JP2009197927A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【課題】前進１０段の多段変速遊星歯車列において、製造コストを下げるとともに動力伝達効率を上げて燃費をよくする。
【解決手段】第１遊星歯車組１４と、第２遊星歯車組１６と、入力メンバー４２と、出力メンバー４８、５２と、第１反力メンバー５８と、第２反力メンバー４０、５０とを備えた遊星歯車群１８とを有し、入力軸１０は第１キャリア２８と連結されるとともに第２サンギヤ３０と連結可能であり、第１リングギヤ２２は入力メンバー４２と連結可能であり、第１サンギヤ２０は第２サンギヤ３０と連結可能であるとともに静止部７０に固定可能であり、第１反力メンバー５８は第２キャリア３８と連結可能であるとともに静止部７０に固定可能であり、第２反力メンバー４０、５０は第２リングギヤ３２と連結され、出力メンバー４８、５２は出力軸１２され、第２遊星歯車組１６を一体にできる構成とした。
【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段を超える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、２組のダブルピニオン型遊星歯車と２組のシングルピニオン型遊星歯車および７個の摩擦要素を用いている多段変速遊星歯車列があり、る。この歯車列は、７個の摩擦要素のうち常に２個の摩擦要素を締結するように切り替えることにより前進９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、前進９段において自動車用として好ましい変速比を得るために、２組ものダブルピニオン型遊星歯車を必要とするため、いわゆるシングルピニオン型の遊星歯車と比べて製造コストが高くなるとともに、歯車の噛み合いが多いため動力伝達効率が悪いという問題がある。その上、上記従来の遊星歯車列は、７個の摩擦要素のうち常に５個が遊転しており、これら遊転している摩擦要素のドラッグトルクが大きいため、前述のダブルピニオン型遊星歯車の動力伝達効率が悪いという問題と相まって、自動車の燃費が悪いとともに発熱が多いという問題があった。
特開２００７−７１３７４号公報

解決しようとする問題点は、製造コストが高く動力伝達効率が悪いダブルピニオン型遊星歯車を２組も必要とするとともに、常に５個の摩擦要素が遊転しているため、製造コストが高く、燃費が悪いとともに発熱が多い点である。
本発明の目的は、シングルピニオン型遊星歯車の数の比率を上記従来の遊星歯車列よりも多くすることで、自動車等の車両にとって好ましい変速比を確保しながら製造コストを安くするとともに、常に遊転している摩擦要素の数を減らして、燃費と発熱を改善することが可能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、出力軸と、入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キャリアを備えた第１遊星歯車組と、入力軸と出力軸との間に配置され、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キャリアを備えた第２遊星歯車組と、出力軸と同軸に配置され、入力メンバーと、出力メンバーと、入力メンバーから出力メンバーへトルクを伝達する際に反力トルクを受ける第１反力メンバーと、入力メンバーから出力メンバーへトルクを伝達する際に第１反力メンバーが受ける反力トルクより小さい反力トルクを受ける第２反力メンバーとを備えた遊星歯車群とを有し、入力軸は、第１キャリアと連結されるとともに、第２サンギヤと連結可能であり、第１リングギヤは入力メンバーと連結されるかまたは連結可能であり、第１サンギヤは第２サンギヤと連結可能であるとともに、静止部に固定可能であり、第１反力メンバーは、第２キャリアと連結可能であるとともに、静止部に固定可能であり、第２反力メンバーは第２リングギヤと連結され、出力メンバーは出力軸と連結され、第２遊星歯車組を一体にすることが可能なクラッチを備えた構成とした。

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、自動車等用の変速機にとって好ましい変速比を得ながら、シングルピニオン型を用いる比率を高くして製造コストの削減、動力伝達効率の向上を図ることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数を３個と従来例より２個分少なくして燃費と発熱の改善が期待できる。

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１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では、エンジン１からトルクコンバータ２を介して駆動される入力軸１０および出力軸１２が、エンジン１の出力軸１ａと同じ軸上にあり、出力軸１２は図示しない駆動輪を駆動する。

入力軸１０および出力軸１２と同軸に、上流側から下流側に向けて順に配置した、第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６、第３遊星歯車組１８ａおよび第４遊星歯車組１８ｂ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１４は、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０に噛み合った複数の第１ピニオン２４と、第１ピニオン２４を回転自在に軸支する第１キャリア２８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１６は、第２サンギヤ３０、第２リングギヤ３２、複数の第２ピニオン３４、第２キャリア３８といった回転メンバーで構成されており、第３遊星歯車組１８ａは、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、複数の第３ピニオン４４、第３キャリア４８といった回転メンバーで構成されており、第４遊星歯車組１８ｂは、第４サンギヤ４０、第４リングギヤ４２、複数の第４ピニオン４４、第４キャリア４８といった回転メンバーで構成されている。

ここで、第３遊星歯車組１８ａと第４遊星歯車組１８ｂとは相互に回転メンバー同士が連結され、本発明の遊星歯車群１８を構成するとともに、以下のように本発明の各回転メンバーを構成している。
すなわち、第３リングギヤ４２は本発明の入力メンバーを、第３キャリア４８と第４リングギヤ５２とが連結して本発明の出力メンバーを、第４キャリア５８が本発明の第１反力メンバーを、第３サンギヤ４０と第４サンギヤ５０とが連結して本発明の第２反力メンバーを、それぞれ構成する。

続いて、第１遊星歯車組１４と、第２遊星歯車組１６と、第３遊星歯車組１８ａおよび第４遊星歯車組１８ｂからなる遊星歯車群１８と、の連結関係につき、以下に説明する。
第１キャリア２８は、入力軸１０と連結されるとともに第１クラッチ６０により第２サンギヤ３０と連結可能である
第１サンギヤ２０は、第２クラッチ６４により第２サンギヤ３０と連結可能であるとともに、第１ブレーキ６６により変速機のケース（静止部）６８に固定可能である。

第１リングギヤ２２は、第３クラッチ７０により本発明の入力メンバーである第３リングギヤ４２と連結可能である。
第２キャリア３８は、第５クラッチ７６により本発明の第１反力メンバーである第４キャリア５８と連結可能である。

第２リングギヤ３２は、本発明の第２反力メンバーである第３サンギヤ４０および第４サンギヤ５０と連結されるとともに、第４クラッチ７２により第２サンギヤ３０と連結可能である。第４クラッチ７２を締結すると第２遊星歯車組１６は一体（第２遊星歯車組１６の回転メンバーが相対回転なしに一体で回転可能な状態）になる。
第４キャリア５８は第２ブレーキ７４によりケース６８に固定可能である。
本発明の出力メンバーである第３キャリア４８と第４リングギヤ５２は出力軸１２と連結されている。

なお、本発明の入力メンバーである第３リングギヤ４２から、本発明の出力メンバーである第３キャリア４８と第４リングギヤ５２とにトルクを伝達する際に、第１反力メンバーの第４キャリア５８を、第２キャリア３８と連結またはケース６８に固定すると、第１反力メンバーの第４キャリア５８に作用する第１反力は、後述の第２反力メンバーの第３サンギヤ４０および第４サンギヤ５０に作用する第２反力に比べて大きくなる。一方、第４キャリア５８を、第２キャリア３８と非連結またはケース６８に非固定にして、第２反力メンバーである第３サンギヤ４０および第４サンギヤ５０に反力を作用させた場合、作用する第２反力トルクは前述の第１反力メンバーに作用する第１反力より小さくなる。

また、後述するように第３クラッチ７０は前進の各変速ポジションにおいて締結し続け、後進の際にのみ解放される。これは、第１リングギヤ２２と入力メンバーの第３リングギヤ４２が連結したままに後進走行をした場合、第１サンギヤ２０が高速回転してしまうので、これを防ぐためのものである。
したがって、第３クラッチ７０は走行中の変速時に締結・解放を切り替える必要がなく、いわゆる変速ショックなどへの影響もない。
そこで、第３クラッチ７０は円錐摩擦面での動力伝達にして、トルクを伝達する際に必要な押圧力を小さくすることが容易にできる。
なお、前進走行時にはスプリングの張力で第３クラッチ７０が常時締結するようにしておき、後進時にのみ油圧アクチュエータなどによって解放するようにしてもよい。

つぎに、図１に示した実施例の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、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼ぶ。
図２の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキといった摩擦要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ６０を、Ｂ−１は第１ブレーキ６６をといった具合に、それぞれ表す。なお、これらの記号と各摩擦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「Ｐ」「Ｒ」「Ｎ」「Ｄ」「Ｌ」などのレンジのうち「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」を取りあげて、Ｄレンジは前進第２速（１ｓｔ）乃至第１１速（１１ｔｈ）の、Ｒレンジは後進の各変速段を割り当ててある。
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、それぞれ表す。また、括弧内の○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。

ここで、変速比に関係する各遊星歯車組の歯数比を、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αで表現し、第１遊星歯車組１４ではα１、第２遊星歯車組１６ではα２、第３遊星歯車組１８ａではα３、第４遊星歯車組１８ｂにあってはα４として説明する。

ここでは、各変速比の計算に、それぞれの歯数比を、α１を０．３９、α２を０．３４、α３を０．５６、α４を０．５６とした場合について例示する。
なお、変速比は入力軸１０の回転速度と出力軸１２の回転速度の比（入力軸１０の回転速度／出力軸１２の回転速度）で表す。
また、計算を簡素化するため、１／α２−α４−α３（１＋α４）の値をＡとして変速比の計算式を表す。上記の歯数比においてAは１．５０８である。

前進は、前述のように第３クラッチ７０（Ｃ−３）が常に締結されている。
はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の駆動は、第３クラッチ７０の締結に加えて、第１クラッチ６０（Ｃ−１）と第５クラッチ７６（Ｃ−５）および第２ブレーキ７４（Ｂ−２）の締結で行われる。
以降の変速で第２ブレーキ７４の締結は第５速まで維持される。
図２の作動表に見るように、第１速において第３クラッチ７０は締結されているが動力伝達には関与しない。
第１速の変速比は、１／α２・α４になり、上記の値に設定した歯数比においては５．２５２になる。

つぎに、前進第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速における第１クラッチ６０の締結を解除して、第２クラッチ６４（Ｃ−２）を締結することで行われる。
以降の変速で第２クラッチ６４の締結は第７速まで維持される。
第２速の変速比は、（１＋α３）／（１＋α１）＋｛α１／α２（１＋α１）＋α３／（１＋α１）｝／α４になり、上記の値に設定した歯数比においては３．３１５になる。

つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第５クラッチ７６の締結を解除して、第１クラッチ６０を締結することで行われる。
第３速の変速比は、１＋α３＋α３／α４になり、上記した歯数比においては２．５６０である。

つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速での第１クラッチ６０の締結を解除して第１ブレーキ６６（Ｂ−１）を締結することで行われる。
変速比は（１＋α３）／（１＋α１）＋α３／｛α４（１＋α１）｝になる。
上記した歯数比においては１．８４２である。

つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速での第１ブレーキ６６の締結を解除して、第４クラッチ７２を締結することで行われる。
第５速の変速比は、（１＋α３）／（１＋α１）＋｛α３／（１＋α１）−α１／（１＋α１）｝／α４になる。上記した歯数比においては１．３４１である。

つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速までの第２ブレーキ７４の締結を解除して第１ブレーキ６６を締結することで行われる。
第６速の変速比は、（１＋α３）／（１＋α１）になる。上記した歯数比においては１．１２２である。

つぎに、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第１ブレーキ６６の締結を解除して第１クラッチ６０を締結することで行われる。
これにより、遊星歯車列全体が一体になり、入力軸１０と出力軸１２とは直結されるので、第６速の変速比は歯数比に関係なく１になる。

つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第２クラッチ６４の締結を解除して、第１ブレーキ６６を締結することで行われる。
第８速の変速比は、（１＋α３）／（１＋α１＋α３）になる。上記した歯数比においては０．８００の増速（オーバードライブ）である。

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６０の締結を解除して、第５クラッチ７６を締結することで行われる。
これにより、変速比は、１／（１＋α１）になり、上記した歯数比においては０．７１９になる。

つぎに、第１０速（１０ｔｈ）への変速は、第９速における第４クラッチ７２の締結を解除して、再び第１クラッチ６０を締結することで行われる。
これにより、変速比は、（Ａ／α１）／（Ａ／α１＋１／α２−α４）になり、上記した歯数比においては０．６１９になる。

つぎに、第１１速（１１ｔｈ）への変速は、第１０速における第１クラッチ６０の締結を解除して、第２クラッチ６４を締結することで行われる。
これにより、変速比は、｛（Ａ／（１＋α１））／（１／α２−α４）になり、上記した歯数比においては０．４５５の増速になる。

つぎに、Ｒレンジの後進の変速は、第３クラッチ７０の締結を解除したうえで、第１クラッチ６０と第４クラッチ７２および第２ブレーキ７４を締結することで行われる。
これにより、変速比は−１／α４になって、上記した歯数比においては−２．９４１になる。

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２速 ５．２５２ （１．５８４）
第２速 ３．３１５ （１．２９５）
第３速 ２．５６０ （１．３９０）
第４速 １．８４２ （１．３７４）
第５速 １．３４１ （１．１９５）
第６速 １．１２２ （１．１２２）
第７速 １．０００ （１．２５０）
第８速 ０．８００ （１．１１２）
第９速 ０．７１９ （１．１６３）
第１０速 ０．６１９ （１．３５９）
第１１速 ０．４５５

これを見ると、第５速から第１０速にかけての間の各段間比がやや小さいのが分かる。そこで、その間を１段飛び越し変速を行うと以下のような段間比に変化する。
第５速−第７速 １．３４１
第６速−第８速 １．４０３
第７速−第９速 １．２９３

これら１．３乃至１．４前後の段間比は、自動車用の変速比として好ましい値といえる。
この場合、通常の加速においては第６速、第８速を飛び越す制御を行い、例えば第７速まで加速した時点で一定速走行に移行する際などにおいて、走行条件に応じて第８速または第９速のどちらかを選択して変速することなどが考えられるので、決して飛び越す変速段が無駄になるわけではない。
むしろ、定常走行における使用頻度の高い領域である第５速から第１０速にかけての段間比が小さいので、定常走行の走行条件に応じて最も好ましい変速比をきめ細かに選択して走行することが可能になる。

また、１１段の全てを使うのではなく、この１１段から適宜選択して第１速から第１０速まで、あるいは第２速から第１１速までなど、変速段数を少なくして使用することもできる。
この場合は、各遊星歯車組１４、１６、１８ａ、１８ｂの歯数比を上記の例とは異なる値に変化させて、変速段数に合わせて各段間比が好適になるようにするとよい。

このように、本発明の実施例１に係る多段遊星歯車列は、前進１１段、後進１段の自動車にとって好ましい変速比が得られる。また、歯車列を上記のように構成したため、４組の遊星歯車１４、１６、１８ａ、１８ｂは全て構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、７個の摩擦要素のうち常に遊転している摩擦要素の数が３個と、従来例より２個分少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗（ドラッグトルク）を、その分だけ減らすことができる。
これらの結果、製造コストが安く、燃費が優れ、発熱の少ない前進１０段または１１段といった多段の自動変速機を得ることができる。

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ている。
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、第一に本発明の遊星歯車群である第３遊星歯車組１８ａおよび第４遊星歯車組１８ｂの回転メンバー間の連結関係が異なることである。
すなわち、第４サンギヤ５０が本発明の入力メンバーを、第３リングギヤ４２と第４キャリア５８とが連結して本発明の出力メンバーを、後述するように第３キャリア４８と第４リングギヤ５２とが連結可能であって本発明の第１反力メンバーを、第３サンギヤ４０が本発明の第２反力メンバーを、それぞれ構成する。

第二に、実施例１における第３クラッチ７０を省いて、第１リングギヤ２２と入力メンバーである第４サンギヤ５０とが常時連結しており、代わりに第３キャリア４８と第４リングギヤ５２とが連結可能な構成になっているとともに、両者が連結しないときに第３キャリア４８を単独でケース６８に固定可能になっている。

すなわち、第３キャリア４８にはスリーブ７８が設けてあり、図示しないアクチュエータでスリーブ７８を図中右側へ移動すると第４リングギヤ５２に設けたドグクラッチ５２ａと噛み合って第３キャリア４８が第４リングギヤ５２と連結し、左側へ移動するとケース６８に設けたドグクラッチ６８ａと噛み合って第３キャリア４８をケース６８に固定するようになっている。
図３はスリーブ７８を右側へ移動して第４リングギヤ５２と連結した状態で描いてある。

第三の相違点は、第２遊星歯車組１６を一体にする第４クラッチが、第２サンギヤ３０と第２キャリア３８との間に設けられていることである。
これ以外は、上記遊星歯車群の各回転メンバーと、入力軸１０、出力軸１２、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６の回転メンバー間の連結関係は実施例１と同じである。

つぎに、実施例２の作動を説明する。
実施例２の作動表を図４に示す。図２に示した実施例１の作動表との違いは、上記したように実施例１における第３クラッチ７０とスリーブ７８（Ｓ）が入れ替わっている点である。
つまり、前進においてはスリーブ７８が右側へ移動して第３キャリア４８を第４リングギヤ５２と連結し、後進の場合には左側へ移動して第３キャリア４８をケース６８に固定するようになっている。

前進・後進の切り替えのためのスリーブ７８の移動は、車両が停止または微速で動いている状態で行われるが、スリーブ７８を移動する前に第２ブレーキ７４を締結して第４リングギヤ５２の回転を停止させてから行うことで、スリーブ７８とドグクラッチ６８ａ、５２ａとの回転速度差がない状態で噛み合わせることができるので、噛み合いに伴う異音発生の恐れはない。

その他の各変速における摩擦要素の作動に関しては実施例１と同じであるので詳細な説明を省略する。
各変速比の計算については説明を省略するが、実施例２においても実施例１と同様に前進１１段と後進の変速を行うことができる。

本発明の実施例２に係る多段遊星歯車列も実施例１と同様に、自動車にとって好ましい前進１１段、後進１段の変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、４組の遊星歯車１４、１６、１８ａ、１８ｂは全て構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、摩擦要素の数は６個であり、そのうち常に遊転している摩擦要素の数が３個と、従来例より２個分少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗を減らすことができる。
これらの結果、製造コストが安く、燃費が優れ、発熱の少ない前進１０段または１１段の自動変速機を得ることができる。

以上説明したように、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１１段の変速比が得られるとともに、製造コストが安く、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になる。
これは、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６と、遊星歯車群１８との連結関係を上記で説明したようにしたためであり、遊星歯車群１８は例示した組み合わせに限ることなく、一般的に前進３段の変速比が得られる遊星歯車群であればよい。

上記の各実施例では、エンジン１と入力軸１０との間にトルクコンバータ２を設けているが、これに代えてフルードカップリングまたは摩擦クラッチを用いてもよいことは言うまでもない。
また、一般的に自動変速機で行われるように、低速段で締結する摩擦要素と並列にワンウエイクラッチを設けて、上位段への変速において変速制御を容易にすることも可能である。

前進１０段または１１段の変速比を得るとともに、製造コストが安く、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になるので、燃費が重視される小型乗用車から中型商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
２ トルクコンバータ
１０ 入力軸
１２ 出力軸
１４ 第１遊星歯車組
１６ 第２遊星歯車組
１８ 遊星歯車組群
１８ａ 第３遊星歯車組
１８ｂ 第４遊星歯車組
２０ 第１サンギヤ
２２ 第１リングギヤ
２４ 第１ピニオン
２８ 第１キャリア
３０ 第２サンギヤ
３２ 第２リングギヤ
３４ 第２ピニオン、
３８ 第２キャリア
４０ 第３サンギヤ
４２ 第３リングギヤ
４４ 第３ピニオン
４８ 第３キャリア
５０ 第４サンギヤ
５２ 第４リングギヤ
５４ 第４ピニオン
５８ 第５キャリア
６０ 第１クラッチ
６４ 第２クラッチ
６６ 第１ブレーキ
６８ ケース
７０ 第３クラッチ
７２ 第４クラッチ
７４ 第２ブレーキ
７６ 第５クラッチ７２
７８ スリーブ

Claims (4)

1. 入力軸と、
   出力軸と、
   前記入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キャリアを備えた第１遊星歯車組と、
   前記入力軸と前記出力軸との間に配置され、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キャリアを備えた第２遊星歯車組と、
   前記出力軸と同軸に配置され、入力メンバーと、出力メンバーと、前記入力メンバーから前記出力メンバーへトルクを伝達する際に反力トルクを受ける第１反力メンバーと、前記入力メンバーから前記出力メンバーへトルクを伝達する際に前記第１反力メンバーが受ける反力トルクより小さい反力トルクを受ける第２反力メンバーとを備えた遊星歯車群とを有し、
   前記入力軸は、前記第１キャリアと連結されるとともに前記第２サンギヤと連結可能であり、
   前記第１リングギヤは前記入力メンバーと連結されるかまたは連結可能であり、
   前記第１サンギヤは前記第２サンギヤと連結可能であるとともに静止部に固定可能であり、
   前記第１反力メンバーは、前記第２キャリアと連結可能であるとともに静止部に固定可能であり、
   前記第２反力メンバーは前記第２リングギヤと連結され、
   前記出力メンバーは前記出力軸と連結され、
   前記第２遊星歯車組を一体にすることが可能なクラッチを備えていることを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記遊星歯車群は、第３サンギヤ、第３リングギヤ、第３リングギヤおよび第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを有する第３遊星歯車組と、第４サンギヤ、第４リングギヤ、第４リングギヤおよび第４サンギヤに噛み合った第４ピニオン、該第４ピニオンを回転自在に軸支する第４キャリアを有する第４遊星歯車組からなり、
   前記第３リングギヤが前記入力メンバーを構成し、前記第３キャリアと前記第４リングギヤとが互いに連結されて前記出力メンバーを構成し、前記第４キャリアが前記第１反力メンバーを構成し、前記第３サンギヤと前記第４サンギヤとが互いに連結されて前記第２反力メンバーを構成し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。
3. 前記遊星歯車群は、第３サンギヤ、第３リングギヤ、第３リングギヤおよび第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを有する第３遊星歯車組と、第４サンギヤ、第４リングギヤ、第４リングギヤおよび第４サンギヤに噛み合った第４ピニオン、該第４ピニオンを回転自在に軸支する第４キャリアを有する第４遊星歯車組からなり、
   前記第４サンギヤが前記入力メンバーを構成し、前記第３リングギヤと前記第４キャリアとが互いに連結されて前記出力メンバーを構成し、前記第３キャリアと前記第４リングギヤとが互いに連結可能であって前記第１反力メンバーを構成し、前記第３サンギヤが前記第２反力メンバーを構成し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。
4. 前記第３キャリアと前記第４リングギヤとを連結可能な手段と、前記第３キャリアと前記第４リングギヤとが連結しない場合に前記第３キャリアを静止部に固定する手段とを設けたことを特徴とする請求項３に記載の多段変速遊星歯車列。

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