JP4755704B2 - 自動変速機 - Google Patents

Description

本発明は、変速段の多段化要求やギヤ比幅のワイド化要求がある車両の変速装置として適用される自動変速機に関する。

従来、３遊星・６摩擦要素により前進８速の変速段を達成する自動変速機としては、ブルピニオン遊星歯車と、ラビニオ式遊星歯車ユニット（ダブルピニオン遊星１つとシングルピニオン遊星１つ）と、４個のクラッチと、２個のブレーキを有するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

特開2001-182785号公報

しかしながら、従来の自動変速機にあっては、３遊星・６摩擦要素により前進８速の変速段を達成するものの、ダブルピニオンの遊星歯車を２つ使っているため、下記の項目で不利になる、という問題があった。
・歯車噛み合い回数が多くなるため、ギヤ効率とギヤノイズが悪い。
・ピニオンのギヤ径が小さくなるため、耐久信頼性が低下する。
・部品点数が多くなるため、コストアップになる。

また、前進８速の各変速段を達成するために、摩擦要素を二つ締結するようにしているため、各変速段において、空転する摩擦要素が４つとなり、空転する摩擦要素でのフリクション損失が大きく、駆動エネルギの伝達効率の悪化を招く、という問題があった。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久信頼性・コストの面で有利としながら、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる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、前記第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、前記第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、前記第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、
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２のサンギヤに常時連結しており、
前記出力軸は、前記第３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２のリングギヤは、常時連結して第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３のサンギヤは、常時連結して第２の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１のサンギヤと前記第３のキャリヤの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第１のサンギヤの回転を係止可能な第２の摩擦要素と、
前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第２のキャリヤと前記第２の回転メンバ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のキャリヤの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
前記第１の回転メンバの回転を係止可能な第６の摩擦要素と、
により構成され、
前記６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、３遊星・６摩擦要素により少なくとも前進８速及び後退１速の変速段を達成する。このうち、３遊星については、全てシングルピニオンによる第１の遊星歯車と第２の遊星歯車と第３の遊星歯車が用いられる。このため、ダブルピニオンによる遊星歯車を用いる場合に比べ、歯車噛み合い回数が減少し、ギヤ効率が向上するし、ギヤノイズが低下する。そして、ピニオンのギヤ径が大きくなるので、耐久信頼性が向上する。さらに、部品点数が減少するので、コストダウンになる。
さらに、６摩擦要素については、三つの同時締結の組み合わせにより各変速段を達成するようにしている。このため、各変速段において、空転する摩擦要素が３つとなり、二つの同時締結の組み合わせにより各変速段を達成する場合に比べ、空転する摩擦要素でのフリクション損失が小さく抑えられる。したがって、例えば、エンジン車に適用する場合、燃費性能が向上するというように、駆動エネルギの伝達効率が向上する。
この結果、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久信頼性・コストの面で有利としながら、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる。

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の自動変速機において６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前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。 実施例１の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。 実施例１の自動変速機における第１速（1st）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第２速（2nd）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第３速（3rd）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第４速（4th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第５速（5th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第６速（6th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第７速（7th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第８速（8th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における後退速（Rev）の変速段での変速作用説明図である。 従来例の自動変速機を示すスケルトン図である。 従来例の自動変速機において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前進８速及び後退２速を達成する締結作動表を示す図である。 従来例の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。 実施例２の自動変速機において６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前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。 実施例２の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。 実施例２の自動変速機における第８速（8th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例３の自動変速機において６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前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。 実施例３の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。 実施例４の自動変速機において６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前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。 実施例４の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。 実施例５の自動変速機において６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前進９速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。 実施例５の自動変速機において前進９速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。

以下、本発明の自動変速機を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１〜実施例５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の自動変速機を示すスケルトン図である。以下、図１に基づいて、実施例１の自動変速機の遊星歯車構成と摩擦要素構成を説明する。

実施例１の自動変速機は、図１に示すように、第１の遊星歯車PG1と、第２の遊星歯車PG2と、第３の遊星歯車PG3と、入力軸INと、出力軸OUTと、第１の回転メンバM1と、第２の回転メンバM2と、第１クラッチC1（第１の摩擦要素）と、第１ブレーキB1（第２の摩擦要素）と、第２クラッチC2（第３の摩擦要素）と、第３クラッチC3（第４の摩擦要素）と、第４クラッチC4（第５の摩擦要素）と、第２ブレーキB2（第６の摩擦要素）と、ワンウェイクラッチOWCと、トランスミッションケースTCと、を備えている。

前記第１の遊星歯車PG1は、シングルピニオン型遊星歯車であり、第１のサンギヤS1と、該第１のサンギヤS1に噛み合う第１のピニオンP1を支持する第１のキャリヤPC1と、前記第１のピニオンP1に噛み合う第１のリングギヤR1とからなる。

前記第２の遊星歯車PG2は、シングルピニオン型遊星歯車であり、第２のサンギヤS2と、該第２のサンギヤS2に噛み合う第２のピニオンP2を支持する第２のキャリヤPC2と、前記第２のピニオンP2に噛み合う第２のリングギヤR2とからなる。

前記第３の遊星歯車PG3は、シングルピニオン型遊星歯車であり、第３のサンギヤS3と、該第３のサンギヤS3に噛み合う第３のピニオンP3を支持する第３のキャリヤPC3と、前記第３のピニオンP3に噛み合う第３のリングギヤR3とからなる。

前記入力軸INは、駆動源（エンジン等）からの回転駆動トルクがトルクコンバータ等を介して入力される軸で、前記第２のサンギヤS2に常時連結している。

前記出力軸OUTは、プロペラシャフトやファイナルギヤ等を介して駆動輪へ変速後の駆動トルクを出力する軸で、前記第３のリングギヤR3に常時連結している。

前記第１の回転メンバM1は、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のリングギヤR2を、摩擦要素を介在させることなく常時連結する回転メンバである。

前記第２の回転メンバM2は、前記第１のリングギヤR1と前記第３のサンギヤS3を、摩擦要素を介在させることなく常時連結する回転メンバである。

前記第１クラッチC1は、前記第１のサンギヤS1と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第１の摩擦要素である。

前記第１ブレーキB1は、前記第１のサンギヤS1の回転を、前記トランスミッションケースTCに対し係止可能な第２の摩擦要素である。

前記第２クラッチC2は、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第３の摩擦要素である。

前記第３クラッチC3は、前記第２のキャリヤPC2と前記第２の回転メンバM2の間を選択的に連結する第４の摩擦要素である。

前記第４クラッチC4は、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第５の摩擦要素である。

前記第２ブレーキB2は、前記第１の回転メンバM1の回転を、前記トランスミッションケースTCに対し係止可能な第６の摩擦要素である。

また、前記第３のキャリヤPC3の正回転方向への回転は許容し、逆回転方向への回転は禁止するワンウェイクラッチOWCが設けられている。

前記第１の遊星歯車PG1と前記第２の遊星歯車PG2と前記第３の遊星歯車PG3は、図１に示すように、駆動源が接続される前記入力軸INから前記出力軸OUTに向かって順に縦配列している。そして、前記第１ブレーキB1と前記第２ブレーキB2を、前記第１の遊星歯車PG1より駆動源側の上流位置に設定している。

図２は、実施例１の自動変速機において６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前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。図３は、実施例１の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。以下、図２及び図３に基づいて、実施例１の自動変速機の各変速段を成立させる変速構成を説明する。

実施例１の自動変速機は、６つの摩擦要素C1,B1,C2,C3,C4,B2のうち三つの同時締結の組み合わせにより、下記に述べるように前進８速及び後退１速の各変速段を達成する。

第１速（1st）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第１ブレーキB1と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第１速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、６回（＝２回×３）となる。

第２速（2nd）の変速段は、図２に示すように、第１ブレーキB1と第４クラッチC4と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。この第２速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第２遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝２回×２）となる。

第３速（3rd）の変速段は、図２に示すように、第１ブレーキB1と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第３速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２遊星歯車PG2が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝２回×２）となる。

第４速（4th）の変速段は、図２に示すように、第１ブレーキB1と第２クラッチC2と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第４速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝２回×２）となる。

第５速（5th）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第５速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3がいずれも噛み合いに関与しないため、合計回数は０回となる。

第６速（6th）の変速段は、図２に示すように、第１ブレーキB1と第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により達成する。この第６速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、６回（＝２回×３）となる。

第７速（7th）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。この第７速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第２遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝２回×２）となる。

第８速（8th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。この第８速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝２回×２）となる。

後退速（Rev）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第１ブレーキB1と第３クラッチC3の同時締結により達成する。

次に、作用を説明する。
実施例１の自動変速機における作用を、「各変速段での変速作用」、「従来技術との対比による有利性」に分けて説明する。

［各変速段での変速作用］
（第１速の変速段）
第１速（1st）の変速段では、図４のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第１ブレーキB1と第４クラッチC4が同時締結される。

この第１クラッチC1と第１ブレーキB1と第４クラッチC4の同時締結により、第１の遊星歯車PG1の第１のサンギヤS1と、第２の遊星歯車PG2の第２のキャリヤPC2と、第３の遊星歯車PG3の第３のキャリヤPC3がトランスミッションケースTCに固定される。

したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転が入力されると、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のリングギヤR2を逆回転減速する。この第２のリングギヤR2の回転は、第１の回転メンバM1を経過して第１のキャリヤPC1に入力し、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1をさらに逆回転増速する。この第１のリングギヤR1の回転は、第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3に入力される。このため、キャリヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のリングギヤR3を正回転減速して出力する。この出力回転（入力回転数より低い減速回転）が、第３のリングギヤR3から出力軸OUTにそのまま伝達され、第１速の変速段が達成される。

ここで、第３のキャリヤPC3とトランスミッションケースTCとの間には、ワンウェイクラッチOWCを設定しているため、ドライブレンジ（Ｄレンジ）の選択時には、第１クラッチC1を解放したままとしておき、一回転方向にトルクを伝え、その逆の回転方向はフリーとするワンウェイクラッチOWCの係合作用によりスムーズに変速する。なお、第１クラッチC1は、固定レンジの選択時等のように、エンジンブレーキを効かせたいときに油圧締結する。

（第２速の変速段）
第２速（2nd）の変速段では、図５のハッチングに示すように、第１ブレーキB1と第４クラッチC4と第２ブレーキB2が同時締結される。

この第１ブレーキB1と第２ブレーキB2の締結と第１の回転メンバM1と第２の回転メンバM2により、第１の遊星歯車PG1（第１のサンギヤS1と第１のキャリヤPC1と第１のリングギヤR1）と、第２のリングギヤR2と、第３のサンギヤS3が同一回転となり、トランスミッションケースTCに固定される。また、第４クラッチC4の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のキャリヤPC3が連結される。

したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転が入力されると、リングギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のキャリヤPC2を正回転減速する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第４クラッチC4を経過して第３のキャリヤPC3に入力される。このため、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のリングギヤR3を第３のキャリヤPC3の回転数よりも、正回転方向に増速して出力する。この出力回転（入力回転数より低いが第１速より高い減速回転）が、第３のリングギヤR3から出力軸OUTにそのまま伝達され、第２速の変速段が達成される。

（第３速の変速段）
第３速（3rd）の変速段では、図６のハッチングに示すように、第１ブレーキB1と第３クラッチC3と第４クラッチC4が同時締結される。

この第１ブレーキB1の締結により第１のサンギヤS1がトランスミッションケースTCに固定される。また、第３クラッチC3と第４クラッチC4の締結と第２の回転メンバM2により、第１のリングギヤR1と第２のキャリヤPC2と第３の遊星歯車PG3（第３のサンギヤS3と第３のキャリヤPC3と第３のリングギヤR3）が同一回転（＝出力回転）となる。

したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転が入力され、第２のキャリヤPC2に出力回転が入力されることで、第２の遊星歯車PG2において、第２のリングギヤR2を正回転減速する。この第２のリングギヤR2の回転は、第１の回転メンバM1を経過して第１のキャリヤPC1に入力されることで、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1を増速する。この第１のリングギヤR1の回転が、第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3に入力され、同時に、第３クラッチC3と第４クラッチC4を経過して第３のキャリヤPC3に入力されることで、第３の遊星歯車PG3は一体となって回転し、これが出力回転となる。この出力回転（入力回転数より低いが第２速より高い減速回転）が、第３のリングギヤR3から出力軸OUTにそのまま伝達され、第３速の変速段が達成される。

（第４速の変速段）
第４速（4th）の変速段では、図７のハッチングに示すように、第１ブレーキB1と第２クラッチC2と第４クラッチC4が同時締結される。

この第１ブレーキB1の締結により第１のサンギヤS1がトランスミッションケースTCに固定される。また、第２クラッチC2と第４クラッチC4の締結により、第２の遊星歯車PG2（第２のサンギヤS2と第２のキャリヤPC2と第２のリングギヤR2）が入力回転数により一体に回転すると共に、第３のキャリヤPC3を入力回転数にて回転させる。

したがって、第１のキャリヤPC1に入力軸INから第２の遊星歯車PG2を経過して入力回転が入力されると、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1を正回転増速する。この第１のリングギヤR1の回転は、第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3に入力される。一方、第３のキャリヤPC3には、入力軸INから第２クラッチC2を経過して入力回転が入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3と第３のキャリヤPC3に入力される回転数により第３のリングギヤR3の出力回転数が決まる。この出力回転（入力回転数より低いが第３速より高い減速回転）が、第３のリングギヤR3から出力軸OUTにそのまま伝達され、第４速の変速段が達成される。

（第５速の変速段）
第５速（5th）の変速段では、図８のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4が同時締結される。

この第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が入力回転数により一体に回転する。したがって、出力軸OUTの回転数は、入力回転数と同じとなり、変速比１の第５速の変速段（直結変速段）が達成される。

（第６速の変速段）
第６速（6th）の変速段では、図９のハッチングに示すように、第１ブレーキB1と第２クラッチC2と第３クラッチC3が同時締結される。

この第１ブレーキB1の締結により第１のサンギヤS1はトランスミッションケースTCに固定される。また、第２クラッチC2の締結により入力回転数が第３のキャリヤPC3に入力される。また、第３クラッチC3の締結と第２の回転メンバM2により第１のリングギヤR1と第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3を一体に回転する。

したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転が入力され、第２のキャリヤPC2に第３のサンギヤS3の回転が入力されることで、第２の遊星歯車PG2において、第２のリングギヤR2を正回転減速する。この第２のリングギヤR2の回転は、第１のキャリヤPC1に入力し、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1を正回転増速する。この第１のリングギヤR1の回転は、第２の回転メンバM2を経過して第３の遊星歯車PG3の第３のサンギヤS3に入力する。一方、入力回転は、入力軸INから第２クラッチC2を経過して第３の遊星歯車PG3の第３のキャリヤPC3に入力する。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3と第３のキャリヤPC3に入力される回転数により第３のリングギヤR3の出力回転数が決まる。この出力回転（入力回転数より少し高い増速回転）が、第３のリングギヤR3から出力軸OUTにそのまま伝達され、第６速の変速段が達成される。

（第７速の変速段）
第７速（7th）の変速段では、図１０のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第２ブレーキB2が同時締結される。

この第２ブレーキB2の締結により第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2がトランスミッションケースTCに固定される。また、第２クラッチC2の締結により入力回転数が第３のキャリヤPC3に入力される。また、第３クラッチC3と第２の回転メンバM2により第１のリングギヤR1と第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3を一体に回転する。

したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転が入力されると、リングギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のキャリヤPC2を正回転減速する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第３クラッチC3を経過して第３のサンギヤS3に入力される。一方、入力回転は、入力軸INから第２クラッチC2を経過して第３のキャリヤPC3に入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3と第３のキャリヤPC3に入力される回転数により第３のリングギヤR3の出力回転数が決まる。この出力回転（入力回転数より高くて第６速よりも高い増速回転）が、第３のリングギヤR3から出力軸OUTにそのまま伝達され、第７速の変速段が達成される。

（第８速の変速段）
第８速（8th）の変速段では、図１１のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第２ブレーキB2が同時締結される。

この第２ブレーキB2の締結により第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2がトランスミッションケースTCに固定される。また、第１クラッチC1と第２クラッチC2の締結により第３のキャリヤPC3と第１のサンギヤS1が入力回転となる。

したがって、入力軸INと第２クラッチC2と第３のキャリヤPC3と第１クラッチC1を経過して第１のサンギヤS1に入力回転が入力されると、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1を逆回転減速する。この第１のリングギヤR1の回転は、第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3に入力される。一方、入力軸INから第２クラッチC2を経過して第３のキャリヤPC3に入力回転が入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3と第３のキャリヤPC3に入力される回転数により第３のリングギヤR3の出力回転数が決まる。この出力回転（入力回転数より高くて第７速よりも高い増速回転）が、第３のリングギヤR3から出力軸OUTにそのまま伝達され、第８速の変速段が達成される。

（後退速の変速段）
後退速（Rev）の変速段では、図１２のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第１ブレーキB1と第３クラッチC3が同時締結される。

第１クラッチC1と第１ブレーキB1の締結により第１のサンギヤS1と第３のキャリヤPC3がトランスミッションケースTCに固定される。また、第３クラッチC3の締結と第２の回転メンバM2により第１のリングギヤR1と第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が一体に回転する。

したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転が入力され、第２のキャリヤPC2に第３のサンギヤS3の回転が入力されることで、第２の遊星歯車PG2において、第２のリングギヤR2を正回転減速する。この第２のリングギヤR2の回転は、第１の回転メンバM1を経過して第１のキャリヤPC1に入力し、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1を正回転増速する。この第１のリングギヤR1の回転は、第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3に入力される。このため、キャリヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のリングギヤR3を逆回転減速の回転にする。この出力回転（入力回転数より低い減速逆回転）が、第３のリングギヤR3から出力軸OUTにそのまま伝達され、後退速の変速段が達成される。

［従来技術との対比による有利性］
図１３は、従来例の自動変速機を示すスケルトン図である。図１４は、従来例の自動変速機において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前進８速及び後退２速を達成する締結作動表を示す図である。図１５は、従来例の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。以下、図１３〜図１５を用いて、従来技術との対比による実施例１の自動変速機の有利性を説明する。

まず、実施例１の自動変速機（図１及び図２）と従来例の自動変速機（図１３及び図１４）を対比すると、下記に列挙する点で、変速性能は同じであるということができる。
・３遊星・６摩擦要素により前進８速及び後退１速の変速段を達成する。
・隣接する変速段への変速を１つの摩擦要素の解放と１つの摩擦要素の締結という１重掛け替え変速により達成する。
・（｜後退ギヤ比｜／１速ギヤ比）を0.7以上確保しているため、後退時の駆動力不足を防止できる。

しかし、下記の列挙する点で、実施例１の自動変速機は、従来例の自動変速機に比べて有利性を持つ。

(a) ３遊星について
従来例の自動変速機は、図１３に示すように、ダブルピニオン遊星歯車と、ラビニオタイプ遊星歯車ユニット（ダブルピニオン遊星１つとシングルピニオン遊星１つ）を用いている。すなわち、実質的にダブルピニオンの遊星歯車を２つ使っているため、下記の項目で不利になる。
・歯車噛み合い回数が多くなるため、ギヤ効率とギヤノイズが悪い。
・ピニオンのギヤ径が小さくなるため、耐久信頼性が低下する。
・部品点数が多くなるため、コストアップになる。

これに対し、実施例１の自動変速機の場合、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3について、全てシングルピニオンによる遊星歯車を用いている。このため、ダブルピニオンによる遊星歯車を用いる従来例に比べて、下記の項目で有利になる。

・歯車噛み合い回数がダブルピニオンの場合に比べて減少し、ギヤ効率が向上するし、ギヤノイズが低下する。
すなわち、１組のダブルピニオンの遊星歯車は、噛み合い回数が３であるのに対し、１組のシングルピニオンの遊星歯車は、ピニオン同士の噛み合いがない分、噛み合い回数が２である。したがって、実施例１の場合には、図３に示すように、平均噛み合い数は4.0となる。これに対し、２組のダブルピニオン遊星歯車による従来例の場合、図１５に示すように、平均噛み合い数が4.8となる。この結果、実施例１の場合、各変速段の平均値をとっても、従来例の平均噛み合い数4.8に比べ、噛み合い回数が0.8減少する。

・ピニオンのギヤ径が小さくなるため、耐久信頼性が向上する。
すなわち、シングルピニオンの場合、サンギヤとリングギヤの間に、両ギヤの間隔をギヤ径とするピニオンが複数個配置される。一方、ダブルピニオンの場合、両ギヤの間隔より小さい径をギヤ径とする必要がある。このように、シングルピニオンの場合、ダブルピニオンに比べピニオンのギヤ径が大きくなるので、ピニオンの剛性や歯面強度を高めることができ、耐久信頼性が向上する。

・部品点数が少なくなり、コスト的に有利となる。
例えば、ダブルピニオンの遊星歯車の場合、４組のダブルピニオンをサンギヤの周囲に配置する場合、ピニオンの数は８個となる。これに対し、シングルピニオンの遊星歯車の場合、サンギヤの周囲に４個のピニオンを配置すれば良く、部品点数が４個減少する。この結果、コストダウンを達成できる。

(b) 各変速段での同時締結要素数について
従来例の自動変速機の場合、前進８速の各変速段を達成するために、図１４に示すように、各変速段で摩擦要素を二つ同時締結するようにしている。このため、例えば、１速で空転する摩擦要素は、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4と第１ブレーキB1というように、各変速段において、空転する摩擦要素が４個となる。このため、空転する４個の摩擦要素での引き摺り等によるフリクション損失が大きくなり、駆動エネルギの伝達効率の悪化を招く。例えば、エンジン車に従来例の自動変速機を適用する場合、空転する４個の摩擦要素によるフリクション損失が、燃費性能の悪化を招く一因となる。
これに対し、実施例１の自動変速機の場合、前進８速の各変速段を達成するために、図２に示すように、各変速段で摩擦要素を三つの同時締結するようにしている。このため、例えば、１速で空転する摩擦要素は、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第２ブレーキB2というように、各変速段において、空転する摩擦要素が３個となる。このため、従来例に比べ、空転する摩擦要素でのフリクション損失が小さく抑えられ、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる。例えば、エンジン車に実施例１の自動変速機を適用する場合、燃費性能の向上が図られる。

(c) 変速頻度について
従来例の自動変速機は、図１４に示すように、第６速を直結段とし、第１速〜第５速をアンダードライブ変速段として設定している。
したがって、アンダードライブ側での変速間隔が小さくなり、例えば、停止と発進走行を繰り返すような市街地走行等において、変速頻度が高いビジーシフトになる。そして、エンジン車の場合、アンダードライブ側でのエンジン回転数の吹き上がりが早いため、ビジーシフトによりフィーリングが悪化する。
これに対し、実施例１の自動変速機は、図２に示すように、第５速を直結段とし、第１速〜第４速をアンダードライブ変速段としている。
したがって、アンダードライブ側での変速間隔が従来例に比べて広くなるため、例えば、停止と発進走行を繰り返すような市街地走行等において、ビジーシフトが抑えられ、フィーリング悪化を防止することができる。

(d) ギヤ比幅について
自動変速機のギヤ比の変更幅は、レシオカバレッジ（＝最低変速段ギヤ比／最高変速段ギヤ比：以下、「ＲＣ」という。）によりあらわされる。このＲＣ値は、大きい値であるほど良い。
従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、ＲＣ＝6.397（＝4.267/0.667）の値である。
これに対し、実施例１の自動変速機において、図２に示すように、第１の遊星歯車PG1のギヤ比をρ1＝0.300、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.333、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.524とした場合、隣接する変速段での適正な段間比を保ちながら、ＲＣ＝7.408（＝4.408/0.595）を得ている。つまり、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値が、従来例の自動変速機に対して大きな値となり、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図ることができる。ここで、「適正な段間比」とは、各変速段での段間比をプロットし、プロットした各点を線により結んだ特性を描いた場合、ローギヤ側からハイギヤ側に向かって滑らかな勾配にて低下した後、横這い状態で推移するような特性線が描けることをいう。
そして、実際に駆動輪へ伝達される回転数は、自動変速機の下流位置に設けた終減速機のファイナルギヤ比で調整される。よって、ＲＣ値が大きな値であるほど、ファイナルギヤ比による調整自由度が高くなり、例えば、よりロー側に調整することで、トルクコンバータを持たないハイブリッド車の自動変速機への対応が有利になる。また、最適燃費域や最高トルク域が異なるガソリンエンジンとディーゼルエンジンへの対応も有利になる。

(e) 自動変速機ユニット形状について
クラッチ要素とブレーキ要素による摩擦要素のうち、ブレーキ要素は、回転要素とトランスミッションケースの間に配置されるし、ブレーキ要素のトルク分担比が高いと、プレート枚数の増大とトランスミッションケースの径拡大により対応する必要がある。
従来例の自動変速機の場合、第２ブレーキB2が最もトルク分担比が高いブレーキ要素であり、図１３に示すように、第２ブレーキB2は、ダブルピニオン遊星歯車とラビニオタイプ遊星歯車ユニットの間に配置されているため、車体フロアとの干渉を避けるには、車室内に大きく突出するフロアトンネルを形成する必要がある。
これに対し、実施例１の自動変速機の場合、第２ブレーキB2が最もトルク分担比が高いブレーキ要素であるが、図１に示すように、第２ブレーキB2は、車体フロアとの干渉とは無関係となる第１の遊星歯車PG1の前側に配置されているため、車体フロアと重なり合うケース領域の胴径を小さくすることができる。つまり、パワーユニットルーム（例えば、エンジンルーム）に配置されるトランスミッションケースTCの前側部分のみの胴径を太くすれば、それ以降の胴径を細くする形状設定とすることができ、例えば、車室内に僅かに突出するフロアトンネルを形成するだけで車体フロアとの干渉を防止できる。
なお、実施例１の場合、上記のように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3のギヤ比ρ1,ρ2,ρ3が、0.3〜0.65の範囲内であるため、遊星サイズの大型化が抑えられ、この点からもトランスミッションケースTCのコンパクト化を達成することができる。

次に、効果を説明する。
実施例１の自動変速機にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。

(1) 第１のサンギヤS1と、該第１のサンギヤS1に噛み合う第１のピニオンP1を支持する第１のキャリヤPC1と、前記第１のピニオンP1に噛み合う第１のリングギヤR1とからなる第１の遊星歯車PG1と、第２のサンギヤS2と、該第２のサンギヤS2に噛み合う第２のピニオンP2を支持する第２のキャリヤPC2と、前記第２のピニオンP2に噛み合う第２のリングギヤR2とからなる第２の遊星歯車PG2と、第３のサンギヤS3と、該第３のサンギヤS3に噛み合う第３のピニオンP3を支持する第３のキャリヤPC3と、前記第３のピニオンP3に噛み合う第３のリングギヤR3とからなる第３の遊星歯車PG3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INからのトルクを出力軸OUTに出力可能な自動変速機において、前記入力軸INは、前記第２のサンギヤS2に常時連結しており、前記出力軸OUTは、前記第３のリングギヤR3に常時連結しており、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のリングギヤR2は、常時連結して第１の回転メンバM1を構成しており、前記第１のリングギヤR1と前記第３のサンギヤS3は、常時連結して第２の回転メンバM2を構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第１のサンギヤS1と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と、前記第１のサンギヤS1の回転を係止可能な第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と、前記第２のキャリヤPC2と前記第２の回転メンバM2の間を選択的に連結する第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第５の摩擦要素（第４クラッチC4）と、前記第１の回転メンバM1の回転を係止可能な第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）と、により構成され、前記６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８速及び後退１速を達成する。このため、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久信頼性・コストの面で有利としながら、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる。

(2) 前記６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８速は、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第１速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第２速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第３速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第４速と、前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第５速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第６速と、前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第７速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第８速と、からなる。このため、隣接段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重掛け替えにより達成され、変速制御が単純化されて有利である。直結段を第５速とすることで、低速段側での変速間隔を広くとることができ、ビジーシフトを防止することができる。適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、従来例に対して大きな値とすることができ、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図ることができる。

(3) 前記６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達成する後退１速は、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する。このため、適切なＲＣ値及び段間比を達成するようなギヤ比を選択しても、｜後退ギヤ比｜／１速ギヤ比を１に近づけることができ、後退発進時に駆動力不足となるのを防止できる。

(4) 前記第１の遊星歯車PG1と前記第２の遊星歯車PG2と前記第３の遊星歯車PG3を、駆動源が接続される前記入力軸INから前記出力軸OUTに向かって順に縦配列し、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）を、前記第１の遊星歯車PG1より駆動源側の上流位置に設定した。このため、トランスミッションケースTCの前側部分のみの胴径を太くし、それ以降の部分の胴径を細くする形状設定にすることにより、車体フロアとの干渉を防止しつつ、フロアトンネルの車室内への突出を小さく抑えることができる。

実施例２は、実施例１とスケルトンは同じで第８速のみを実施例１とは異なる摩擦要素の締結により達成するようにした例である。

まず、構成を説明する。
図１６は、実施例２の自動変速機において６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前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。図１７は、実施例２の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。以下、図１６及び図１７に基づいて、実施例２の自動変速機の各変速段を成立させる変速構成を説明する。

第８速（8th）の変速段は、図１６に示すように、第１ブレーキB1と第２クラッチC2と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。この第８速の変速段での歯車噛み合い回数は、図１７に示すように、第３の遊星歯車PG3のみが噛み合いに関与するため、合計回数は、２回（＝２回×１）となる。
なお、スケルトン構成は実施例１と同様であり、第１速（1st）の変速段〜第７速（7th）の変速段および後退速（Rev）の変速段は、実施例１と同様であるので説明を省略する。

次に、各変速段での変速作用を説明する。

（第８速の変速段）
第８速（8th）の変速段では、図１８のハッチングに示すように、第１ブレーキB1と第２クラッチC2と第２ブレーキB2が同時締結される。

この第１ブレーキB1と第２ブレーキB2の締結と第１の回転メンバM1と第２の回転メンバM2により、第１の遊星歯車PG1（第１のサンギヤS1と第１のキャリヤPC1と第１のリングギヤR1）と、第２のリングギヤR2と、第３のサンギヤS3が、トランスミッションケースTCに固定される。また、第２クラッチC2の締結により、入力軸INと第３のキャリヤPC3が連結される。

したがって、入力回転は、入力軸INと第２クラッチC2を経過して第３のキャリヤPC3に入力される。このため、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のリングギヤR3を正回転増速して出力する。この出力回転（入力回転数より高く第７速より高い増速回転）が、第３のリングギヤR3から出力軸OUTにそのまま伝達され、第８速の変速段が達成される。

この実施例２の自動変速機の場合、図１６に示すように、隣接する変速段への変速と１段飛び変速段への変速が、１つの摩擦要素の解放と１つの摩擦要素の締結という１重掛け替え変速により達成される。このため、１段飛び変速段への変速を含む変速制御が単純化されて有利となる。
また、実施例２の自動変速機の場合、実施例１のＲＣ値より小さい値になるが、歯車の平均噛み合い数は3.75となり、実施例１よりも少なく抑えられる。なお、他の作用は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。

次に、効果を説明する。
実施例２の自動変速機にあっては、実施例１の(1),(3),(4)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。

(5) 前記６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８速は、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第１速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第２速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第３速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第４速と、前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第５速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第６速と、前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第７速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第８速と、からなる。このため、隣接段への変速および１段飛び変速段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重掛け替えにより達成され、１段飛び変速を含めて変速制御が単純化されて有利である。直結段を第５速とすることで、低速段側での変速間隔を広くとることができ、ビジーシフトを防止することができる。ギヤの平均噛み合い数が低く抑えられ、ギヤ効率やギヤノイズを、実施例１より低減することができる。

実施例３は、実施例１とスケルトンは同じで、第１速〜第６速を実施例１の第２速〜第７速、第７速を実施例２の第８速、第８速を実施例１の第８速と同じ摩擦要素の締結により達成するようにした例である。

まず、構成を説明する。
図１９は、実施例３の自動変速機において６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前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。図２０は、実施例３の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。

スケルトン構成は実施例１と同様であり、第１速（1st）の変速段〜第８速（8th）の変速段および後退速（Rev）の変速段は、下記の通りである。

実施例３の第１速（1st）の変速段は、図１９に示すように、実施例１の第２速（2nd）の変速段と同様である。この第１速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２０に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例３の第２速（2nd）の変速段は、図１９に示すように、実施例１の第３速（3rd）の変速段と同様である。この第２速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２０に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例３の第３速（3rd）の変速段は、図１９に示すように、実施例１の第４速（4th）の変速段と同様である。この第３速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２０に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例３の第４速（4th）の変速段は、図１９に示すように、実施例１の第５速（5th）の変速段と同様である。この第４速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２０に示すように、０回となる。

実施例３の第５速（5th）の変速段は、図１９に示すように、実施例１の第６速（6th）の変速段と同様である。この第５速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２０に示すように、６回（＝２回×３）となる。

実施例３の第６速（6th）の変速段は、図１９に示すように、実施例１の第７速（7th）の変速段と同様である。この第６速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２０に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例３の第７速（7th）の変速段は、図１９に示すように、実施例２の第８速（8th）の変速段と同様である。この第７速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２０に示すように、２回（＝２回×１）となる。

実施例３の第８速（8th）の変速段は、図１９に示すように、実施例１の第８速（8th）の変速段と同様である。この第８速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２０に示すように、４回（＝２回×２）となる。
なお、後退速（Rev）の変速段は、実施例１，２と同様であるので説明を省略する。

実施例３の各変速段での変速作用については、実施例１，２の対応する各変速段と同様であるので説明を省略する。

この実施例３の自動変速機の場合、図１９に示すように、隣接する変速段への変速と１段飛び変速段への変速が、１つの摩擦要素の解放と１つの摩擦要素の締結という１重掛け替え変速により達成される。このため、１段飛び変速段への変速を含む変速制御が単純化されて有利となる。
また、実施例３の自動変速機の場合、実施例１，２が第５速の変速段を直結段とするのに対し、第４速の変速段を直結段としているため、低速段側での変速間隔を実施例１，２よりさらに拡大することができ、ビジーシフトによるフィーリング悪化を防止できる。
さらに、ＲＣ値が実施例１より小さい値になるが、歯車の平均噛み合い数は3.50となり、実施例１，２よりも少なく抑えられる。なお、他の作用は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。

次に、効果を説明する。
実施例３の自動変速機にあっては、実施例１の(1),(3),(4)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。

(6) 前記６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８速は、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第１速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第２速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第３速と、前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第４速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第５速と、前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第６速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第７速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第８速と、からなる。このため、隣接段への変速および１段飛び変速段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重掛け替えにより達成され、１段飛び変速を含めて変速制御が単純化されて有利である。直結段を第４速とすることで、低速段側での変速間隔を広くとることができ、実施例１，２よりさらにビジーシフトを防止することができる。ギヤの平均噛み合い数が低く抑えられ、ギヤ効率やギヤノイズを、実施例１，２より低減することができる。

実施例４は、実施例１とスケルトンは同じで、第１速〜第６速を実施例１の第１速〜第６速、第７速を実施例２の第８速、第８速を実施例１の第８速と同じ摩擦要素の締結により達成するようにした例である。

まず、構成を説明する。
図２１は、実施例４の自動変速機において６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前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。図２２は、実施例４の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。

スケルトン構成は実施例１と同様であり、第１速（1st）の変速段〜第８速（8th）の変速段および後退速（Rev）の変速段は、下記の通りである。

実施例４の第１速（1st）の変速段は、図２１に示すように、実施例１の第１速（1st）の変速段と同様である。この第１速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２２に示すように、６回（＝２回×３）となる。

実施例４の第２速（2nd）の変速段は、図２１に示すように、実施例１の第２速（2nd）の変速段と同様である。この第２速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２２に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例４の第３速（3rd）の変速段は、図２１に示すように、実施例１の第３速（3rd）の変速段と同様である。この第３速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２２に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例４の第４速（4th）の変速段は、図２１に示すように、実施例１の第４速（4th）の変速段と同様である。この第４速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２２に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例４の第５速（5th）の変速段は、図２１に示すように、実施例１の第５速（5th）の変速段と同様である。この第５速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２２に示すように、０回となる。

実施例４の第６速（6th）の変速段は、図２１に示すように、実施例１の第６速（6th）の変速段と同様である。この第６速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２２に示すように、６回（＝２回×３）となる。

実施例４の第７速（7th）の変速段は、図２１に示すように、実施例２の第８速（8th）の変速段と同様である。この第７速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２２に示すように、２回（＝２回×１）となる。

実施例４の第８速（8th）の変速段は、図２１に示すように、実施例１の第８速（8th）の変速段と同様である。この第８速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２２に示すように、４回（＝２回×２）となる。
なお、後退速（Rev）の変速段は、実施例１，２と同様であるので説明を省略する。

実施例４の各変速段での変速作用については、実施例１，２の対応する各変速段と同様であるので説明を省略する。

この実施例４の自動変速機の場合、図１９に示すように、隣接する変速段への変速が、１つの摩擦要素の解放と１つの摩擦要素の締結という１重掛け替え変速により達成される。このため、変速制御が単純化されて有利となる。
また、実施例４の自動変速機の場合、第５速の変速段を直結段としているため、低速段側での変速間隔を従来例より拡大することができ、ビジーシフトによるフィーリング悪化を防止できる。
さらに、ＲＣ値が実施例１と同じ値になるのに対し、歯車の平均噛み合い数は3.75となり、実施例１よりも少なく抑えられる。なお、他の作用は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。

次に、効果を説明する。
実施例４の自動変速機にあっては、実施例１の(1),(3),(4)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。

(7) 前記６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８速は、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第１速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第２速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第３速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第４速と、前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第５速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第６速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第７速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第８速と、からなる。このため、隣接段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重掛け替えにより達成され、変速制御が単純化されて有利である。直結段を第５速とすることで、低速段側での変速間隔を広くとることができ、ビジーシフトを防止することができる。適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、従来例に対して大きな値とすることができ、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図ることができる。ギヤの平均噛み合い数が低く抑えられ、ギヤ効率やギヤノイズを、実施例１より低減することができる。

実施例５は、実施例１とスケルトンは同じで、第８速を実施例２の第８速とし、第９速を実施例１の第８速とすることで前進９速を達成するようにした例である。

まず、構成を説明する。
図２３は、実施例５の自動変速機において６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前進９速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。図２４は、実施例５の自動変速機において前進９速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。

スケルトン構成は実施例１と同様であり、第１速（1st）の変速段〜第９速（9th）の変速段および後退速（Rev）の変速段は、下記の通りである。

実施例５の第１速（1st）の変速段は、図２３に示すように、実施例１の第１速（1st）の変速段と同様である。この第１速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２４に示すように、６回（＝２回×３）となる。

実施例５の第２速（2nd）の変速段は、図２３に示すように、実施例１の第２速（2nd）の変速段と同様である。この第２速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２４に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例５の第３速（3rd）の変速段は、図２３に示すように、実施例１の第３速（3rd）の変速段と同様である。この第３速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２４に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例５の第４速（4th）の変速段は、図２３に示すように、実施例１の第４速（4th）の変速段と同様である。この第４速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２４に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例５の第５速（5th）の変速段は、図２３に示すように、実施例１の第５速（5th）の変速段と同様である。この第５速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２４に示すように、０回となる。

実施例５の第６速（6th）の変速段は、図２３に示すように、実施例１の第６速（6th）の変速段と同様である。この第６速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２４に示すように、６回（＝２回×３）となる。

実施例５の第７速（7th）の変速段は、図２３に示すように、実施例１の第７速（7th）の変速段と同様である。この第７速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２４に示すように、４回（＝２回×２）となる。

実施例５の第８速（8th）の変速段は、図２３に示すように、実施例２の第８速（8th）の変速段と同様である。この第８速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２４に示すように、２回（＝２回×１）となる。

実施例５の第９速（9th）の変速段は、図２３に示すように、実施例１の第８速（8th）の変速段と同様である。この第８速の変速段での歯車噛み合い回数は、図２４に示すように、４回（＝２回×２）となる。
なお、後退速（Rev）の変速段は、実施例１，２と同様であるので説明を省略する。

実施例５の各変速段での変速作用については、実施例１，２の対応する各変速段と同様であるので説明を省略する。

実施例５の各変速段での変速作用については、実施例１，２の対応する各変速段と同様であるので説明を省略する。

この実施例５の自動変速機の場合、図２３に示すように、実施例１〜４が前進８速であるのに対し、前進９速を達成できる。よって、実施例５の自動変速機の場合、実施例１のＲＣ値と同じ値としているが、ＲＣ値を実施例１より高い値にすることが可能である。
実施例５の自動変速機の場合、図２３に示すように、隣接する変速段への変速と１段飛び変速段への変速が、１つの摩擦要素の解放と１つの摩擦要素の締結という１重掛け替え変速により達成される。このため、１段飛び変速段への変速を含む変速制御が単純化されて有利となる。
また、実施例５の自動変速機の場合、歯車の平均噛み合い数は3.80となり、実施例１よりも少なく抑えられ、ギヤ効率やギヤノイズを、実施例１より低減することができる。なお、他の作用は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。

次に、効果を説明する。
実施例５の自動変速機にあっては、実施例１の(1),(3),(4)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。

(8) 前記６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８速は、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第１速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第２速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第３速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第４速と、前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第５速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第６速と、前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第７速と、前記第２の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第８速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第９速と、からなる。このため、多段化要求に応える前進９速の自動変速を達成できると共に、隣接段への変速および１段飛び変速段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重掛け替えにより達成され、１段飛び変速を含めて変速制御が単純化されて有利である。直結段を第５速とすることで、低速段側での変速間隔を広くとることができ、ビジーシフトを防止することができる。ギヤの平均噛み合い数が低く抑えられ、ギヤ効率やギヤノイズを、実施例１より低減することができる。適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図る要求値に達する設定とすることができる。

以上、本発明の自動変速機を実施例１〜実施例５に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。

実施例１〜４では、前進８速後退１速の例を示し、実施例５では前進９速後退１速の例を示した。しかし、少なくとも前進８速後退１速を達成する例であれば、各変速段における三つの同時締結の組み合わせパターンは、実施例１〜４に限られることはない。

実施例１〜５では、ＦＲエンジン車に適用される自動変速機の例を示したが、ＦＲエンジン車に限らず、ＦＦエンジン車やハイブリッド車や電気自動車や燃料電池車等の自動変速機としても適用することができる。

PG1 第１の遊星歯車
PG2 第２の遊星歯車
PG3 第３の遊星歯車
IN 入力軸
OUT 出力軸
M1 第１の回転メンバ
M2 第２の回転メンバ
C1 第１クラッチ（第１の摩擦要素）
B1 第１ブレーキ（第２の摩擦要素）
C2 第２クラッチ（第３の摩擦要素）
C3 第３クラッチ（第４の摩擦要素）
C4 第４クラッチ（第５の摩擦要素）
B2 第２ブレーキ（第６の摩擦要素）
OWC ワンウェイクラッチ
TC トランスミッションケース

Claims (8)

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、前記第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、前記第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、前記第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、
   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２のサンギヤに常時連結しており、
   前記出力軸は、前記第３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２のリングギヤは、常時連結して第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３のサンギヤは、常時連結して第２の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１のサンギヤと前記第３のキャリヤの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
   前記第１のサンギヤの回転を係止可能な第２の摩擦要素と、
   前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
   前記第２のキャリヤと前記第２の回転メンバ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のキャリヤの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
   前記第１の回転メンバの回転を係止可能な第６の摩擦要素と、
   により構成され、
   前記６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。
2. 請求項１に記載された自動変速機において、
   前記６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８速は、
   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により達成する第１速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第５の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第２速と、
   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により達成する第３速と、
   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により達成する第４速と、
   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により達成する第５速と、
   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により達成する第６速と、
   前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
   前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
   からなることを特徴とする自動変速機。
3. 請求項１に記載された自動変速機において、
   前記６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８速は、
   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により達成する第１速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第５の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第２速と、
   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により達成する第３速と、
   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により達成する第４速と、
   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により達成する第５速と、
   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により達成する第６速と、
   前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
   からなることを特徴とする自動変速機。
4. 請求項１に記載された自動変速機において、
   前記６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８速は、
   前記第２の摩擦要素と前記第５の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第１速と、
   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により達成する第２速と、
   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により達成する第３速と、
   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により達成する第４速と、
   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により達成する第５速と、
   前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第６速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
   前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
   からなることを特徴とする自動変速機。
5. 請求項１に記載された自動変速機において、
   前記６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８速は、
   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により達成する第１速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第５の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第２速と、
   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により達成する第３速と、
   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により達成する第４速と、
   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により達成する第５速と、
   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により達成する第６速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
   前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
   からなることを特徴とする自動変速機。
6. 請求項１に記載された自動変速機において、
   前記６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８速は、
   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により達成する第１速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第５の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第２速と、
   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により達成する第３速と、
   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により達成する第４速と、
   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により達成する第５速と、
   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により達成する第６速と、
   前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
   前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第９速と、
   からなることを特徴とする自動変速機。
7. 請求項１から請求項６までの何れか１項に記載された自動変速機において、
   前記６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達成する後退１速は、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により達成することを特徴とする自動変速機。
8. 請求項１から請求項７までの何れか１項に記載された自動変速機において、
   前記第１の遊星歯車と前記第２の遊星歯車と前記第３の遊星歯車を、駆動源が接続される前記入力軸から前記出力軸に向かって順に縦配列し、
   前記第２の摩擦要素と前記第６の摩擦要素を、前記第１の遊星歯車より駆動源側の上流位置に設定したことを特徴とする自動変速機。

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