JP4931943B2

JP4931943B2 - 自動変速機

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Publication number: JP4931943B2
Application number: JP2009017580A
Authority: JP
Inventors: 和明青田; 隆志藤岡; 小林　　直樹; 和夫小栗
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2008-02-14
Filing date: 2009-01-29
Publication date: 2012-05-16
Anticipated expiration: 2029-01-29
Also published as: JP2009216242A

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組を使用して前進８速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。特許文献１には、遊星歯車を３列、摩擦要素としてクラッチを４つ，ブレーキを２つの計６つの摩擦要素を使用して前進８速を達成する自動変速機が開示されている。２つのブレーキのうち、B-1ブレーキは１速と後退速、B-2ブレーキは１速と８速で締結する。

ＷＯ２００５／０２６５７９（図３参照）

ここで、変速機の入力回転速度に対する解放している摩擦要素における相対回転速度の比率を空転速度比（入力回転速度１に対して、相対回転速度がどの程度かを表すパラメータ）と定義する。この解放している摩擦要素の各空転速度比を変速段毎に積算する（以下、積算空転速度比）と、変速機における変速段毎の摩擦要素の相対回転の程度を評価することができる。一般に、相対回転速度が大きいほど摩擦要素の損失馬力が大きくなる傾向があり、この積算空転速度比を用いることで燃費の良否をある程度判断することができる。特に、入力回転速度が比較的低回転速度の場合や、解放している摩擦要素の内訳としてブレーキ数が多い場合にはこの傾向が顕著となる。

上記特許文献１の自動変速機において、３列の遊星歯車の歯数比をそれぞれα１＝0.463，α２＝0.459，α３＝0.405とし、積算空転速度比を変速段毎に算出した。図５は、変速段毎の積算空転速度比を表す図である。図５の▲に示すように、特許文献１に記載の自動変速機にあっては、使用頻度が多い前進変速段において積算空転速度比が高く、燃費が悪化するという問題がある。

本発明の目的とするところは、遊星歯車を３組、摩擦要素を６個として前進８速を達成することができる自動変速機であって、特に前進変速段において低い積算空転速度比を得ることが可能な自動変速機を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明の自動変速機では、第１の回転要素と、第２の回転要素と、第３の回転要素とを有する第１の遊星歯車と、第４の回転要素と、第５の回転要素と、第６の回転要素とを有する第２の遊星歯車と、第７の回転要素と、第８の回転要素と、第９の回転要素とを有する第３の遊星歯車と、６つの摩擦要素と、を備え、前記６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８速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、前記入力軸は前記第７の回転要素に常時連結しており、前記出力軸は前記第８の回転要素に常時連結しており、前記第１の回転要素は常時係止されており、前記第６の回転要素と前記第９の回転要素とは連結して第１回転メンバを構成しており、前記第３の回転要素と前記第４の回転要素とは連結して第２回転メンバを構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第５の回転要素の回転を係止可能な第１の摩擦要素と、前記第２の回転要素と前記第８の回転要素との間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、前記第４の回転要素と前記第８の回転要素との間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、前記第２の回転要素と前記第５の回転要素との間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、前記第２の回転要素と前記第７の回転要素との間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、前記第２の遊星歯車のうちの二つの回転要素間を選択的に連結する第６の摩擦要素と、から構成され、前記６つの摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進８速及び後退１速を達成することを特徴とする。

よって、本発明の自動変速機にあっては、６つの摩擦要素で前進８速を達成できる。このとき、前進変速段毎の積算空転速度比を低くすることが可能となり、低速領域における燃費を向上することができる。

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を示す図である。実施例１の自動変速機における減速比の具体例を示す図である。実施例１の自動変速機における変速段毎の減速比をプロットした減速比マップである。実施例１及び特許文献１における変速段毎の積算空転速度比を表す図である。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３の自動変速機を示すスケルトン図である。実施例４の自動変速機を示すスケルトン図である。実施例５の自動変速機を示すスケルトン図である。実施例６の自動変速機を示すスケルトン図である。

以下、本発明の有段自動変速機の変速機構を実現する形態を、図面に示す実施例１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、図３は減速比の具体例、図４は前進変速段毎の減速比をプロットした減速比マップである。

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フロントプラネタリギヤPGFR（第１の遊星歯車），ミッドプラネタリギヤPGMID（第２の遊星歯車）及びリヤプラネタリギヤPGRR（第３の遊星歯車）を備えている。フロントプラネタリギヤPGFRは、フロントサンギヤFR-S（第１の回転要素）と、フロントリングギヤFR-R（第３の回転要素）と、フロントサンギヤFR-SとフロントリングギヤFR-Rに噛み合うフロントピニオンFR-Pと、を有する。ミッドプラネタリギヤPGMIDは、ミッドサンギヤMID-S（第４の回転要素）と、ミッドリングギヤMID-R（第６の回転要素）と、ミッドサンギヤMID-SとミッドリングギヤMID-Rに噛み合うミッドピニオンMID-Pと、を有する。リヤプラネタリギヤPGRRは、リヤサンギヤRR-S（第７の回転要素）と、リヤリングギヤRR-R（第９の回転要素）と、リヤサンギヤRR-SとリヤリングギヤRR-Rに噛み合うリヤピニオンRR-Pと、を有する。フロントピニオンFR-P，ミッドピニオンMID-P及びリヤピニオンRR-Pは、それぞれフロントキャリヤFR-PC（第２の回転要素），ミッドキャリヤMID-PC（第５の回転要素）及びリヤキャリヤRR-PC（第８の回転要素）に対して回転可能に支持されている。

入力軸INはリヤサンギヤRR-Sと常時連結されている。出力軸OUTはリヤキャリヤRR-PCに常時連結されている。フロントサンギヤFR-Sは変速機ケース１に対して常時係止されている。ミッドリングギヤMID-RとリヤリングギヤRR-Rは第１回転メンバM1により常時連結されている。フロントリングギヤFR-RとミッドサンギヤMID-Sは第２回転メンバM2により常時連結されている。

自動変速機には、１つのブレーキであるロー＆リバースブレーキL＆R/B（第１の摩擦要素）と５つのクラッチである１４６クラッチ146/C（第２の摩擦要素），３８クラッチ38/C（第３の摩擦要素），ミッドクラッチMID/C（第４の摩擦要素），ハイ＆リバースクラッチH＆R/C（第５の摩擦要素）及び７クラッチ7/C（第６の摩擦要素）が設けられている。

ロー＆リバースブレーキL＆R/Bは、ミッドキャリヤMID-PCと変速機ケース１との間に設けられ、ミッドキャリヤMID-PCの回転を選択的に変速機ケース１に係止する。１４６クラッチ146/Cは、フロントキャリヤFR-PCとリヤキャリヤRR-PCとの間に設けられ、フロントキャリヤFR-PCとリヤキャリヤRR-PCとを選択的に連結する。３８クラッチ38/Cは、フロントリングギヤFR-RとリヤキャリヤRR-PCとの間に設けられ、フロントリングギヤFR-RとリヤキャリヤRR-PCとを選択的に連結する。ミッドクラッチMID/Cは、フロントキャリヤFR-PCとミッドキャリヤMID−PCとの間に設けられ、フロントキャリヤFR-PCとミッドキャリヤMID-PCとを選択的に連結する。７クラッチ7/Cは、フロントリングギヤFR-RとミッドキャリヤMID-PCとの間に設けられ、フロントリングギヤFR-RとミッドキャリヤMID-PCとを選択的に連結する。

尚、７クラッチ7/Cに要求される機能は、ミッドプラネタリギヤPGMIDの一体回転化である。フロントリングギヤFR-RとミッドサンギヤMID-Sとは第２回転メンバM2により連結されているため、言い換えると、７クラッチ7/Cは、ミッドプラネタリギヤPGMIDのうちの二つの回転要素間（ミッドキャリヤMID-PCとミッドサンギヤMID-Sとの間）を選択的に連結する摩擦要素であるといえる。ハイ＆リバースクラッチH＆R/Cは、フロントキャリヤFR-PCとリヤサンギヤRR-Sとの間に設けられ、フロントキャリヤFR-PCとリヤサンギヤRR-S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の外周には他のメンバ等に塞がれていないためFF車両と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、ロー＆リバースブレーキL＆R/Bと１４６クラッチ146/Cの締結により達成する。２速は、ロー＆リバースブレーキL＆R/BとミッドクラッチMID/Cの締結により達成する。３速は、３８クラッチ38/CとミッドクラッチMID/Cの締結により達成する。４速は、１４６クラッチ146/CとミッドクラッチMID/Cの締結により達成する。５速は、ミッドクラッチMID/Cとハイ＆リバースクラッチH＆R/Cの締結により達成する。６速は、１４６クラッチ146/Cとハイ＆リバースクラッチH＆R/Cの締結により達成する。７速は、ハイ＆リバースクラッチH＆R/Cと７クラッチ7/Cの締結により達成する。８速は、３８クラッチ38/Cとハイ＆リバースクラッチH＆R/Cの締結により達成する。後退速は、ロー＆リバースブレーキL＆R/Bとハイ＆リバースクラッチH＆R/Cの締結により達成する。

次に、図３により実施例１での減速比の具体例を説明する。ここで、フロントプラネタリギヤPGFRの歯数比ρ_FR＝Z_FR-S／Z_FR-R＝0.50、ミッドプラネタリギヤPGMIDの歯数比ρ_MID＝Z_MID-S／Z_MID-R＝0.53、リヤプラネタリギヤPGRRの歯数比ρ_RR＝Z_RR-S／Z_RR-R＝0.45とする事例により説明する。尚、Z_FR-S,Z_MID-S,Z_RR-S,Z_FR-R,Z_MID-R,Z_RR-Rは各ギヤの歯数を表す。

前進１速の減速比ｉ₁は、
ｉ₁＝（１＋ρ_RR＋ρ_MID＋ρ_MIDρ_FR）／ρ_RR
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＝5.00，減速比の逆数は0.20となる。

前進２速の減速比ｉ₂は、
ｉ₂＝（１＋ρ_RR）／ρ_RR
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＝3.22，減速比の逆数は0.31となる。

前進３速の減速比ｉ₃は、
ｉ₃＝（ρ_RR＋ρ_FR＋ρ_FRρ_RR＋ρ_MIDρ_FR）／(ρ_RR（１＋ρ_FR）)
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＝2.13，減速比の逆数は0.47となる。

前進４速の減速比ｉ₄は、
ｉ₄＝（ρ_RR＋ρ_MIDρ_FR）／ρ_RR
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＝1.59，減速比の逆数は0.63となる。

前進５速の減速比ｉ₅は、
ｉ₅＝（１＋ρ_RR）／（１＋ρ_RR−ρ_MIDρ_FR）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進５速の減速比ｉ₅は、ｉ₅＝1.23，減速比の逆数は0.81となる。

前進６速の減速比ｉ₆は、
ｉ₆＝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６速の減速比ｉ₆は、ｉ₆＝1.0，減速比の逆数も1.0となる。

前進７速の減速比ｉ₇は、
ｉ₇＝（１＋ρ_RR）／（１＋ρ_RR＋ρ_FR）
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＝0.74，減速比の逆数は1.34となる。

前進８速の減速比ｉ₈は、
ｉ₈＝１／（１＋ρ_FR）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進８速の減速比ｉ₈は、ｉ₈＝0.67，減速比の逆数は1.50となる。

後退速の減速比ｉ_Rは、
ｉ_R＝−（１＋ρ_RR）／（ρ_MID＋ρ_MIDρ_FR−ρ_RR）
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ｉ_Rは、ｉ_R＝-4.12，減速比の逆数は-0.24となる。

図４は変速段毎の減速比をプロットした減速比マップである。図４に示すように、変速段が上昇するに連れて、減速比は等比級数的に減少しており、これにより車速に応じて変速する際、違和感のないリズミカルな変速を達成する。

〔実施例１の効果〕
・積算空転速度比に基づく効果
図５は実施例１における変速段毎の積算空転速度比を表す図である。図５の●に示すように、実施例１の自動変速機にあっては、使用頻度が多い前進変速段において積算空転速度比が特許文献１に比べて低く、主に低速領域における燃費を向上することができる。

・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６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８速後退１速の自動変速機を実現することができる。

・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。また、遊星歯車の外径を小さくすることが可能となり、変速機の寸法を小径化することができる。

・歯数比に基づく効果
各遊星歯車組の歯数比ρ₁，ρ₂，ρ₃が何れも中間値0.5に近い。よって、三つの歯数比を自由に設定できる範囲が広く、減速比の自由度を高くすることができる。

・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１での具体的な数値は、前進１速の減速比が5.00で、前進８速の減速比が0.67であるため、１−８速レーシオカバレッジは7.50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。

・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に近い値、具体的には0.824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大きく異なることもなく、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
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２速まではロー＆リバースブレーキL＆R/Bが締結したままの状態で変速が行われ、前進２速から前進５速まではミッドクラッチMID/C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８速まではハイ＆リバースクラッチH＆R/C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８速までの隣接するギヤ段への変速及び１段飛び越しの変速（ただし、前進１速から前進３速への１段飛び越し変速を除く）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、ロー＆リバースブレーキL＆R/B，ミッドクラッチMID/C及び７クラッチ7/Cが３組のプラネタリギヤの入力軸IN側に集中的に配置されている。同様に、３８クラッチ38/C，１４６クラッチ146/C及びハイ＆リバースクラッチH＆R/Cが集中的に配置されている。すなわち、クラッチやブレーキには締結油圧等を供給する必要があり、この供給油路は、当然のことながら固定部材から供給しなければならない。このとき、摩擦要素がそれぞれ集中的に配置されていることで、油路が形成される固定壁との距離をほぼ均一化あるいは短縮することができるので制御性に優れると共に、油路の取り回しも容易となる。

特に、入力側には一般にエンジンにより駆動されるオイルポンプ等が配置され、このオイルポンプを支持するオイルポンプカバー等が配設される。このカバーは変速機ケース１を閉塞するように配置されることから、コントロールバルブユニットと各回転要素との連絡通路として有効である。実施例１では入力側に集中配置されているため、このカバー等を利用しやすく、油路の取り回しが更に容易である。

(ii)また、図１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、ミッドキャリヤMID-PCと一体に回転する回転メンバのみの一層構造である。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、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１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、油温上昇が抑制されて、耐久性の向上を図ることができる。

(iii)また、特に出力側の遊星歯車の外周側を通る部材が少なく、出力側の変速機の寸法を小径化できる。このことは、後輪駆動車に搭載する際、出力側が縮径していると、車両搭載性が格段に向上する。

(iv)実施例１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。

次に、実施例２について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。

図６は実施例２を表すスケルトン図である。実施例２では、ロー＆リバースブレーキL＆R/Bと並列にワンウェイクラッチOWCを配置したものである。低変速段のようにトルク段差の大きいアップシフト変速時において、変速制御の単純化や、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、低変速段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、実施例１の場合、低変速段用のワンウェイクラッチOWCは、前進２速から前進３速へアップシフトする際に解放するロー＆リバースブレーキL＆R/Bと並列に設けることとなる。ロー＆リバースブレーキL＆R/BはミッドキャリヤMID-PCを選択的に変速機ケース１に係止するブレーキであり、２速から３速への変速時には、ミッドキャリヤMID-PCは正回転（エンジン回転方向を正回転とする）するため、ロー＆リバースブレーキL＆R/BにワンウェイクラッチOWCを配置するためには、このミッドキャリヤMID-PCの回転方向がロー＆リバースブレーキL＆R/B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１において全ての変速段におけるミッドキャリヤMID-PCの回転数を検討してみると、ミッドキャリヤMID-PCは、全ての変速段において正回転となっている。よって、単にミッドキャリヤMID-PC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。

尚、実施例２では、１速と２速においてロー＆リバースブレーキL＆R/Bを締結していることから、コースト走行時のダウンシフト等にあっては、ロー＆リバースブレーキL＆R/Bを解放したままで３速から２速へのダウンシフト、２速から１速へのダウンシフトを行えばよい。このとき、３速から２速へのダウンシフト時は３８クラッチ38/Cの解放制御のみを行い、２速から１速へのダウンシフト時は、ミッドクラッチMID/Cを解放し１４６クラッチ146/Cの締結を行うこととなる。

次に実施例３について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。図７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である。尚、実施例１の図２に示す摩擦要素の結合表、図３に示す減速比の具体例及び図４に示す前進変速段毎の減速比をプロットした減速比マップについては同じであるため説明を省略する。

実施例１では、７クラッチ7/CがフロントリングギヤFR-RとミッドキャリヤMID-PCとの間に設けられ、具体的な配置としてフロントプラネタリギヤPGFRよりも入力側に配置されていた。これに対し、実施例３では、７クラッチ7/CをミッドリングギヤMID-RとミッドキャリヤMID−PCとの間に設け、具体的な配置としてミッドプラネタリギヤPGMIDの近傍、特にミッドプラネタリギヤPGMIDとリヤプラネタリギヤPGRRとの間に配置している点が異なる。すなわち、７クラッチ7/Cに要求される機能は、ミッドプラネタリギヤPGMIDの一体回転化であることから、ミッドプラネタリギヤPGMIDのうちの二つの回転要素間（ミッドキャリヤMID-PCとミッドリングギヤMID-Rとの間）を選択的に連結するという観点から見ると、実質的に実施例１，２と同じである。

実施例３は、上記構成により、実施例１と同様の作用効果を得ることができる。ただし、実施例１の「・レイアウトに基づく効果／(i)」に示す効果について、７クラッチ7/Cについては他の摩擦要素の集中配置から離れた構成となっているものの、他の５つの摩擦要素が集中配置されていることに変わりは無く、他の５つの摩擦要素の集中配置により上記実施例１「・レイアウトに基づく効果／(i)」記載の作用効果が得られることは言うまでもない。

次に実施例４について説明する。基本的な構成は実施例３と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。図８は実施例４を表すスケルトン図である。実施例４では、ロー＆リバースブレーキL＆R/Bと並列にワンウェイクラッチOWCを配置したものである。これにより、実施例２に記載した作用効果と同様の作用効果を得ることができる。

次に実施例５について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。図９は実施例５の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図である。尚、実施例１の図２に示す摩擦要素の結合表、図３に示す減速比の具体例及び図４に示す前進変速段毎の減速比をプロットした減速比マップについては同じであるため説明を省略する。

実施例１では、７クラッチ7/CがフロントリングギヤFR-RとミッドキャリヤMID-PCとの間に設けられ、具体的な配置としてフロントプラネタリギヤPGFRよりも入力側に配置されていた。これに対し、実施例５では、７クラッチ7/CをミッドリングギヤMID−RとミッドサンギヤMID-Sとの間に設け、具体的な配置としてミッドプラネタリギヤPGMIDの近傍、特にミッドプラネタリギヤPGMIDとリヤプラネタリギヤPGRRとの間に配置している点が異なる。すなわち、７クラッチ7/Cに要求される機能は、ミッドプラネタリギヤPGMIDの一体回転化であることから、ミッドプラネタリギヤPGMIDのうちの二つの回転要素間（ミッドキャリヤMID-PCとミッドサンギヤMID-Sとの間）を選択的に連結するという観点から見ると、実質的に実施例１〜４と同じである。

実施例５は、上記構成により、実施例１と同様の作用効果を得ることができる。ただし、実施例１の「・レイアウトに基づく効果／(i)」に示す効果について、７クラッチ7/Cについては他の摩擦要素の集中配置から離れた構成となっているものの、他の５つの摩擦要素が集中配置されていることに変わりは無く、他の５つの摩擦要素の集中配置により上記実施例１「・レイアウトに基づく効果／(i)」記載の作用効果が得られることは言うまでもない。

次に実施例６について説明する。基本的な構成は実施例５と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。図１０は実施例６を表すスケルトン図である。実施例６では、ロー＆リバースブレーキL＆R/Bと並列にワンウェイクラッチOWCを配置したものである。これにより、実施例２に記載した作用効果と同様の作用効果を得ることができる。

以上実施例１〜６について説明したが、各プラネタリギヤの回転要素の締結関係を他の締結関係としてもよい。また、実施例１ではフロント→ミッド→リヤの順にプラネタリギヤを配置したが、この配置の順番を適宜変更して構成してもよい。

１変速機ケース
IN 入力軸
OUT 出力軸
PGFR フロントプラネタリギヤ（第１の遊星歯車）
PGMID ミッドプラネタリギヤ（第２の遊星歯車）
PGRR リヤプラネタリギヤ（第３の遊星歯車）
FR-S フロントサンギヤ（第１の回転要素）
FR-PC フロントキャリヤ（第２の回転要素）
FR-R フロントリングギヤ（第３の回転要素）
MID-S ミッドサンギヤ（第４の回転要素）
MID-PC ミッドキャリヤ（第５の回転要素）
MID-R ミッドリングギヤ（第６の回転要素）
RR-S リヤサンギヤ（第７の回転要素）
RR-PC リヤキャリヤ（第８の回転要素）
RR-R リヤリングギヤ（第９の回転要素）
L＆R/B ロー＆リバースブレーキ（第１の摩擦要素）
146/C １４６クラッチ（第２の摩擦要素）
38/C ３８クラッチ（第３の摩擦要素）
MID/C ミッドクラッチ（第４の摩擦要素）
H＆R/C ハイ＆リバースクラッチ（第５の摩擦要素）
7/C ７クラッチ（第６の摩擦要素）
M1 第１回転メンバ
M2 第２回転メンバ
OWC ワンウェイクラッチ

Claims

第１の回転要素と、第２の回転要素と、第３の回転要素とを有する第１の遊星歯車と、
第４の回転要素と、第５の回転要素と、第６の回転要素とを有する第２の遊星歯車と、
第７の回転要素と、第８の回転要素と、第９の回転要素とを有する第３の遊星歯車と、
６つの摩擦要素と、
を備え、
前記６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８速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、
前記入力軸は前記第７の回転要素に常時連結しており、
前記出力軸は前記第８の回転要素に常時連結しており、
前記第１の回転要素は常時係止されており、
前記第６の回転要素と前記第９の回転要素とは連結して第１回転メンバを構成しており、
前記第３の回転要素と前記第４の回転要素とは連結して第２回転メンバを構成しており、
前記６つの摩擦要素は、
前記第５の回転要素の回転を係止可能な第１の摩擦要素と、
前記第２の回転要素と前記第８の回転要素との間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第４の回転要素と前記第８の回転要素との間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第２の回転要素と前記第５の回転要素との間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第２の回転要素と前記第７の回転要素との間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
前記第２の遊星歯車のうちの二つの回転要素間を選択的に連結する第６の摩擦要素と、
から構成され、
前記６つの摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進８速及び後退１速を達成することを特徴とする自動変速機。
請求項１に記載の自動変速機において、
前記６つの摩擦要素のうちの二つの同時締結の組み合わせとは、前進変速段として、前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素の同時締結、前記第１の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結、前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結、前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結、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５の摩擦要素の同時締結、前記第５の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結、前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結のうちの組み合わせであり、後退変速段として前記第１の摩擦要素と前記第５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。