JP5214669B2 - 自動変速機 - Google Patents

Description

本発明は、車両の変速装置として適用される有段式の自動変速機に関するものである。

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）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ために、摩擦要素を二つ締結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。
すなわち、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ってしまう。

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速以上を達成しながら、各変速段で生じるフリクション損失を抑制することで、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のダブ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、
前記出力軸は、前記第２のキャリヤに常時連結しており、
前記第３のサンギヤは、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のキャリヤと前記第３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２のサンギヤと前記第３のキャリヤは、常時締結して第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２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のサンギヤと前記第２のリングギヤの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記入力軸と前記第１の回転メンバの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤと前記第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、
前記入力軸と前記第２のリングギヤの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤの回転を選択的に係止する第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、６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速の変速段を達成する。このため、各変速段において、空転する摩擦要素が３つになり、空転する摩擦要素でのフリクション損失を小さく抑えることができる。この結果、３遊星６摩擦要素で前進８速以上を達成しながら、各変速段で生じるフリクション損失を抑制することで、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１の自動変速機における各摩擦要素の最大トルク分担比表を示す図である。 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第９速（9th）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ける各摩擦要素の最大トルク分担比表を示す図である。 実施例２の自動変速機を示すスケルトン図である。

以下、本発明の自動変速機を実施するための形態を、図面に示す実施例１及び実施例２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の固定メンバF1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、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、第３のダブルピニオンP3s,P3rを有するダブ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に噛み合うピニオンP3sと該ピニオンP3sに噛み合うピニオンP3rを支持する第３のキャリヤPC3と、前記ピニオンP3r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ある。

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２のキャリヤPC2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３のリングギヤR3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２のサンギヤS2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の固定メンバF1は、前記第３のサンギヤS3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クラッチC1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１の摩擦要素である。

前記第２クラッチC2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２の摩擦要素である。

前記第３クラッチC3は、前記入力軸INと前記第１の回転メンバM1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のリングギヤR1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５クラッチC5は、前記入力軸IN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１のリングギヤR1の回転を、前記トランスミッションケースTCに対し選択的に係止する第６の摩擦要素である。

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。以下、図２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９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。

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。

第３速（3rd）の変速段は、図２に示すように、第４クラッチC4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。

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。

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２クラッチC2と第５クラッチC5の同時締結により達成する。

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。

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。

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４クラッチC4の同時締結により達成する。

第９速（9th）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。

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。

図３は、実施例１の自動変速機における各摩擦要素の最大トルク分担比表を示す図である。ここで、「トルク分担比」とは、入力トルクを「１」としたとき、この入力トルクに対する割合であらわした各摩擦要素に作用するトルクの比率である。そして、「最大トルク分担比」とは、第１速から第９速及び後退速を含む各変速段での各摩擦要素のトルク分担比のうちの最大値を示す。この最大トルク分担比が大きいほど摩擦要素に作用するトルクが大きくなるため、摩擦プレートの数が多くなりサイズも拡大する。以下、図４に基づいて、実施例１の自動変速機の各摩擦要素の最大トルク分担比を説明する。

第１クラッチC1は、第２速、第４速、第５速、第６速、第７速、第９速の各変速段を達成する際に締結するが、トルク分担比が最も大きくなるのは第７速の変速段であり、そのときの最大トルク分担比は1.642である。

第２クラッチC2は、第１速、第５速、第７速、第８速、後退速の各変速段を達成する際に締結するが、トルク分担比が最も大きくなるのは後退速の変速段であり、そのときの最大トルク分担比は2.372である。

第３クラッチC3は、第６速、第７速、第８速、第９速、後退速の各変速段を達成する際に締結するが、トルク分担比が最も大きくなるのは第７速、第８速、第９速、後退速の変速段であり、そのときの最大トルク分担比は1.000である。

第４クラッチC4は、第３速、第４速、第８速、第９速の各変速段を達成する際に締結するが、トルク分担比が最も大きくなるのは第９速の変速段であり、そのときの最大トルク分担比は1.022である。

第５クラッチC5は、第１速、第２速、第３速、第４速、第５速、第６速の各変速段を達成する際に締結するが、トルク分担比が最も大きくなるのは第１速、第２速、第３速、第４速、第５速の変速段であり、そのときの最大トルク分担比は1.000である。

第１ブレーキB1は、第１速、第２速、第３速、後退速の各変速段を達成する際に締結するが、トルク分担比が最も大きくなるのは後退速の変速段であり、そのときの最大トルク分担比は4.816である。

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と第５クラッチC5の同時締結により、入力軸INと第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の締結により、第１のリングギヤR1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１のサンギヤS1と第２のリングギヤR2に入力回転数が入力される。このため、リングギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、入力回転方向に対し逆方向の回転を第１のキャリヤPC1から出力する。この第１のキャリヤPC1の回転は、第１の回転メンバM1を介して第３のリングギヤR3にそのまま入力される。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の回転をさらに増速し、第３のキャリヤPC3から出力する。この第３のキャリヤPC3の回転は、第２の回転メンバM2を介して第２のサンギヤS2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のサンギヤS2の回転数と第２のリングギヤR2の回転数（＝入力回転数）が規定されることにより、第２のキャリヤPC2の回転数が決まる。この第２のキャリヤPC2からの出力回転数（＝入力回転数より低い減速回転数）は、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５クラッチC5の締結により、入力軸INと第２のリングギヤR2が直結される。第１クラッチC1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の締結により、第１のリングギヤR1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のリングギヤR2へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、第２の遊星歯車PG2の第２のサンギヤS2と第２のキャリヤPC2は、リングギヤ固定の第１の遊星歯車PG1の第１のサンギヤS1とサンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3の第３のキャリヤPC3により拘束を受けながら回転する。このときの拘束条件は、第１クラッチC1を介して第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2が同じ回転数を保ち、且つ、第２の回転メンバM2を介して第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が同じ回転数を保つという条件である。またこのとき、第１の遊星歯車PG1の第１のキャリヤPC1と第３の遊星歯車PG3の第３のリングギヤR3は、第１の回転メンバM1を介して同じ回転数を保つ。この回転拘束関係により第２のキャリヤPC2の回転数が決まる。この第２のキャリヤPC2からの出力回転数（＝入力回転数より低く第１速より高い減速回転数）は、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４クラッチC4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５クラッチC5の締結により、入力軸INと第２のリングギヤR2が直結される。第４クラッチC4と第１ブレーキB1の同時締結と第１,第２の回転メンバM1,M2と第１の固定メンバF1により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1と第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体となってトランスミッションケースTCに固定されると共に、第２のサンギヤS2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のリングギヤR2へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、サンギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、入力回転を減速し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2からの出力回転数（＝入力回転数より低く第２速より高い減速回転数）は、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５クラッチC5の締結により、入力軸INと第２のリングギヤR2が直結される。第１クラッチC1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、第２のリングギヤR2へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、第２の遊星歯車PG2の第２のサンギヤS2と第２のキャリヤPC2は、第１の遊星歯車PG1の第１のサンギヤS1と第１のリングギヤR1により拘束を受けながら回転する。またこのとき、第１の遊星歯車PG1の第１のキャリヤPC1と第１のリングギヤR1は、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3の第３のキャリヤPC3と第３のリングギヤR3により拘束を受けながら回転する。このときの拘束条件は、第１クラッチC1を介して第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2が同じ回転数を保ち、且つ、第４クラッチC4と第２の回転メンバM2を介して第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が同じ回転数を保ち、且つ、第１の回転メンバM1を介して第１のキャリヤPC1と第３のリングギヤR3が同じ回転数を保つという条件である。この回転拘束関係により第２のキャリヤPC2の回転数が決まる。この第２のキャリヤPC2からの出力回転数（＝入力回転数より低く第３速より高い減速回転数）は、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２クラッチC2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と第２クラッチC2と第５クラッチC5の同時締結と第２の回転メンバM2により、第２の遊星歯車PG2において二つの回転要素PC2,R2が直結されて第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転する状態にされると共に、入力軸INと第１のサンギヤS1と第３のキャリヤPC3と第２の遊星歯車PG2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２の遊星歯車PG2が入力回転数により一体に回転する。この第２の遊星歯車PG2の回転は、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2からの出力回転数（＝入力軸INからの入力回転数と同じ回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、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３クラッチC3と第５クラッチC5の同時締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2と第３のリングギヤR3が直結される。第１クラッチC1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。

したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2と第３のリングギヤR3に入力回転数が入力される。このとき、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、入力回転を増速し、第３のキャリヤPC3から出力する。この第３のキャリヤPC3の回転は、第２の回転メンバM2を介して第２のサンギヤS2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のサンギヤS2の回転数と第２のリングギヤR2の回転数（＝入力回転数）が規定されることにより、第２のキャリヤPC2の回転数が決まる。この第２のキャリヤPC2からの出力回転数（＝入力回転数より高い増速回転数）は、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のキャリヤPC1と第３のリングギヤR3が直結される。第１クラッチC1と第２クラッチC2の同時締結と第２の回転メンバM2により、第２の遊星歯車PG2において二つの回転要素PC2,R2が直結されて第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転する状態にされると共に、第１のサンギヤS1と第３のキャリヤPC3と第２の遊星歯車PG2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１のキャリヤPC1と第３のリングギヤR3に入力回転数が入力される。このとき、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、入力回転を増速し、第３のキャリヤPC3から出力する。この第３のキャリヤPC3の回転は、第２の回転メンバM2を介して第２のサンギヤS2にそのまま入力され、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。この第２遊星歯車PG2の回転は、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2からの出力回転数（＝入力回転数及び第６速より高い増速回転数）は、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４クラッチC4が同時締結される。

この第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のキャリヤPC1と第３のリングギヤR3が直結される。第２クラッチC2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１のキャリヤPC1と第３のリングギヤR3に入力回転数が入力される。このとき、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、入力回転を増速し、第３のキャリヤPC3から出力する。この第３のキャリヤPC3の回転は、第４クラッチC4と第２の回転メンバM2を介して第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2に入力される。このため、２入力１出力の第１の遊星歯車PG1において、第１のキャリヤPC1の回転数（＝入力回転数）と第１のリングギヤR1の回転数が規定されることにより、第１のサンギヤS1の回転数が決まる。この第１のサンギヤS1の回転は、第２クラッチC2を介して第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のサンギヤS2の回転数と第２のリングギヤR2の回転数が規定されることにより、第２のキャリヤPC2の回転数が決まる。この第２のキャリヤPC2からの出力回転数（＝入力回転数及び第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。

（第９速の変速段）
第９速（9th）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のキャリヤPC1と第３のリングギヤR3が直結される。第１クラッチC1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１のキャリヤPC1と第３のリングギヤR3に入力回転数が入力される。このとき、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、入力回転を増速し、第３のキャリヤPC3から出力する。この第３のキャリヤPC3の回転は、第４クラッチC4と第２の回転メンバM2を介して第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2に入力される。このため、２入力１出力の第１の遊星歯車PG1において、第１のキャリヤPC1の回転数（＝入力回転数）と第１のリングギヤR1の回転数が規定されることにより、第１のサンギヤS1の回転数が決まる。この第１のサンギヤS1の回転は、第１クラッチC1を介して第２のキャリヤPC2にそのまま入力される。この第２のキャリヤPC2からの出力回転数（＝入力回転数及び第８速より高い増速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第９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１３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のキャリヤPC1と第３のリングギヤR3が直結される。第２クラッチC2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の締結により、第１のリングギヤR1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１のキャリヤPC1と第３のリングギヤR3に入力回転数が入力される。このとき、リングギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、入力回転方向に対し逆方向の回転を第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２クラッチC2を介して第２のリングギヤR2にそのまま入力される。一方、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、入力回転を増速し、第３のキャリヤPC3から出力する。この第３のキャリヤPC3の回転は、第２の回転メンバM2を介して第２のサンギヤS2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のサンギヤS2の回転数と第２のリングギヤR2の回転数が規定されることにより、第２のキャリヤPC2の回転数が決まる。この第２のキャリヤPC2からの出力回転数（＝入力回転数とは逆方向で入力回転数より低い回転数）は、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１４は、従来例の自動変速機を示すスケルトン図である。図１５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１６は、従来例の自動変速機における各摩擦要素の最大トルク分担比表を示す図である。以下、図１５〜図１６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〜図３）と従来例の自動変速機（図１４〜図１６）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）
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摩擦要素により少なくとも前進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。
（歯数比）
従来例の自動変速機と実施例１の自動変速機は、何れも第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の歯数比ρ1,ρ2,ρ3の絶対値を0.3〜0.65の範囲内に設定している。

一方、下記に列挙する「(a)各変速段でのフリクション損失」「(b)変速性能」「(c)ギヤ比幅」「(d)後退動力性能」「(e)変速頻度」「(f)自動変速機ユニット形状」「(g)ユニットレイアウト」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
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）で生じるオイル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１５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、第１速段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は４個となる。このため、空転する４個の摩擦要素でのオイル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。つまり、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９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４クラッチC4というように、各変速段において空転する摩擦要素は３個となる。したがって、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。つまり、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) 変速性能
従来例の自動変速機の場合、３遊星・６摩擦要素により前進８速の変速段を達成しているのに対し、実施例１の自動変速機の場合、３遊星・６摩擦要素によって前進９速を達成している。

このため、ギヤ比の選択肢が広がり、車両の状況に沿った駆動力を出力できるため、燃費を向上させることができる。また、変速段数が増えることで、段間比の間隔が小さくなり、段間の駆動力段差や変速ショックを抑えることができる。

(c) ギヤ比幅
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１５に示すように、ダブルピニオン型遊星歯車の歯数比をρ1＝-0.375、ラビオニタイプ遊星歯車ユニットの歯数比をρ2＝0.500、ρ3＝-0.375とした場合、ＲＣ＝6.397（＝4.267/0.667）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の歯数比をρ1＝-0.493、第２の遊星歯車PG2の歯数比をρ2＝0.410、第３の遊星歯車PG3の歯数比をρ3＝-0.327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＝6.845（＝3.446/0.503）を得ている。

つまり、適正な段間比を保ちながらも、ＲＣ値を従来例以上の値にでき、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確保することができる。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、発進駆動力の維持と燃費向上（高速時の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
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１５に示すように、Rev1/1st＝0.750であり、Rev2/1st＝0.469である。したがって、Rev1/1stの場合、つまり後退１速（Rev1）を選択した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の、後退２速（Rev2）を選択した場合では、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１よりも大幅に低い値であり、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おそれがある。

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＝0.970であり、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が従来例の後退1速よりも１近傍にある。このため、従来例の自動変速機のように前後進の切り替え時に駆動力差が生じることはなく、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。

(e) 変速頻度
従来例の自動変速機は、図１５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であってもビジーシフトが抑えられ、フィーリングの悪化を防止することができる。

(f) 自動変速機ユニット形状
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が、ブレーキ要素の最大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、図１６に示すように、第２ブレーキB2が最大トルク分担比の最も高い摩擦要素であるが、図１４に示すように、この第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。このため、トランスミッションケースの中央部の胴径が大きくなり、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った。

これに対し、実施例１の自動変速機の場合、図３に示すように、第１ブレーキB1が最大トルク分担比の最も高い摩擦要素であるが、図１に示すように、第１ブレーキB1は、第１の遊星歯車PG1よりも駆動源側の上流位置、つまり、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。このため、トランスミッションケースTCは、パワーユニットルーム（例えば、エンジンルーム）に配置される前側部分の胴径のみを太くすればよく、それ以降の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。これにより、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。

(g) ユニットレイアウト
従来例の自動変速機では、図１６に示すように、各摩擦要素（第１クラッチC1〜第２ブレーキB2）の最大トルク分担比のうち、最も大きいものが第２ブレーキB2の4.800となっている。これに対し、実施例１の自動変速機の各摩擦要素（第１クラッチC1〜第１ブレーキB1）の最大トルク分担比は、図３に示すように、最も大きいものであっても第１ブレーキB1の4.816である。このため、摩擦要素における摩擦プレートの数を従来例よりも極端に増加する必要がない。この結果、製造コストの上昇を抑え、各摩擦要素（第１クラッチC1〜第１ブレーキB1）のサイズ拡大を抑制することができ、ユニットレイアウトの拡大抑制を図ることができる。

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、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のダブルピニオンP3s,P3r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、前記出力軸OUTは、前記第２のキャリヤPC2に常時連結しており、前記第３のサンギヤS3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のキャリヤPC1と前記第３のリングギヤR3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２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3は、常時締結して第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２のキャリヤPC2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と前記第２のリングギヤR2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、前記入力軸INと前記第１の回転メンバM1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のリングギヤR1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４クラッチC4）と、前記入力軸IN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（第５クラッチC5）と、前記第１のリングギヤR1の回転を選択的に係止する第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速を達成する構成とした。
このため、３遊星６摩擦要素で前進８速以上を達成しながら、各変速段で生じるフリクション損失を抑制することで、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る前進９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第１速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）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第２速と、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）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３速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）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４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６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９速と、からなる構成とした。
このため、ギヤ比の選択肢が広がり、車両の状況に沿った駆動力を出力できて燃費を向上させることができる。また、変速段数が増えることで、段間比の間隔が小さくなり、段間の駆動力段差や変速ショックを抑えることができる。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。さらに、アンダードライブ側での変速間隔が広くなり、ビジーシフトが抑えられてフィーリング悪化を防止することができる。

(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構成とした。
このため、適切なＲＣ値及び段間比を達成するような歯数比を選択しても、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、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。

(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は、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、前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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する構成とした。
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、遊星歯車の配列順を変更した例である。

まず、構成を説明する。
図１７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１７に基づいて実施例２の自動変速機の遊星歯車配列を説明する。

実施例２の自動変速機は、図１７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の固定メンバF1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、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は、図１７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、第２の遊星歯車PG2、第１の遊星歯車PG1、第３の遊星歯車PG3の順に配列している。

このように、実施例１と比べて第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2の位置を入れ替えても、本発明の自動変速機は成立する。なお、他の構成、作用、効果については、実施例１と同様であるので、図示並びに説明を省略する。

以上、本発明の自動変速機を実施例１及び実施例２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。

実施例では、第１の遊星歯車PG1の歯数比ρ1と、第２の遊星歯車PG2の歯数比ρ2と、第３の遊星歯車PG3の歯数比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の歯数比ρ1,ρ2,ρ3は、歯数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、実施例の値に限られるものではない。

また、実施例では、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。また、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適用することができる。

PG1 第１の遊星歯車
S1 第１のサンギヤ
PC1 第１のキャリヤ
R1 第１のリングギヤ
PG2 第２の遊星歯車
S2 第２のサンギヤ
PC2 第２のキャリヤ
R2 第２のリングギヤ
PG3 第３の遊星歯車
S3 第３のサンギヤ
PC3 第３のキャリヤ
R3 第３のリングギヤ
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
M2 第２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 (4)

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のダブ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、
   前記出力軸は、前記第２のキャリヤに常時連結しており、
   前記第３のサンギヤは、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のキャリヤと前記第３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２のサンギヤと前記第３のキャリヤは、常時締結して第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２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のサンギヤと前記第２のリングギヤの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
   前記入力軸と前記第１の回転メンバの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
   前記第１のリングギヤと前記第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、
   前記入力軸と前記第２のリングギヤの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
   前記第１のリングギヤの回転を選択的に係止する第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る前進９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１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４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３速と、
   前記第１の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第４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６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４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４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。
3. 請求項１または請求項２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ことを特徴とする自動変速機。
4. 請求項１から請求項３のいずれか一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の遊星歯車は、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配列し、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することを特徴とする自動変速機。

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