JP2011002056A - 変速機の動力伝達軸構造 - Google Patents

Abstract

【課題】原動機からの入力トルクの変動に伴う騒音・振動を効果的に低減する。
【解決手段】マニュアルトランスミッション１のメインシャフト（入力軸）１０を、クランクシャフト１１からの回転動力が入力されて回転する内側入力軸１２と、内側入力軸１２の外側に同軸状に配置され、内側入力軸１２の端部１２ｃに対して相対回転不能に係合する係合部１４を有する外側主軸１３と、を備えた二重構造とし、内側入力軸１２への入力トルクが所定以上になったときに内側入力軸１２と外側主軸１３との捩れによる相対回転を規制するストッパー機構２０と、内側入力軸１２の外周１２ａに設けた突出部２５による内側入力軸１２の撓み規制構造と、内側入力軸１２と外側主軸１３との間に設けた摩擦面３５によって内側入力軸１２と外側主軸１３との捩れによる相対回転に対する摩擦力を発生する摩擦機構３０とを設けた。
【選択図】図２

Description

本発明は、変速機が備える回転動力を伝達するための動力伝達軸構造に関する。

車両に搭載されたマニュアルトランスミッション（手動変速機）では、原動機からの入力回転が動力伝達軸を介して変速用歯車に伝達されるようになっている。ここで、動力伝達軸への入力トルクは、原動機の動作状況に応じて変動する。しかしながら、このような入力トルクの変動が変速用歯車に伝達されると、ギヤノイズなどの騒音・振動の発生原因となる。そこで、入力トルクの変動による騒音・振動を低減するための従来技術として、例えば、特許文献１に示すように、クラッチディスク（摩擦板）に原動機からの入力トルクの変動を減衰するための減衰ばね構造（トーション構造）を設けたり、あるいは、デュアルマスフライホイール（ＤＭＦＷ）構造を採用したりすることが行われている。

クラッチディスクの減衰ばね構造は、クラッチディスクの回転方向に沿う位置に、トルク変動を吸収するコイルばね（ダンパ）を介在させたものである。また、デュアルマスフライホイール構造は、フライホイールを二分割化し、両者をコイルばねなどの弾性体で連結したもので、駆動系の共振回転数を原動機のアイドル回転数以下とすることで、入力トルクの変動による騒音・振動を低減するようになっている。

クラッチディスクの減衰ばね構造では、減衰ばねがクラッチディスクの回転中心から離れた箇所に設置されるため、クラッチディスクの慣性質量が大きくなる。これにより、動力伝達軸を同期（シンクロ）させる際の負荷が増大し、シフト操作に要する荷重（シフト荷重）が重くなるという問題がある。また、減衰ばねを設けたことでクラッチの軸方向の幅寸法（厚み寸法）が大きくなり、その分、変速機の軸方向の寸法が大きくなるという問題もある。

また、デュアルマスフライホイール構造では、トルク変動による騒音・振動を低減するための減衰ばね構造は、クラッチディスク側ではなくフライホイール側に設けられているため、クラッチディスクの慣性質量が大きくなるという問題は無いが、フライホイールが二分割化されているため、やはり、クラッチの軸方向の幅寸法（厚み寸法）大きくなり、その分、変速機の軸方向の寸法が大きくなるという問題がある。

特開２００３−１４１１６号公報

本発明は上述の点に鑑みてなされたものであり、その目的は、簡単な構造で変速機の外形寸法の小型化及び良好な操作性を確保しながら、原動機からの入力トルクの変動に伴う騒音・振動を効果的に低減することができる変速機の動力伝達軸構造を提供することにある。

上記課題を解決するための本発明は、変速機が備える回転動力を伝達するための動力伝達軸構造であって、原動機の回転動力が入力されて回転する内側入力軸（１２）と、内側入力軸（１２）の外側に同軸状に配置され、内側入力軸（１２）に対して相対回転不能に係合する係合部（１４）を有すると共に、外周に変速用の回転部品（５５）が設けられた外側主軸（１３）と、を備え、内側入力軸（１２）の一端（１２ｄ）から入力された回転動力が該内側入力軸（１２）の他端（１２ｃ）から係合部（１４）を介して外側主軸（１３）及び変速用の回転部品（５５）に伝達されるように構成したことを特徴とする。

本発明にかかる変速機の動力伝達軸構造によれば、原動機からの回転動力が入力される動力伝達軸を内側入力軸と外側主軸の二重構造とし、内側入力軸の一端から入力された回転動力がその他端から係合部を介して外側主軸に伝達されて変速用歯車が回転するようにした。したがって、動力伝達軸に入力された原動機の回転動力は、内側入力軸の一端から他端に伝わってから係合部を介して外側主軸に伝達される。これにより、動力伝達軸の軸方向における回転動力の伝達経路を長く（内側入力軸の軸方向長さよりも長く）確保できるので、動力伝達軸の軸方向寸法のコンパクト化を図りながら、動力伝達軸の捩じり剛性を低く抑えることができる。したがって、原動機からの入力トルクの変動による騒音・振動を効果的に低減することができる。

また、本発明にかかる動力伝達軸構造を手動変速機（マニュアルトランスミッション）に適用する場合などは、原動機の回転動力が入力される動力伝達軸の捩じり剛性を低く抑えることができるので、従来のクラッチディスクに設けていた減衰ばね構造を省略するか、あるいは、減衰ばね容量を低減することが可能となる。すなわち、本発明にかかる動力伝達軸構造は、回転中心に配置した動力伝達軸に設けるため、回転系の慣性質量の増加が最小限で済む。これにより、動力伝達軸及びクラッチを含む回転系の慣性質量を低減することができる。したがって、シンクロ時の負荷を軽減でき、シフト荷重を軽くすることができる。また、減衰ばね容量を低減できることで、クラッチの厚み寸法を小さくできるので、変速機の軸方向の寸法を小さくすることができる。

なお、本発明にかかる動力伝達軸構造は、従来のクラッチディスクの減衰ばね構造と併用することも可能である。本発明の動力伝達軸構造とクラッチディスクの減衰ばね構造を併用すれば、原動機からの入力トルクの変動を吸収するための構造を動力伝達軸の軸方向に沿って直列に配置できるので、動力伝達系統の捩じり剛性を更に低く抑えることができ、騒音・振動の大幅な低減が可能となる。

また、上記の動力伝達軸構造では、内側入力軸（１２）への入力トルクが所定以上になったときに内側入力軸（１２）と外側主軸（１３）との捩れによる相対回転を規制する捩れ規制部（２０）を設けるとよい。この捩れ規制部（２０）は、例えば、内側入力軸（１２）と外側主軸（１３）とに設けた回転方向に所定の隙間を有して配置した当接部（２１ａ，２２ａ）とすることができる。これによれば、内側入力軸への入力トルクが所定以上になるまでは、内側入力軸の捩れが許容されるので、動力伝達軸の捻り剛性を低く抑えることができる。その一方で、内側入力軸への入力トルクが所定以上になったときは、捩れ規制部によって内側入力軸の捩れが規制されるので、内側入力軸に過大なトルクが作用することを防止できる。したがって、通常時は、動力伝達軸の捻り剛性を低く抑えながら、クラッチの急係合などによって動力伝達軸に過大なトルクが伝達されたときの剛性不足を回避できる。

上記の捩れ規制部（２０）が内側入力軸（１２）と外側主軸（１３）とに設けた当接部（２１ａ，２２ａ）である場合、外側主軸（１３）の当接部（２２ａ）は、外側主軸（１３）の端部（１３ｄ）から軸方向に突出する突起（２２）に設けるとよい。そのとき、当該突起（２２）の少なくとも一部を外側主軸（１３）の外周側に設置した軸受（１７）の内周に当接させるようにするとよい。このように構成すれば、捩れ規制部の作動によって内側入力軸から外側主軸の当接部にかかる荷重が過大になった場合でも、外側主軸の端部及び該端部に設けた突起が径方向の外側に変形することを防止できるようになる。

また、上記の動力伝達軸構造では、内側入力軸（１２）にかかる曲げ荷重が所定以上になったときに内側入力軸（１２）の軸方向の撓みを規制する撓み規制部（２０）を設けるとよい。この撓み規制部（２０）は、例えば、内側入力軸（１２）の外周（１２ａ）と外側主軸（１３）の内周（１３ｂ）の少なくとも一方から他方に向かって突出する突出部（２５）とすることができる。これによれば、内側入力軸の軸方向の撓みが所定以上になったときに、突出部が対向する外側主軸又は内側入力軸に当接して、当該撓みを規制することができる。したがって、内側入力軸に曲げ荷重が掛かった場合の撓み量をコントロールできるので、動力伝達軸の安全性を確保しながら、内側入力軸の径寸法を小さくするなどして低剛性化を図ることが可能となる。

また、上記の動力伝達軸構造では、内側入力軸（１２）と外側主軸（１３）との間で摺接する摩擦面（３５）によって、内側入力軸（１２）と外側主軸（１３）との捩れによる相対回転に対する摩擦力を発生する摩擦機構（３０）を設けるとよい。これによれば、内側入力軸と外側主軸の捩れによる相対回転に対して減衰力を得ることができる。したがって、動力伝達軸の捩り剛性を適切に調節することが可能となる。

この場合さらに、上記の摩擦面（３５）を内側入力軸（１２）及び外側主軸（１３）の軸方向に沿って傾斜する傾斜面とし、摩擦機構（３０）は、内側入力軸（１２）と外側主軸（１３）の相対回転の向きに応じて、摩擦面（３５）における内側入力軸（１２）と外側主軸（１３）の軸方向の相対位置を移動させることで発生する摩擦力の大きさを変化させるように構成するとよい。これによれば、内側入力軸と外側主軸の相対回転の向きに応じて発生する摩擦力の特性を異ならせることができるので、入力回転の加速時と減速時とで発生する摩擦力を異ならせて動力伝達軸の捩り剛性を変化させることができる。したがって、原動機からの入力トルクの変動によって生じる騒音・振動をより効果的に低減することができる。

また、上記の動力伝達軸構造では、係合部（１４）は、内側入力軸（１２）と外側主軸（１３）とに形成したスプライン歯（２７，２８）をスプライン嵌合させた構成とし、内側入力軸（１２）の中心側から径方向に貫通する油路（２６）を設ける場合、該油路（２６）を係合部（１４）におけるスプライン歯（２７）の一部を欠いてなる欠歯部（２７ａ）に開口させるようにするとよい。

上記の係合部は、スプライン歯が形成されていることや、内側入力軸と外側主軸がスプライン嵌合していることなどにより、部材の剛性が他の部分よりも高くなっている。したがって、内側入力軸の中心側から径方向に貫通する油路を、係合部におけるスプライン歯の一部を欠いてなる欠歯部に開口させるようにすれば、内側入力軸に過大な捩りトルクが作用したときでも、油路の開口にかかる応力を低く抑えることができるので、開口の周囲に亀裂などが生じることを効果的に防止できる。
なお、上記の括弧内の符号は、後述する実施形態の対応する構成要素の符号を本発明の一例として示したものである。

本発明にかかる変速機の動力伝達軸構造によれば、簡単な構成で変速機の外形寸法の小型化及び良好な操作性を確保しながら、原動機からの入力トルクの変動に伴う騒音・振動の低減を図ることができる。

本発明の一実施形態にかかる動力伝達軸構造を備えたマニュアルトランスミッション（手動変速機）を示す縦断面図である。 マニュアルトランスミッションのメインシャフト（入力軸）を示す部分拡大図である。 メインシャフトに設けたストッパー機構と摩擦機構を示す図で、図２のＡ部分拡大図である。 ストッパー機構をメインシャフトの軸方向から見た概略断面図である。 摩擦機構の構成を説明するための図で、図３のＸ矢視図である。 摩擦機構の構成部品を示す図であり、（ａ）は、分解斜視図、（ｂ）は組み立てた状態の斜視図である。 （ａ）は、係合部を示す図で、図２のＢ部分拡大図である。（ｂ）は、内側入力軸の係合部に対応する部分の部分拡大斜視図である。

以下、添付図面を参照して本発明の実施形態を詳細に説明する。図１は、本発明の一実施形態にかかる動力伝達軸構造を備えたマニュアルトランスミッションを示す縦断面図である。同図に示すマニュアルトランスミッション１は、ケース（トランスミッションケース）１ａに回転自在に支持されたメインシャフト（入力軸）１０及びカウンタシャフト（出力軸）７０と、両端が固定支持されたリバースシャフト７２とを備えている。メインシャフト１０とカウンタシャフト７０及びリバースシャフト７２は、互いに平行に配置されている。また、クラッチ２のフライホイール３は、エンジン（図示せず）のクランクシャフト１１に連結されている。クラッチカバー４は、フライホイール３に固定されている。クラッチカバー４には、プレッシャプレート５が軸方向に移動可能に取り付けられている。また、クラッチカバー４には、ダイヤフラムスプリング６が取り付けられており、その外周端部がプレッシャプレート５を押圧するように付勢されている。フライホイール３とプレッシャプレート５の間には、クラッチディスク７が挟持されている。クラッチディスク７には、クランクシャフト１１からの入力トルクの変動を吸収するためのコイルばね７ａが設置されている。また、ダイヤフラムスプリング６には、レリーズベアリング８が軸方向に摺動可能に取り付けられている。

図示したクラッチオンの状態では、ダイヤフラムスプリング６の付勢力によりプレッシャプレート５がクラッチディスク７に強固に押し付けられ、フライホイール３の回転がクラッチディスク７を介してメインシャフト１０に直接伝達される。一方、図示しないクラッチペダルを踏むと、レリーズフォーク９がレリーズベアリング８を図１の右方向に移動させる。これにより、ダイヤフラムスプリング６の付勢力が解除されて、クラッチオフの状態となり、クラッチ２を介したメインシャフト１０への回転力の伝達が遮断される。

メインシャフト１０には、１速ドライブギヤ４０及び２速ドライブギヤ４１が固設されていると共に、３速ドライブギヤ４２、４速ドライブギヤ４３、５速ドライブギヤ４４及び６速ドライブギヤ４５が相対回転自在に支持されている。一方、カウンタシャフト７０には、１速ドライブギヤ４０及び２速ドライブギヤ４１にそれぞれ噛合する１速ドリブンギヤ４６及び２速ドリブンギヤ４７が相対回転自在に支持されていると共に、３速ドライブギヤ４２、４速ドライブギヤ４３、５速ドライブギヤ４４及び６速ドライブギヤ４５にそれぞれ噛合する３速ドリブンギヤ４８、４速ドリブンギヤ４９、５速ドリブンギヤ５０及び６速ドリブンギヤ５１が固設されている。

また、各変速ギヤ段の切り替えを行うシンクロメッシュ機構５２、５３及び５４が設けられている。第１のシンクロメッシュ機構５２は、１速ドリブンギヤ４６と２速ドリブンギヤ４７との間におけるカウンタシャフト７０上に設けられている。第２のシンクロメッシュ機構５３は、３速ドライブギヤ４２と４速ドライブギヤ４３との間におけるメインシャフト１０上に設けられている。第３のシンクロメッシュ機構５４は、５速ドライブギヤ４４と６速ドライブギヤ４５との間におけるメインシャフト１０上に設けられている。

シフトチェンジ時を除いて、メインシャフト１０の動力は、シンクロメッシュ機構５２、５３及び５４の操作によって、選択された変速ギヤ段を介してカウンタシャフト７０に伝達される。そして、ファイナルドライブギヤ６０及びファイナルドリブンギヤ６１で構成される終減速機構で減速された後、デファレンシャル装置６２に伝達される。これにより、左右の車軸６３，６４が前進方向に回転する。

一方、後退時には、まず、全てのシンクロメッシュ機構５２〜５４が中立状態に設定される。メインシャフト１０に固定的に取り付けられたリバースドライブギヤ６６とシンクロメッシュ機構５２の外周に相対回転不能に取り付けられたリバースドリブンギヤ６７とは直接噛み合っていないが、一列に並んだ状態に配置されている。この状態で、リバースシャフト７２上に回転自在及び摺動自在に取り付けられたリバースアイドラギヤ６８が、リバースシャフト７２上を軸方向にスライドし、リバースドライブギヤ６６及びリバースドリブンギヤ６７の双方と噛み合う。これにより、メインシャフト１０の動力は、リバースドライブギヤ６６，リバースアイドラギヤ６８及びリバースドリブンギヤ６７を介してカウンタシャフト７０に伝達される。したがって、カウンタシャフト７０の回転方向は前進時とは逆になり、車軸６３，６４は後進方向に回転する。

本発明にかかる動力伝達軸構造は、上記構成のマニュアルトランスミッション１のメインシャフト１０に適用されている。図２は、メインシャフト１０の詳細構造を示す部分拡大図である。メインシャフト１０は、クランクシャフト１１の回転動力が伝達されて回転する略円柱棒状の内側入力軸１２と、内側入力軸１２の外側に同軸配置された中空略円筒状の外側主軸１３とからなる二重構造になっている。内側入力軸１２と外側主軸１３は、それらの一方の端部（クラッチ２と反対側の端部）１２ｃ，１３ｃの間に設けた係合部１４がスプライン嵌合しており、内側入力軸１２と外側主軸１３は、係合部１４で相対回転不能に係合している。外側主軸１３の外周面１３ａには、４速ドライブギヤ４３、５速ドライブギヤ４４及び６速ドライブギヤ４５など（以下、これらをまとめて「変速用歯車５５」という。）が形成されている。なお、係合部１４は、内側入力軸１２と外側主軸１３を相対回転不能に係合させるものであれば、具体的な構造は上記のスプライン嵌合には限らず、例えば、溶接による固着係合など他の構成であってもよい。

内側入力軸１２の他方の端部（クラッチ２側の端部）１２ｄには、回転動力が入力される入力部１５が設けられている。入力部１５は、クラッチディスク７の中心に固定されている。これにより、クランクシャフト１１からの回転動力がクラッチディスク７を介してメインシャフト１０に入力されるようになっている。したがって、メインシャフト１０では、入力部１５から内側入力軸１２に入力した回転動力が係合部１４を介して外側主軸１３に伝達されて変速用歯車５５が回転するようになっている。

外側主軸１３は、他方の端部（クラッチ２側の端部）１３ｄが内側入力軸１２の軸方向の中間よりも若干クラッチ２側寄りの位置の外周側に配置されている。外側主軸１３の両端部１３ｃ，１３ｄはそれぞれ、軸受１６，１７によって回転自在に支持されている。

係合部１４と外側主軸１３の端部１３ｄとの中間位置における内側入力軸１２の外周面１２ａには、外側主軸１３の内周面１３ｂに向かって突出する突出部２５が設けられている。突出部２５は、内側入力軸１２の外周面１２ａに環状に形成された断面が略台形状の小突起からなり、その外周面が対向する外側主軸１３の内周面１３ｂに対して僅かな隙間を有するように近接して配置されている。したがって、内側入力軸１２の撓み（軸方向の撓み）が所定以上になったときに、突出部２５が対向する外側主軸１３の内周面１３ｂに当接して撓みを規制することができる。このような撓み規制部を設けたことで、内側入力軸１２に曲げ荷重が掛かった場合の撓み量をコントロールできるので、内側入力軸１２の径寸法を小さく（細く）して低剛性化を図ることが可能となる。

また、外側主軸１３の端部１３ｄとそれに対向する内側入力軸１２との間には、内側入力軸１２に入力される回転動力（トルク）が所定以上になったときに内側入力軸１２と外側主軸１３との捩れによる相対回転を規制するためのストッパー機構（捩れ規制部）２０と、内側入力軸１２と外側主軸１３の相対回転に対して摩擦力を発生するための摩擦機構３０とが設けられている。図３は、図２のＡ部分の部分拡大図であり、ストッパー機構２０及び摩擦機構３０を示す図である。また、図４は、図３に示すストッパー機構２０をメインシャフト１０の軸方向から見た概略の断面図である。また、図５は、図３のＸ矢視図であり、（ａ），（ｂ）はそれぞれ、車両の加速時と減速時の動作状態を示している。

ストッパー機構２０は、図４に示すように、内側入力軸１２の外周面１２ａに設けた第１突起部２１と、外側主軸１３の端部１３ｄに設けた第２突起部２２とを備えて構成されている。第１突起部２１は、内側入力軸１２の外周面１２ａから法線方向の外側に突出する断面略矩形状の突起として形成されており、第２突起部２２は、外側主軸１３の端部１３ｄから軸方向に突出する断面略矩形状の突起として形成されている。第１突起部２１と第２突起部２２はそれぞれ、円周方向で等間隔に複数個（図では３個）ずつ設置されており、互いが同一円周上で交互に重なるように配置されている。各第１突起部２１の回転方向における一方の側面（当接部）２１ａとそれに対向する第２突起部２２の側面（当接部）２２ａとの間には、所定寸法の隙間Ｃ１が設けられており、各第１突起部２１の他方の側面（当接部）２１ａとそれに対向する第２突起部２２の側面（当接部）２２ａとの間には、所定寸法の隙間Ｃ２が設けられている。隙間Ｃ１と隙間Ｃ２は、互いに同寸法であっても良いし、異なる寸法であってもよい。

内側入力軸１２と外側主軸１３は、係合部１４においてスプライン嵌合しているので、内側入力軸１２に入力するトルクが小さいときは、内側入力軸１２と外側主軸１３との間に相対回転（捩れによる相対回転）が生じないか、あるいは捩れによる僅かな相対回転が生じるのみである。しかしながら、車両の加速時又は減速時に内側入力軸１２に入力されるトルクが大きくなり、内側入力軸１２の捩れが大きくなると、第１突起部２１と第２突起部２２が回転方向で相反する向きに移動するようになる。そして、内側入力軸１２に入力されるトルクが所定以上になると、隙間Ｃ１（加速時）又は隙間Ｃ２（減速時）の分だけ第１突起部２１が第２突起部２２側に移動し、第１突起部２１の側面２１ａと第２突起部２２の側面２２ａとが当接する。これにより、内側入力軸１２と外側主軸１３の捩れによる相対回転がその位置で規制される。

このようにストッパー機構２０で内側入力軸１２と外側主軸１３との相対回転が規制される際の入力トルクの大きさは、隙間Ｃ１又は隙間Ｃ２の幅寸法の設定で調節可能であるが、クラッチ２の急係合でメインシャフト１０に過大なトルク（スキッドトルク）が伝達されたときに、第１突起部２１と第２突起部２２が当接してストッパー機構２０が作動するように設定するとよい。

なお、ストッパー機構２０が作動する際、第１突起部２１と第２突起部２２の当接によってそれらに円周方向の荷重がかかる。この場合、第１突起部２１から第２突起部２２にかかる荷重が過大になると、外側主軸１３の端部１３ｄ及び該端部１３ｄに設けた第２突起部２２が径方向の外側に向かって捲れ上がるように変形するおそれがある。これを防止するため、本実施形態では、図３に示すように、ストッパー機構２０の軸方向の一端（図の左端）２０ａを軸受１７の内輪１７ａに対向する位置（内輪１７ａの内側）に配置して、外側主軸１３の端部１３ｄ及び第２突起部２２の付け根部分を内輪１７ａの内周面に当接させている。このように構成したことで、第２突起部２２の外周が軸受１７の内周で支持されるので、第１突起部２１から第２突起部２２にかかる荷重が過大になった場合でも、外側主軸１３の端部１３ｄ及び第２突起部２２が径方向の外側に変形することを防止できる。

一方、内側入力軸１２と外側主軸１３との間に設けた摩擦機構３０は、図３に示すように、ストッパー機構２０の外周側に隣接する位置であって、外側主軸１３の外周を支持する軸受１７と、内側入力軸１２の外周を密封するためのオイルシール１８との間に設けられている。図６は、摩擦機構３０の構成部品を示す図であり、（ａ）は、分解斜視図、（ｂ）は、組み立てた状態を示す斜視図である。以下、図６、及び図３と図５を参照して、摩擦機構３０の構成を説明する。

摩擦機構３０は、図６に示すように、外側主軸１３に固定された円形環状のコーン３１と、コーン３１の外周に設置された円形環状の摩擦部材３２と、内側入力軸１２に固定されて摩擦部材３２の外周及び一方の側面（クラッチ２側の側面）を覆う円形環状のケース（位置決め部品）３３と、軸方向における摩擦部材３２とケース３３との間に介在する円形環状に形成された平板状の皿ばね３４と備えている。

コーン３１の外周面とそれに対向する摩擦部材３２の内周面とは、回転方向に沿って互いに摺接する摩擦面３５になっている。摩擦面３５は、コーン３１及び摩擦部材３２の全周に渡って円周状に形成されており、かつ、内側入力軸１２及び外側主軸１３の軸方向に沿ってクラッチ２側からその反対側に向かって次第に中心から離れる（拡径する）方向に傾斜する傾斜面状に形成されている。コーン３１と摩擦部材３２及びそれらによって形成された摩擦面３５は、セラミックなどの金属材料で構成されている。

また、摩擦部材３２とケース３３には、内側入力軸１２と外側主軸１３の相対回転の向きに応じて、コーン３１に対する摩擦部材３２の軸方向の相対位置を移動させる移動機構３６が設けられている。この移動機構３６は、摩擦部材３２の外周面に形成した突部３７と、ケース３３の外周に設けた突部３７を収容する溝部３８とで構成されている。突部３７は、略直方体状の小突起からなり、摩擦部材３２の周方向に沿って等間隔に複数個（図６では３個）が形成されている。一方、溝部３８は、ケース３３の外周における突部３７に対向する位置に形成されており、軸方向における一方の端辺（クラッチ２と反対側の端辺）は切り欠かれた開口部３８ａになっている。また、溝部３８における円周方向の両端辺のうち、一方の端辺（以下、「第１当接辺」という。）３８ｂは、円周方向に対して傾斜する傾斜辺になっている。この第１当接辺３８ｂは、開口部３８ａに向かって次第に溝部３８の幅が拡大する方向に傾斜している。また、他方の端辺（以下、「第２当接辺」という。）３８ｃは、円周方向に対して直交する辺になっている。摩擦部材３２は、摩擦面３５に生じるコーン３１との摩擦力によってケース３３に対して回転方向に相対移動する。これにより、突部３７が溝部３８内を回転方向にスライドし、第１当接辺３８ｂ又は第２当接辺３８ｃに当接する。

上記の移動機構３６によって、内側入力軸１２と外側主軸１３の相対回転の向きに応じて、コーン３１に対する摩擦部材３２の軸方向の相対位置が変化するようになっている。すなわち、内側入力軸１２に入力する回転の加速度が正である場合（加速時）は、図５（ａ）に示すように、内側入力軸１２に固定されたケース３３及びその溝部３８は、円周方向に沿って時計回り（同図の上向き）に移動し、コーン３１との間の摩擦力によって外側主軸１３と連動する摩擦部材３２及びその突部３７は、ケース３３に対して円周方向に沿って反時計回り（同図の下向き）に移動する。これにより、突部３７が溝部３８の第１当接辺（傾斜辺）３８ｂに当接する。そうすると、同図の矢印で示すように、突部３７が第１当接辺３８ｂによって溝部３８から軸方向に押し出されるので、摩擦部材３２がクラッチ２と反対側に向かって軸方向に移動する。ここで、摩擦部材３２とコーン３１との間に設けた摩擦面３５は、クラッチ２から遠ざかるにつれて拡径するように傾斜する傾斜面になっている。したがって、摩擦部材３２の軸方向への移動によって、摩擦面３５がより強い力で押圧された状態となる。これにより、コーン３１と摩擦部材３２との間、すなわち、内側入力軸１２と外側主軸１３との間に生じる摩擦力が強くなる。

一方、内側入力軸１２に入力される回転の加速度が負である場合（減速時）は、図５（ｂ）に示すように、ケース３３及びその溝部３８は、円周方向に沿って反時計回り（同図の下向き）に移動し、摩擦部材３２及びその突部３７は、ケース３３に対して円周方向に沿って時計回り（同図の上向き）に移動する。これにより、突部３７が溝部３８の第２当接辺３８ｃに当接する。この場合は、第２当接辺３８ｃが傾斜していないため、突部３７が溝部３８から軸方向に押し出されることはない。したがって、摩擦部材３２は軸方向に移動しないので、摩擦面３５の押圧力は強くならず、コーン３１と摩擦部材３２との間、すなわち、内側入力軸１２と外側主軸１３との間に生じる摩擦力は、加速時よりも小さくなる。

このように、摩擦機構３０では、内側入力軸１２と外側主軸１３の相対回転の向きに応じて発生する摩擦力の特性を異ならせることができるので、入力回転の減速時と加速時とでメインシャフト１０の捻り剛性を異ならせることができる。これにより、クランクシャフト１１から入力される回転変動によって生じる騒音・振動をより効果的に低減することができる。

以上説明したように、本実施形態の動力伝達軸構造では、マニュアルトランスミッション１における入力側の動力伝達軸であるメインシャフト１０を内側入力軸１２と外側主軸１３の二重構造とし、入力部１５から内側入力軸１２に入力した回転動力が係合部１４を介して外側主軸１３に伝達されて変速用歯車５５が回転するようにした。したがって、メインシャフト１０に入力した回転動力は、内側入力軸１２の一端１２ｄから他端１２ｃに伝わってから係合部１４を介して外側主軸１３に伝達される。これにより、メインシャフト１０の軸方向における回転動力の伝達経路を長く確保できるので、メインシャフト１０の捩じり剛性を低く抑えることができる。したがって、クランクシャフト１１からの入力トルクの変動による騒音・振動を効果的に低減することができる。

また、本実施形態の動力伝達軸構造によれば、メインシャフト１０の捩じり剛性を低く抑えることができるので、クラッチディスク７に設けている従来からの減衰ばね構造であるコイルバネ７ａを省略するか、あるいは、コイルバネ７ａの容量を低減することが可能となる。これにより、メインシャフト１０及びクラッチ２を含む動力伝達系統の慣性質量を低減することができる。すなわち、本実施形態にかかる動力伝達軸構造は、回転中心に配置したメインシャフト１０内に設けるため、慣性質量の増加が最小限で済む。したがって、シンクロ時の負荷を軽減でき、シフト荷重を軽くすることができる。また、コイルバネ７ａの容量を低減すれば、クラッチ２の厚み寸法を小さくできるので、マニュアルトランスミッション１の軸方向の寸法を小さくすることができる。

なお、本発明にかかる動力伝達軸構造は、上記実施形態のように、クラッチディスク７の減衰ばね構造（コイルバネ７ａ）と併用することも可能である。本発明の動力伝達軸構造とクラッチディスク７の減衰ばね構造を併用すれば、クランクシャフト１１からの入力トルクの変動を吸収するための機構をメインシャフト１０の軸方向に沿って直列に配置できるので、動力伝達系統の捩じり剛性を更に低く抑えることができ、騒音・振動の大幅な低減が可能となる。

また、本実施形態の動力伝達軸構造は、内側入力軸１２への入力トルクが所定以上になったときに内側入力軸１２と外側主軸１３との捩れによる相対回転を規制するストッパー機構２０を設けている。したがって、内側入力軸１２への入力トルクが所定以上になるまでは、内側入力軸１２の捩れが規制されないので、メインシャフト１０の捻り剛性を低く抑えることができる。その一方で、内側入力軸１２への入力トルクが所定以上になったときは、ストッパー機構２０によって内側入力軸１２の捩れが規制されるので、内側入力軸１２に過大なトルクが作用することを防止できる。したがって、通常時は、メインシャフト１０の捻り剛性を低く抑えながら、クラッチ２の急係合などでメインシャフト１０に過大なトルクが伝達されたときのメインシャフト１０の剛性不足を回避できる。

また、本実施形態の動力伝達軸構造では、内側入力軸１２の外周から外側主軸１３の内周に向かって突出する突出部２５を設けている。これにより、内側入力軸１２の軸方向の撓みが所定以上になったときに、突出部２５が対向する外側主軸１３の内周面１３ｂに当接して、当該撓みを規制することができる。したがって、内側入力軸１２に曲げ荷重が掛かった場合の撓み量をコントロールできるので、メインシャフト１０の安全性を確保しながら、内側入力軸１２の径寸法を小さくするなどして低剛性化を図ることが可能となる。

また、本実施形態の動力伝達軸構造では、内側入力軸１２と外側主軸１３との間に設けた摩擦面３５によって、内側入力軸１２と外側主軸１３との捩れによる相対回転に対する摩擦力を発生する摩擦機構３０を備えている。これにより、内側入力軸１２と外側主軸１３の捩れによる相対回転に対する減衰力を得ることができる。したがって、メインシャフト１０の捩り剛性を適切に調節することが可能となる。

また、この摩擦機構３０では、摩擦面３５を内側入力軸１２及び外側主軸１３の軸方向に沿って傾斜する傾斜面とし、内側入力軸１２と外側主軸１３の相対回転の向きに応じて、コーン３１に対する摩擦部材３２の軸方向の相対位置を移動させることで、摩擦面３５の押圧力を変化させて、発生する摩擦力の大きさを変化させるように構成している。これにより、内側入力軸１２と外側主軸１３の相対回転の向きに応じて発生する摩擦力の特性を異ならせることができるので、入力回転の減速時と加速時とでメインシャフト１０の捩り剛性を異ならせることができる。したがって、入力トルクの変動によって生じる騒音・振動をより効果的に低減することができる。

また、従来のマニュアルトランスミッションでは、変速用歯車からの反力によるメインシャフトの振れを防止するために、メインシャフトの端部を支持する軸受が必要であったが、本実施形態の動力伝達軸構造を適用したメインシャフト１０は、内側入力軸１２と外側主軸１３の二重構造によって振れが軽減されるため、メインシャフト１０の端部（クラッチ２側の端部）を支持する軸受を省略することが可能となる。したがって、その分、マニュアルトランスミッション１の部品点数を削減でき、構造の簡素化を図ることができる。

図７（ａ）は、図２のＢ部分の部分拡大図であり、係合部１４を示す図である。また、図７（ｂ）は、内側入力軸１２の係合部１４に対応する部分の部分拡大斜視図である。本実施形態の動力伝達軸構造では、内側入力軸１２の端部１２ｃに設けた係合部１４に油路２６の開口２６ａが設けられている。すなわち、図７（ａ）に示すように、内側入力軸１２のスプライン歯２７と外側主軸１３のスプライン歯２８とがスプライン嵌合している係合部１４において、図７（ｂ）に示すように、内側入力軸１２の外周面１２ａに形成した軸方向に延びる直線状の突起からなるスプライン歯２７は、所定間隔で複数本形成されているが、そのうちの一部（図７（ｂ）では２本おき）のスプライン歯２７は、クラッチ２側から所定長さ分が切り取られた切取部（欠歯部）２７ａを有しており、他のスプライン歯２７よりも短くなっている。このスプライン歯２７の切取部２７ａに対応する位置に油路２６の開口２６ａが配置されている。油路２６は、潤滑油を流通させるためのもので、内側入力軸１２の中心側から径方向に貫通する貫通孔になっている。

このように内側入力軸１２の油路２６を係合部１４に設けているのは、以下の理由による。すなわち、内側入力軸１２を径方向に貫通する油路２６を設ける場合、仮に、油路２６を内側入力軸１２における係合部１４のクラッチ２側に隣接する位置（図７（ｂ）に点線Ｃで示す位置）に配置していると、入力回転による過大な捩りトルクが内側入力軸１２に作用したとき、油路２６の開口２６ａ（軸心側の開口も含む、以下同じ。）に応力が集中することで、開口２６ａの周囲の内側入力軸１２に亀裂が生じるおそれがあり、最悪の場合、当該亀裂によって内側入力軸１２が破断に至るおそれが無いとも限らない。

この点、本実施形態の動力伝達軸構造では、内側入力軸１２の係合部１４は、スプライン歯２７が形成されていることや、外側主軸１３とスプライン嵌合していることなどにより、部材の剛性が他の部分よりも高くなっている。したがって、上記のように係合部１４のスプライン歯２７の一部を切り取り、その部分に油路２６の開口２６ａを配置すれば、内側入力軸１２に過大な捩りトルクが作用したときでも、油路２６の開口２６ａにかかる応力を低く抑えることができるので、開口２６ａの周囲に亀裂が生じることを効果的に防止できる。

なお、本実施形態では、内側入力軸１２のスプライン歯２７を欠いてその部分に油路２６の開口２６ａを配置したが、これ以外にも、内側入力軸１２の隣接する二本のスプライン歯２７の間に油路２６の開口２６ａを配置して、該開口２６ａに対向する外側主軸１３のスプライン歯２８の一部を欠歯部することで潤滑油の流れを確保してもよい。また、ここでは、内側入力軸１２に設けた油路２６を係合部１４に開口させた場合を説明したが、外側主軸１３に径方向の油路を設ける場合は、該油路を係合部１４に開口させて設けるようにしてもよい。

以上本発明の実施形態を説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲、及び明細書と図面に記載された技術的思想の範囲内において種々の変形が可能である。なお直接明細書及び図面に記載のない何れの形状・構造・材質であっても、本願発明の作用・効果を奏する以上、本願発明の技術的思想の範囲内である。

例えば、上記実施形態では、内側入力軸１２の軸方向の撓みを抑制する構造として、内側入力軸１２の外周面１２ａに突出部２５を設けた場合を示したが、本発明にかかる突出部は、上記実施形態に示す構成には限られない。したがって、内側入力軸の撓みを抑制するための突出部は、内側入力軸の外周と外側主軸の内周との少なくとも一方から他方に向かって突出するように設けていればよい。

また、本発明にかかる動力伝達軸構造の一実施形態である上記のメインシャフト１０では、内側入力軸１２と外側主軸１３との捩れによる相対回転を規制するストッパー機構（捩れ規制部）２０と、内側入力軸１２と外側主軸１３との相対回転に対する摩擦力を発生する摩擦機構３０と、内側入力軸１２の撓みを防止するため突出部２５（撓み規制部）のすべてが設けられている場合を説明したが、本発明にかかる動力伝達軸構造としては、上記の捩れ規制部と摩擦機構と撓み抑制部のうちいずれか１つ又は２つのみを備えたものであってもよい。

１ マニュアルトランスミッション
２ クラッチ
７ クラッチディスク
７ａ コイルバネ（減衰ばね構造）
１０ メインシャフト（入力軸）
１１ クランクシャフト
１２ 内側入力軸
１２ａ 外周面
１３ 外側主軸
１３ａ 外周面
１３ｂ 内周面
１４ 係合部（スプライン嵌合部）
１５ 入力部
１６ 軸受
１７ 軸受
２０ ストッパー機構（捩れ規制部）
２１ 第１突起部
２１ａ 側面（当接部）
２２ 第２突起部
２２ａ 側面（当接部）
２５ 突出部（撓み規制部）
２７ スプライン歯
２７ａ 切取部（欠歯部）
２８ スプライン歯
３０ 摩擦機構
３１ コーン
３２ 摩擦部材
３３ ケース
３５ 摩擦面
３６ 移動機構
３７ 突部
３８ 溝部
３８ａ 開口部
３８ｂ 第１当接辺
３８ｃ 第２当接辺
５５ 変速用歯車（変速用の回転部品）
７０ カウンタシャフト（出力軸）

Claims (9)

1. 変速機が備える回転動力を伝達するための動力伝達軸構造であって、
   原動機の回転動力が入力されて回転する内側入力軸と、
   前記内側入力軸の外側に同軸状に配置され、前記内側入力軸に対して相対回転不能に係合する係合部を有すると共に、外周に変速用の回転部品が設けられた外側主軸と、
   を備え、
   前記内側入力軸の一端から入力された回転動力が該内側入力軸の他端から前記係合部を介して前記外側主軸及び前記変速用の回転部品に伝達されるように構成した
   ことを特徴とする変速機の動力伝達軸構造。
2. 前記内側入力軸への入力トルクが所定以上になったときに前記内側入力軸と前記外側主軸との捩れによる相対回転を規制する捩れ規制部を設けた
   ことを特徴とする請求項１に記載の変速機の動力伝達軸構造。
3. 前記捩れ規制部は、前記内側入力軸と前記外側主軸とに設けた回転方向に所定の隙間を有して配置した当接部を備える
   ことを特徴とする請求項２に記載の変速機の動力伝達軸構造。
4. 前記外側主軸の前記当接部は、該外側主軸の端部から軸方向に突出する突起に設けられており、
   前記外側主軸の外周側に設置されて該外側主軸を回転自在に支持する軸受を備え、
   前記外側主軸の前記突起は、少なくともその一部が前記軸受の内周に当接している
   ことを特徴とする請求項３に記載の変速機の動力伝達軸構造。
5. 前記内側入力軸にかかる曲げ荷重が所定以上になったときに前記内側入力軸の軸方向の撓みを規制する撓み規制部を設けた
   ことを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の変速機の動力伝達軸構造。
6. 前記撓み規制部は、前記内側入力軸の外周と前記外側主軸の内周の少なくとも一方から他方に向かって突出する突出部を備える
   ことを特徴とする請求項５に記載の動力伝達軸構造。
7. 前記内側入力軸と前記外側主軸との間で摺接する摩擦面によって、前記内側入力軸と前記外側主軸との捩れによる相対回転に対する摩擦力を発生する摩擦機構を設けた
   ことを特徴とする請求項１乃至６のいずれかに記載の動力伝達軸構造。
8. 前記摩擦面は、前記内側入力軸及び外側主軸の軸方向に沿って傾斜する傾斜面であり、
   前記摩擦機構は、前記内側入力軸と前記外側主軸の相対回転の向きに応じて、前記摩擦面における前記内側入力軸と前記外側主軸の軸方向の相対位置を移動させることで発生する摩擦力の大きさを変化させる
   ことを特徴とする請求項７に記載の動力伝達軸構造。
9. 前記内側入力軸には、該内側入力軸の中心側から径方向に貫通する油路が形成されており、
   前記係合部は、前記内側入力軸と前記外側主軸とに形成したスプライン歯をスプライン嵌合させた構成であり、
   前記内側入力軸の前記油路は、前記係合部における前記スプライン歯の一部を欠いてなる欠歯部に開口している
   ことを特徴とする請求項１乃至８のいずれかに記載の動力伝達軸構造。

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