JP2009121591A

JP2009121591A - 多段変速遊星歯車列

Info

Publication number: JP2009121591A
Application number: JP2007296377A
Authority: JP
Inventors: Kazumi Hiraiwa; 一美平岩
Original assignee: Kyowa Metal Works Co Ltd
Current assignee: Kyowa Metal Works Co Ltd
Priority date: 2007-11-15
Filing date: 2007-11-15
Publication date: 2009-06-04

Abstract

【課題】多段変速遊星歯車列において、遊転する摩擦要素数を減らして燃費を向上させる。
【解決手段】第１出力軸１２と同軸に配置した第１遊星歯車組２４と、第２出力軸１４と同軸に配置した第２遊星歯車組２６とを有し、入力軸１０は、第２サンギヤ４０および第２リングギヤ４２と第１歯車対５２ａ、５２ｂを介してそれぞれ連結可能であり、第１出力軸１２と第２出力軸１４は第２歯車対１２ａ、１４ａを介して連結され、第１出力軸１２は第１リングギヤ３２と連結され、第２出力軸１４は第２キャリア４８と連結され、第１キャリア３８は第１スリーブ６４により入力軸１０と連結するか、固定するか選択可能とし、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０は、第３歯車対６０ａ、６０ｂを介して連結されるとともに、第２スリーブ７０または円錐クラッチ６４（図３）により入力軸１０と連結するか、固定するか選択可能とした。

【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としては、車両の燃費、排気特性、加速性能等を向上することを主眼に、前進８段の多段変速が可能なものが提案されている。
このような多段変速が可能な従来の遊星歯車列としては、本出願人が提案した多段変速遊星歯車列があり、この歯車列は、遊星歯車組と６個の摩擦要素とを二つの軸に分けて配置したことにより軸方向長さを短くして、エンジン横置き式前輪駆動車等に搭載しやすい前進８段の変速比を得ている。（特許文献１を参照）。

しかし、上記従来の遊星歯車列は、６個有する摩擦要素のうち各変速段において常に２個を接続する構造となっている。
このため、各変速段において常に残りの４個の摩擦要素が遊転することになり、これらの引きずり抵抗が変速機の動力伝達効率を悪化させて、多段化による燃費向上効果を減殺する要因になるという問題があった。
特開２００５−０２３９８７号公報

解決しようとする問題点は、各変速段において遊転する摩擦要素数が４個と多く、これらの引きずり抵抗が変速機の動力伝達効率を悪化させるため、多段化による燃費向上効果を減殺するという点である。
本発明の目的は、各変速段において遊転する摩擦要素数を減らして変速機の動力伝達効率を向上させて、燃費向上効果の大きな多段変速遊星歯車列を提供することにある。

本発明の多段遊星歯車列は、入力軸と、該入力軸と同軸に設けた第１出力軸と、入力軸および第１出力軸と平行に設けた第２出力軸と、入力軸および第１出力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアからなる第１遊星歯車組と、第２出力軸と同軸に配置され、第２サンギヤ、第２リングギヤ、第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアからなる第２遊星歯車組とを有し、入力軸は、第２サンギヤおよび第２リングギヤと第１歯車対を介してそれぞれ連結可能であり、第１キャリアは第１スリーブを介して入力軸と連結するか、静止部に固定するか選択が可能であり、第１サンギヤと第２サンギヤは、第３歯車対を介して互いに連結されるとともに、第２スリーブまたは円錐クラッチにより入力軸と連結するか、静止部に固定するか選択が可能であるように構成した。

本発明の多段変速遊星歯車列は、上記のように構成したため、前進８段以上の変速段数を得ながら、常に遊転する摩擦要素数が２個と少ないため、その分、引きずり抵抗が減って変速機の動力伝達効率が高くなり、多段化による燃費向上効果を出しやすくなる。

以下、本発明の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列を、実施例に基づき図とともに説明する。

図１は、本発明の実施例の遊星歯車列を表すスケルトン図である。
図１に示した実施例の多段変速遊星歯車列にあっては、エンジン１のクランク軸１ａから駆動される入力軸１０および第１出力軸１２が、クランク軸１ａと同じ軸上にあり、またこれらと平行に第２出力軸１４および第３出力軸１６がそれぞれ配置されている。
第３出力軸１６と一体の駆動歯車１６ｂは出力歯車１８と噛み合っており、出力歯車１８は差動装置２０を介して車軸２２ａ、２２ｂを駆動し、車軸２２ａ、２２ｂは図示しない左右の車輪と連結されている。

第１出力軸１２上には第１遊星歯車組２４が、また第２出力軸１４上には第２遊星歯車組２６が、それぞれ同軸配置されている。
第１遊星歯車組２４と第２遊星歯車組２６は、いずれも一般的にシングルピニオ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２４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に噛み合った複数の第１ピニオン３４と、第１ピニオン３４を回転自在に軸支する第１キャリア３８といった回転メンバーで構成されている。
同様に、第２遊星歯車組２６は、第２サンギヤ４０、第２リングギヤ４２、複数の第２ピニオン４４、第２キャリア４８といった回転メンバーで構成されている。

入力軸１０は第１クラッチ５０および第１歯車対５２ａ、５２ｂを介して第２出力軸１４と同軸の中間軸５４と連結可能であり、中間軸５４は第２クラッチ５６を介して第２リングギヤ４２と、また第３クラッチ５８を介して第２サンギヤ４０と、それぞれ連結可能である。
したがって、第１クラッチ５０と第２クラッチ５６を接続すると入力軸１０と第２リングギヤ４２が連結され、第１クラッチ５０と第３クラッチ５８を接続すると入力軸１０と第２サンギヤ４０が連結され、第２クラッチ５６と第３クラッチ５８を接続すると第２遊星歯車組２６は一体になる。

第１リングギヤ３２は第１出力軸１２と、また第２キャリア４８は第２出力軸１４と、それぞれ連結されるとともに、第１出力軸１２と第２出力軸１４とはこれらにそれぞれ一体の歯車１２ａ、１４ａにより連結されている。
ここで、歯車１２ａ、１４ａは本発明の第２歯車対を構成する。
さらに第２歯車対の一方の歯車１２ａは第３出力軸１６と一体の入力歯車１６ａと噛み合っているので、第１遊星歯車組２４および第２遊星歯車組２６から出力されるトルクは、前述のように第３出力軸１６および出力歯車１８、差動装置２０を介して車軸２２ａ、２２ｂに伝達される。

第１キャリア３８は、第４クラッチ６２の締結により第１スリーブ６４と連結可能であり、第１スリーブ６４は図示しないアクチュエータにより入力軸１０との連結とケース６６への連結（固定）を選択的に行うことができるようになっている。
したがって、第１スリーブ６４を図中左側へ移動しケース６６と連結して第４クラッチ６２を締結すると、第１キャリア３８はケース６６に固定され、第１スリーブ６４を図中右側へ移動し入力軸１０と連結して第４クラッチ６２を締結すると、第１キャリア３８は入力軸１０と連結される。

第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とは、第３歯車対６０ａ、６０ｂを介して連結されるとともに、第１サンギヤ３０は第５クラッチ６８の締結により第２スリーブ７０と連結可能であり、第２スリーブ７０は図示しないアクチュエータにより入力軸１０との連結とケース（静止部）６６への連結（固定）を選択的に行うことができるようになっている。
したがって、第２スリーブ７０を図中右側へ移動しケース６６と連結して第５クラッチ６８を締結すると、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とはケース６６に固定され、第２スリーブ７０を図中左側へ移動し入力軸１０と連結して第５クラッチ６８を締結すると、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とは入力軸１０と連結される。

つぎに、図１に示した遊星歯車列の作動を、図２に示した作動表を参考にしながら説明する。
以下の説明では、上記各軸、静止部、回転メンバーのいずれかの間の連結機能を有するクラッチを摩擦要素と呼び、上記各スリーブを含め総称して締結要素と呼ぶ。

図２の作動表において、横方向の欄にはクラッチやスリーブといった締結要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ５０を、Ｓ−１は第１スリーブを、という具合に、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。

作動表の縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」に分け、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第１０速（１０ｔｈ）の、Ｒレンジは後進（Ｒ−１、Ｒ−２）の、各変速段をそれぞれ割り当ててある。
図２の作動表中、○印は各摩擦要素の締結を、空欄は解放を、それぞれ表し、矢印は各スリーブの連結のための図１中での移動方向を、それぞれ表す。また、※印は各スリーブの移動方向（連結関係）を切り替えることを表す。
さらに、括弧でくくった○印および矢印は締結または連結していても動力伝達に関与しないことを表す。

ここで、各歯数比の算出について、遊星歯車組にあっては、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）を、第１遊星歯車組２４はα１、第２遊星歯車組２６はα２とし、歯車組にあっては、第１歯車対の歯数比（歯車５２ｂの歯数／歯車５２ａの歯数）をｉ１、第２歯車対の歯数比（歯車の１２ａ歯数／歯車１４ａの歯数）をｉ２、第３歯車対の歯数比（出力歯車６０ｂの歯数／出力歯車６０ａの歯数）をｉ３として説明する。
また、変速比は、入力軸１０の回転速度と第１出力軸１２の回転速度の比（入力軸１０の回転速度／第１出力軸１２の回転速度）で表す。

ここでは、各変速比の計算に、α１を０．４４、α２を０．４３、ｉ１を２．１２、ｉ２を０．９２、ｉ３を１．０８３とした場合について例示する。
なお、表示および計算式を簡略化するため、α２・ｉ１（１＋α１）／｛α１・ｉ３＋α２・ｉ１（１＋α１）｝をＡと定義する。上記した歯数比においてＡは０．７３４である。

はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の変速比は、第１スリーブ６４（Ｓ−１）を左側へ移動してケース６６と噛み合わせたうえで、第１クラッチ５０（Ｃ−１）、第２クラッチ５６（Ｃ−２）の締結による入力軸１０と第２リングギヤ４２の連結、および第４クラッチ６２（Ｃ−４）の締結による第１キャリア３８のケース６６への固定によって得られる。
第１速の変速比は、ｉ１｛α１・ｉ３（１＋α２）＋α２・ｉ２｝／（α１・ｉ２・ｉ３）になり、上記の値に設定した歯数比においては５．２０８になる。

つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、あらかじめ第２スリーブ７０（Ｓ−２）を右側へ移動してケース６６と噛み合わせて固定しておいたうえで、第１速における第１クラッチ５０、第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第４クラッチ６２の締結を解放するとともに第５クラッチ６８（Ｃ−５）の締結で第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０をケース６６に固定することで行う。
変速比はｉ１（１＋α２）／ｉ２になり、上記した歯数比においては３．２９５である。

つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速における第１クラッチ５０、第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第５クラッチ６８を解放するとともに第３クラッチ５８（Ｃ−３）を締結することで行う。
これにより第２遊星歯車組２６の各回転メンバーは一体となって回転するようになり、変速比はｉ１／ｉ２になる。上記した歯数比において変速比は２．３０４である。
なお、図２の作動表に示したように、第３速において第１スリーブ６４、第２スリーブ７０の移動方向を切り替える。

つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速における第１クラッチ５０、第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第３クラッチ５８の締結を解除するとともに第５クラッチ６８を締結して第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０と入力軸１０とを連結することで行う。
これにより、変速比はｉ１・ｉ３（１＋α２）／〔ｉ２｛ｉ３（１＋α２）＋α２（ｉ１−ｉ３）｝〕になる。上記した歯数比において変速比は１．７８９である。

つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速における第１クラッチ５０、第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第５クラッチ６８の締結を解除するとともに第４クラッチ６２の締結で第１キャリア３８と入力軸１０とを連結することで行う。
これにより、変速比はＡ／（１＋α１）＋ｉ１（１−Ａ）（１＋α２）／ｉ２になる。上記した歯数比において変速比は１．３８７である。

つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における、第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第１クラッチ５０および第４クラッチ６２の締結を解除するとともに、再び第３クラッチ５８および第５クラッチ６８を締結することにより行う。
これにより、入力軸１０と第２遊星歯車組２６との連結は解除され、第２遊星歯車組２６が一体になるとともに第２サンギヤ４０が第２歯車対（歯車６０ａ、６０ｂ）を介して入力軸１０と連結され、変速比はｉ３／ｉ２になる。上記した歯数比において変速比は１．１７７になる。

つぎに、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第２クラッチ５６、第３クラッチ５８の締結を維持したまま、第５クラッチ６８の締結を解除するとともに再び第４クラッチ６２を締結することにより行う。
これにより、変速比は１／（１＋α１）＋α１・ｉ３／｛ｉ２（１＋α１）｝になる。上記した歯数比において変速比は１．０５４である。

つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第４クラッチ６２の締結を維持したまま、第２クラッチ５６および第３クラッチ５８の締結を解除するとともに再び第５クラッチ６８を締結することにより行う。なお、このとき第１クラッチ５０も締結するが前述のように動力伝達には関与しない。
これにより、第１遊星歯車組２４は一体となって第１出力軸１２は入力軸１０と直結され、変速比は歯数比に関係なく１になる。

つぎに、第９速（９ｔｈ）への変速は、第８速における第１クラッチ５０、第４クラッチ６２の締結を維持したまま、第５クラッチ６８の締結を解除するとともに再び第３クラッチ５８を締結することにより行う。
これにより、変速比はｉ１／｛ｉ１＋α１（ｉ１−ｉ３）｝になる。上記歯数比において変速比は０．８２３の増速である。
なお、図２の作動表に示したように、第９速において第２スリーブ７０の移動方向を切り替える。

つぎに、第１０速（１０ｔｈ）への変速は、第９速における第１クラッチ５０、第４クラッチ６２の締結を維持したまま、第３クラッチ５８の締結を解除するとともに再び第５クラッチ６８を締結して第１サンギヤ３０をケース６６に固定することにより行う。
これにより、変速比は１／（１＋α１）になる。上記歯数比において変速比は０．６９４の増速である。

つぎに、Ｒレンジにおける後進は、図２の作動表に示したように、第１スリーブ６４、第２スリーブ７０をそれぞれケース６６と連結して行う。
後進の第１速（Ｒ−１）の変速比は、第４クラッチ６２を締結して第１キャリア３８をケース６６に固定したうえで、第１クラッチ５０および第３クラッチ５８を締結することで得られる。
これにより、変速比は−ｉ１／（α１・ｉ３）になる。上記歯数比において変速比は−４．４４９の逆転である。

つぎに、後進第２速（Ｒ−２）の変速は、第４クラッチ６２の締結はそのままに、第３クラッチ５８を解除して第５クラッチ６８を締結することで行われる。
これにより、変速比は−１／α１になる。上記歯数比において変速比は−２．２７３である。
ここで、前進の第１速および後進の第１速における発進について説明する。
図２に示した作動表に見るように、１ｓｔ、Ｒ−１ともに第１クラッチ５０の締結が必要であり、これを徐々に接続することで発進を行う。

以上で説明した前進の変速比を並べてみると以下になる。なお、左側の値が変速比であり、右側括弧内の値は当該変速比と１段上位の変速比との間の比（段間比）である。
第１速５．２０８（１．５８１）
第２速３．２９５（１．４３０）
第３速２．３０４（１．２８８）
第４速１．７８９（１．２９０）
第５速１．３８７（１．１７８）
第６速１．１７７（１．１１７）
第７速１．０５４（１．０５４）
第８速１．０００（１．２１５）
第９速０．８２３（１．１８６）
第１０速０．６９４

これを見ると、第６速と第７速の間と、第７速と第８速の間の段間比が小さいことが分かる。そこで、第７速をスキップして第６速から第８速へ変速すると、第６速と第８速の間の段間比は１．１７７になる。このようにすると、自動車用の変速比として好ましい段間比の９段の変速比が得られる。
この場合、普段は第７速を除いた前進９段の変速比を用いて走行するものの、応用例として、第１速から第６速まで変速しながら加速し、続いて一定速の走行に移る際などに、走行条件に応じて第７速または第８速のどちらかを選択して変速することが考えられるので、決して第７速が無駄になるわけではない。

このように、前進１０段の変速比を有することを生かして、走行条件により適した変速比を選択しての駆動が可能になる。
しかも、図２に示した作動表に見るように、常に解放されている摩擦要素は２個であり、従来例に比べて少ない。解放されている摩擦要素は、その引きずり抵抗が遊星歯車列の動力伝達効率を悪化させる要因であり、その分、これに伴う発熱が増えるとともに燃費が悪くなる。
しかし、上記のように常に解放されている摩擦要素が２個と少ないため、従来例に比べて動力伝達効率が向上し、燃費が良くなる。これは、第１スリーブ６４、第２スリーブ７０を設けて連結を切り替えるようにして、遊転する摩擦要素を減らすことができたためである。

なお、上記では第３歯車対（歯車６０ａ、６０ｂ）の歯数比ｉ３を１．０８３の減速比として説明したが、これを１より小さい増速比としてもよい。この場合も、各変速比の計算式は上記と同じであるが、変速比の値が変化するため変速段の順番が変化して、上記の第６速と第８速が入れ替わる。

図３は、本発明の第２の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表し、図１に対応している。図４は図２に対応した作動表を示すものである。
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の実施例１との第１の違いは、クラッチの数が一個少ないことである。
すなわち、実施例１における第１クラッチ５０を設けてない。これにより実施例１における第６速、第７速がなくなって前進の変速段数が８段になる。
また、第２の違いは発進のためのクラッチである。すなわち、前進、後進を同一のクラッチでまかなおうとすると第４クラッチ６２で発進することになる。そのため、第４クラッチ６２の配置を実施例１から変更して、直径を大きくできるようにして発進に必要な熱容量を確保しやすくしている。

さらに、第３の違いは、第５クラッチ６８を円錐クラッチにして、実施例１における第２スリーブ７０を削除したことである。
すなわち、円錐摩擦面を有する第５クラッチ６８は第１サンギヤ３０と連結されており、第５クラッチ６８を図示しないアクチュエータにより右側へ押圧すると第１サンギヤ３０はケース６４の円錐面６４ａと連結し、左側へ押圧すると入力軸１０の円錐面１０ａと連結されるようになっている。
第５クラッチ６８は、左右のどちらにも押圧されない中立状態にあっても円錐摩擦面同士が接触しないようにすることは容易なので、引きずり抵抗の発生を最小限にすることができる。

つぎに、実施例２の作動を、図４に示した作動表を参考に説明する。
図４の作動表において、第５クラッチ（Ｃ−５）は上記した押圧する方向を示してある。
その他の作動表の見方はおよび変速の作用は実施例１（図２）と同じであり、上述のように実施例１における第６速、第７速が抜けただけであるので、詳細の説明を省略する。

実施例２は、前進８段にふさわしい変速比とするために、歯数比を実施例１とは異なるものとする。例えば、それぞれの歯数比を、α１を０．５０、α２を０．４５、ｉ１を２．０２、ｉ２を０．９８７、ｉ３を１．０６とした場合、各変速比は以下となる。なお、右側括弧内の値は当該変速比と１段上位の変速比との間の比である。
前進
第１速４．６６７（１．５７２）
第２速２．９６８（１．４５０）
第３速２．０４７（１．２９２）
第４速１．５８４（１．２６７）
第５速１．２５０（１．２５０）
第６速１．０００（１．２３５）
第７速０．８１０（１．２１４）
第８速０．６６７
後進
第１速 −３．７７６
第２速 −２．０００
になる。

このように、実施例２においても自動車用の変速機として好ましい前進８段、後進２段の変速比が得られ。しかも、図４に示した作動表に見るように、実施例１と同様に常に解放されている摩擦要素は２個であり、従来例に比べて少ない。このため、従来例に比べて動力伝達効率が向上し、燃費が良くなる。これは、第１スリーブ６４、第５クラッチ６８を設けて連結を切り替えるようにして、遊転する摩擦要素を減らすことができたためである。

このように、本発明の各実施例に係る多段遊星歯車列は、自動車にとって好ましい前進１０段または８段の変速比が得られるとともに、従来の多段遊星歯車列に比べて常に解放されている摩擦要素が少ないことが特徴である。
このため、従来例に比べて動力伝達効率が向上し、燃費が良くなる。

上記の各実施例では、発進に摩擦クラッチを用いる例で説明したが、一般的な自動変速機のように、エンジン１と入力軸１０との間にトルクコンバータやフルードカップリングを設けて、発進をよりスムーズにできるようにしてもよいことは言うまでもない。

以上の説明は、第１遊星歯車組２４を、シングルピニオン式の例で行ったが、これをいわゆるダブルピオン式の遊星歯車組としても同様の機能を得ることができる。
第１遊星歯車組２４をダブルピオン式の遊星歯車組にした場合は、連結関係を上記の説明に対して第１リングギヤ３２と第１キャリア３８を入れ替えればよい。

前進８段以上の変速比を得るとともに、常に解放されている摩擦要素の数が少ないため、動力伝達効率が向上し、燃費が良くなるので、燃費が重視される乗用車などに幅広く適用することができる。

本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例１）実施例１の多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例２）実施例２の多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。

符号の説明

１エンジン
１０入力軸
１２第１出力軸
１４第２出力軸
１６第３出力軸
１８出力歯車
２０差動装置
２２車軸
２４第１遊星歯車組
２６第２遊星歯車組
３０第１サンギヤ
３２第１リングギヤ
３４第１ピニオン
３８第１キャリア
４０第２サンギヤ
４２第２リングギヤ
４４第２ピニオン
４８第２キャリア
５０第１クラッチ
５２第１歯車対
５４中間軸
５６第２クラッチ
５８第３クラッチ
６０第２歯車対
６２第４クラッチ
６４第１スリーブ
６６ケース
６８第５クラッチ
７０第２スリーブ

Claims

入力軸と、
該入力軸と同軸に設けた第１出力軸と、
前記入力軸および前記第１出力軸と平行に設けた第２出力軸と、
前記入力軸および前記第１出力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアからなる第１遊星歯車組と、
前記第２出力軸と同軸に配置され、第２サンギヤ、第２リングギヤ、第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアからなる第２遊星歯車組とを有し、
前記入力軸は、前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤと第１歯車対を介してそれぞれ連結可能であり、
前記第１出力軸と前記第２出力軸は第２歯車対を介して連結され、
前記第１出力軸は前記第１リングギヤと連結され、
前記第２出力軸は前記第２キャリアと連結され、
前記第１キャリアは、第１スリーブを介して前記入力軸と連結するか、静止部に固定するか選択が可能であり、
前記第１サンギヤと前記第２サンギヤは、第３歯車対を介して互いに連結されるとともに、第２スリーブまたは円錐クラッチにより前記入力軸と連結するか、前記静止部に固定するか選択が可能であることを特徴とする多段変速遊星歯車列。
前記入力軸と前記第１歯車対との間に第１クラッチを、前記第１歯車対と前記第２サンギヤとの間に第２クラッチを、前記第１歯車対と前記第２リングギヤとの間に第３クラッチを、それぞれ設けた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。