(57)【要約】      （修正有）【課題】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、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ること。【解決手段】ダブルピニオンによる第１の遊星歯車とシングルピニオンによる第２の遊星歯車と第３の遊星歯車を備え、入力軸はリングギヤR1に常時連結し、出力軸はキャリヤPC3に常時連結し、サンギヤS1とサンギヤS2を常時連結して回転メンバM1を構成し、リングギヤR2とサンギヤS3を常時連結して回転メンバM2を構成し、キャリヤPC1とキャリヤPC2を選択的に連結する第１クラッチと、リングギヤR1とキャリヤPC2を選択的に連結する第２クラッチと、回転メンバM1とキャリヤPC3を選択的に連結する第３クラッチと、回転メンバM1とリングギヤR3を選択的に連結する第４クラッチと、キャリヤPC1の回転を係止可能な第１ブレーキB、リングギヤR3の回転を係止可能な第２ブレーキを備える。【選択図】図１
2011033099.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項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のリングギヤのそれぞれに噛み合う第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、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１のリングギヤに常時連結しており、
前記出力軸は、前記第３のキャリヤに常時連結しており、
前記第１のサンギヤと前記第２のサンギヤは、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１の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第１の回転メンバと前記第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の回転メンバと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤの回転を係止可能な第５の摩擦要素と、
前記第３のリングギヤ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。
【請求項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２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６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６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７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８速と、
からなることを特徴とする自動変速機。
【請求項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２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６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６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７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８速と、
からなることを特徴とする自動変速機。
【請求項４】
請求項１から請求項３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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
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。
【背景技術】
【０００２】
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）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００１−１８２７８５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
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。
【０００５】
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。
【０００６】
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。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
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のリングギヤのそれぞれに噛み合う第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、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である。
この自動変速機において、
前記入力軸は、前記第１のリングギヤに常時連結しており、
前記出力軸は、前記第３のキャリヤに常時連結しており、
前記第１のサンギヤと前記第２のサンギヤは、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１の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第１の回転メンバと前記第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の回転メンバと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤの回転を係止可能な第５の摩擦要素と、
前記第３のリングギヤ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。
【発明の効果】
【０００８】
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。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】実施例１の自動変速機を示すスケルトン図である。
【図２】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】実施例１の自動変速機において前進８速の隣接する変速段でのギヤ比変化率である段間比の変化特性を示す図である。
【図４】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。
【図５】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。
【図６】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。
【図７】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。
【図８】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。
【図９】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。
【図１０】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。
【図１１】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。
【図１２】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。
【図１３】従来例の自動変速機を示すスケルトン図である。
【図１４】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】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１６】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。
【発明を実施するための形態】
【００１０】
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及び実施例２に基づいて説明する。
【実施例１】
【００１１】
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。
【００１２】
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１ブレーキB1（第５の摩擦要素）と、第２ブレーキB2（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。
【００１３】
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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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１のリングギヤR1に常時連結している。
【００１７】
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のキャリヤPC3に常時連結している。
【００１８】
前記第１の回転メンバM1は、前記第１のサンギヤS1と前記第２のサンギヤS2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。
【００１９】
前記第２の回転メンバM2は、前記第２のリングギヤR2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。
【００２０】
前記第１クラッチC1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１の摩擦要素である。
【００２１】
前記第２クラッチC2は、前記第１のリングギヤR1と前記第２のキャリヤPC2の間を選択的に連結する第２の摩擦要素である。
【００２２】
前記第３クラッチC3は、前記第１の回転メンバM1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。
【００２３】
前記第４クラッチC4は、前記第１の回転メンバM1と前記第３のリングギヤR3の間を選択的に連結する第４の摩擦要素である。
【００２４】
前記第１ブレーキB1は、前記第１のキャリヤPC1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５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。
【００２５】
前記第２ブレーキB2は、前記第３のリングギヤR3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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。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。
【００２８】
実施例１の自動変速機は、６つの摩擦要素C1,C2,C3,C4,B1,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。
【００２９】
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１ブレーキB1（または、ワンウェイクラッチOWC）と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。
【００３０】
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２ブレーキB2の同時締結により達成する。
【００３１】
第３速（3rd）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２ブレーキB2の同時締結により達成する。
【００３２】
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２ブレーキB2の同時締結により達成する。
【００３３】
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４クラッチC4の同時締結により達成する。
【００３４】
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４クラッチC4と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。
【００３５】
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４クラッチC4と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。
【００３６】
第８速（8th）の変速段は、図２に示すように、第３クラッチC3と第４クラッチC4と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。
【００３７】
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２ブレーキB2の同時締結により達成する。
【００３８】
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。
【００３９】
［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とワンウェイクラッチOWCと第２ブレーキB2が同時締結され、コースト時、第２クラッチC2と第１ブレーキB1と第２ブレーキB2が同時締結される。
【００４０】
この第２クラッチC2の締結により、第２のキャリヤPC2が入力軸INに直結される。第１ブレーキB1の締結により、または、ワンウェイクラッチOWCのセルフロックにより、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。第２ブレーキB2の締結により、第３のリングギヤR3がトランスミッションケースTCに固定される。
【００４１】
したがって、第１のリングギヤR1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１の遊星歯車PG1において、入力回転数に対し正回転増速した回転数が第１のサンギヤS1から出力される。そして、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第１のサンギヤS1の回転数が第１の回転メンバM1を経過して第２のサンギヤS2に入力され、入力軸INからの入力回転数が第２クラッチC2を経過して第２のキャリヤPC2に入力されるため、入力回転数に対し正回転減速した回転数が第２のリングギヤR2から出力される。そして、リングギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第２のリングギヤR2の回転数が第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3に入力されるため、第２のリングギヤR2の回転数を減速した回転数が第３のキャリヤPC3から出力される。この第３のキャリヤPC3の出力回転数（＝入力回転数より低い減速回転）が、第３のキャリヤPC3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。
【００４２】
（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２ブレーキB2が同時締結される。
【００４３】
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１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1が一体に回転すると共に、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。そして、第２ブレーキB2の締結により、第３のリングギヤR3がトランスミッションケースTCに固定される。
【００４４】
したがって、第１のリングギヤR1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１の遊星歯車PG1→第１の回転メンバM1→一体回転状態の第２の遊星歯車PG2を経過し、入力軸INからの入力回転数が第２のリングギヤR2から出力される。そして、リングギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第２のリングギヤR2の入力回転数が第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3に入力されるため、第２のリングギヤR2の入力回転数を減速した回転数が第３のキャリヤPC3から出力される。この第３のキャリヤPC3の出力回転数（入力回転数より低いが第１速より高い減速回転）が、第３のキャリヤPC3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。
【００４５】
（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クラッチC1と第３クラッチC3と第２ブレーキB2が同時締結される。
【００４６】
この第１クラッチC1の締結により、第１のキャリヤPC1と第２のキャリヤPC2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、第１のサンギヤS1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２ブレーキB2の締結により、第３のリングギヤR3がトランスミッションケースTCに固定される。
【００４７】
したがって、第１のリングギヤR1に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、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において、（第１のキャリヤPC1の回転数）＝（第２のキャリヤPC2の回転数）、（第１のサンギヤS1の回転数）＝（第２のサンギヤS2の回転数）＝（第３のキャリヤPC3の回転数）＜入力回転数という拘束条件が成立する。これらの拘束条件により、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と第２のキャリヤPC2の回転数が決まるため、入力回転数に対し正回転増速した回転数が第２のリングギヤR2から出力される。そして、リングギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第２のリングギヤR2の回転数が第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3に入力されるため、第２のリングギヤR2の回転数を減速した回転数が第３のキャリヤPC3から出力される。この第３のキャリヤPC3の出力回転数（入力回転数より低いが第２速より高い減速回転）が、第３のキャリヤPC3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。
【００４８】
（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２ブレーキB2が同時締結される。
【００４９】
この第１クラッチC1の締結により、第１のキャリヤPC1と第２のキャリヤPC2が直結される。第４クラッチC4と第２ブレーキB2の同時締結と第１の回転メンバM1により、第１のサンギヤS1と第２のサンギヤS2と第３のリングギヤR3がトランスミッションケースTCに固定される。
【００５０】
したがって、第１のリングギヤR1に入力軸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１の遊星歯車PG1において、入力回転数に対し正回転増速した回転数が第１のキャリヤPC1から出力される。そして、サンギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第１のキャリヤPC1の回転数が第１クラッチC1を経過して第２のキャリヤPC2に入力され、この回転数をさらに増速した回転数が第２のリングギヤR2から出力される。そして、リングギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第２のリングギヤR2の回転数が第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3に入力されるため、第２のリングギヤR2の回転数を減速した回転数が第３のキャリヤPC3から出力される。この第３のキャリヤPC3の出力回転数（＝入力回転数より低いが第３速より高い減速回転）が、第３のキャリヤPC3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。
【００５１】
（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４クラッチC4が同時締結される。
【００５２】
この第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の三つの回転要素S1,PC1,R1が一体に回転し、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。
【００５３】
したがって、第１のリングギヤR1に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、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５速の変速段（直結変速段）が達成される。
【００５４】
（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４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。
【００５５】
この第１クラッチC1と第１ブレーキB1の同時締結により、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。第４クラッチC4の締結により、第１のサンギヤS1と第２のサンギヤS2と第３のリングギヤR3が直結される。
【００５６】
したがって、第１のリングギヤR1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１の遊星歯車PG1において、入力回転数に対し正回転増速した回転数が第１のサンギヤS1から出力される。そして、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第１のサンギヤS1の回転数が第１の回転メンバM1を経過して第２のサンギヤS2に入力されるため、入力回転数に対し逆回転減速した回転数が第２のリングギヤR2から出力される。そして、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第２のリングギヤR2の回転数が第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、第１の回転メンバM1の回転数が第４クラッチC4を経過して第３のリングギヤR3に入力されるため、第２のリングギヤR2の回転数を増速した回転数が第３のキャリヤPC3から出力される。この第３のキャリヤPC3の出力回転数（入力回転数より高い増速回転）が、第３のキャリヤPC3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。
【００５７】
（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４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。
【００５８】
この第２クラッチC2の締結により、入力回転数が第２のキャリヤPC2に入力される。第４クラッチC4の締結により、第１のサンギヤS1と第２のサンギヤS2と第３のリングギヤR3が直結される。第１ブレーキB1の締結により、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。
【００５９】
したがって、第１のリングギヤR1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１の遊星歯車PG1において、入力回転数に対し正回転増速した回転数が第１のサンギヤS1から出力される。そして、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第１のサンギヤS1の回転数が第１の回転メンバM1を経過して第２のサンギヤS2に入力され、入力回転数が第２クラッチC2を経過して第２のキャリヤPC2に入力されるため、入力回転数に対し正回転減速した回転数が第２のリングギヤR2から出力される。そして、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第２のリングギヤR2の回転数が第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、第１の回転メンバM1の回転数が第４クラッチC4を経過して第３のリングギヤR3に入力されるため、第２のリングギヤR2の回転数を増速した回転数が第３のキャリヤPC3から出力される。この第３のキャリヤPC3の出力回転数（入力回転数より高くて第６速より高い増速回転）が、第３のキャリヤPC3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。
【００６０】
（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３クラッチC3と第４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。
【００６１】
この第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結と第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ブレーキB1の締結により、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。
【００６２】
したがって、第１のリングギヤR1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１の遊星歯車PG1において、入力回転数に対し正回転増速した回転数が第１のサンギヤS1から出力される。この第１のサンギヤS1からの出力回転は、第１の回転メンバM1→第２の遊星歯車PG2（一体回転）→第２の回転メンバM2→第３の遊星歯車PG3（一体回転）を経過し、第３のキャリヤPC3を正回転増速して出力する。この出力回転数（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のキャリヤPC3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。
【００６３】
（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２ブレーキB2が同時締結される。
【００６４】
この第１クラッチC1と第１ブレーキB1の同時締結により、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。第２ブレーキB2の締結により、第３のリングギヤR3がトランスミッションケースTCに固定される。
【００６５】
したがって、第１のリングギヤR1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１の遊星歯車PG1において、入力回転数に対し正回転増速した回転数が第１のサンギヤS1から出力される。そして、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第１のサンギヤS1の回転数が第１の回転メンバM1を経過して第２のサンギヤS2に入力され、この回転数を逆回転した回転数が第２のリングギヤR2から出力される。そして、リングギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第２のリングギヤR2の回転数が第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3に入力されるため、第２のリングギヤR2の回転数を減速した逆回転による回転数が第３のキャリヤPC3から出力される。この第３のキャリヤPC3の出力回転数（入力回転とは逆回転）が、第３のキャリヤPC3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。
【００６６】
［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。
【００６７】
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。
【００６８】
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。
【００６９】
(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。
【００７０】
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。
【００７１】
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。
【００７２】
(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、シングルピニオン遊星歯車とダブルピニオン遊星歯車があるが、ギヤの伝達効率等の観点からダブルピニオン遊星歯車よりもシングルピニオン遊星歯車の選択が好ましいとされている。
【００７３】
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歯車１つとシングルピニオン遊星歯車１つ）を用いている。すなわち、実質的にダブルピニオン遊星歯車を２つ使っているため、ピニオンのギヤ径が小さくなり、耐久信頼性が低下するし、部品点数が多くなることでコストアップになる、という問題がある。
【００７４】
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遊星歯車を用いる従来例に比べて、ダブルピニオン遊星歯車の使用数が減少する。この結果、２つのシングルピニオン遊星歯車にて、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し、部品点数が減少し、コストダウンを達成できる。
【００７５】
(d) 小型軽量化について
例えば、エンジン車の自動変速機は、エンジンと共に限られたスペースのエンジンルームに搭載される。よって、自動変速機としては、小型であるほど車両への搭載性が良いし、かつ、軽量であるほど車両重量増が抑えられ、燃費の面で有効である。
【００７６】
従来例の自動変速機の場合、ラビニオタイプ遊星歯車のサンギヤの内側位置に、入力軸以外に連結メンバを２本通す必要があり、サンギヤの内径を大きくせざるを得ない。そのため、適切なギヤ比を得るためにはリングギヤの外径（＝ラビニオタイプ遊星歯車の外径）を大きくする必要があり、その結果、自動変速機のユニットサイズ（＝胴径）が大きくなる。
【００７７】
これに対し、実施例１の自動変速機では、図１に示すように、まず、３つの遊星歯車PG1,PG2,PG3の内側位置に入力軸INも出力軸OUTも通す必要がない。そして、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2のサンギヤS1,S2の内側位置には、連結メンバを２本通すだけであり、第３の遊星歯車PG3の内側位置には、連結メンバを１本通すだけである。このため、サンギヤS1,S2,S3の内側を通る連結メンバの数が従来例に比べて少なくなり、サンギヤS1,S2,S3の内径を小さくすることができる。そのため、適切なギヤ比を得るようにしてもリングギヤR1,R2,R3の外径（＝遊星歯車PG1,PG2,PG3の外径）が小さくすることが可能になり、その結果、自動変速機のユニットサイズ（＝胴径）を小さくすることができる。すなわち、自動変速機の小型軽量化を達成することができる。
【００７８】
(e) 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。
【００７９】
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＝-0.433、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.276、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.508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＝10.744（＝4.647/0.433）を得ている。
【００８０】
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（従来例より約60%拡大）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。実施例１の自動変速機における段間比特性は、図３に示すように、ローギヤ側で段間比が最も高く（1ST/2ND,2ND/3RD）、ローギヤ側からハイギヤ側（2ND/3RD,3RD/4TH,4TH/5TH）に向かって滑らかな勾配にて低下し（2ND/3RD,3RD/4TH,4TH/5TH）、その後、横這い状態で推移する（4TH/5TH,5TH/6TH,6TH/7TH,7TH/8TH）、という「適正な段間比」を持つ特性線が描かれる。
【００８１】
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。
【００８２】
(f) 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。
【００８３】
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。
【００８４】
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＝1.002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
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。
【００８５】
(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のそれぞれに噛み合う第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、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１のリングギヤR1に常時連結しており、前記出力軸OUTは、前記第３のキャリヤPC3に常時連結しており、前記第１のサンギヤS1と前記第２のサンギヤS2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のリングギヤR2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１の摩擦要素（第１クラッチC1）と、前記第１のリングギヤR1と前記第２のキャリヤPC2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１の回転メンバM1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の回転メンバM1と前記第３のリングギヤR3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のキャリヤPC1の回転を係止可能な第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）と、前記第３のリングギヤR3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、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。加えて、ダブルピニオン遊星歯車の使用数が従来例に比べて減少するため、耐久信頼性が向上するし、コストダウンを達成できる。そして、サンギヤS1,S2,S3の内側を通る連結メンバの数が従来例に比べて少なくなり、自動変速機のユニットサイズ（＝胴径）を小さくすることができる。さらに、遊星歯車の三つの回転要素のうち、部品強度が最も高い第３のキャリヤPC3からの出力構成であるため、出力軸OUTの剛性を確保することができる。
【００８６】
(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５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）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２ブレーキB2）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５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１ブレーキB1）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）と前記第５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。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。
【００８７】
(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５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）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。
【実施例２】
【００８８】
実施例２は、実施例１と同じスケルトン構成であるが、締結作動表のうち第５速での締結要素を実施例１とは異ならせた例である。
【００８９】
まず、構成を説明する。
図１５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。以下、図１５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。
【００９０】
実施例２の自動変速機は、６つの摩擦要素C1,C2,C3,C4,B1,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。
【００９１】
第１速（1st）の変速段は、図１５に示すように、第２クラッチC2と第１ブレーキB1（または、ワンウェイクラッチOWC）と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。
【００９２】
第２速（2nd）の変速段は、図１５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。
【００９３】
第３速（3rd）の変速段は、図１５に示すように、第１クラッチC1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。
【００９４】
第４速（4th）の変速段は、図１５に示すように、第１クラッチC1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。
【００９５】
第５速（5th）の変速段は、図１５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。
【００９６】
第６速（6th）の変速段は、図１５に示すように、第１クラッチC1と第４クラッチC4と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。
【００９７】
第７速（7th）の変速段は、図１５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の同時締結により達成する。
【００９８】
第８速（8th）の変速段は、図１５に示すように、第３クラッチC3と第４クラッチC4と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。
【００９９】
後退速（Rev）の変速段は、図１５に示すように、第１クラッチC1と第１ブレーキB1と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。
なお、他の構成については、実施例１と同様であるので、図示並びに説明を省略する。
【０１００】
次に、作用を説明する。
図１６は、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。以下、図１６に基づいて、第５速（5th）の変速段での変速作用を説明する。
【０１０１】
（第５速の変速段）
第５速（5th）の変速段では、図１６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。
【０１０２】
この第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の三つの回転要素S1,PC1,R1が一体に回転し、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。
【０１０３】
したがって、第１のリングギヤR1に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、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５速の変速段（直結変速段）が達成される。
【０１０４】
(g) 飛び変速について
例えば、平坦路から降坂路等へ移行するとき等での走行シーンとして、変速段がアンダードライブ側の第２速や第３速による走行中、車速維持等を意図してアクセル足離し操作を行うと、第２速から直結段（第５速）への２段飛びアップ変速や第３速から直結段（第５速）への１段飛びアップ変速による足放しアップ変速が行われる。
【０１０５】
従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結という１つの締結パターンにより直結段である第６速を得るようにしている。このため、第２速から直結段（第６速）への３段飛びアップ変速や第３速から直結段（第６速）への２段飛びアップ変速については、２つの摩擦要素の解放と２つの摩擦要素の締結という２重架け替え変速となる。
したがって、減速を意図してアクセル足放し操作を行ったとき、変速指令に基づく変速開始から変速終了までに時間を要し、ドライバのアクセル足放し操作にあらわれる減速要求に対する駆動力低下のレスポンスが遅れる。
【０１０６】
これに対し、実施例１の自動変速機では、直結段である第５速を、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第４クラッチC4の同時締結により得る第１締結パターンと（図２）、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により得る第２締結パターンと（図１５）と、の２つの締結パターンの何れかにより得ることができる。
このため、第２速から直結段（第５速）への２段飛びアップ変速の場合には、第１締結パターン（図２）を選択することにより、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ことができる。一方、第３速から直結段（第５速）への１段飛びアップ変速の場合には、第２締結パターン（図１５）を選択することにより、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ことができる。
したがって、減速を意図してアクセル足放し操作を行ったとき、変速指令に基づく変速開始から短時間にて変速が終了し、ドライバのアクセル足放し操作にあらわれる減速要求に対する駆動力低下のレスポンスが確保される。
【０１０７】
例えば、高速道路等での走行シーンとして、変速段がオーバードライブ側の第７速や第８速による定速走行中、自車両の前方車両の追い越し等を意図してアクセル踏み込み操作を行うと、第７速から直結段（第５速）への１段飛びダウン変速や第８速から直結段（第５速）への２段飛びダウン変速による踏み込みダウン変速が行われる。
【０１０８】
これに対し、実施例１の自動変速機では、直結段である第５速を、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第４クラッチC4の同時締結により得る第１締結パターンと（図２）、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により得る第２締結パターンと（図１５）と、の２つの締結パターンの何れかにより得ることができる。
このため、第７速から直結段（第５速）への１段飛びダウン変速の場合には、第１締結パターン（図２）を選択することにより、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ことができる。一方、第８速から直結段（第５速）への２段飛びダウン変速の場合には、第２締結パターン（図１５）を選択することにより、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ことができる。
【０１０９】
したがって、中間加速を意図してアクセル踏み込み操作を行ったとき、変速指令に基づく変速開始から短時間にて変速が終了し、ドライバのアクセル踏み込み操作にあらわれる中間加速要求に対する駆動力上昇のレスポンスが確保される。
なお、他の作用については、実施例１と同様であるので、図示並びに説明を省略する。
【０１１０】
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)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
【０１１１】
(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５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）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２ブレーキB2）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５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１ブレーキB1）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）と前記第５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。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。加えて、実施例１の締結パターンと実施例２の締結パターンを選択可能とすることで、２段飛びや３段飛びのアップ変速やダウン変速が要求された場合、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重架け替えによりレスポンス良く飛び変速を達成することができる。
【０１１２】
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。
【０１１３】
実施例１，２では、第１の遊星歯車PG1のギヤ比をρ1＝-0.433とし、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.276とし、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.508とした例を示した。しかし、各遊星歯車PG1,PG2,PG3のギヤ比ρ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に限られるものではない。
【０１１４】
実施例１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。
【符号の説明】
【０１１５】
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）
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）
B1  第１ブレーキ（第５の摩擦要素）
B2  第２ブレーキ（第６の摩擦要素）
TC  トランスミッションケース
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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