、低速側のギヤ比が大きいと、ファイナルギヤへ伝達するトルクが大きくなる。このため、自動変速機やプロペラシャフトの強度が必要となり、車両全体が大型化する。つまり、同一のレーシオカバレッジであるならば、最低速変速比はそれほど大きくない方が好ましい。実施例３の自動変速機は、最低変速段のギヤ比をそれほど大きくすることなく、十分なレーシオカバレッジを確保することができる。
・１−Ｒレシオに基づく効果
後退１速の変速比と前進１速の変速比の比（後退１速の変速比／前進１速の変速比：以下、「１−Ｒレシオ」と称する）が１となるため、前進時と後退時とでアクセルペダルの踏み加減に対する車両の加速感が異なることもなく、運転性が悪化するという問題を回避することができる。
ここで、１−Ｒレシオについて補足説明する。１−Ｒレシオを適切な値に設定できない場合、例えば、１−Ｒレシオが小さな値になると、前進１速と後退１速とでアクセル開度に対する出力トルクが大きく異なる。前進時と後退時とで、アクセルペダルの踏み込み加減に対する車両の加速感が大きく異なると、前進１速と後退１速は共に車両発進時に使用される点で共通していることから、運転性が悪化するという問題がある。この観点から運転性の指標の１つとして導入されたものである。
・変速時における摩擦要素の切換え数に基づく効果
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、摩擦要素の締結・解放のタイミングやトルクの制御が複雑となる。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例３においては、前進１速から前進３速までは第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bが締結したままの状態で変速が行われ、前進３速から前進４速までは第１摩擦要素Aと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速が行われ、前進４速から前進５速までは第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変則が行われ、前進５速から前進６速までは第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速が行われ、前進６速から前進７速までは第３摩擦要素Cと第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速が行われる。すなわち、前進１速から前進７速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
・レイアウトに基づく効果
(i)実施例３の自動変速機は、図５のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上することができる。
(ii)３組の遊星歯車の内径側を通る部材を１軸構造にしつつ、３組の単純遊星歯車と５つの摩擦要素で前進７速後退１速を達成できる。よって、サンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
(iii)実施例３の自動変速機は、遊星歯車組の一方側から入力し、他方側から出力することが可能な自動変速機であるため、前輪駆動車及び後輪駆動車のどちらの車両にも適用でき、自動変速機の適用範囲を広くすることができる。
以上、実施例３では前進７変速段を達成する構成について説明したが、７変速段のうちから適宜選択して前進６変速段を達成する自動変速機として構成してもよい。
実施例１の自動変速機を示すスケルトン図である。 実施例１の自動変速機における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図である。 実施例２の自動変速機を示すスケルトン図である。 実施例２の自動変速機における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図である。 実施例３の自動変速機を示すスケルトン図である。 実施例３の自動変速機における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図である。
符号の説明
１ 変速機ケース
PG1 第１遊星歯車組
S1 第１サンギヤ
R1 第１リングギヤ
P1 第１ピニオン
P11 第１内径側ピニオン
P12 第１外径側ピニオン
PC1 第１キャリヤ
PG2 第２遊星歯車組
S2 第２サンギヤ
R2 第２リングギヤ
P2 第２ピニオン
PC2 第２キャリヤ
PG3 第３遊星歯車組
S3 第３サンギヤ
R3 第３リングギヤ
P3 第３ピニオン
PC3 第３キャリヤ
IN 入力軸
OUT 出力軸
A 第１摩擦要素
B 第２摩擦要素
C 第３摩擦要素
D 第４摩擦要素
E 第５摩擦要素

Claims (6)

  1. 第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンを支持する第１のキャリヤと、該第１のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、
    第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、該第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、
    第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、該第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第３の遊星歯車と、
    ５つの摩擦要素と、
    を備え、
    前記５つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進６変速段以上の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、
    前記第２のリングギヤは常時係止されており、
    前記出力軸は前記第１のリングギヤに常時連結しており、
    前記第１のキャリヤと前記第３のリングギヤとは連結して第１の回転メンバを構成しており、
    前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとは連結して第２の回転メンバを構成しており、
    前記５つの摩擦要素は、
    前記第１のリングギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
    前記入力軸と前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
    前記第１のサンギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
    前記第１のサンギヤと前記第２の回転メンバとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
    前記第１の回転メンバと前記入力軸との間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
    から構成され、
    前記５つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進６変速段及び後退１変速段を達成することを特徴とする自動変速機。
  2. 第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンを支持する第１のキャリヤと、該第１のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、
    第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、該第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、
    第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、該第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第３の遊星歯車と、
    ５つの摩擦要素と、
    を備え、
    前記５つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進６変速段の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、
    前記第１のサンギヤと前記第３のサンギヤとは連結して第１の回転メンバを構成しており、
    前記第１のリングギヤと前記第２のサンギヤとは連結して第２の回転メンバを構成しており、
    前記入力軸は前記第３のキャリヤに常時連結しており、
    前記出力軸は前記第２のキャリヤに常時連結しており、
    前記５つの摩擦要素は、
    前記第２のリングギヤの回転を係止可能な第１の摩擦要素と、
    前記第１のキャリヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
    前記第３のリングギヤの回転を係止可能な第３の摩擦要素と、
    前記第１のキャリヤと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
    前記第２のリングギヤと前記第１の回転メンバとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
    から構成され、
    前記５つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進６変速段及び後退１変速段を達成することを特徴とする自動変速機。
  3. 第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンと該第１のピニオンに噛み合う第２ピニオンとを支持する第１のキャリヤと、前記第２のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、
    第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、該第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、
    第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、該第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第３の遊星歯車と、
    ５つの摩擦要素と、
    を備え、
    前記５つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進６変速段の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、
    前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとは連結して回転メンバを構成しており、
    前記入力軸は前記第３のサンギヤに常時連結しており、
    前記出力軸は前記第２のリングギヤに常時連結しており、
    前記第１のサンギヤは常時係止されており、
    前記５つの摩擦要素は、
    前記第１のリングギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
    前記第１のキャリヤと前記回転メンバとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
    前記第１のリングギヤと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
    前記第１のキャリヤと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
    前記第２のキャリヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
    から構成され、
    前記５つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進６変速段及び後退１変速段を達成することを特徴とする自動変速機。
  4. 請求項１に記載の自動変速機において、
    後退変速段を達成する前記第１〜第５の摩擦要素のうちの３つの同時締結の組み合わせとは、前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結であることを特徴とする自動変速機。
  5. 請求項２または３に記載の自動変速機において、
    後退変速段を達成する前記第１〜第５の摩擦要素のうちの３つの同時締結の組み合わせとは、前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結であることを特徴とする自動変速機。
  6. 請求項１ないし５いずれか１つに記載の自動変速機において、
    前記少なくとも前進６変速段を達成する前記第１〜第５の摩擦要素のうちの三つの同時締結の組み合わせとは、前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素の同時締結、前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結、前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結、前記第１の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結、前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結、前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結、前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結、のうちの少なくとも６つの組み合わせであることを特徴とする自動変速機。
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