JP2005083479A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【課題】後進のためにケースに固定するブレーキの容量を小さくし、各変速比で駆動している際に空転する摩擦要素の数を少なくして、引きずり抵抗を減らす。
【解決手段】第１遊星歯車群１４と第２遊星歯車群２０とを有し、第１遊星歯車群１４が入力軸１０と中間出力メンバーとの間において正転２段または３段逆転１段の変速比を得ることができる構成であり、第２遊星歯車群２０が回転メンバーとして、中間出力メンバーと連結した中間入力メンバーと、ケース７６に固定可能な低速段固定メンバーと、入力軸１０と連結可能な高速段入力メンバーと、出力軸１２と連結した出力メンバーとを備えた。
【選択図】図１

Description

本発明は、車両用自動変速機に用いる多段変速が可能な遊星歯車列に関するものである。

車両用自動変速機に用いる遊星歯車列は、車両の燃費や排気特性および加速性能を向上することを主眼に、前進５段以上の多段変速が可能なものが実用に供されている。
実用に供されている多段変速遊星歯車列は、４列の遊星歯車と６個の摩擦要素により前進７段の変速比を得ている。

しかし、４列の遊星歯車のうち、上流の２列は２段の減速と直結が可能な歯車群であり、下流の２列は多段化の機能と後進のための逆転機能を有した歯車群であった。
このように後進において、上流の歯車群で減速されて大きくなったトルクを下流の歯車群で逆転する構成であるため、逆転に際して所定のメンバーをケースに固定するブレーキの容量が大きくなってしまい、製造コストや重量およびスペースの面での問題のほかに、当該ブレーキが締結していない高速走行において、引きずり抵抗が過大になって発熱を来たし燃費を悪化させるという欠点があった。

また、６個の摩擦要素のうち各変速比を得るのに選択された２個の摩擦要素を締結する構成であるため、常に残りの４個の摩擦要素は空転しており、これらが引きずり抵抗の要因になるので、空転している摩擦要素の数が多いことに起因して燃費を悪化させるという欠点があった。
特開２０００−２６６１３８号公報

解決しようとする第一の問題点は、４列の遊星歯車を有する多段変速遊星歯車列において後進のために所定のメンバーをケースに固定するブレーキの容量が大きい点であり、第二の問題点は、各変速比で駆動している際に空転している摩擦要素の数が多い点である。

本発明は、４列の遊星歯車のうち、上流の２列で構成する第１遊星歯車群において、少なくとも１段の減速と直結に加えて逆転が可能な正転２段または３段逆転１段の変速比が得られることを最も主要な特徴とする。

本発明の多段変速遊星歯車列は、上流の２列で構成する第１遊星歯車群において、正転２段または３段逆転１段の変速比が得られる構成にしたため、下流の２列で構成する第２遊星歯車群に容量の大きな後進専用のブレーキが不要になり、製造コストや重量およびスペースを低減でき、当該ブレーキが締結していない高速走行における引きずり抵抗が小さくなって燃費が向上するという利点がある。また、前進７段または８段の構成を例にとると各変速比を得る際に６個の摩擦要素のうち選択された３個を締結するので、引きずり抵抗の要因になるのは常に３個の摩擦要素となって、通常のように２個締結する場合に比べ引きずりの原因となる摩擦要素数が減少し、燃費が向上するという利点がある。

上流の２列で構成する第１遊星歯車群を、従来一般的に前進３段後進１段の自動変速機に用いられた歯車列として、下流の２列で構成する第２遊星歯車群を多段化の機能に特化させ、下流の２列で構成する第２遊星歯車群に容量の大きな後進専用のブレーキを不要としながら、摩擦要素の数を増やさずに前進７段または８段後進１段の変速比を得ることを実現した。

図１は、本発明装置の１実施例のスケルトン図であって、同心とした入力軸１０と出力軸１２の軸心より上側半分を描いてある。

図１に示した本発明の多段変速遊星歯車列は、入力軸１０と出力軸１２とが同軸上に配置され、これらの軸上の上流側（図の左側）の２列が第１遊星歯車群１４であり、第１遊星歯車組１６と第２遊星歯車組１８とで構成されている。
また、下流側（図の右側）の２列が第２遊星歯車群２０であり、第３遊星歯車組２２と第４遊星歯車組２４とで構成されている。

第１遊星歯車組乃至第４遊星歯車組１６、１８、２２、２４は、いずれも一般的にシングルピニヨン型と呼ばれるものであり、それぞれが同じ構成になっている。すなわち、第１遊星歯車組１６は第１サンギヤ３０と、第１リングギヤ３２と、第１リングギヤ３２および第１サンギヤ３０に噛み合った第１ピニヨン３４と、第１ピニヨン３４を回転自在に軸支する第１キャリヤ３８とで構成されている。

同様に、第２遊星歯車組１８は、第２サンギヤ４０、第２リングギヤ４２、第２ピニヨン４４、第２キャリヤ４８で、第３遊星歯車組２２は、第３サンギヤ５０、第３リングギヤ５２、第３ピニヨン５４、第３キャリヤ５８で、第４遊星歯車組２４は、第４サンギヤ６０、第４リングギヤ６２、第４ピニヨン６４、第４キャリヤ６８で、それぞれ構成されている。

入力軸１０、出力軸１２と、第１遊星歯車組乃至第４遊星歯車組１６、１８、２２、２４の各回転メンバーは以下のように連結されているか、または連結可能である。
第２リングギヤ３２は第１クラッチ７０を介して入力軸１０と選択的に連結可能である。第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とは連結しており、第２クラッチ７２を介して入力軸１０と選択的に連結可能であるとともに、第１ブレーキ７４によりケース（静止部）７６に固定可能である。

第１キャリヤ３８は第２ブレーキ７８によりケース７６に固定可能であるとともに、ワンウエイクラッチ８０によって一回転方向は常にケース７６に固定されるようになっている。
第１リングギヤ３２と第２キャリヤ４８とは連結しているとともに、第２遊星歯車群２０側の第４リングギヤ６２と連結している。

ここで、第１遊星歯車群１４にあって入力軸１０とのみ連結可能な第２リングギヤ３２は本発明の第１入力メンバーを構成する。
また、第１遊星歯車群１４にあって入力軸１０と連結可能かつケース７６に固定可能な第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０は本発明の第２入力メンバーを構成する。
そして、第１遊星歯車群１４にあってケース７６に固定可能であるのみの第１キャリヤ３８は本発明の低速段固定メンバーを構成する。
さらに、第１遊星歯車群１４にあって第２遊星歯車群２０の回転メンバーと連結している第１リングギヤ３２および第２キャリヤ４８は本発明の中間出力メンバーを構成する。

第２遊星歯車群２０において、第４リングギヤ６２は前述のように中間出力メンバーの第１リングギヤ３２および第２キャリヤ４８と連結している。
第３リングギヤ５２と第４キャリヤ６８とは連結するとともに第３クラッチ８２を介して入力軸１０と連結可能である。
第３サンギヤ５０は第４サンギヤ６０と連結するとともに第３ブレーキ８４によりケース７６に固定可能である。
第３キャリヤ５８は出力軸１２と連結している。

ここで、第２遊星歯車群２０にあって第１遊星歯車群１４の中間出力メンバーと連結している第４リングギヤ６２は本発明の中間入力メンバーを構成する。
また、第２遊星歯車群２０にあって入力軸１０と連結可能な第３リングギヤ５２と第４キャリヤ６８とは本発明の高速段入力メンバーを構成する。
そして、第２遊星歯車群２０にあってケース７６に固定可能な第３サンギヤ５０および第４サンギヤ６０は本発明の低速段固定メンバーを構成する。
さらに、第２遊星歯車群２０にあって出力軸１２と連結している第３キャリヤ５８は本発明の出力メンバーを構成する。

次に、図１に示した多段変速遊星歯車列の作動を、図２に示した作動表と図３の（ａ）に示した共通速度線図を参考にしながら説明する。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼び、ワンウエイクラッチを含めて軸や静止部および回転メンバー間の連結機能を有するものを総称して締結要素と呼ぶ。

なお、図２の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキおよびワンウエイクラッチなどの締結要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ７０を、Ｂ−１は第１ブレーキ７４を、ＯＣはワンウエイクラッチ８０をといった具合に、それぞれ表す。
なお、これらの記号と各締結要素の符号との関係は、図１に記してある。

縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」および「Ｌレンジ」に分け、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第８速（８ｔｈ）の、Ｒレンジは後進の、各変速段を割り当ててある。
なお、Ｌレンジでは、後述するエンジンブレーキのように出力軸１２側から入力軸１０側を駆動することが可能である。
図２の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は各締結要素の解放を表す。
また、（○）印は締結しているものの動力伝達に関与しないことを表す。

図３の（ａ）に示す、実施例１の多段変速遊星歯車列における共通速度線図は、縦方向が入力軸１０の回転数を１とした場合の各回転メンバーの回転数を表し、横方向は、第１遊星歯車群１４と第２遊星歯車群２０とに分けて、第１遊星歯車組乃至第４遊星歯車組１６、１８、２２、２４の各歯数比に応じた間隔に各回転メンバーを割り振って回転メンバーごとに縦線で速度軸を描いてある。

共通速度線図の各速度軸上方に書いた記号は、サンギヤはＳ、リングギヤはＲ、キャリヤはＣで、またその後の数字１、２はそれぞれが属する第１乃至第４の遊星歯車組を表し、例えばＳ１、Ｒ１、Ｃ１は、それぞれ第１遊星歯車組１６の第１サンギヤ３０、第１リングギヤ３２、第１キャリヤ３８を表すようになっている。

ここで、各遊星歯車組の歯数比は、リングギヤの歯数（Ｚｒ）に対するサンギヤの歯数（Ｚｓ）の比（Ｚｓ／Ｚｒ）であり、第１遊星歯車組１６をα１、第２遊星歯車組１８をα２、第３遊星歯車組２２をα３、第４遊星歯車組２４をα４とする。
なお、共通速度線図を含めて変速比の計算には、α１を０．５８、α２を０．４８、α３を０．３８、α４を０．４５とした場合について説明する。

さらに、表示および計算式を簡略化するため、Ａ、Ｂ、Ｃの中間値を以下のように定める。
Ａ＝α２（１＋α１）
Ｂ＝α４（１＋α３）
Ｃ＝１／｛（１＋α２）＋α２／α１｝
これに上記の歯数比を代入すると、Ａは０．６２１、Ｂは０．６７６、Ｃは０．４３３になる。

共通速度線図は、各回転メンバーの回転数を表す線を太線で描いてあり、水平の細い２点鎖線は中間出力メンバーと中間入力メンバーとが同じ回転数で連結されていることを表している。
なお、各縦線（速度軸）と太線との交点の高さがそれぞれの回転メンバーの回転数を表す。
分かりやすくするため、出力軸１２と連結された第３キャリヤ５８（Ｃ３）の縦線における交点を○印で表示した。
また、交点を●で表した部分は各締結要素の配置を示している。
図３の（ｂ）にはα１、α２、α３、α４を上記の値とした場合の各変速比およびそれら間の各段間比を示してある。

はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の駆動は、図２に示した作動表に見るように、第１クラッチ７０（Ｃ−１）と第３ブレーキ８４（Ｂ−１）の締結により入力軸１０と第１入力メンバーの第２リングギヤ４２とが連結され、低速段固定メンバーの第３サンギヤ５０および第４サンギヤ６０がケース７６に固定されることで行われる。
このとき、第１キャリヤ３８はワンウエイクラッチ８０（ＯＣ）によりケース７６に固定される。

すなわち、ワンウエイクラッチ８０は第１速で、車両を加速する方向において第１キャリヤ３８をケース７６に固定するようになっており、Ｄレンジの第１速では、いわゆるエンジンブレーキのように出力軸１２側から入力軸１０への駆動はできない。
第１速の変速比（入力軸１０の回転数／出力軸１２の回転数）は、（１／Ｃ）（１＋α３）（１＋α４）になり、上記の値に設定した歯数比においては４．６１７になる。

第１速を図３の共通速度線図で説明すると、第１遊星歯車群１４側（図の左側）は、第２リングギヤ４２（Ｒ２）が入力軸１０と同じ回転数１であり、第１キャリヤ３８（Ｃ１）が固定されて回転数０として、両者を結んだのが１ｓｔ、７ｔｈの斜線である。

なお、第１遊星歯車群１４においては後述のように７ｔｈも１ｓｔと同じになる。
この斜線と第１リングギヤ３２（Ｒ１）および第２キャリヤ４８（Ｃ２）の縦線との交点が中間出力メンバーの回転数になり、これと連結されている第２遊星歯車群２０（図の右側）の第４リングギヤ６２（Ｒ４）が同じ回転数であり、これと固定されて回転数０の第３サンギヤ５０（Ｓ３）および第４サンギヤ６０（Ｓ４）とを結んだ１ｓｔの斜線が第２遊星歯車群２０における回転数を表す。
この斜線と第３キャリヤ５８（Ｃ３）の縦線との交点の高さが出力軸１２の回転数になる。
すなわち、第１速においては、第１遊星歯車群１４で中間出力メンバーが第１の減速比で駆動され、これをさらに第２遊星歯車群２０で減速することになる。

次に、第２速（２ｎｄ）への変速は、前述の第１速での第１クラッチ７０および第３ブレーキ７４の締結に加えて、第１ブレーキ７４（Ｂ−１）を締結することにより、第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０をケース７６に固定することで行われる。
このとき、第１キャリヤ３８のケース７６への固定は、ワンウエイクラッチ８０の作用で自動的に解除される。

共通速度線図においては、第１遊星歯車群１４側は第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０がケース７６に固定されるため、この回転数を０として第２リングギヤ４２の回転数１とを結んだ斜線になる。
これにより、中間出力メンバーは第１の減速比より小さい第２の減速比で駆動されるので、第２遊星歯車群２０側の第４リングギヤ６２の回転数も同様に変化して２ｎｄ、６ｔｈの斜線になる。
第２速の変速比は（１＋α２）（１＋α３）（１＋α４）になり、上記した歯数比においては２．９６１である。

前述のように、前進第１速から第２速への変速においては、ワンウエイクラッチ８０の作用があるため、第１ブレーキ７４の締結を追加するだけで済む。
したがって、変速する際のいわゆる変速ショックは、第１ブレーキ７４の締結を緩やかに行うように制御するだけで抑えられるので、円滑な変速制御を容易に行うことができる。

次に、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第１ブレーキ７４の締結を解除して第２クラッチ２２（Ｃ−２）を締結することで行われる。
これにより、共通速度線図においては第１遊星歯車群１４が一体になるため、中間出力メンバーの第１リングギヤ３２および第２キャリヤ４８は入力軸１０と直結されるので３ｒｄ、５ｔｈの水平線になり、第２遊星歯車群２０側は第４リングギヤ６２の回転数が入力軸１０と同じ１になって、３ｒｄの斜線に変化する。
変速比は第２遊星歯車群２０のみで決まり（１＋α３）（１＋α４）になる。
上記した歯数比においては１．４４３である。

続いて第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速における第２クラッチ７２の締結を解除して、第３クラッチ８２（Ｃ−３）を締結することで行われる。
このとき、第１クラッチ７０は締結したままであるが動力伝達には関与しない。
第３クラッチ８２は第４速以降の高速段において締結を維持する。
第３クラッチ８２の締結により第２遊星歯車群２０側は第３リングギヤ５２と第４キャリヤ６８とが入力軸１０と連結され、これの回転数を１とした４ｔｈの斜線に変化する。
変速比は１＋α３になり、上記した歯数比においては１．３８０である。

なお、作動表および共通速度線図は第１クラッチ７０を締結した状態になっているが、これを解除して第２クラッチ７２を締結してもよい。この場合も第２クラッチ７２は動力伝達に関与しない。
共通速度線図において第１遊星歯車群１４側の４ｔｈの斜線が破線になっているのは動力伝達に関与していないことを表す。

次に、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速までにおける第３ブレーキ８４の締結を解除して、再び第２クラッチ７２を締結することで行われる。
これにより、共通速度線図において５ｔｈの水平線が示すように、３個のクラッチ全てが締結されて第１遊星歯車群１４および第２遊星歯車群２０と入力軸１０および出力軸１２が全て一体になる。
したがって、変速比は上記の歯数比と関係なく１になる。

次に、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における第２クラッチ７２の締結を解除して、第１ブレーキ７４を締結することで行われる。
これにより、再び第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０がケース７６に固定されて回転数が０になり、共通速度線図において第１遊星歯車群１４側は２ｎｄと同じ斜線に変化する。
したがって、第２遊星歯車群２０側は第４リングギヤ６２の回転数が２ｎｄと同じになり、これと第３リングギヤ５２および第３キャリヤ６８の回転数１とを結んだ６ｔｈの斜線に変化する。
変速比はＡ／｛Ａ・Ｂ＋（１−Ｂ）（Ａ＋α３）｝になり、上記した歯数比では０．８３４の増速（オーバードライブ）である。

次に、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第１ブレーキ７４の締結を解除して、第２ブレーキ７８を締結することで行われる。
これにより、再び第１キャリヤ３８がケース７６に固定されて回転数が０になり、共通速度線図において第１遊星歯車群１４側は１ｓｔと同じ斜線に変化する。
したがって、第２遊星歯車群２０側は第４リングギヤ６２の回転数が１ｓｔと同じになり、これと第３リングギヤ５２および第３キャリヤ６８の回転数１とを結んだ７ｔｈの斜線に変化する。
変速比はＡ／｛Ａ・Ｃ＋（１−Ｃ）（Ａ＋α３）｝になり、上記した歯数比では０．７４３の増速である。

次に、この歯車列は第８速（８ｔｈ）の変速比を得ることも可能である。
すなわち、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速までにおける第１クラッチ７０の締結を解除して、再び第１ブレーキ７４を締結することで行われる。
これにより、第１遊星歯車群１４が一体になってケース７６に固定されるので、第４リングギヤ６２の回転数も０になり、共通速度線図において第２遊星歯車群２０側はこれと第３リングギヤ５２および第３キャリヤ６８の回転数１とを結んだ８ｔｈの斜線に変化する。
変速比はＡ／（Ａ＋α３）になり、上記した歯数比では０．６２０の増速である。

次に、Ｒレンジにおける後進（Ｒｅｖ）の駆動は、第２クラッチ７２と第２ブレーキ７８および第３ブレーキ８４を締結することで行われる。
これにより、第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０が入力軸１０と連結され、第１キャリヤ３８が回転数０となるので、共通速度線図において第１遊星歯車群１４側はＲｅｖの斜線になって、第１リングギヤ３２および第２キャリヤ４８が逆転減速駆動される。
したがって、これと連結された第４リングギヤ６２も逆回転するので、第２遊星歯車群２０側はこれと第３サンギヤ５０および第４サンギヤ６０の回転数０とを結んだ斜線になる。
変速比は−（１＋α３）（１＋α４）／α１になり、上記した歯数比においては−３．４５０になる。
すなわち、後進においては、第１遊星歯車群１４で逆転減速されたトルクを第２遊星歯車群２０でさらに減速して駆動することになる。

前述のように、Ｄレンジの第１速においてワンウエイクラッチ８０は車両を加速する方向にのみ自動的に締結されるので、エンジンブレーキのように出力軸１２側から駆動する場合には、図２の作動表のＬレンジにおける１ｓｔに示すように、第１クラッチ７０と第３ブレーキ８４の締結に加えて、第２ブレーキ７８を締結する。
これにより、トルクが作用する方向を問わずに前進第１速の変速比を得ることができる。

以上の変速比を図３の（ｂ）にまとめる。
なお、隣り合った変速比同士の比が段間比である。
これに見るように、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。

以上が、図１に示した本発明の前進８段後進１段の多段遊星歯車列における作動と変速比である。
図１に示した本発明の多段遊星歯車列は、後進時に上流の第１遊星歯車群１４において逆転させるので、従来のように上流で減速されて大きくなったトルクを下流の第２遊星歯車群２０で逆転する必要がないため、後進時に逆転のためにケースに固定する第２ブレーキ７８のトルク容量は大幅に小さくて済み、製造コストや重量およびスペースを低減できる。
一般に逆転時にケースに固定するブレーキは、容量（作用するトルク）が大きくなりがちであり、かつ非作動の高速走行において引きずり抵抗を生む要因であるため、この容量が小さいことは特に高速走行における燃費の向上に効果が大きい。

また、前進８段の変速比を得ながら４列の遊星歯車組と６個の摩擦要素で構成され、各変速段において作動（締結）している摩擦要素が３個となるので、通常の２個の場合に比べ非作動（非締結）の摩擦要素は３個と少なくなって、それだけ引きずり抵抗の発生を抑えることができる。

さらに、本発明の多段遊星歯車列によれば前進８段の変速比を得ることができるので、段間比を好適に維持しながら全体の変速比幅（Ｓｐｒｅａｄ：１速変速比／８ｔｈ変速比）を大きくすることが可能であり、車両の走行条件に応じて最適な変速比を選択して走行することで、加速性能や燃費の向上にメリットがある。

図４は、本発明の多段変速遊星歯車列における第２の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例２における実施例１との違いは、第１遊星歯車群１４の構成が異なっていることである。
すなわち、第１遊星歯車群１４は一般に複式遊星歯車と呼ばれるもので、第１サンギヤ３０および第２リングギヤ４２と噛み合った第１ピニヨン３４が第１列から第２列にかけて長くなっており、この第１ピニヨン３４と第１リングギヤ３２とに噛み合う第２ピニヨン４６と、これら第１ピニヨン３４および第２ピニヨン４６を回転自在に軸支する第１キャリヤ３８とで構成されている。

第２リングギヤ４２は、第１クラッチ７０を介して入力軸１０と連結可能であり、本発明の第１入力メンバーを構成する。
第１サンギヤ３０は、第２クラッチ７２を介して入力軸１０と連結可能であるとともに、第１ブレーキ７４によってケース７６に固定可能であり、本発明の第２入力メンバーを構成する。

第１リングギヤ３２は、第２ブレーキ７８によってケース７６に固定可能であるとともに、ワンウエイクラッチ（ＯＣ１）８０によって一回転方向はケース７６に固定されており、本発明の第１固定メンバーを構成する。
第１キャリヤ３８は、第２遊星歯車群２０の第４リングギヤ６２と連結されており、本発明の中間出力メンバーを構成する。

各回転メンバーの機能および各締結要素の役割は実施例１と同じであり、作動表も図２を共用できるので、詳細の作動説明は省略するが、実施例１と同様に前進８段後進１段の変速比を得ることができる。
変速比の計算に用いるＡ、Ｂ、Ｃの中間値と各変速比は以下のようになる。
Ａ＝α４（１＋α３）
Ｂ＝１／（１＋α２）
Ｃ＝α１／（α１＋α２）
１ｓｔ：（α１＋α２）（１＋α３）（１＋α４）／α１
２ｎｄ：（１＋α２）（１＋α３）（１＋α４）
３ｒｄ：（１＋α３）（１＋α４）
４ｔｈ：（１＋α３）
５ｔｈ：１
６ｔｈ：Ａ／｛Ａ・Ｂ＋（１−Ｂ）（Ａ＋α３）｝
７ｔｈ：Ａ／｛Ａ・Ｃ＋（１−Ｃ）（Ａ＋α３）｝
８ｔｈ：Ａ／（Ａ＋α３）
Ｒｅｖ：（α１−１）（１＋α３）（１＋α４）／α１

なお、図示は省略したが、共通速度線図に関しては図３に示した実施例１のものと基本的に同じ形状になるが、各縦線が表す速度軸の回転メンバーが変化する。
すなわち、第１遊星歯車群１４側が次のようになる。
左端 第２リングギヤ４２（第１入力メンバー）
左から２番目 第１キャリヤ３８（中間出力メンバー）
左から３番目 第１リングギヤ３２（第１固定メンバー）
右端 第１サンギヤ３０（第２入力メンバー）
第２遊星歯車群２０側は図３と同一であり、第１遊星歯車群１４および入力軸１０との連結関係も同じである。

したがって、実施例２において各遊星歯車組の歯数比を適切に設定して、各縦線間の間隔が図３の共通速度線図と同じになるようにすると、変速比の値も実施例１と同じになる。
実施例２も、後進時に逆転のためにケースに固定する第２ブレーキ７８のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両が走行中の引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進８段の変速比を得ながら４列の遊星歯車組と６個の摩擦要素で構成され、各変速段において非作動（非締結）の摩擦要素は３個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。

図５は、本発明の多段変速遊星歯車列における第３の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例２と異なる部分を中心に説明し、実施例２と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例３における実施例２との違いは、第１に第１遊星歯車群の構成がやや異なることである。
すなわち、第１リングギヤ３２と噛み合った第１ピニヨン３４が２列目まで伸びて、これに第２ピニヨン４４が噛み合うとともに、この第２ピニヨン４４と第２サンギヤ４０および第２リングギヤ４２が噛み合っている。

第２の違いは実施例２における第１ブレーキが削除されていることである。
作動表の図示は省略したが、図２に示した実施例１の作動表のうち、第１ブレーキ（Ｂ−１）の縦１列と、２ｎｄ、６ｔｈ、８ｔｈの横３列を削除したものになる。
したがって、前進５段後進１段の歯車列になる。

変速比については実施例２の２ｎｄ、６ｔｈ、８ｔｈを削除したものと同じになるが、各遊星歯車組の歯数比を、α１を０．４８、α２を０．３６、α３を０．４３、α４を０．５０とした場合で例示すると以下になる。なお、（ ）内は隣り合った変速比同士の段間比である。
１ｓｔ： ３．７５４ （１．７５０）
２ｎｄ： ２．１４５ （１．５００）
３ｒｄ： １．４３０ （１．４３０）
４ｔｈ： １．０００ （１．２５８）
５ｔｈ： ０．７９５
Ｒｅｖ：−２．３２４

前述のように、実施例２における第１ブレーキがないため、各変速段において非作動（非締結）の摩擦要素は２個になる。
実施例３も、後進時に逆転のためにケースに固定する第２ブレーキ７８のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両が走行中の引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進５段の変速比を得ながら４列の遊星歯車組と５個の摩擦要素で構成され、各変速段において非作動（非締結）の摩擦要素は２個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。

図６は、本発明の多段変速遊星歯車列における第４の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例４における実施例１との違いは、第１に入力軸１０と出力軸１２とが平行に配置されていることである。なお、図６は、入力軸１０側は軸心より下側半分を、出力軸１２側は軸心より上側半分を描いてある。
違いの第２は、第１遊星歯車群１４とそれに付随する締結要素が入力軸１０と同軸上に、第２遊星歯車群２０とそれに付随する締結要素が出力軸１２と同軸上に配置されていることである。

すなわち、第１遊星歯車組乃至第４遊星歯車組１６、１８、２２、２４の構成および連結関係は基本的に実施例１と同じであるが、第１遊星歯車組１６および第２遊星歯車組１８と第１クラッチ７０、第２クラッチ７２、第１ブレーキ７４、第２ブレーキ７８および第１ワンウエイクラッチ８０は入力軸１０と同軸上に配置されており、第３遊星歯車組２２および第４遊星歯車組２４と第３クラッチ８２、第３ブレーキ８４は出力軸１２と同軸上に配置されている。

そして、入力軸１０と第３クラッチ８２との間は第１歯車対８６で連結されており、中間出力メンバーの第１リングギヤ３２および第２キャリヤ４８と中間入力メンバーの第４リングギヤ６２との間は第２歯車対８８で連結されている。
違いの第３は、締結要素が増えていることである。すなわち、第１ブレーキ７４と並列に第２ワンウエイクラッチ９０と第４ブレーキ９２が設けられ、第３ブレーキと並列に第３ワンウエイクラッチ９４が設けられている。

これにより、第４ブレーキ９２を締結すると第２入力メンバーの第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０が一回転方向はケース７６に固定され、低速段固定メンバーの第３サンギヤ５０および第４サンギヤ６０は常に一回転方向においてケース７６に固定されることになる。

これらの締結要素の作動は図７に示す作動表のようになる。なお、図７の作動表の中において破線で示した○印は、図示しない「Ｌレンジ」においてエンジンブレーキのように出力軸１２側から入力軸１０側を駆動する際に締結することを表す。
前述のように歯車列そのものは実施例１と基本的に同じであるので、各回転メンバーの連結および固定の関係も基本は同じである。

すなわち、Ｄレンジの第２速においては、実施例１における第１ブレーキ７４に代わって第４ブレーキ９２を締結することで車両を加速する方向にのみ第２入力メンバーの第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０がケース７６に固定され、所定の変速比を得ることができる。
したがって、第３速への変速においては第２クラッチ７２の締結を追加するだけで済むので変速ショックの発生を抑える制御が容易にできる。

また、第３ワンウエイクラッチ９４の作用で、第１速乃至第４速において低速段固定メンバーの第３サンギヤ５０および第４サンギヤ６０が常に一回転方向はケース７６に固定されるので、Ｄレンジにおいては第３ブレーキ８４を締結する必要はない。
したがって、第４速から第５速へ変速する場合も、第２クラッチ７２の締結を追加するだけで済むので変速ショックの発生を抑える制御が容易にできる。

これらを除けば各変速段における連結、固定の関係は実施例１で説明したのと同じであり、変速比に関しても第１歯車対８６と第２歯車対８８の歯数比を１とすれば実施例 １と同じになる。
詳細の説明は省略するが、図７の作動表に示した破線の○印の摩擦要素は非作動であるが、当該変速段における回転差はないので、実施例３も第１速以外においては回転差のある摩擦要素は常に３個である。

実施例４も、後進時に逆転のためにケースに固定する第２ブレーキ７８のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両が走行中の引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進８段の変速比を得ながら４列の遊星歯車組と７個の摩擦要素で構成され、各変速段において非作動（非締結）の摩擦要素は３個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。

さらに、第１遊星歯車組乃至第４遊星歯車組１６、１８、２２、２４および各締結要素を入力軸１０側と出力軸１２側とに分散して配置したので、第１歯車対８６と第２歯車対８８を追加したことを考慮しても歯車列全体の軸方向長さを短縮する効果があり、エンジン横置きの前輪駆動車に適用する変速機に用いることがやりやすくなるというメリットがある。

図８は、本発明の多段変速遊星歯車列における第５の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例５における実施例１との違いは、第１遊星歯車群１４の回転メンバーの構成が異なることである。
すなわち、第１遊星歯車組１６および第２遊星歯車組１８は、実施例１と同様にシングルピニヨン型と呼ばれるもので両遊星歯車組１６、１８間の連結関係は同じであるが、各回転メンバーの定義と摩擦要素との関係は以下のようになっている。
第２リングギヤ３２は第１クラッチ７０を介して入力軸１０と選択的に連結可能である。
第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とは連結する一方、第１ブレーキ７４によりケース７６に固定可能である。

第１リングギヤ３２と第２キャリヤ４８とは連結しており、第２クラッチ７２を介して入力軸１０と選択的に連結可能であるとともに、第２ブレーキ７８よってケース７６に固定可能である。
第１キャリヤ３８は第２遊星歯車群２０側の第４リングギヤ６２と連結している。

ここで、第１遊星歯車群１４にあって入力軸１０とのみ連結可能な第２リングギヤ３２は本発明の第１入力メンバーを構成する。
また、第１遊星歯車群１４にあって入力軸１０と連結可能かつケース７６に固定可能な第１リングギヤ３２と第２キャリヤ４８とは本発明の第２入力メンバーを構成する。
そして、第１遊星歯車群１４にあってケース７６に固定可能であるのみの第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０は本発明の第１固定メンバーを構成する。
さらに、第１遊星歯車群１４にあって第２遊星歯車群２０の回転メンバーと連結している第１キャリヤ３８は本発明の中間出力メンバーを構成する。

第２遊星歯車群２０の構成と第１遊星歯車群１４および入力軸１０との連結関係は実施例１と同じである。
すなわち、中間入力メンバーの第４リングギヤ６２は中間出力メンバーの第１キャリヤ３８と連結している。

最初に第１遊星歯車群１４の作動を、図９に示す作動表および図１０の（ａ）示す共通速度線図を参考にしながら説明する。
１ｓｔおよび７ｔｈのように、第２リングギヤ４２と入力軸１０とを第１クラッチ７０により連結し、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とを第１ブレーキ７４によりケース７６に固定すると、共通速度線図の１ｓｔ、７ｔｈの斜線が示すようになって、中間出力メンバーの第１キャリヤ３８は第１の減速比で駆動される。

次に、２ｎｄおよび６ｔｈのように、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０の固定はそのままに、第２リングギヤ４２と入力軸１０との連結を解除して、第１リングギヤ３２と第２キャリヤ４８とを第２クラッチ７２によって入力軸１０と連結すると、共通速度線図の２ｎｄ、６ｔｈの斜線が示すようになって、中間出力メンバーの第１キャリヤ３８は第２の減速比で駆動される。

続いて、３ｒｄおよび５ｔｈのように、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０との固定を解除して、再び第２リングギヤ４２と入力軸１０とを第１クラッチ７０により連結すると、第１遊星歯車群１４は一体となって中間出力メンバーの第１キャリヤ３８は入力軸１０と直結され、共通速度線図においては３ｒｄ、５ｔｈの水平線になる。

さらに、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とを第１ブレーキ７４により、第１リングギヤ３２と第２キャリヤ４８とを第２ブレーキ７８によって、それぞれケース７６に固定すると、第１遊星歯車群１４は一体となってケース７６に固定され、共通速度線図においては８ｔｈの水平線になる。

また、第２リングギヤ４２と入力軸１０とを第１クラッチ７０により連結し、第１リングギヤ３２と第２キャリヤ４８とを第２ブレーキ７８によってケース７６に固定すると、共通速度線図のＲｅｖの斜線が示すようになって、中間出力メンバーの第１キャリヤ３８は逆転減速駆動される。

これらの説明でわかるように、第１遊星歯車群１４の各回転メンバーと摩擦要素との連結関係および、共通速度線図に示す速度線の関係は実施例１と異なるが、入力軸１０と中間出力メンバーの第１キャリヤ３８との間が、正転３段逆転１段の変速比で連結される関係であることは同じである。

前述のように、第１遊星歯車群１４と第２遊星歯車群２０との関係は実施例１と同じであり、共通速度線図において第２遊星歯車群２０側の速度線の形状は実施例１と同じである。
詳細の説明は省略するが、図９の作動表および図１０の共通速度線図に見るように、実施例５は実施例１と同様に前進８段、後進１段の変速比を得ることができる。

変速比の計算に用いるＡ、Ｂ、Ｃの中間値と各変速比は以下のようになる。
Ａ＝α４（１＋α３）
Ｂ＝１／（１＋α１）
Ｃ＝α１／｛（１＋α１）（１＋α２）｝
１ｓｔ：（１＋α１）（１＋α２）（１＋α３）（１＋α４）
２ｎｄ：（１＋α２）（１＋α３）（１＋α４）
３ｒｄ：（１＋α３）（１＋α４）
４ｔｈ：（１＋α３）
５ｔｈ：１
６ｔｈ：Ａ／｛Ａ・Ｂ＋（１−Ｂ）（Ａ＋α３）｝
７ｔｈ：Ａ／｛Ａ・Ｃ＋（１−Ｃ）（Ａ＋α３）｝
８ｔｈ：Ａ／（Ａ＋α３）
Ｒｅｖ：−α２（１＋α１）（１＋α３）（１＋α４）／α１

各遊星歯車組の歯数比を、α１を０．４８、α２を０．５６、α３を０．３８、α４を０．４５とした場合の変速比の値と段間比を図１０の（ｂ）に示す。
これに見るように、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。

実施例５も、後進時に逆転のためにケースに固定する第２ブレーキ７８のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両が走行中の引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進８段の変速比を得ながら４列の遊星歯車組と６個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は３個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
なお、実施例５も、実施例４のように入力軸１０と出力軸１２とを平行に配置して、際１遊星歯車群１４を入力軸１０上に、第２遊星歯車群を出力軸１２上に、それぞれ設けることが可能である。

図１１は、本発明の多段変速遊星歯車列における第６の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例５と異なる部分を中心に説明し、実施例５と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例６における実施例５との違いは、第１に第１遊星歯車群１４と第２遊星歯車群２０の配置が左右逆になっていることである。
すなわち、第２遊星歯車群２０の第３遊星歯車組２２および第４遊星歯車組２４が図の左側で、第１遊星歯車群１４の第１遊星歯車組１６および第２遊星歯車組１８が右側に配置されているが、両遊星歯車群１４、２０間ならびに入力軸１０および出力軸１２との連結関係は同じである。

違いの第２は、第２リングギヤ４２と入力軸１０とが第１クラッチ７０により連結可能であるのと並列に、ワンウエイクラッチ８０で一回転方向は常に連結されていることである。
ワンウエイクラッチ８０は、前進第１速で車両を駆動する回転方向において第２リングギヤ４２と入力軸１０とを連結するようになっている。

実施例６の作動は、図１２に示した作動表のように前進７段後進１段である。すなわち、実施例５における第８速がないのと同じである。
作動表の表示方法は実施例１の図２と同じであるので詳細の説明は省略するが、ワンウエイクラッチ８０の配置は異なるが作用は実施例１のものと実質的に同じである。
実施例６においては、ワンウエイクラッチ８０が第２リングギヤ４２と入力軸１０との間に設けられているため、実施例５のような第８速が成り立たないが、そのほかは実施例５と同じであり、変速比も同様であるので説明を省略する。

実施例６も、後進時に逆転のためにケースに固定する第２ブレーキ７８のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両の走行中における引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進７段の変速比を得ながら４列の遊星歯車組と６個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は３個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。

図１３は、本発明の多段変速遊星歯車列における第７の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例５および６と異なる部分を中心に説明し、実施例５、６と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例７における実施例５、６との違いは、第１に第１遊星歯車群１４および第２遊星歯車群２０の中で各遊星歯車組の並べ方が異なることである。
すなわち、第１遊星歯車群１４に例をとると第１遊星歯車組１６と第２遊星歯車組１８とが左右逆に配置されている。第２遊星歯車群２０も同様である。
第１遊星歯車群１４と第２遊星歯車群２０の並べ方は実施例５と同じである。

第２の違いは、第１遊星歯車群１４において第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とが一体でないことである。
すなわち、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とは第４クラッチ９６により選択的に連結可能であるとともに、これと並列に配置されたワンウエイクラッチ８０により一回転方向は常に連結されており、第１サンギヤ３０が第１ブレーキ７４によりケース７６に固定可能になっている。

ワンウエイクラッチ８０は、第１速で車両を駆動する回転方向において第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とを連結する。
第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とは一体ではないが互いに連結可能であり、両者が本発明の第１固定メンバーを構成することに変わりはない。
一方、第２リングギヤ４２と入力軸１０とが第１クラッチ７０のみにより連結可能になっている点は実施例５と同じである。

実施例７の作動は、図１４に示した作動表のように前進８段後進１段の変速が可能である。すなわち第２リングギヤ４２と入力軸１０との間が第１クラッチ７０のみにより連結可能になっているので実施例５と同様に第８速が可能になり、一方、ワンウエイクラッチ８０の作用は実施例６と実質的に同じであるので、第１速から第２速の変速に際して変速ショックの少ない制御を容易にできる効果がある。

共通速度線図および詳細の説明は省略するが、実施例７も、前進８段の変速比を得ながら４列の遊星歯車組と７個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は３個である。
実施例７も、後進時に逆転のためにケースに固定する第２ブレーキ７８のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両の走行中における引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、各変速段において回転差のある摩擦要素は３個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。

なお、図１４の作動表からわかるように、第１クラッチ７０を削除して第２リングギヤ４２と入力軸１０とを一体的に連結すると、第８速がない前進７段後進１段にすることができる。
その場合も、前進７段の変速比を得ながら４列の遊星歯車組と６個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は３個である。

以上、第１乃至第７の実施例について説明したが、これらに共通することは、４列の遊星歯車のうち、上流の２列で構成する第１歯車群１４において、少なくとも１段の減速と直結に加えて逆転が可能な正転２段または３段逆転１段の歯車列を用いることが最も主要な特徴である。
その結果、後進時は上流の第１遊星歯車群１４において逆転されるため、後進時に逆転のためにケースに固定する第２ブレーキ７８のトルク容量は従来よりも小さくて済むので、引きずり抵抗が少なくなる。

また、前進７段または８段の変速比を得ながら、各変速段において回転差の生ずる摩擦要素はおおむね３個と少なく、さらに、前進５段の場合には各変速段において回転差の生ずる摩擦要素は２個になり、それだけ引きずり抵抗の発生を抑えることができる。

これらの引きずり抵抗の減少により、特に高速走行において動力伝達効率が向上するので、変速機の発熱を抑えるとともに燃費向上の効果が大きい。
さらに、本発明の多段遊星歯車列によれば最大で前進８段の変速比を得ることができるので、段間比を好適に維持しながら全体の変速比幅を大きくとることが可能になり、車両の走行条件に応じて適切な変速比を選択して走行することで、加速性能や燃費の向上に効果がある。

また、前進７段または８段の場合、第１遊星歯車群１４は、従来一般的に前進３段後進１段の自動変速機に用いられてきた歯車列である。したがって、第１遊星歯車群１４は上記した実施例以外の歯車列であっても、正転３段逆転１段の変速比を有する歯車列であれば同様の作用をすることができる。
さらに第２遊星歯車群２０は上記したように４つの回転メンバーを備え、かつ共通速度線図において各速度軸が並ぶ順番が同一になる連結関係であれば、上記実施例以外の歯車列であっても同様の多段変速が可能になるので、当業者の一般的な知識に基づいて、最適な歯車列を選択しレイアウトなどの変更や改良を加えた態様で実施することができる。

各遊星歯車組の歯数比により変速比の範囲が大きく変化するので、比較的車重の軽い乗用自動車から重いトラック、バスなどの商用自動車の自動変速機をはじめ、産業車両などの変速機にも幅広く適用することができる。

多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例１） 実施例１の作動表を示す図である。 実施例１の共通速度線図（ａ）と変速比の例（ｂ）を示す図である。 多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例２） 多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例３） 多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例４） 実施例４の作動表を示す図である。 多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例５） 実施例５の作動表を示す図である。 実施例５の共通速度線図（ａ）と変速比の例（ｂ）を示す図である。 多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例６） 実施例６の作動表を示す図である。 多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例７） 実施例７の作動表を示す図である。

符号の説明

１０ 入力軸
１２ 出力軸
１４ 第１遊星歯車群
１６ 第１遊星歯車組
１８ 第２遊星歯車組
２０ 第２遊星歯車群
２２ 第３遊星歯車組
２４ 第４遊星歯車組
３０ 第１サンギヤ
３２ 第１リングギヤ
３４ 第１ピニヨン
３８ 第１キャリヤ
４０ 第２サンギヤ
４２ 第２リングギヤ
４４ 第２ピニヨン
４８ 第２キャリヤ
５０ 第３サンギヤ
５２ 第３リングギヤ
５４ 第３ピニヨン
５８ 第３キャリヤ
６０ 第４サンギヤ
６２ 第４リングギヤ
６４ 第４ピニヨン
６８ 第４キャリヤ
７０ 第１クラッチ
７２ 第２クラッチ
７４ 第１ブレーキ
７６ ケース
７８ 第２ブレーキ
８０ ワンウエイクラッチ、第１ワンウエイクラッチ
８２ 第３クラッチ
８４ 第３ブレーキ
８６ 第１歯車対
８８ 第２歯車対
９０ 第２ワンウエイクラッチ
９２ 第４ブレーキ
９４ 第３ワンウエイクラッチ
９６ 第４クラッチ

Claims (8)

1. 入力軸と、
   出力軸と、
   前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸の回転数を前記出力軸の回転数へ変換する上流側の第１遊星歯車群と下流側の第２遊星歯車群とを有し、
   前記第１遊星歯車群が、回転メンバーとして該第１遊星歯車群の出力を前記第２遊星歯車群に入力する中間出力メンバーを有し、前記入力軸と前記中間出力メンバーとの間において正転方向で直結を含む２段または３段の変速比を得るとともに逆転方向で１段の変速比を得る構成であり、
   前記第２遊星歯車群が、回転メンバーとして、前記中間出力メンバーと連結するか連結可能な中間入力メンバーと、ケースに固定可能な低速段固定メンバーと、前記入力軸と連結可能な高速段入力メンバーと、前記出力軸と連結した出力メンバーとを備え、
   前記第２遊星歯車群の共通速度線図において、前記中間入力メンバー、前記高速段入力メンバー、前記出力メンバー、前記低速段固定メンバーの各速度軸がこの順に配置されるようにしたことを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記第１遊星歯車群が、前記中間出力メンバーのほかに回転メンバーとして、第１入力メンバーと、第２入力メンバーと、第１固定メンバーとを備え、
   前記第１入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第１固定メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが第１の減速比で連結され、
   前記第１入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第２入力メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが前記第１の減速比より小さい第２の減速比で連結され、
   前記第１入力メンバーおよび前記第２入力メンバーと前記入力軸とを連結すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが直結し、
   前記第２入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第１固定メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが逆転減速比で連結される構成であることを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
3. 前記第１遊星歯車群は、
   第１サンギヤと、第１リングギヤと、前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤと噛み合った第１ピニヨンと、該第１ピニヨンを回転自在に支持する第１キャリヤを有する第１遊星歯車組と、
   第２サンギヤと、第２リングギヤと、前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤと噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを回転自在に軸支する第２キャリヤを有する第２遊星歯車組とからなり、
   前記第２リングギヤが前記第１入力メンバーを構成し、
   前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとが連結して前記第２入力メンバーを構成し、
   前記第１キャリヤが前記第１固定メンバーを構成し、
   前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとが連結して前記中間出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項２に記載の多段変速遊星歯車列。
4. 前記第１遊星歯車群は、
   第１サンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤと噛み合った第１ピニヨンと、該第１ピニヨンおよび前記第１サンギヤと噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンと噛み合った第２リングギヤと、前記第１ピニヨンおよび前記第２ピニヨンを回転自在に軸支する第１キャリヤとからなり、
   前記第２リングギヤが前記第１入力メンバーを構成し、
   前記第１サンギヤが前記第２入力メンバーを構成し、
   前記第１リングギヤが前記第１固定メンバーを構成し、
   前記第１キャリヤが前記中間出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項２に記載の多段変速遊星歯車列。
5. 前記第１遊星歯車群が、前記中間出力メンバーのほかに回転メンバーとして、第１入力メンバーと、第２入力メンバーと、第１固定メンバーとを備え、
   前記第１入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第１固定メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが第１の減速比で連結され、
   前記第２入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第１固定メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが前記第１の減速比より小さい第２の減速比で連結され、
   前記第１入力メンバーおよび前記第２入力メンバーと前記入力軸とを連結すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが直結し、
   前記第１入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第２入力メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが逆転減速比で連結されることを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
6. 前記第１遊星歯車群は、
   第１サンギヤと、第１リングギヤと、前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤと噛み合った第１ピニヨンと、該第１ピニヨンを回転自在に支持する第１キャリヤを有する第１遊星歯車組と、
   第２サンギヤと、第２リングギヤと、前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤと噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを回転自在に軸支する第２キャリヤを有する第２遊星歯車組とからなり、
   前記第２リングギヤが前記第１入力メンバーを構成し、
   前記第１リングギヤと前記第２キャリヤとが連結して前記第２入力メンバーを構成し、
   前記第１サンギヤが前記第２サンギヤと連結するかまたは連結可能であって前記第１固定メンバーを構成し、
   前記第１キャリヤが前記中間出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項５に記載の多段変速遊星歯車列。
7. 前記第２遊星歯車群は、
   第３サンギヤと、第３リングギヤと、前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤと噛み合った第３ピニヨンと、該第３ピニヨンを回転自在に支持する第３キャリヤを有する第３遊星歯車組と、
   第４サンギヤと、第４リングギヤと、該第４サンギヤおよび第４リングギヤと噛み合った第４ピニヨンと、該第４ピニヨンを回転自在に軸支する第４キャリヤを有する第４遊星歯車組とからなり、
   前記第４リングギヤが前記中間入力メンバーを構成し、
   前記第４キャリヤと前記第３リングギヤとが連結して前記高速段入力メンバーを構成し、
   前記第３サンギヤが前記第４サンギヤと連結するかまたは連結可能であって前記低速段固定メンバーを構成し、
   前記第３キャリヤが前記出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項１乃至６のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
8. 前記入力軸と前記出力軸とを平行に配置し、
   前記第１遊星歯車群を前記入力軸と同軸上に、前記第２遊星歯車群を前記出力軸と同軸上に、それぞれ配置するとともに、
   前記入力軸と前記高速段入力メンバーとを第１歯車対を介して、前記中間出力メンバーと前記中間入力メンバーとを第２歯車対を介して、それぞれ連結または連結可能にしたことを特徴とする請求項１乃至７のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。

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