JP4944174B2 - 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、ダブルピニオン型遊星歯車と、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、前進８速の各変速段を達成するに際し、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。

特に、摩擦要素として多用されている多板クラッチや多板ブレーキの場合、要素解放による空転状態のとき、冷却や潤滑のために吹き付けられるオイルが相対回転するプレート間に介在し、引き摺り抵抗（オイルのせん断抵抗）によるフリクション損失の発生を避けることができない。しかも、このフリクション損失は、プレート枚数が多くてプレート間の相対回転速度が高いほど大きくなる。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、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、本発明の自動変速機は、
第１のサンギヤと、第１のリングギヤと、前記第１のサンギヤと前記第１のリングギヤに噛み合う第１のダブルピニオンを支持する第１のキャリヤとからなる第１の遊星歯車と、
第２のサンギヤと、第２のリングギヤと、前記第２のサンギヤと前記第２のリングギヤに噛み合う第２のシングルピニオンまたは第２のダブルピニオンを支持する第２のキャリヤとからなる第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、第３のリングギヤと、前記第３のサンギヤと前記第３のリングギヤに噛み合う第３のシングルピニオンを支持する第３のキャリヤとからなる第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である。
この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のサンギヤと前記第１のキャリヤのうち一方の回転要素は、常時固定して第１の固定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のキャリヤは、常時連結して第１の回転メンバを構成しており、
前記６つの摩擦要素は、
前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される回転要素と、前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で端部位置に設定される回転要素と、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２のサンギヤと前記第３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１のキャリヤのうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される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１のサンギヤと前記第１のキャリヤのうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で端部位置に設定される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のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される回転要素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。
ここで、速度線図（共線図）とは、遊星歯車の三つの回転要素（サンギヤS、キャリヤC、リングギヤR）の回転関係を求めるために描かれる図であり、シングルピニオン型遊星歯車の場合、並びが（S-C-R）であるのに対し、ダブルピニオン型遊星歯車の場合、並びが（S-R-C）であり、端部位置に設定される回転要素（シングルS,R、ダブルS,C）と中間位置に設定される回転要素（シングルC、ダブルR）というように位置関係が異なる。

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。そして、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、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、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（第１締結パターン）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（第２締結パターン）を示す図である。 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（第３締結パターン）を示す図である。 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（第４締結パターン）を示す図である。 実施例１の自動変速機で第２締結パターンまたは第４締結パターンにおける第２速（2nd）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機で第３締結パターンまたは第４締結パターンにおける第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（第１締結パターン）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１速（1st）の変速段での変速作用説明図である。 実施例２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２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２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２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２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２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２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。 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（第１締結パターン）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３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３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３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３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３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３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３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３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の自動変速機における後退速（Rev）の変速段での変速作用説明図である。

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３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の固定メンバF1と、第１の回転メンバM1と、第１クラッチC1（第１の摩擦要素）と、第２クラッチC2（第２の摩擦要素）と、第３クラッチC3（第３の摩擦要素）と、第４クラッチC4（第４の摩擦要素）と、第５クラッチC5（第５の摩擦要素）と、第１ブレーキB1（第６の摩擦要素）と、トランスミッションケースTCと、ワンウェイクラッチOWCと、を備えている。

前記第１の遊星歯車PG1は、第１のダブルピニオンP1s,P1rを有するダブ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に噛み合うピニオンP1sと該ピニオンP1sに噛み合うピニオンP1rを支持する第１のキャリヤPC1と、前記ピニオンP1r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（第２のシングルピニオン）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（第３のシングルピニオン）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回転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の固定メンバF1は、前記第１のキャリヤPC1を、トランスミッションケースTCに常時固定するメンバである。

前記第１の回転メンバM1は、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3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２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第１の摩擦要素である。

前記第２クラッチC2は、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第２の摩擦要素である。

前記第３クラッチC3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４クラッチC4は、前記第１のサンギヤS1と前記第２のキャリヤPC2の間を選択的に連結する第４の摩擦要素である。

前記第５クラッチC5は、前記第１のサンギヤS1と前記第２のリングギヤR2の間を選択的に連結する第５の摩擦要素である。

前記第１ブレーキB1は、前記第２のキャリヤPC2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。なお、この第１ブレーキB1と並列の位置に、ドライブ時にセルフロックし、コースト時にセルフ解放するワンウェイクラッチOWCが配置されている。

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に向かって順に配列している。

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,C2,C3,C4,C5,B1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２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1（またはワンウェイクラッチOWC）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２の遊星歯車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（＝０回＋２回＋２回）となる。

第２速（2nd）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４クラッチC4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、５回（＝３回＋０回＋２回）となる。

第３速（3rd）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の遊星歯車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、７回（＝３回＋２回＋２回）となる。

第４速（4th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1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、５回（＝３回＋０回＋２回）となる。

第５速（5th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5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の遊星歯車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、７回（＝３回＋２回＋２回）となる。

第６速（6th）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の遊星歯車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７速（7th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1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（＝０回＋０回＋２回）となる。

第８速（8th）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１ブレーキB1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２の遊星歯車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（＝０回＋２回＋２回）となる。

後退速（Rev）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1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」、「締結パターンの選択自由度」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、ドライブ時、第２クラッチC2と第４クラッチC4とワンウェイクラッチOWCが同時締結され、コースト時、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第１ブレーキB1の締結（または、ワンウェイクラッチOWCのセルフロック）と第４クラッチC4の締結と第１の固定メンバF1と第１の回転メンバM1により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1がトランスミッションケースTCに一体に固定されると共に、第２のキャリヤPC2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。

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数が入力されると、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のリングギヤR2から出力する。この第２のリングギヤR2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。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のサンギヤS3の入力回転を逆転（正回転）し、第３のリングギヤR3から出力する。この第３のリングギヤR3からの回転数（＝入力回転数より低い減速回転数）が、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。

（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クラッチC1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クラッチC1と第２クラッチC2の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転すると共に、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第３のサンギヤS3が直結される。第４クラッチC4の締結により、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第１のサンギヤS1が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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数が入力されると、一体回転状態の第２の遊星歯車PG2と第４クラッチC4を経過し、第１のサンギヤS1に入力される。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のサンギヤS1への入力回転を減速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。一方、入力軸INからの入力回転は、一体回転状態の第２の遊星歯車PG2と第１クラッチC1を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。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のキャリヤPC3の回転数と、第３のサンギヤS3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第１速より高い減速回転数）が、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の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、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への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転数は、第４クラッチC4を経過し、第２のキャリヤPC2へそのまま入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のキャリヤPC2の回転数と、第２のサンギヤS2の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第２のリングギヤR2の回転数が決定される。この第２のリングギヤR2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。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の回転数と、第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第２速より高い減速回転数）が、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クラッチC1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クラッチC1と第４クラッチC4の同時締結により、第１のサンギヤS1と第３のサンギヤS3が第２のキャリヤPC2を介して直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、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への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第４クラッチC4→第２のキャリヤPC2→第１クラッチC1を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。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の回転数と、第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第３速より高い減速回転数）が、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１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5が同時締結される。

この第１クラッチC1の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のサンギヤS1と第２のリングギヤR2が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、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への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第５クラッチC5を経過し、第２のリングギヤR2へそのまま入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のリングギヤR2の回転数と、第２のサンギヤS2の回転数（＝入力回転数）規定されることで、残りの第２のキャリヤPC2の回転数が決定される。この第２のキャリヤPC2の回転は、第１クラッチC1を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。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の回転数と、第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第４速より高い減速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第５速の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クラッチC1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クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転し、第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、入力軸INが入力回転数により回転すると、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ため、出力軸OUTの回転数は、入力軸INからの入力回転数と同じ回転数となり、変速比１の第６速の変速段（直結変速段）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１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1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の同時締結と第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1と第２のキャリヤPC2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。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。

したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3を経過し、第３のキャリヤPC3が入力回転数により回転する。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のキャリヤPC3への入力回転を増速し、第３のリングギヤR3から出力する。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より高い増速回転数）が、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２クラッチC2と第３クラッチC3と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1と第２のキャリヤPC2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数が入力されると、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のリングギヤR2から出力する。この第２のリングギヤR2からの回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、入力軸INからの入力回転数は、第３クラッチC3を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。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の回転数と、第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より高く第７速より高い増速回転数）が、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２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のサンギヤS1と第２のリングギヤR2が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1と第２のキャリヤPC2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数が入力されると、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のリングギヤR2から出力する。この第２のリングギヤR2からの回転は、第５クラッチC5を経過し、第１のサンギヤS1にそのまま入力される。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のサンギヤS1への入力回転を逆転し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。一方、第２のリングギヤR2からの回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。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のキャリヤPC3の回転数と、第３のサンギヤS3の回転数が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転方向に対し逆方向回転による回転数）が、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。以下、図１３及び図１４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、下記に列挙する点について、性能は同等であるということができる。
（基本構成と変速性能）
従来例の自動変速機と実施例１の自動変速機は、何れも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。
（変速制御性能）
従来例の自動変速機と実施例１の自動変速機は、何れも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重架け替え変速により達成する。

しかし、下記に列挙する点で、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) 各変速段でのフリクション損失について
摩擦要素を締結して各変速段を得る場合、空転する摩擦要素（解放要素）で生じる引き摺り等によりフリクション損失を避けることができないが、自動変速機としては、フリクション損失が少ないほど好ましいとされる。

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、第１速段で空転する摩擦要素は、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5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。

(b) ３遊星歯車について
自動変速機に用いる遊星歯車を選択する場合、選択肢として、シングルピニオン型遊星歯車とダブルピニオン型遊星歯車があるが、ギヤの伝達効率等の観点からダブルピニオン型遊星歯車よりもシングルピニオン型遊星歯車の選択が好ましいとされている。

従来例の自動変速機は、図１３に示すように、ダブルピニオン型遊星歯車と、ラビニオタイプ遊星歯車ユニット（ダブルピニオン型遊星歯車１つとシングルピニオン型遊星歯車１つ）を用いている。すなわち、実質的にダブルピニオン型遊星歯車を２つ使っているため、歯車噛み合い回数が多くなるため、ギヤの伝達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になる、という問題がある。

これに対し、実施例１の自動変速機の場合、ダブルピニオンによる第１の遊星歯車PG1と、シングルピニオンによる第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3を用いている。このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる従来例に比べて、ダブルピニオン型遊星歯車の使用数が減少する。このため、２つのダブルピニオン型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。

実施例１の自動変速機の場合、歯車噛み合い回数が従来例に比べて減少し、ギヤの伝達効率が向上するし、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4.25となる。これに対し、２組のダブルピニオン型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、平均噛み合い回数が0.55減少する。

実施例１の自動変速機の場合、ピニオンのギヤ径が大きくなるため、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。

実施例１の自動変速機の場合、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。

(c) 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、大きい値であればあるほどギヤ比の変更幅が広いことをあらわし、ギヤ比の設定自由度が高くなることで好ましいとされる。

従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、ＲＣ＝6.711（＝4.597/0.685）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＝-0.480、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.540、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.330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＝8.464（＝5.612/0.663）を得ている。

つまり、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、従来例よりも遙かに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。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。つまり、エンジン車の場合、発進駆動力と燃費（エンジン回転数の低回転化）を両立することができる。

(d) 後退動力性能について
１速ギヤ比と後退ギヤ比は、発進加速性と登坂性能を決定付ける値であり、例えば、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１近傍にない場合、前後進の切り替え時に駆動力差が生じる。また、後退ギヤ比が１速ギヤ比より低いと、前進発進時の駆動力よりも後退発進時の駆動力が低くなり、後退発進性が劣ってしまう。

従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、Rev1/1st＝0.882であり、Rev2/1st＝0.473であり、Rev1/1stの場合には後退時の駆動力不足を防止できるレベルは保てるもの、後退１速（Rev1）を選択した場合も後退２速（Rev2）を選択した場合も、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１より低い値であり、前後進の切り替え時に駆動力差が生じるし、後退発進性が劣ってしまう。

これに対し、実施例１の自動変速機の場合、図２に示すように、Rev/1st＝1.070であり、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１近傍にある。このため、前後進の切り替え時に駆動力差が生じないし、後退発進性が劣ってしまうこともない。つまり、発進加速性と登坂性能を損なうことなく動作させることができる。

［締結パターンの選択自由度］
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速を達成する締結パターンとして、図２に示す締結パターン（以下、「第１締結パターン」という。）を説明したが、実施例１の場合、前記第１締結パターン以外に、第２締結パターン（図１６）と、第３締結パターン（図１７）と、第４締結パターン（図１８）と、を有する。

前記第２締結パターンは、図１６に示すように、第２速を除く締結パターンは、第１締結パターンを用いる。そして、第１締結パターンのうち、第２速を、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第５クラッチC5の同時締結により達成する。

前記第３締結パターンは、図１７に示すように、第４速を除く締結パターンは、第１締結パターンを用いる。そして、第１締結パターンのうち、第４速を、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第５クラッチC5の同時締結により達成する。

前記第４締結パターンは、図１８に示すように、第２速と第４速を除く締結パターンは、第１締結パターンを用いる。そして、第１締結パターンのうち、第２速を、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第５クラッチC5の同時締結により達成し、第４速を、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第５クラッチC5の同時締結により達成する。以下、第２締結パターンと第４締結パターンの第２速での変速作用と、第３締結パターンと第４締結パターンの第４速での変速作用を説明する。

（第２速の変速段）
第２速（2nd）の変速段では、図１９のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第５クラッチC5が同時締結される。

この第４クラッチC4と第５クラッチC5の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転すると共に、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第１のサンギヤS1が直結される。第２クラッチC2の締結により、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第３のサンギヤS3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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数が入力されると、一体回転状態の第２の遊星歯車PG2と第４クラッチC4を経過し、第１のサンギヤS1に入力される。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のサンギヤS1への入力回転を減速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過し、第３のキャリヤPC3に入力される。一方、入力軸INからの入力回転数は、一体回転状態の第２の遊星歯車PG2と第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3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のキャリヤPC3の回転数と、第３のサンギヤS3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第１速より高い減速回転数）が、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４速の変速段）
第４速（4th）の変速段では、図２０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５クラッチC5が同時締結される。

この第２クラッチC2と第５クラッチC5の同時締結により、第１のサンギヤS1と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と入力軸INと第１の回転メンバM1により、第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、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への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第５クラッチC5→第２クラッチC2を経過し、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、第３クラッチC3を経過し、入力回転数が入力される。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の回転数と、第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第３速より高い減速回転数）が、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。

このように、実施例１の自動変速機では、ギヤ比を変えることのない締結パターンとして、複数の締結パターン（第１締結パターン〜第４締結パターン）を有するため、締結パターンの選択自由度が高まる。

したがって、摩擦要素の締結油圧制御系等に故障が生じ、解放状態を維持したままの解放フェールとなったり、逆に、締結状態を維持したままの締結フェールとなったりした場合、フェール内容に応じた締結パターンの選択を行うことで、摩擦要素フェール時に走行を確保できるばかりでなく、切り替え可能な変速段の数を増すことができる。

例えば、第１クラッチC1が締結フェールとなったとき、図２に示す第１締結パターンを選択すると、第２速、第４速、第５速、第６速、第７速の５つの変速段の切り替えが可能である。これに対し、第２締結パターンと第３締結パターンは、４つの変速段の切り替えとなり、第４締結パターンは、３つの変速段の切り替えとなる。

例えば、第１クラッチC1が解放フェールとなったとき、図１８に示す第４締結パターンを選択すると、第１速、第２速、第３速、第４速、第８速の５つの変速段の切り替えが可能である。これに対し、第１締結パターンは、３つの変速段の切り替えとなり、第２締結パターンと第３締結パターンは、４つの変速段の切り替えとなる。

例えば、第５クラッチC5が締結フェールとなったとき、図１８に示す第４締結パターンを選択すると、第２速、第４速、第５速の３つの変速段の切り替えが可能である。これに対し、第１締結パターンは、１つの変速段の切り替えとなり、第２締結パターンと第３締結パターンは、２つの変速段の切り替えとなる。

例えば、第５クラッチC5が解放フェールとなったとき、図２に示す第１締結パターンを選択すると、第１速、第２速、第３速、第４速、第６速、第７速、第８速の７つの変速段の切り替えが可能である。これに対し、第２締結パターンと第３締結パターンは、６つの変速段の切り替えとなり、第４締結パターンは、５つの変速段の切り替えとなる。

以上のように、第１クラッチC1の締結フェールと第５クラッチC5の解放フェールに対しては、複数の締結パターンの中から図２に示す第１締結パターンを選択すると、切り替え可能な変速段数が最大となる。また、第１クラッチC1の解放フェールと第５クラッチC5が締結フェールに対しては、複数の締結パターンの中から図１８に示す第４締結パターンを選択すると、切り替え可能な変速段数が最大となる。そして、複数の締結パターンの中から図１６に示す第２締結パターン、または、図１７に示す第３締結パターンを選択しておくと、第１クラッチC1と第５クラッチC5に締結フェールや解放フェールが発生しても、切り替え可能な変速段の数が最小とならない。

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、第１のリングギヤR1と、前記第１のサンギヤS1と前記第１のリングギヤR1に噛み合う第１のダブルピニオンP1s,P1rを支持する第１のキャリヤPC1とからなる第１の遊星歯車PG1と、第２のサンギヤS2と、第２のリングギヤR2と、前記第２のサンギヤS2と前記第２のリングギヤR2に噛み合う第２のシングルピニオン（第２のピニオンP2）を支持する第２のキャリヤPC2とからなる第２の遊星歯車PG2と、第３のサンギヤS3と、第３のリングギヤR3と、前記第３のサンギヤS3と前記第３のリングギヤR3に噛み合う第３のシングルピニオン（第３のピニオンP3）を支持する第３のキャリヤPC3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のサンギヤS1と前記第１のキャリヤPC1のうち一方の回転要素は、常時固定して第１の固定メンバF1を構成しており、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3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６つの摩擦要素は、前記第２のキャリヤPC2と前記第２のリングギヤR2のうち第２の遊星歯車PG2の速度線図上で中間位置に設定される回転要素と、前記第３のサンギヤS3と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２のキャリヤPC2と前記第２のリングギヤR2のうち第２の遊星歯車PG2の速度線図上で端部位置に設定される回転要素と、前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3との間を選択的に連結する第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と、前記第１のサンギヤS1と前記第１のキャリヤPC1のうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤPC2と前記第２のリングギヤR2のうち第２の遊星歯車PG2の速度線図上で中間位置に設定される回転要素との間を選択的に連結する第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と、前記第１のサンギヤS1と前記第１のキャリヤPC1のうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤPC2と前記第２のリングギヤR2のうち速度線図上で端部位置に設定される回転要素との間を選択的に連結する第５の摩擦要素（第５クラッチC5）と、前記第２のキャリヤPC2と前記第２のリングギヤR2のうち第２の遊星歯車PG2の速度線図上で中間位置に設定される回転要素の回転を係止可能な第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、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２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第１速と、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２クラッチC2）と前記第４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２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４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１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４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１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第５速と、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２クラッチC2）と前記第３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１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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重架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と共に、第１の摩擦要素（第１クラッチC1）の締結フェールに対して、５つの変速段数の切り替えを確保でき、第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の解放フェールに対して、７つの変速段数の切り替えを確保できる。

(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、少なくとも前進８速は、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）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２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４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１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４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１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第５速と、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２クラッチC2）と前記第３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１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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重架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と共に、第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と第５の摩擦要素（第５クラッチC5）に締結フェールや解放フェールが発生しても、切り替え可能な複数の変速段を確保することができる。

(4) 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２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第１速と、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２クラッチC2）と前記第４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２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４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２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第４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３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第５速と、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２クラッチC2）と前記第３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１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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重架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と共に、第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と第５の摩擦要素（第５クラッチC5）に締結フェールや解放フェールが発生しても、切り替え可能な複数の変速段を確保することができる。

(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２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）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２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４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２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第４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３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第５速と、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２クラッチC2）と前記第３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１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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重架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と共に、第１の摩擦要素（第１クラッチC1）の解放フェールに対して、５つの変速段数の切り替えを確保でき、第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の締結フェールに対して、３つの変速段数の切り替えを確保できる。

(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達成する後退１速は、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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、後退ギヤ比評価値（＝後退ギヤ比／１速ギヤ比）を１近傍の値とすることができ、この結果、前後進の切り替え時に駆動力差が生じることを防止できるし、後退発進加速性や登坂性能を確保することができる。

(7) 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、前記第１のキャリヤPC1を常時固定して第１の固定メンバF1を構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第１クラッチC1と、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第２クラッチC2と、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3との間を選択的に連結する第３クラッチC3と、前記第１のサンギヤS1と前記第２のキャリヤPC2との間を選択的に連結する第４クラッチC4と、前記第１のサンギヤS1と前記第２のリングギヤR2との間を選択的に連結する第５クラッチC5と、前記第２のキャリヤPC2をトランスミッションケースTCに係止可能な第１ブレーキB1と、により構成した。
このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる場合に比べ、ギヤの伝達効率が向上し、ギヤノイズが低く抑えられるし、耐久信頼性が向上するし、コスト的に有利にすることができる。加えて、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。

実施例２は、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素のうち、第１のキャリヤを常時固定要素にした実施例１に対し、第１のサンギヤを常時固定要素にした例である。

まず、構成を説明する。
図２１は、実施例２の自動変速機を示すスケルトン図である。以下、図２１に基づいて、実施例２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２の自動変速機は、図２１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の固定メンバF1と、第１の回転メンバM1と、第１クラッチC1（第１の摩擦要素）と、第２クラッチC2（第２の摩擦要素）と、第３クラッチC3（第３の摩擦要素）と、第４クラッチC4（第４の摩擦要素）と、第５クラッチC5（第５の摩擦要素）と、第１ブレーキB1（第６の摩擦要素）と、トランスミッションケースTCと、ワンウェイクラッチOWCと、を備えている。

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の構成は、図１に示す実施例１と同様であり、第１の遊星歯車PG1のみがダブルピニオン型遊星歯車である。

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回転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の固定メンバF1は、前記第１のサンギヤS1を、トランスミッションケースTCに常時固定するメンバである。

前記第１の回転メンバM1は、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3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２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第１の摩擦要素である。

前記第２クラッチC2は、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第２の摩擦要素である。

前記第３クラッチC3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４クラッチC4は、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のキャリヤPC2の間を選択的に連結する第４の摩擦要素である。

前記第５クラッチC5は、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のリングギヤR2の間を選択的に連結する第５の摩擦要素である。

前記第１ブレーキB1は、前記第２のキャリヤPC2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。なお、この第１ブレーキB1と並列の位置に、ドライブ時にセルフロックし、コースト時にセルフ解放するワンウェイクラッチOWCが配置されている。

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２１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に向かって順に配列している。

図２２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２３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。なお、実施例２の自動変速機は、６つの摩擦要素C1,C2,C3,C4,C5,B1のうち、図２に示す実施例１の自動変速機の場合と同様に、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速の各変速段を達成する。また、実施例２の自動変速機での各変速段での歯車噛み合い回数と平均噛み合い数は、図３に示す実施例１の自動変速機の場合と同様である。

次に、作用を説明する。
実施例２の自動変速機における「各変速段での変速作用」を説明する。

（第１速の変速段）
第１速（1st）の変速段では、図２４のハッチングに示すように、ドライブ時、第２クラッチC2と第４クラッチC4とワンウェイクラッチOWCが同時締結され、コースト時、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第１ブレーキB1の締結（または、ワンウェイクラッチOWCのセルフロック）と第４クラッチC4の締結と第１の固定メンバF1と第１の回転メンバM1により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1がトランスミッションケースTCに一体に固定されると共に、第２のキャリヤPC2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。したがって、実施例１の第１速と同様の作用により、第１速の変速段が達成される。

（第２速の変速段）
第２速（2nd）の変速段では、図２５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２クラッチC2の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転すると共に、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第３のサンギヤS3が直結される。第４クラッチC4の締結により、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第１のキャリヤPC1が直結される。第１の固定メンバF1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。

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数が入力されると、一体回転状態の第２の遊星歯車PG2と第４クラッチC4を経過し、第１のキャリヤPC1に入力される。このため、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のキャリヤPC1への入力回転を減速し、第１のリングギヤR1から出力する。そして、実施例１の第２速と同様の作用により、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２６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の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1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。

したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、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への入力回転を増速し、第１のキャリヤPC1から出力する。そして、実施例１の第３速と同様の作用により、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２７のハッチングに示すように、第１クラッチC1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クラッチC1と第４クラッチC4の同時締結により、第１のキャリヤPC1と第３のサンギヤS3が第２のキャリヤPC2を介して直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1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。

したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、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への入力回転を増速し、第１のキャリヤPC1から出力する。そして、実施例１の第４速と同様の作用により、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２８のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5が同時締結される。

この第１クラッチC1の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2が直結される。第１の固定メンバF1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。

したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、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への入力回転を増速し、第１のキャリヤPC1から出力する。そして、実施例１の第５速と同様の作用により、第５速の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２９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３クラッチC3が同時締結される。

この第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転し、第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、入力軸INが入力回転数により回転すると、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ため、出力軸OUTの回転数は、入力軸INからの入力回転数と同じ回転数となり、変速比１の第６速の変速段（直結変速段）が達成される。

（第７速の変速段）
第７速（7th）の変速段では、図３０のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1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の同時締結と第１の固定メンバF1により、第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2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。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。したがって、実施例１の第７速と同様の作用により、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３１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１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1により、第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2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、実施例１の第８速と同様の作用により、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３２のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1により、第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2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数が入力されると、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のリングギヤR2から出力する。この第２のリングギヤR2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、第２のリングギヤR2の回転は、第５クラッチC5を経過し、第１のキャリヤPC1にそのまま入力される。このため、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のキャリヤPC1への入力回転を減速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。したがって、実施例１の後退速と同様の作用により、後退速の変速段が達成される。

実施例２の場合、図２２に示すように、第１の遊星歯車PG1のギヤ比をρ1＝-0.524、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.602、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.310とした場合、実施例１と同様に、隣接する変速段での適正な段間比を保ちながら、ＲＣ＝8.020（＝5.358/0.668）を得ている。そして、実施例２の１速ギヤ比に対する後退ギヤ比の値は、Rev/1st＝0.989であり、実施例１と同様に、１近傍の値を得ている。さらに、実施例２の自動変速機での各変速段での歯車噛み合い回数と平均噛み合い数は、図２３に示すように、実施例１の自動変速機の各変速段での歯車噛み合い回数と平均噛み合い数と同じ値を得ている。すなわち、実施例２の自動変速機の「従来技術との対比による有利性」については、実施例１と同様である。また、実施例２の自動変速機は、実施例１と同様に、複数の締結パターン（第１締結パターン〜第４締結パターン）を持ち、選択自由度が高いという作用効果を奏する。

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)〜(4)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。

(8) 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、前記第１のサンギヤS1を常時固定して第１の固定メンバF1を構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第１クラッチC1と、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第２クラッチC2と、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3との間を選択的に連結する第３クラッチC3と、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のキャリヤPC2との間を選択的に連結する第４クラッチC4と、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のリングギヤR2との間を選択的に連結する第５クラッチC5と、前記第２のキャリヤPC2をトランスミッションケースTCに係止可能な第１ブレーキB1と、により構成した。
このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる場合に比べ、ギヤの伝達効率が向上し、ギヤノイズが低く抑えられるし、耐久信頼性が向上するし、コスト的に有利にすることができる。加えて、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。

実施例３は、第２の遊星歯車PG2をシングルピニオン型遊星歯車とした実施例１，２に対し、第２の遊星歯車PG2をダブルピニオン型遊星歯車とした例である。

まず、構成を説明する。
図３３は、実施例３の自動変速機を示すスケルトン図である。以下、図３３に基づいて、実施例３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３の自動変速機は、図３３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の固定メンバF1と、第１の回転メンバM1と、第１クラッチC1（第１の摩擦要素）と、第２クラッチC2（第２の摩擦要素）と、第３クラッチC3（第３の摩擦要素）と、第４クラッチC4（第４の摩擦要素）と、第５クラッチC5（第５の摩擦要素）と、第１ブレーキB1（第６の摩擦要素）と、トランスミッションケースTCと、ワンウェイクラッチOWCと、を備えている。

前記第１の遊星歯車PG1は、第１のダブルピニオンP1s,P1rを有するダブ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に噛み合うピニオンP1sと該ピニオンP1sに噛み合うピニオンP1rを支持する第１のキャリヤPC1と、前記ピニオンP1r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、第２のダブルピニオンP2s,P2rを有するダブ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に噛み合うピニオンP2sと該ピニオンP2sに噛み合うピニオンP2rを支持する第２のキャリヤPC2と、前記ピニオンP2r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（第３のシングルピニオン）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回転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の固定メンバF1は、前記第１のキャリヤPC1を、トランスミッションケースTCに常時固定するメンバである。

前記第１の回転メンバM1は、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3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２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第１の摩擦要素である。

前記第２クラッチC2は、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第２の摩擦要素である。

前記第３クラッチC3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４クラッチC4は、前記第１のサンギヤS1と前記第２のリングギヤR2の間を選択的に連結する第４の摩擦要素である。

前記第５クラッチC5は、前記第１のサンギヤS1と前記第２のキャリヤPC2の間を選択的に連結する第５の摩擦要素である。

前記第１ブレーキB1は、前記第２のリングギヤR2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。なお、この第１ブレーキB1と並列の位置に、ドライブ時にセルフロックし、コースト時にセルフ解放するワンウェイクラッチOWCが配置されている。

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３３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に向かって順に配列している。

図３４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３５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。以下、図３４及び図３５に基づいて、実施例３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３の自動変速機は、６つの摩擦要素C1,C2,C3,C4,C5,B1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３４に示すように、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1（またはワンウェイクラッチOWC）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３５に示すように、第２の遊星歯車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、５回（＝０回＋３回＋２回）となる。

第２速（2nd）の変速段は、図３４に示すように、第１クラッチC1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２速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５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、５回（＝３回＋０回＋２回）となる。

第３速（3rd）の変速段は、図３４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３速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５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が噛み合いに関与するため、合計回数は、８回（＝３回＋３回＋２回）となる。

第４速（4th）の変速段は、図３４に示すように、第１クラッチC1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４速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５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、５回（＝３回＋０回＋２回）となる。

第５速（5th）の変速段は、図３４に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5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３５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が噛み合いに関与するため、合計回数は、８回（＝３回＋３回＋２回）となる。

第６速（6th）の変速段は、図３４に示すように、第１クラッチC1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３５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７速（7th）の変速段は、図３４に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1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３５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（＝０回＋０回＋２回）となる。

第８速（8th）の変速段は、図３４に示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第１ブレーキB1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３５に示すように、第２の遊星歯車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、５回（＝０回＋３回＋２回）となる。

後退速（Rev）の変速段は、図３４に示すように、第２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。

次に、作用を説明する。
実施例３の自動変速機における「各変速段での変速作用」を説明する。

（第１速の変速段）
第１速（1st）の変速段では、図３６のハッチングに示すように、ドライブ時、第２クラッチC2と第４クラッチC4とワンウェイクラッチOWCが同時締結され、コースト時、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第１ブレーキB1の締結（または、ワンウェイクラッチOWCのセルフロック）と第４クラッチC4の締結と第１の固定メンバF1と第１の回転メンバM1により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1がトランスミッションケースTCに一体に固定されると共に、第２のリングギヤR2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。

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数が入力されると、リングギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転数は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、実施例１の第１速と同様に、第１速の変速段が達成される。

（第２速の変速段）
第２速（2nd）の変速段では、図３７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２クラッチC2の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転すると共に、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第３のサンギヤS3が直結される。第４クラッチC4の締結により、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第１のサンギヤS1が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、実施例１の第２速と同様に、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３８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の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、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への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第４クラッチC4を経過し、第２のリングギヤR2にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のリングギヤR2の回転数と、第２のサンギヤS2の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第２のキャリヤPC2の回転数が決定される。この第２のキャリヤPC2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、第３のキャリヤPC3には、第３クラッチC3介して入力回転数が入力される。このため、実施例１の第３速と同様に、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３９のハッチングに示すように、第１クラッチC1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クラッチC1と第４クラッチC4の同時締結により、第１のサンギヤS1と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、実施例１の第４速と同様に、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４０のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5が同時締結される。

この第１クラッチC1の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、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への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第５クラッチC5を経過し、第２のキャリヤPC2にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のキャリヤPC2の回転数と、第２のサンギヤS2の回転数（＝入力回転数）が規定されるため、残りの第２のリングギヤR2の回転数が決定される。この第２のリングギヤR2の回転数は、第１クラッチC1を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、第３のキャリヤPC3には、第３クラッチC3を介して入力回転数が入力される。このため、実施例１の第５速と同様に、第５速の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４１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３クラッチC3が同時締結される。

この第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転し、第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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、入力軸INが入力回転数により回転すると、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ため、出力軸OUTの回転数は、入力軸INからの入力回転数と同じ回転数となり、変速比１の第６速の変速段（直結変速段）が達成される。

（第７速の変速段）
第７速（7th）の変速段では、図４２のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1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の同時締結と第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1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。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。したがって、実施例１の第７速と同様に、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４３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１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1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。

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数が入力されると、リングギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、入力軸INの入力回転は、第３クラッチC3を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。このため、実施例１の第８速と同様に、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４４のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1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。

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数が入力されると、リングギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、第２のキャリヤPC2の回転は、第５クラッチC5を経過し、第１のサンギヤS1にそのまま入力される。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のサンギヤS1への入力回転を逆転し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。このため、実施例１の後退速と同様に、後退速の変速段が達成される。

実施例３の場合、図３４に示すように、第１の遊星歯車PG1のギヤ比をρ1＝-0.476、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.375、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.310とした場合、実施例１と同様に、隣接する変速段での適正な段間比を保ちながら、ＲＣ＝8.043（＝5.376/0.668）を得ている。そして、実施例３の１速ギヤ比に対する後退ギヤ比の値は、Rev/1st＝0.989であり、実施例１と同様に、１近傍の値を得ている。さらに、実施例３の自動変速機での各変速段での歯車噛み合い回数と平均噛み合い数は、図３５に示すように、従来例の平均噛み合い数4.8に対し少し低い平均噛み合い数4.75を得ている。すなわち、実施例３の自動変速機の「従来技術との対比による有利性」については、平均噛み合い数が同等であることを除いて、実施例１と同様である。また、実施例３の自動変速機は、実施例１と同様に、複数の締結パターン（第１締結パターン〜第４締結パターン）を持ち、選択自由度が高いという作用効果を奏する。

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)、(2)、(6)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。

(9) 前記第２の遊星歯車PG2は、ダブルピニオン型遊星歯車であり、前記第１のキャリヤPC1を常時固定して第１の固定メンバF1を構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第１クラッチC1と、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第２クラッチC2と、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3との間を選択的に連結する第３クラッチC3と、前記第１のサンギヤS1と前記第２のリングギヤR2との間を選択的に連結する第４クラッチC4と、前記第１のサンギヤS1と前記第２のキャリヤPC2との間を選択的に連結する第５クラッチC5と、前記第２のリングギヤR2をトランスミッションケースTCに係止可能な第１ブレーキB1と、により構成した。
このため、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３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１〜３では、第１の遊星歯車PG1のギヤ比ρ1と、第２の遊星歯車PG2のギヤ比ρ2と、第３の遊星歯車PG3のギヤ比ρ3を、それぞれについて好適の値に設定する例を示した。しかし、各遊星歯車PG1,PG2,PG3のギヤ比ρ1,ρ2,ρ3は、ギヤ比設定が可能な範囲内の値であって、ＲＣ値の高いギヤ比や適切な段間比を得るように設定したものであれば、具体的な値は、実施例１〜３の値に限られるものではない。

実施例１〜３では、入出力軸を同軸配置とする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、等の様々な車両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
F1 第１の固定メンバ
M1 第１の回転メンバ
C1 第１クラッチ（第１の摩擦要素）
C2 第２クラッチ（第２の摩擦要素）
C3 第３クラッチ（第３の摩擦要素）
C4 第４クラッチ（第４の摩擦要素）
C5 第５クラッチ（第５の摩擦要素）
B1 第１ブレーキ（第６の摩擦要素）
TC トランスミッションケース

Claims (9)

1. 第１のサンギヤと、第１のリングギヤと、前記第１のサンギヤと前記第１のリングギヤに噛み合う第１のダブルピニオンを支持する第１のキャリヤとからなる第１の遊星歯車と、
   第２のサンギヤと、第２のリングギヤと、前記第２のサンギヤと前記第２のリングギヤに噛み合う第２のシングルピニオンまたは第２のダブルピニオンを支持する第２のキャリヤとからなる第２の遊星歯車と、
   第３のサンギヤと、第３のリングギヤと、前記第３のサンギヤと前記第３のリングギヤに噛み合う第３のシングルピニオンを支持する第３のキャリヤとからなる第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のサンギヤと前記第１のキャリヤのうち一方の回転要素は、常時固定して第１の固定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のキャリヤは、常時連結して第１の回転メンバを構成しており、
   前記６つの摩擦要素は、
   前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される回転要素と、前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
   前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で端部位置に設定される回転要素と、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２のサンギヤと前記第３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１のキャリヤのうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される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１のサンギヤと前記第１のキャリヤのうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で端部位置に設定される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のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される回転要素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２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１速と、
   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４の摩擦要素の同時締結により達成する第３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４の摩擦要素の同時締結により達成する第４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により達成する第６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。
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２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４の摩擦要素の同時締結により達成する第３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４の摩擦要素の同時締結により達成する第４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により達成する第６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１速と、
   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４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１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５速と、
   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により達成する第６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。
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２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４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１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５速と、
   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により達成する第６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。
6. 請求項１から請求項５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、
   前記第２の遊星歯車は、シングルピニオン型遊星歯車であり、
   前記第１のキャリヤを常時固定して第１の固定メンバを構成しており、
   前記６つの摩擦要素は、
   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１クラッチと、
   前記第２のリングギヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第２クラッチと、
   前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第３クラッチと、
   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４クラッチと、
   前記第１のサンギヤと前記第２のリングギヤとの間を選択的に連結する第５クラッチと、
   前記第２のキャリヤをトランスミッションケースに係止可能な第１ブレーキと、
   により構成したことを特徴とする自動変速機。
8. 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、
   前記第２の遊星歯車は、シングルピニオン型遊星歯車であり、
   前記第１のサンギヤを常時固定して第１の固定メンバを構成しており、
   前記６つの摩擦要素は、
   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１クラッチと、
   前記第２のリングギヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第２クラッチと、
   前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第３クラッチと、
   前記第１のキャリヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第４クラッチと、
   前記第１のキャリヤと前記第２のリングギヤとの間を選択的に連結する第５クラッチと、
   前記第２のキャリヤをトランスミッションケースに係止可能な第１ブレーキと、
   により構成したことを特徴とする自動変速機。
9. 請求項１、請求項２、または請求項６のうち何れか１項に記載された自動変速機において、
   前記第２の遊星歯車は、ダブルピニオン型遊星歯車であり、
   前記第１のキャリヤを常時固定して第１の固定メンバを構成しており、
   前記６つの摩擦要素は、
   前記第２のリングギヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第１クラッチと、
   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２クラッチと、
   前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第３クラッチと、
   前記第１のサンギヤと前記第２のリングギヤとの間を選択的に連結する第４クラッチと、
   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５クラッチと、
   前記第２のリングギヤをトランスミッションケースに係止可能な第１ブレーキと、
   により構成したことを特徴とする自動変速機。

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