自动变速器

摘要

本发明提供一种自动变速器，通过利用三组单行星齿轮、五个摩擦元件实现七个前进挡，抑制齿轮噪音的恶化和齿轮耐久性的恶化，并且，关于五个摩擦元件，通过尽量减少离合器数量可进一步防止滑动阻力的恶化、部件数量或轴向尺寸的增大。在本发明的自动变速器中，输入轴与第二太阳齿轮连接，输出轴总是与第一齿环及第三齿环连接，五个摩擦元件的构成包括：将第一行星架和第二行星架选择性地连接的第一离合器；可将第二行星架的旋转卡止的第一制动器；可将由第一太阳齿轮、第二齿环及第二行星架构成的旋转组件的旋转卡止的第二制动器；可将第三太阳齿轮的旋转卡止的第三制动器；将第一行星架和第二太阳齿轮选择性地连接的第二离合器，通过选择性地使第一、第二离合器及第一、第二、第三制动器中的两个联接，可至少实现七个前进挡及一个后退挡。

权利要求

1.一种自动变速器，包括第一行星齿轮组、第二行星齿轮组、第三行星齿轮组以及五个摩擦元件，

所述第一行星齿轮组由第一太阳齿轮、对与该第一太阳齿轮啮合的第一小齿轮进行支承的第一行星架、与该第一小齿轮啮合的第一齿环构成；

所述第二行星齿轮组由第二太阳齿轮、对与该第二太阳齿轮啮合的第二小齿轮进行支承的第二行星架、与该第二小齿轮啮合的第二齿环构成；

所述第三行星齿轮组由第三太阳齿轮、对与该第三太阳齿轮啮合的第三小齿轮进行支承的第三行星架、与该第三小齿轮啮合的第三齿环构成，通过适当联接、释放所述五个摩擦元件，至少变速成七个前进挡的变速级并可将来自输入轴的转矩向输出轴输出，其特征在于，所述输入轴总是与所述第一齿环连接，所述输出轴总是与所述第三齿环连接，所述第一太阳齿轮总是被卡止，所述第一行星架总是与所述第二太阳齿轮连接，所述五个摩擦元件的构成包括：选择性地连接所述第二行星架与所述第三行星架的第一离合器；可将所述第二行星架的旋转卡止的第一制动器；可将由所述第二齿环和所述第三太阳齿轮构成的第一旋转组件的旋转卡止的第二制动器；选择性地连接所述第一齿环与所述第三行星架的第二离合器；选择性地连接所述第一旋转组件与所述第三行星架的第三离合器，通过选择性地使所述第一、第二、第三离合器及所述第一、第二制动器中的两个联接，可至少实现七个前进挡、一个后退挡。

2.如权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，通过使所述第一离合器和所述第一制动器联接而实现第一变速级，通过使所述第一离合器和所述第二制动器联接而实现第二变速级，通过使所述第一离合器和所述第三离合器联接而实现第三变速级，通过使所述第一离合器和所述第二离合器联接而实现第四变速级，通过使所述第二离合器和所述第三离合器联接而实现第五变速级，通过使所述第二制动器和所述第二离合器联接而实现第六变速级，通过使所述第一制动器和所述第二离合器联接而实现第七变速级，通过使所述第一制动器和所述第三离合器联接而实现后退变速级。

说明书

自动变速器

[0001] 本申请是加特可株式会社于2008年5月20日申请的名称为“自动变速器”、申请号为200810100504.5的发明专利申请的分案申请。

技术领域

[0002] 本发明涉及作为车辆的自动变速器而使用的有级式自动变速器。

背景技术

[0003] 以往，作为使用三组行星齿轮实现七个前进挡的自动变速器，公知有例如专利文献1和专利文献2中记载的技术。在专利文献1中，公开有使用三组单行星齿轮、六个摩擦元件实现七个前进挡的自动变速器，该单行星齿轮可抑制齿轮噪音，并且由于不使小齿轮为小径故耐久性优良。另外，同样地在专利文献2中公开有使用三组单行星齿轮、五个摩擦元件来实现七个前进挡的自动变速器。

[0004] 专利文献1：(日本)特开2004-176765号公报

[0005] 专利文献2：US P 6648791，Fig.23，Fig.25

[0006] 在专利文献1中，由于为了实现七个前进挡而至少需要6个摩擦元件，所以存在摩擦元件的数量多、部件数量或轴向尺寸增大的问题。

[0007] 在专利文献2中，为了实现七个前进挡而需要五个摩擦元件，虽然与专利文献1相比具有摩擦元件的数量少且可减少部件数量的效果，但是，这五个摩擦元件全部由将旋转组件彼此卡合的离合器构成。通常，在摩擦元件为离合器时，经由旋转部件将油供给到活塞油压室。因此，即便是相同的摩擦元件，与制动器相比，其密封圈数量增大。由此，专利文献2存在如下问题，即，因离合器占全部摩擦元件的比例高，故密封圈产生的滑动阻力增加而导致油耗恶化。并且，在摩擦元件为离合器时，将旋转体彼此结合，所以若要适当地控制离合器的油压则需要消除离心力的机构。因此，专利文献2中记载的自动变速器存在如下问题，即，因离合器占全部摩擦元件的比例高，导致部件数量增加、轴向尺寸增大。

发明内容

[0008] 本发明的目的在于提供一种自动变速器，其通过使用三组单行星齿轮、五个摩擦元件来实现七个前进挡，可抑制齿轮噪音的恶化和齿轮耐久性的恶化，并且，关于五个摩擦元件，通过尽量减少离合器数量可进一步防止滑动阻力的恶化或部件数量、轴向尺寸的增大。

[0009] 为了实现上述目的，本发明的自动变速器具有：第一行星齿轮，其由第一太阳齿轮、对与该第一太阳齿轮啮合的第一小齿轮进行支承的第一行星架、与该第一小齿轮啮合的第一齿环构成；第二行星齿轮，其由第二太阳齿轮、对与该第二太阳齿轮啮合的第二小齿轮进行支承的第二行星架、与该第二小齿轮啮合的第二齿环构成；第三行星齿轮，其由第三太阳齿轮、对与该第三太阳齿轮啮合的第三小齿轮进行支承的第三行星架、与该第三小齿轮啮合的第三齿环构成；以及五个摩擦元件，通过适当联接、释放所述五个摩擦元件，至少变速成七个前进挡的变速级并可将来自输入轴的转矩向输出轴输出，其特征在于，所述输入轴总是与所述第二太阳齿轮连接，所述输出轴总是与所述第一齿环及所述第三齿环连接，所述五个摩擦元件的构成包括：将所述第一行星架和所述第二行星架选择性地连接的第一离合器；可将所述第二行星架的旋转卡止的第一制动器；可将由所述第一太阳齿轮、所述第二齿环及所述第三行星架构成的旋转组件的旋转卡止的第二制动器；可将所述第三太阳齿轮的旋转卡止的第三制动器；将所述第一行星架和所述第二太阳齿轮选择性地连接的第二离合器，通过选择性地使所述第一、第二离合器及所述第一、第二、第三制动器中的两个联接，可至少实现七个前进挡及一个后退挡。

[0010] 因此，在本发明的自动变速器中，因可通过使用三组单行星齿轮和五个摩擦元件来实现七个前进挡，所以，能够抑制齿轮噪音的恶化和齿轮耐久性的恶化。另外，因五个摩擦元件中包含制动器，所以可抑制密封圈数量和离心消除机构的增加，可抑制油耗的提高及部件数量、轴向尺寸的增加。

附图说明

[0011] 图1是表示实施例1的自动变速器的示意图；

[0012] 图2是表示实施例1的自动变速器中的摩擦元件的结合表和减速比的具体例的图；

[0013] 图3是表示实施例1的变形例1的示意图；

[0014] 图4是表示实施例2的自动变速器的示意图；

[0015] 图5是表示实施例2的自动变速器中的摩擦元件的结合表和减速比的具体例的图；

[0016] 图6是表示实施例2的变形例2的示意图；

[0017] 图7是表示实施例3的自动变速器的示意图；

[0018] 图8是表示实施例3的自动变速器中的摩擦元件的结合表和减速比的具体例的图；

[0019] 图9是表示实施例3的变形例3的示意图。

[0020] 附图标记说明

[0021] PG1 第一行星齿轮组

[0022] S1 第一太阳齿轮

[0023] R1 第一齿环

[0024] P1 第一小齿轮

[0025] PC1 第一行星架

[0026] PG2 第二行星齿轮组

[0027] S2 第二太阳齿轮

[0028] R2 第二齿环

[0029] P2 第二小齿轮

[0030] PC2 第二行星架

[0031] PG3 第三行星齿轮组

[0032] S3 第三太阳齿轮

[0033] R3 第三齿环

[0034] P3 第三小齿轮

[0035] PC3 第三行星架

[0036] IN 输入轴

[0037] OUT 输出轴

[0038] A 第一离合器

[0039] E 第二离合器

[0040] B 第一制动器

[0041] C 第二制动器

[0042] D 第三制动器或第三离合器

[0043] OWC 单向离合器

具体实施方式

[0044] 下面，基于附图所示的实施例1说明本发明的有级式自动变速器的变速机构的最佳实施方式。

[0045] (实施例1)

[0046] 首先说明其结构。

[0047] 图1是表示实施例1的有级式自动变速器的变速机构的示意图，图2是表示实施例1的自动变速器中的摩擦元件的结合表和减速比的具体例的图。

[0048] 如图1所示，实施例1的自动变速器作为齿轮系，具有三组单行星齿轮组即第一行星齿轮组PG1、第二行星齿轮组PG2、第三行星齿轮组PG3。第一行星齿轮组PG1具有第一太阳齿轮S1、第一齿环R1、与第一太阳齿轮S1和第一齿环R1啮合的第一小齿轮P1。第二行星齿轮组PG2具有第二太阳齿轮S2、第二齿环R2、与第二太阳齿轮S2和第二齿环R2啮合的第二小齿轮P2。第三行星齿轮组PG3具有第三太阳齿轮S3、第三齿环R3、与第三太阳齿轮S3和第三齿环R3啮合的第三小齿轮P3。第一、第二及第三小齿轮P1、P2、P3分别相对于第一、第二及第三行星架PC1、PC2、PC3可旋转地被支承。

[0049] 输入轴IN总是与第二太阳齿轮S2连接。输出轴OUT总是与第一齿环R1及第三齿环R3连接。第一太阳齿轮S1与第二齿环R2总是连接。第二齿环R2和第三行星架PC3总是连接。

[0050] 在自动变速器中设有两个离合器A、E和三个制动器B、C、D。第一离合器A设于第一行星架PC1与第二行星架PC2之间，将第一行星架PC1和第二行星架PC2选择性地连接。第一制动器B设于第二行星架PC2与变速器壳体之间，由变速器壳体将第二行星架PC2的旋转选择性地卡止。第二制动器C设于第三行星架PC3与变速器箱之间，通过变速器壳体将由第一太阳齿轮S1、第二齿环R2和第三行星架PC3构成的旋转组件的旋转选择性地卡止。第三制动器D设于第三太阳齿轮S3与变速器壳体之间，由变速器壳体将第三太阳齿轮S3的旋转选择性地卡止。第二离合器E设于第一行星架PC1与输入轴IN之间，将第一行星架PC1和第二太阳齿轮S2选择性地连接。

[0051] 在输出轴OUT上设有输出齿轮等，经由图外的差速器或驱动轴向驱动轮传递旋转驱动力。在实施例1的情况下，因输出轴OUT通过第一制动器B在输入轴后方封入齿轮系，所以，虽然设想主要搭载到FF车辆上，但并未特别限定。

[0052] 通过图2的结合表说明在各齿轮段的所述摩擦元件的结合(联接)的关系(变速控制方法)。另外，表中的圆圈“○”表示联接、空栏表示释放。

[0053] 首先说明前进时的情况。1档通过使第一离合器A和第一制动器B联接而实现。2档通过使第一离合器A和第二制动器C联接而实现。3档通过使第一离合器A和第三制动器D联接而实现。4档通过使第一离合器A和第二离合器E联接而实现。5档通过使第二离合器E和第三制动器D联接而实现。6档通过使第二离合器E和第二制动器C联接而实现。7档通过使第二离合器E和第一制动器B联接而实现。接着，说明后退时的情况。后退档通过使第一制动器B和第三制动器D联接而实现。

[0054] 接下来由图2来说明实施例1的减速比的具体例。在此，通过将第一行星齿轮组PG1的齿数比设为ρ1＝ZS1/ZR1＝0.65、第二行星齿轮组PG2的齿数比设为ρ2＝ZS2/ZR2＝0.4、第三行星齿轮组PG3的齿数比设为ρ3＝ZS3/ZR3＝0.3的实例进行说明。另外，ZS1、ZS2、ZS3、ZR1、ZR2、ZR3表示各齿轮的齿数。

[0055] 前进1挡的减速比i1由式i1＝1/(ρ1×ρ2)表示，若将具体数值代入，则前进1挡的减速比i1为i1＝3.846、减速比的倒数为0.260。

[0056] 前进2挡的减速比i2由式i2＝(1+ρ2)/(ρ2(1+ρ1))表示，若将具体数值代入，则前进2挡的减速比i2为i2＝2.121、减速比的倒数为0.471。

[0057] 前进3挡的减速比i3由式i3＝(ρ2(1+ρ1+ρ3)+ρ3)/(ρ2(1+ρ1)(1+ρ3))表示，若将具体数值代入，则前进3挡的减速比i3为i3＝1.259、减速比的倒数为0.794。

[0058] 前进4挡的减速比i4由式i4＝1表示，不用将具体数值代入，前进4挡的减速比i4为i4＝1.000、减速比的倒数为1.000。

[0059] 前进5挡的减速比i5由式i5＝(1+ρ1+ρ3)/((1+ρ1)(1+ρ3))表示，若将具体数值代入，则前进5挡的减速比i5为i5＝0.909、减速比的倒数为1.100。

[0060] 前进6挡的减速比i6由式i6＝1/(1+ρ1)表示，若将具体数值代入，则前进6挡的减速比i6为i6＝0.606、减速比的倒数为1.650。

[0061] 前进7挡的减速比i7由式i7＝1/(1+ρ1+ρ1ρ2)表示，若将具体数值代入，则前进7挡的减速比i7为i7＝0.524、减速比的倒数为1.908。

[0062] 后退挡的减速比iR由式iR＝-1/ρ2(1+ρ3)表示，若将具体数值代入，则后退挡的减速比iR为iR＝-1.923、减速比的倒数为-0.520。

[0063] (实施例1的效果)

[0064] 使用三组单行星齿轮产生的效果

[0065] 通过由三组单行星齿轮构成，与使用双齿轮的情况相比，可抑制齿轮噪音的恶化，并且，因不用使小齿轮设为小径，所以，可抑制齿轮耐久性的恶化。

[0066] 基于摩擦元件数量的观点的效果

[0067] 在实施例1中的摩擦元件数量为五个，即第一离合器A、第二离合器E、第一制动器B、第二制动器C、第三制动器D。该五个摩擦元件由两个离合器和三个制动器构成，由此，可获得七个前进挡、一个后退挡。即，因制动器占全部摩擦元件的数量多达三个，与离合器数量多的情况相比，可抑制密封圈数量和离心消除机构的增加，可抑制燃料费的提高及部件数量、轴向尺寸的增加。

[0068] 基于前进的比率范围(レ一シオカバレツジ)的效果

[0069] 前进的比率范围(齿轮比幅度)指的是最低级的减速比/最高级的减速比，其值越大，在各前进级的齿轮比设定自由度越高。因实施例1中的具体数值分别为：前进1挡的减速比为3.916、前进7挡的减速比为0.554，所以，1～7挡比率范围变为7.34，可确保充分的比率范围。因此，例如作为动力源，发动机转速幅度比汽油发动机窄，作为搭载以相同排气量进行比较时以转矩低的柴油发动机为动力源的车辆的变速器也是有用的。

[0070] 基于变速时摩擦元件的切换数的效果

[0071] 在变速时，假设将一个以上的摩擦元件释放而使两个以上的摩擦元件联接，或将两个以上的摩擦元件释放而使一个以上的摩擦元件联接，则摩擦元件的联接/释放的时机或转矩的控制变得复杂。因此，从避免变速控制复杂化的观点出发，优选释放一个摩擦元件并使一个摩擦元件联接。目的在于防止所谓的双重换挡(二重掛け替え)。在实施例1中，以保持第一离合器A联接的状态进行从前进1挡到前进4挡的变速，以保持第二离合器E联接的状态进行从前进4挡到前进7挡的变速。即，从前进1挡到前进7挡的、向邻接的齿轮段的变速都可通过释放一个摩擦元件并使一个摩擦元件联接的换档变速来实现。因此，能够避免变速时控制的复杂化。

[0072] 基于配置的效果

[0073] 如图1的示意图所示，实施例1的自动变速器中，第一、第二离合器A、E集中配置于三组行星齿轮组的输入轴IN侧。同样地，第一、第二及第三制动器B、C、D相对于行星齿轮组集中配置于第一及第二离合器A、E的相反侧。即，需要将联接压力等供给到离合器或制动器，该供给油路理所当然必须从固定部件供给。此时，因离合器或制动器分别相对于行星齿轮组位于轴向外侧且集中地配置，可将与形成油路的固定壁之间的距离大致均一化或缩短，所以具有良好的控制性，并且也可容易地进行油路的处理。

[0074] 另外，如图1的示意图所示，通过行星齿轮组外周侧的旋转构件是仅有输出轴OUT的一层结构。自动变速器以冷却或润滑为目的而将润滑油总是供给到各旋转组件即齿轮或轴承等。另外，该润滑通常利用离心力从轴心侧供给。此时，在外周侧若润滑油的排出性恶化，则润滑油的供给本身不能进行。在实施例1中，如上所述，因通过行星齿轮组的外周侧的旋转构件是一层结构，所以润滑油的排出性不会恶化，可谋求提高耐久性。

[0075] (变形例1)

[0076] 接着，说明实施例1的变形例1。因基本结构与实施例1相同，所以仅说明不同的地方。

[0077] 图3是表示变形例1的示意图。在变形例1中，与第一制动器B并列地设有单向离合器OWC。

[0078] 在从前进1挡向前进2挡变速时，为了消除转矩级差大的、从1档向2档的控制的单一化，或消除正常行驶时多余的发动机制动感，优选设置1档用的单向离合器OWC。为了实现这样的目的，1档用的单向离合器OWC与从前进1挡向前进2挡进行升档时释放的摩擦元件并列设置。在实施例1中，该摩擦元件相当于第一制动器B。

[0079] 第一制动器B是将第二行星架PC2选择地卡止于变速器壳体的制动器，在从1档向2档变速时，因第二行星架PC2正向旋转(将发动机旋转方向设为正向旋转)，为了将单向离合器配置于第一制动器B，该第二行星架PC2的旋转方向在将第一制动器B为释放状态的全部变速级内必需为正向旋转。假设，在任意变速级内成为逆向旋转时，必须与单向离合器OWC串联地再增加一个可切换该单向离合器OWC的动作/不动作的摩擦元件，导致部件数量等的增大，不能说有用。

[0080] 因此，在实施例1中，若研究全部变速级中的第二行星架PC2的转速，则第二行星架PC2在全部变速级内正向旋转。因此，仅通过与第一制动器B并列地构成单向离合器OWC，即可避免部件的大幅增加，可使控制逻辑单一化，并可抑制正常行驶时多余的发动机制动感。

[0081] (实施例2)

[0082] 接着说明实施例2。在具有三个行星齿轮组和摩擦元件的全部数量为5个这两方面与实施例1相同，在代替第三制动器D而为第三离合器D这一点上不同。下面，以不同点为中心进行说明。

[0083] 图4是实施例2的示意图。输入轴IN总是与第二太阳齿轮S2连接。输出轴OUT总是与第一齿环R1连接。第一太阳齿轮S1和第二齿环R2总是连接。第二齿环R2和第三行星架PC3总是连接。第三太阳齿轮S3总是卡止于变速器壳体。

[0084] 自动变速器设有三个离合器A、D、E和两个制动器B、C。第一离合器A设于第一行星架PC1与第二行星架PC2之间，将第一行星架PC1与第二行星架PC2之间选择性地连接。第一制动器B设于第二行星架PC2与变速器壳体之间，将第二行星架PC2的旋转选择性地卡止于变速器壳体。第二制动器C设于第三行星架PC3与变速器壳体之间，将由第一太阳齿轮S1、第二齿环R2和第三行星架PC3构成的旋转组件的旋转选择性地卡止于变速器壳体。第三离合器D设于第三齿环R3与第一齿环R1之间，将第三齿环R3与第一齿环R1之间选择性地连接。第二离合器E设于第一行星架PC1与输入轴IN之间，将第一行星架PC1与第二太阳齿轮S2之间选择性地连接。

[0085] 由图5的结合表来说明在各齿轮段的所述摩擦元件的结合(联接)的关系(变速控制方法)。另外，表中的圆圈“○”表示联接、空栏表示释放。

[0086] 首先说明前进时的情况。1档通过使第一离合器A和第一制动器B联接而实现。2档通过使第一离合器A和第二制动器C联接而实现。3档通过使第一离合器A和第三离合器D联接而实现。4档通过使第一离合器A和第二离合器E联接而实现。5档通过使第二离合器E和第三离合器D联接而实现。6档通过使第二离合器E和第二制动器C联接而实现。7档通过使第二离合器E和第一制动器B联接而实现。接着，说明后退时的情况。后退档通过使第一制动器B和第三离合器D联接而实现。

[0087] 接下来由图5来说明实施例2的减速比的具体例。在此，通过将第一行星齿轮组PG1的齿数比设为ρ1＝ZS1/ZR1＝0.6、将第二行星齿轮组PG2的齿数比设为ρ2＝ZS2/ZR2＝0.4、将第三行星齿轮组PG3的齿数比设为ρ3＝ZS3/ZR3＝0.3的实例进行说明。另外，ZS1、ZS2、ZS3、ZR1、ZR2、ZR3表示各齿轮的齿数。

[0088] 前进1挡的减速比i1由式i1＝1/(ρ1×ρ2)表示，若将具体数值代入，则前进1挡的减速比i1为i1＝4.167、减速比的倒数为0.240。

[0089] 前进2挡的减速比i2由式i2＝(1+ρ2)/(ρ2(1+ρ1))表示，若将具体数值代入，则前进2挡的减速比i2为i2＝2.188、减速比的倒数为0.457。

[0090] 前进3挡的减速比i3由式i3＝(ρ2(1+ρ1+ρ3)+ρ3)/(ρ2(1+ρ1)(1+ρ3))表示，若将具体数值代入，则前进3挡的减速比i3为i3＝1.274、减速比的倒数为0.785。

[0091] 前进4挡的减速比i4由式i4＝1表示，不用将具体数值代入，前进4挡的减速比i4为i4＝1.000、减速比的倒数为1.000。

[0092] 前进5挡的减速比i5由式i5＝(1+ρ1+ρ3)/((1+ρ1)(1+ρ3))表示，若将具体数值代入，则前进5挡的减速比i5为i5＝0.913、减速比的倒数为1.095。

[0093] 前进6挡的减速比i6由式i6＝1/(1+ρ1)表示，若将具体数值代入，则前进6挡的减速比i6为i6＝0.625、减速比的倒数为1.600。

[0094] 前进7挡的减速比i7由式i7＝1/(1+ρ1+ρ1ρ2)表示，若将具体数值代入，则前进7挡的减速比i7为i7＝0.543、减速比的倒数为1.842。

[0095] 后退挡的减速比iR由式iR＝-1/ρ2(1+ρ3)表示，若将具体数值代入，则后退挡的减速比iR为iR＝-1.923、减速比的倒数为-0.520。

[0096] (实施例2的效果)

[0097] 使用三组单行星产生的效果

[0098] 通过由三组单行星构成，与使用双齿轮的情况相比，可抑制齿轮噪音的恶化，并且，因不用使小齿轮为小径，故可抑制齿轮耐久性的恶化。

[0099] 基于摩擦元件数量的观点的效果

[0100] 在实施例2中的摩擦元件数量为五个，即第一离合器A、第二离合器E、第三离合器D、第一制动器B、第二制动器C。该五个摩擦元件由三个离合器和两个制动器构成，由此，可获得七个前进挡、一个后退挡。即，因制动器占全部摩擦元件的数量多达两个，所以可抑制密封圈数量或离心消除机构的增加，可抑制油耗的提高及部件数量、轴向尺寸的增加。

[0101] 基于前进的比率范围的效果

[0102] 实施例2中的具体数值分别为前进1挡的减速比为4.167、前进7挡的减速比为0.543，所以，1～7挡比率范围变为7.67，可确保充分的比率范围。

[0103] 基于变速时摩擦元件的切换数的效果

[0104] 在实施例2中，以保持第一离合器A联接的状态进行从前进1挡到前进4挡的变速，以保持第二离合器E联接的状态进行从前进4挡到前进7挡的变速。即，从前进1挡到前进7挡的、向邻接的齿轮段的变速及跳过一段的变速(例如：1档→3档)都可通过释放一个摩擦元件并使一个摩擦元件联接的换档变速来实现。因此，可避免变速时控制的复杂化。

[0105] 基于配置的效果

[0106] 如图4的示意图所示，实施例2的自动变速器中，第一、第二离合器A、E集中配置于行星齿轮组的输入轴IN侧。同样地，第一、第二制动器B、C及第三离合器D相对于行星齿轮组集中配置于第一及第二离合器A、E的相反侧。因此，可将与形成油路的固定壁之间的距离大致均一化或缩短，所以具有良好的控制性，并且也可容易地进行油路的处理。

[0107] 另外，如图4的示意图所示，通过行星齿轮组外周侧的旋转构件是仅有输出轴OUT的一层结构。因此，润滑油的排出性不会恶化，可提高耐久性。

[0108] (变形例2)

[0109] 接着，说明实施例2的变形例2。因基本结构与实施例2相同，所以仅说明不同的地方。

[0110] 图6是表示变形例2的示意图。在变形例2中，与第一制动器B并列地设有单向离合器OWC。在实施例2中，若研究全部变速级中的第二行星架PC2的转速，则第二行星架PC2在全部变速级内正向旋转。因此，仅通过与第一制动器B并列地构成单向离合器OWC，即可避免部件的大幅增加，可使控制逻辑单一化，并可抑制正常行驶时多余的发动机制动感。

[0111] (实施例3)

[0112] 接着说明实施例3。在具有三个行星齿轮组和摩擦元件的全部数量为5个这两方面与实施例1相同，在代替第三制动器D而为第三离合器D这一点上不同。下面，以不同点为中心进行说明。

[0113] 图7是实施例3的示意图。输入轴IN总是与第一齿环R1连接。输出轴OUT总是与第三齿环R3连接。第一太阳齿轮S1总是相对于变速器壳体而卡止。第一行星架PC1和第二太阳齿轮S2总是连接。第二齿环R2和第三太阳齿轮S3总是连接而构成第一旋转构件M1。

[0114] 自动变速器设有三个离合器A、D、E和两个制动器B、C。第一离合器A设于第二行星架PC2与第三行星架PC3之间，将第二行星架PC2与第三行星架PC3之间选择性地连接。第二离合器E设于第一齿环R1与第三行星架PC3之间，将第一齿环R1与第三行星架PC3之间选择性地连接。第一制动器B设于第二行星架PC2与变速器壳体之间，将第二行星架PC2的旋转选择性地卡止于变速器壳体。第二制动器C设于第三太阳齿轮S3与变速器壳体之间，将第一旋转构件M1的旋转选择性地卡止于变速器壳体。第三离合器D设于第三太阳齿轮S3与第三行星架PC3之间，将第三太阳齿轮S3与第三行星架PC3之间选择性地连接。

[0115] 通过图8的结合表说明在各齿轮段的所述摩擦元件的结合(联接)的关系(变速控制方法)。另外，表中的圆圈“○”表示联接、空栏表示释放。

[0116] 首先说明前进时的情况。1档通过使第一离合器A和第一制动器B联接而实现。2档通过使第一离合器A和第二制动器C联接而实现。3档通过使第一离合器A和第三离合器D联接而实现。4档通过使第一离合器A和第二离合器E联接而实现。5档通过使第二离合器E和第三离合器D联接而实现。6档通过使第二离合器E和第二制动器C联接而实现。7档通过使第二离合器E和第一制动器B联接而实现。接着，说明后退时的情况。后退档通过使第一制动器B和第三离合器D联接而实现。

[0117] 接下来由图8来说明实施例3的减速比的具体例。在此，通过将第一行星齿轮组PG1的齿数比设为ρ1＝ZS1/ZR1＝0.4、第二行星齿轮组PG2的齿数比设为ρ2＝ZS2/ZR2＝0.65、第三行星齿轮组PG3的齿数比设为ρ3＝ZS3/ZR3＝0.55的实例进行说明。另外，ZS1、ZS2、ZS3、ZR1、ZR2、ZR3表示各齿轮的齿数。

[0118] 前进1挡的减速比i1由式i1＝(1+ρ1)/(ρ2×ρ3)表示，若将具体数值代入，则前进1挡的减速比i1为i1＝3.916、减速比的倒数为0.255。

[0119] 前进2挡的减速比i2由式i2＝(1+ρ1)(1+ρ2)/(ρ2(1+ρ3))表示，若将具体数值代入，则前进2挡的减速比i2为i2＝2.293、减速比的倒数为0.436。

[0120] 前进3挡的减速比i3由式i3＝1+ρ1表示，若将具体数值代入，则前进3挡的减速比i3为i3＝1.400、减速比的倒数为0.714。

[0121] 前进4挡的减速比i4由式i4＝(1+ρ1)/((1+ρ1)(1-ρ2ρ3)+ρ2ρ3)表示，若将具体数值代入，则前进4挡的减速比i4为i4＝1.114、减速比的倒数为0.898。

[0122] 前进5挡的减速比i5由式i5＝1表示，不用将具体数值代入，前进5挡的减速比i5为i5＝1.000、减速比的倒数为1.000。

[0123] 前进6挡的减速比i6由式i6＝1/(1+ρ3)表示，若将具体数值代入，则前进6挡的减速比i6为i6＝0.645、减速比的倒数为1.550。

[0124] 前进7挡的减速比i7由式i7＝(1+ρ1)/((1+ρ1)(1+ρ3)+ρ2ρ3)表示，若将具体数值代入，则前进7挡的减速比i7为i7＝0.554、减速比的倒数为1.805。

[0125] 后退挡的减速比iR由式iR＝-(1+ρ3)/ρ2表示，若将具体数值代入，则后退挡的减速比iR为iR＝-2.154、减速比的倒数为-0.464。

[0126] (实施例3的效果)

[0127] 使用三组单行星产生的效果

[0128] 通过由三组单行星构成，与使用双齿轮的情况相比，可抑制齿轮噪音的恶化，并且，因不用使小齿轮为小径，所以，可抑制齿轮耐久性的恶化。

[0129] 基于摩擦元件数量的观点的效果

[0130] 在实施例3中的摩擦元件数量为五个，即第一离合器A、第二离合器E、第三离合器D、第一制动器B、第二制动器C。该五个摩擦元件由三个离合器和两个制动器构成，由此，可获得七个前进挡、一个后退挡。即，因制动器占全部摩擦元件的数量多达两个，所以，与离合器数量多的情况相比，可抑制密封圈数量或离心消除机构的增加，可抑制油耗的提高及部件数量、轴向尺寸的增加。

[0131] 基于前进的比率范围的效果

[0132] 实施例3中的具体数值分别为前进1挡的减速比为3.846、前进7挡的减速比为0.260，所以，1～7挡比率范围变为7.07，可确保充足的比率范围。

[0133] 基于变速时摩擦元件的切换数的效果

[0134] 在实施例3中，以保持第一离合器A联接的状态进行从前进1挡到前进4挡的变速，以保持第二离合器E联接的状态进行从前进4挡到前进7挡的变速。即，从前进1挡到前进7挡的、向邻接的齿轮段的变速及跳过一段的变速(例如：1档→3档)都可通过释放一个摩擦元件并使一个摩擦元件联接的换档变速来实现。因此，可避免变速时控制的复杂化。

[0135] 基于配置的效果

[0136] 如图7的示意图所示，实施例3的自动变速器中，第一、第二制动器B、C和第三离合器D相对于行星齿轮组集中地配置于输入轴IN的相反侧。因此，可将与形成油路的固定壁之间的距离大致均一化或缩短，具有良好的控制性，并且可容易地进行油路的处理。另外，因可将第一离合器A和第二离合器E配置成在径向重合，所以，此时同样地可集中配置于输入轴IN侧。此时，仍然可将油路的距离均一化，具有良好的控制性，并且也可容易地进行油路的处理。

[0137] 另外，如图7的示意图所示，通过行星齿轮组的外周侧的旋转构件是仅有输出轴OUT的一层结构。因此，润滑油的排出性不会恶化，可提高耐久性。

[0138] (变形例3)

[0139] 接着，说明实施例3的变形例3。因基本结构与实施例3相同，所以仅说明不同的地方。

[0140] 图9是表示变形例3的示意图。在变形例3中，与第一制动器B并列地设有单向离合器OWC。在实施例3中，若研究全部变速级中的第二行星架PC2的转速，则第二行星架PC2在全部变速级内正向旋转。因此，仅通过与第一制动器B并列地构成单向离合器OWC，即可避免部件的大幅增加，可使控制逻辑单一化，并可抑制正常行驶时多余的发动机制动感。