JP2012077798A - ギヤ支持構造 - Google Patents

Abstract

【課題】減速ギヤ対の幾何学的な噛み合い誤差に起因して生じるギヤノイズを低減すべく、慣性質量の大きな回転体を軸装する回転軸とギヤ対の一方とをフローティング状態でスプライン嵌合させるに際し、当該ギヤの支持構造を複雑にすることなく当該ギヤの傾きを有効に防止することができるようにする。
【解決手段】セカンダリプーリ軸９ｂに減速ギヤ機構３１の減速ドライブギヤ３２に設けたハブ３２ａの歯幅方向中央部を軸径方向にフローティング状態でスプライン嵌合（４３ａ，４４ａ）させると共に、両端部をセカンダリプーリ軸９ｂに対してインロー嵌合（４３ｂ，４３ｃ，４４ｂ，４４ｃ）させる。ハブ３２ａの軸方向両端がセカンダリプーリ軸９ｂに対してインロー嵌合されているため、この減速ドライブギヤ３２の傾きを有効に防止することができる。
【選択図】図３

Description

本発明は、回転軸に対してギヤを軸径方向にフローティング状でスプライン嵌合させて、振動荷重の伝達を低減させるようにしたギヤ支持構造に関する。

最近の高性能エンジンでは、当該エンジンの性能を維持しつつ、多段変速機や無変速機等の変速機で所定に変速した出力を駆動輪に伝達するために、変速機からの出力を、大きな減速比を有する減速ギヤ機構で減速させた後、終減速ギヤに伝達するようにしている（例えば、特許文献１参照）。

この場合、変速機の出力軸に設けた出力ギヤを終減速ギヤに直接噛合させ、出力ギヤと終減速ギヤとの減速比を大きく設定することで、減速ギヤ機構を兼用させる技術も知られている（例えば、特許文献２参照）。

ところで、変速機として多く採用されている巻掛け式無段変速機は、回転体としてのプライマリプーリとセカンダリプーリとを対向配設し、この両プーリ間に掛け渡されたベルトやチェーン等の伝達部材の巻掛径を連続的に相対変化させることで変速比を無段階に変化させるようにしたものである。このセカンダリプーリの軸（セカンダリプーリ軸）と平行にドライブピニオン軸が配設されており、ドライブピニオン軸が駆動輪側の終減速ギヤに噛合され、又、セカンダリプーリ軸とドライブピニオン軸とに減速ギヤ対が軸装されている。

セカンダリプーリと減速ドリブンギヤとに作用する回転慣性力は共に大きく、大きな回転慣性力が伝達されている減速ギヤ対には、減速ギヤ対の幾何学的な噛み合い誤差に起因して、大きな振動荷重が発生し、この振動荷重によりギヤノイズが発生する。

このギヤノイズはセカンダリプーリ軸の剛性を高めたり、セカンダリプーリ軸を多点支持したりすることで、ある程度低減させることができるが、最近の軽量化の要請に反することになるため現実的ではない。

一方、セカンダリプーリ軸に対して、減速ドライブギヤを軸径方向にフローティング状にスプライン嵌合させると共に、この減速ドライブギヤをセカンダリプーリ軸に対して軸心を同一にした状態で支持させることで、振動の低減を図ることができる。

しかし、減速ドライブギヤをセカンダリプーリ軸に対して軸径方向にフローティング状態でスプライン嵌合させただけでは、減速ドライブギヤの姿勢が安定せず傾いてしまう。そのため、上述した特許文献１では、その図２に示すように、減速ドライブギヤの歯幅側両端部分をセカンダリプーリ軸に対してタイトフィット状態で嵌入させると共に、その外周をベアリングで支持させることで、減速ドライブギヤの傾きを防止するようにしている。

特許第４０９６３７０号公報 特開２０１０−１２１６９６号公報

しかし、上述した特許文献１に開示されている技術では、減速ドライブギヤの歯幅方向両端外周をベアリングで支持する構造であるため、各ベアリングを支持するための壁面をケースに形成する必要がある。この場合、セカンダリプーリ軸の軸端側に位置するベアリングは、ケースの内面に突設するボスによって比較的容易に支持することができるが、反対側、すなわちセカンダリプーリ側のベアリングを支持する保持部は、変速機ケース内に配設されている種々の構成部品との干渉を回避しながら変速機ケース内面から延出させなければならないため支持構造が複雑化する問題がある。

しかも、セカンダリプーリ軸の端部側のベアリングを支持するボスはケース内面に円筒状に形成すればよいが、セカンダリプーリ側のベアリングを支持する支持部は、半割状にしなければ組立てることができず、設計上の制約が多くなり、製造、組立がより複雑化し、製品コストが高くなる問題がある。

本発明は、上記事情に鑑み、減速ギヤ対の幾何学的な噛み合い誤差に起因して生じるギヤノイズを低減すべく、慣性質量の大きな回転体を軸装する回転軸とギヤ対の一方とをフローティング状態でスプライン嵌合させるに際し、当該ギヤの支持構造を複雑にすることなくギヤの傾きを有効に防止することができて、設計の自由度が増し、製造、組立が容易となり、製品コストの低減を図ることのできるギヤ支持構造を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため本発明は、ギヤ対を介して互いに連設する２つの回転軸の少なくとも一方の回転軸に慣性質量の大きな回転体が設けられ、該回転体を有する回転軸に前記ギヤ対の一方のギヤに設けたハブが軸径方向にフローティング状態でスプライン嵌合されていると共に、該ハブの歯幅方向両端が支持されているギヤ支持構造において、前記ハブの歯幅方向両端部が該ハブを支持する前記回転軸に対してインロー嵌合されていることを特徴とする。

本発明によれば、ギヤ対の一方のギヤのハブを回転軸に対して軸径方向にフローティング状態でスプライン嵌合させるに際し、このハブの歯幅方向両端部を、このハブを支持する回転軸に対してインロー嵌合させるようにしたので、当該ギヤの支持構造を複雑にすることなくギヤの傾きを有効に防止することができ、設計の自由度が増し、製造、組立が容易となり、製品コストの低減を図ることができる。

無段変速機のスケルトーン図 図１のII部拡大断面図 図２のIII部拡大図 図３のIV-IV断面図 (ａ)は図３のV-V断面図、(ｂ)は（ａ）の他の態様を示す断面図、（ｃ)は（ａ）の別の態様を示す説明図 図４のVI-VI断面図 図３のVII−VII断面図

以下、図面に基づいて本発明の一実施形態を説明する。本実施形態では、無段変速機のセカンダリプーリ軸に設けた減速ドライブギヤの支持構造に、本発明を適用した場合を例示する。

先ず、無段変速機を内装する自動変速装置の構成について簡単に説明する。符号１は駆動源としてのエンジンで、このエンジン１の出力軸２が、自動変速装置３、デファレンシャル装置４を介して、駆動輪５を支承する駆動軸６に連設されている。

自動変速装置３は、入力側からトルクコンバータ７、前後進切換装置８、巻掛け式無段変速機９を有しており、エンジン１の出力軸２がトルクコンバータ７のインペラ７ａに連設され、このトルクコンバータ７のタービン７ｂが前後進切換装置８のプラネタリ入力軸８ａに連設されている。

前後進切換装置８は、プラネタリギヤ１０が内装されており、フォワードクラッチ１１とリバースブレーキ１２とが共に開放状態のとき、ニュートラル状態となる。又、フォワードクラッチ１１のみを係合させると、プラネタリギヤ１０が一体回転して、トルクコンバータ７のタービン７ｂからの動力を巻掛け式無段変速機９へそのまま伝達する。一方、フォワードクラッチ１１を開放し、リバースブレーキ１２を係合させると、プラネタリギヤ１０を介してトルクコンバータ７のタービン７ｂからの動力を逆転させた状態で巻掛け式無段変速機９へ伝達する。

巻掛け式無段変速機９のプライマリプーリ軸９ａには、プライマリプーリ１３の固定シーブ１３ａが一体形成されていると共に可動シーブ１３ｂが軸装されている。又、このプライマリプーリ軸９ａと平行に配設されている回転軸としてのセカンダリプーリ軸９ｂに回転体としてのセカンダリプーリ１４を構成する固定シーブ１４ａが一体形成されていると共に可動シーブ１４ｂが軸装されている。更に、この両プーリ１３，１４間に、ベルト、チェーン等の動力伝達部材１５が巻装されている。

更に、各可動シーブ１３ｂ，１４ｂ側に、プライマリシリンダ１３ｃ、セカンダリシリンダ１４ｃが形成されており、これら各シリンダ１３ｃ，１４ｃに供給されるプライマリ油圧、セカンダリ油圧により、両プーリ１３，１４の溝幅が可変されて変速制御が行われる。

一方、上述した自動変速装置３の各構成部品を収容する変速機ケース１６は、メインケース１６ａと、このメインケース１６ａのエンジン１側を閉塞すると共にトルクコンバータ７を収容するコンバータケース１６ｂと、メインケース１６ａの反エンジン１側を閉塞するサイドケース１６ｃとに三分割されている。

又、セカンダリプーリ軸９ｂは、エンジン１側の軸端部がベアリング（図においてはボールベアリング）２１を介してメインケース１６ａに支持され、反エンジン１側の軸端部がベアリング（図においてはボールベアリング）２２を介してサイドケース１６ｃに支持されている。更に、このセカンダリプーリ軸９ｂと平行に、回転軸としてのドライブピニオン軸２３が配設されており、このドライブピニオン軸２３に設けられているドライブピニオン２４が、デファレンシャル装置４に設けられている終減速ギヤ２５に噛合されている。

上述したセカンダリプーリ軸９ｂとドライブピニオン軸２３とが減速ギヤ機構３１を介して連設されている。この減速ギヤ機構３１は、ドライブピニオン軸２３に軸装されている減速ドライブギヤ３２とドライブピニオン軸２３に軸装されている減速ドリブンギヤ３３とでギヤ対をなしている。

図２に示すように、セカンダリプーリ軸９ｂの反エンジン１側の軸端部を支持するベアリング２２のアウタレース２２ａが、サイドケース１６ｃの内面に突設されている支持体としてのボス１６ｄの内周にタイトフィット状態で嵌入されている。一方、このベアリング２２のインナレース２２ｂはセカンダリプーリ軸９ｂの軸端部にルーズフィット状態で嵌入されており、このルーズフィット状態での嵌入により、セカンダリプーリ軸９ｂの熱膨張等に伴うスラスト方向への移動が許容されるばかりでなく、例えばセカンダリプーリ軸９ｂが鉄製で、ベアリング２２の両レース２２ａ，２２ｂがアルミニュウム製の場合の膨張係数の違いにより生じる冷態時のベアリング２２によるセカンダリプーリ軸９ｂに対する必要以上の締付けが防止される。又、ボス１６ｄの上部背面にオイル溜り室１６ｅが形成されている。

更に、セカンダリプーリ軸９ｂの軸端部の固定シーブ１４ａ側に段部９ｃが形成され、インナレース２２ｂと段部９ｃとの間に、減速ドライブギヤ３２の中心に形成されているハブ３２ａが軸装されて、このハブ３２ａのスラスト方向への移動が段部９ｃとインナレース２２ｂとで規制されている。又、セカンダリプーリ軸９ｂの軸芯に軸孔９ｄが貫通されていると共に、ベアリング２２が嵌合されている軸端側に、軸孔９ｄと同心状の凹部９ｅが形成されている。

一方、ボス１６ｄの中心部にガイドシールパイプ３４の基端が圧入され、このガイドシールパイプ３４の先端が、セカンダリプーリ軸９ｂを貫通して軸孔９ｄの開口端部に挿通され、その外周と軸孔９ｄとの間がシールリング３５を介してシールされている。このガイドシールパイプ３４の外周と凹部９ｅの内周とセカンダリプーリ軸９ｂの軸端とベアリング２２とボス１６ｄとで潤滑通路３６が区画形成されている。

更に、潤滑通路３６内のボス１６ｄとベアリング２２との間にオイルガイド板３７が介装され、このオイルガイド板３７の外周縁部がベアリング２２のアウタレース２２ａの側面とボス１６ｄの底面との間に挟持されている。又、このオイルガイド板３７の中心に、その先端がセカンダリプーリ軸９ｂの凹部９ｅにオーバラップされている円筒部３７ａが曲げ形成されている。更に、ボス１６ｄの上部に、オイル溜り室１６ｅと潤滑通路３６とを連通するオイル導入口３８が穿設されている。更に、セカンダリプーリ軸９ｂの軸端部であって、減速ドライブギヤ３２の軸芯に形成されているハブ３２ａの内周に開口する位置に、潤滑通路３６に連通するオイル吐出口３９が穿設されている。

次に、図３〜図７を用いて、セカンダリプーリ軸９ｂの軸端部と減速ドライブギヤ３２のハブ３２ａとの嵌合構造について詳細に説明する。

減速ドライブギヤ３２のハブ３２ａはセカンダリプーリ軸９ｂの軸端部にスプライン嵌合されている。セカンダリプーリ軸９ｂの軸端部には、ベアリング２２のインナレース２２ｂがルーズフィット状態で嵌入される軸端４２が形成されていると共に、この軸端４２と段部９ｃとの間にスプライン外嵌合部４３が形成されている。一方、減速ドライブギヤ３２のハブ３２ａの内周には、スプライン外嵌合部４３に嵌合するスプライン内嵌合部４４が形成されている。

スプライン外嵌合部４３は、歯幅方向中央に形成されたフローティングスプライン外歯４３ａと、その両側に形成された丸軸部４３ｂ，４３ｃとを有し、一方、スプライン内嵌合部４４は、歯幅方向中央に形成されたフローティングスプライン内歯４４ａと、その両側に形成されたルーズスプライン内歯４４ｂ，４４ｃとを有している。尚、フローティングスプライン内歯４４ａとルーズスプライン内歯４４ｂ，４４ｃとは、それぞれ同一の円ピッチ上に同列をなして形成されている。

図４に示すように、フローティングスプライン外歯４３ａとフローティングスプライン内歯４４ａとの歯面が、高い寸法精度（例えば歯山部の歯厚が−５〜１５[μｍ]の嵌め合い公差、歯谷部の歯厚が＋５〜１５[μｍ]の嵌め合い公差）で嵌合されている。更に、歯先面と歯底面との間に所定丈（例えば１〜1.5［mm］）の間隙部４５が形成されている。

従って、フローティングスプライン外歯４３ａとフローティングスプライン内歯４４ａとは、回転方向に対してはガタが殆ど発生しないが、径方向に対しては間隙部４５を有しているため噛み合わされることがない。そのため、この径方向の間隙部４５により、減速ドライブギヤ３２と減速ドリブンギヤ３３との噛み合い誤差によって径方向に生じる振動荷重が緩衝される。

一方、図５(ａ)、図７に示すように、スプライン外嵌合部４３の丸軸部４３ｂ，４３ｃの外周に対して、スプライン内嵌合部４４のルーズスプライン内歯４４ｂ，４４ｃの歯先面が、高い精度の嵌め合い公差（例えば＋０〜３０[μｍ]）で嵌合されている。従って、この丸軸部４３ｂ，４３ｃとルーズスプライン内歯４４ｂ，４４ｃとは、回転方向に対しては摺動可能であるが、径方向は、いわゆるインロー嵌合となって移動が規制されている。そのため、減速ドライブギヤ３２と減速ドリブンギヤ３３との噛み合いによってトルク伝達を行う際に生じる減速ドライブギヤ３２の傾きを有効に防止することができる。尚、減速ドリブンギヤ３３のドライブピニオン軸２３に対する軸装構造については従来と同様であるため説明を省略する。

次に、このような構成による自動変速装置３の動作について説明する。エンジン１からトルクコンバータ７を介して伝達されるトルクは、前後進切換装置８でその回転方向が前進、或いは後進に設定された状態で無段変速機９のプライマリプーリ軸９ａに伝達される。

無段変速機９では、プライマリプーリ１３に設けられているプライマリシリンダ１３ｃとセカンダリプーリ１４のセカンダリシリンダ１４ｃとに供給する油圧をエンジン運転状態に応じて制御し、両プーリ１３，１４に巻き掛けられている動力伝達部材１５の巻掛け半径を連続的に相対移動させて、両プーリ軸９ａ，９ｂ間の変速比を設定する。

そして、セカンダリプーリ軸９ｂの回転数が減速ギヤ機構３１により更に減速された後、ドライブピニオン軸２３に伝達され、このドライブピニオン軸２３の回転がドライブピニオン２４に噛合する終減速ギヤ２５で所定に減速された後、デファレンシャル装置４から駆動軸６を介して駆動輪５に伝達されて、車両が走行する。

減速ギヤ機構３１の減速ドライブギヤ３２が軸装されているセカンダリプーリ軸９ｂには慣性質量の大きなセカンダリプーリ１４が設けられている。一方、この減速ドライブギヤ３２に噛合する減速ドリブンギヤ３３が軸装されているドライブピニオン軸２３には、駆動輪５から走行による慣性力が伝達されている。そのため、車両の走行時においては、減速ギヤ機構３１の両ギヤ３２，３３の噛合歯面間に、幾何学的な噛み合い誤差に起因して、大きな振動荷重が発生する。

本実施形態では、セカンダリプーリ軸９ｂと減速ドライブギヤ３２間のトルク伝達は、セカンダリプーリ軸９ｂに形成されているフローティングスプライン外歯４３ａと、これに嵌合する減速ドライブギヤ３２のフローティングスプライン内歯４４ａとの間で行われる。図３、図４、図６に示すように、このフローティングスプライン外歯４３ａとこれに嵌合する減速ドライブギヤ３２のハブ３２ａに形成されているフローティングスプライン内歯４４ａとは、その歯先面と歯底面との間に、所定丈の間隙部４５が形成されているため、この間隙部４５により上述した振動荷重が緩衝される。その結果、両ギヤ３２，３３間の噛合による騒音（ギヤノイズ）が低減される。

一方、フローティングスプライン外歯４３ａとフローティングスプライン内歯４４ａとに形成されている歯先面と歯底面との間に間隙部４５を形成するフローティング状態では、減速ドライブギヤ３２の歯幅方向の姿勢が不安定となり、減速ギヤ機構３１の両ギヤ３２，３３間の噛み合いによるトルク伝達の際に、減速ドライブギヤ３２が歯幅方向へ傾きやすくなる。

しかし、本実施形態では、図３、図５(ａ)、図６に示すように、互いに噛合するフローティングスプライン外歯４３ａとフローティングスプライン内歯４４ａとの両側に、丸軸部４３ｂ，４３ｃとルーズスプライン内歯４４ｂ，４４ｃとが各々形成され、ルーズスプライン内歯４４ｂ，４４ｃの歯先面が、丸軸部４３ｂ，４３ｃの外周に対して、高い精度の嵌め合い公差で嵌合（インロー嵌合）されているため、これにより減速ドライブギヤ３２の傾きが防止される。

更に、丸軸部４３ｂ，４３ｃとルーズスプライン内歯４４ｂ，４４ｃとがインロー嵌合されているため、セカンダリプーリ軸９ｂの軸芯に対して減速ドライブギヤ３２の軸芯を高精度に芯出しさせることができ、ギヤノイズの発生をより一層抑制することができる。又、減速ドライブギヤ３２に形成されているハブ３２ａの両端が、セカンダリプーリ軸９ｂに形成した段部９ｃとベアリング２２のインナレース２２ｂとの間に介装されているため、減速ドライブギヤ３２のスラスト方向への移動が規制される。更に、ベアリング２２のアウタレース２２ａがボス１６ｄにタイトフィット状態で嵌入されているため、ベアリング２２を、ロックナット等を介してセカンダリプーリ軸９ｂに抜け止めする必要がなく、部品点数の削減を図ることができる。尚、減速ドライブギヤ３２のスラスト方向の位置は、例えばベアリング２２のインナレース２２ｂとこれに対向するハブ３２ａの端面との間にシムを介装することで調整することができる。

又、この減速ドライブギヤ３２の傾きを、ハブ３２ａの歯幅方向両端に形成したルーズスプライン内歯４４ｂと、これを支持するセカンダリプーリ軸９ｂ側に形成した丸軸部４３ｂとのインロー嵌合によって防止するようにしたため、ハブ３２ａの両端部外周を、ベアリングを介して変速機ケース１６に支持させる必要がなくなる。その結果、変速機ケース１６に、ハブ３２ａを軸支するベアリングを支持するための壁面を特別に形成する必要がなくなり、構造の簡素化、製造組立の容易化が図れ、更に、設計の自由度が増し、製品コストの低減が図れるばかりでなく、自動変速装置３のコンパクト化を実現することができる。

ところで、図５（ａ）では、スプライン外嵌合部４３の丸軸部４３ｂと、スプライン内嵌合部４４のルーズスプライン内歯４４ｂとをインロー嵌合させる構造であるが、当該部位のインロー構造は、同図(ｂ)，（ｃ）のような態様であっても良い。

すなわち、同図(ｂ）では、減速ドライブギヤ３２のハブ３２ａの内周が、フローティングスプライン内歯４４ａ（図７参照）の歯底面と同じ内径に形成されている。そして、このハブ３２ａの内周に、セカンダリプーリ軸９ｂに形成した丸軸部４３ｂの外周をインロー嵌合させる。従って、この態様では、丸軸部４３ｂの外径がフローティングスプライン内歯４４ａの歯底面とほぼ同じとなる。

又、図５（ｃ）では、減速ドライブギヤ３２のハブ３２ａの内周が、上述した（ｂ）と同じ内径に形成されている。一方、セカンダリプーリ軸９ｂの軸部には、フローティングスプライン外歯４３ａと同一の円ピッチ上に同列をなして形成したスプライン外歯４３ｄが形成され、このスプライン外歯４３ｄの歯先面を、減速ドライブギヤ３２のハブ３２ａの内周にインロー嵌合させたものである。尚、図５（ｂ），（ｃ）の構造による作用効果は、図５（ａ）の場合と同じであるため、説明を省略する。

ところで、セカンダリプーリ軸９ｂに対して減速ドライブギヤ３２をスプライン嵌合させると、当然スプライン嵌合されている歯面間に摩擦が生じ、摩耗し易くなる。そのため、本実施形態による自動変速装置３には、スプライン嵌合部に対して潤滑油（オイル）を供給する潤滑構造が備えられている。以下、この潤滑油の潤滑動作について説明する。

図２に示すように、セカンダリプーリ軸９ｂと減速ドライブギヤ３２とのスプライン嵌合部に供給する潤滑油は、サイドケース１６ｃとボス１６ｄとの間に形成されているオイル溜まり室１６ｅに貯留されている。尚、変速機ケース１６内はプライマリ油圧やセカンダリ油圧を発生させるオイルポンプからの余剰オイルが吐出されており、この余剰オイルの一部がオイル溜り室１６ｅに流れ込んで滞留されている。或いは、変速機ケース１６内のオイルミストが捕捉されて滞留される。

セカンダリプーリ軸９ｂが回転すると、潤滑通路３６内に滞留する潤滑油が遠心力により、セカンダリプーリ軸９ｂの軸端部に穿設されているオイル吐出口３９から外方へ放出されて、セカンダリプーリ軸９ｂと減速ドライブギヤ３２とのスプライン嵌合部に潤滑油が供給されて潤滑される。更に、潤滑通路３６に臨まされているオイルガイド板３７の円筒部３７ａとセカンダリプーリ軸９ｂの軸端に開口されている凹部９ｅの内周との間に沿ってベアリング２２方向へ導かれて、これを潤滑する。

一方、潤滑通路３６内の潤滑油がオイル吐出口３９、及びベアリング２２を介して外部に放出されると、この潤滑通路３６にはオイル溜まり室１６ｅに貯留されている潤滑油が、ボス１６ｄに穿設されているオイル導入口３８を経て流入される。

この潤滑通路３６のセカンダリプーリ軸９ｂの端部及びこれを支持するベアリング２２とボス１６ｄの底面との間にオイルガイド板３７が介装されており、このオイルガイド板３７の外周縁がアウタレース２２ａ側に挟持されて固定されていると共に、中心に形成された円筒部３７ａの先端が、セカンダリプーリ軸９ｂの軸端に形成されている凹部９ｅの内周にオーバラップされている。そのため、オイル導入口３８から潤滑通路３６に流入した潤滑油はセカンダリプーリ軸９ｂの回転により遠心力が発生しても、オイル導入口３８側へ逆流することなく凹部９ｅ側に滞留し、そこからに遠心油圧によってオイル吐出口３９側、及びベアリング２２側へ導かれる。

その結果、セカンダリプーリ軸９ｂに形成されているスプライン外嵌合部４３、これに嵌合する減速ドライブギヤ３２のハブ３２ａに形成されているスプライン内嵌合部４４との間、及びベアリング２２は、セカンダリプーリ軸９ｂの回転によって、潤滑油が供給されて摩耗が予防される。

尚、本発明は、上述した実施形態に限るものではなく、例えばドライブピニオン軸２３に慣性質量の大きな回転体が設けられている場合には、このドライブピニオン軸２３と減速ドリブンギヤ３３との間を、上述した実施形態と同様のギヤ支持構造としても良い。すなわち、ギヤを支持する回転軸に慣性質量の大きな回転体が軸装されている場合、本発明のギヤ支持構造を適用すれば、より高い制振効果を得ることができるばかりでなく、構造の簡素化を実現することができる。

３…自動変速装置、
９…巻掛け式無段変速機、
９ｂ…セカンダリプーリ軸、
９ｃ…段部、
９ｅ…凹部、
１４…セカンダリプーリ、
１４ａ…固定シーブ、
１４ｂ…可動シーブ、
１６…変速機ケース、
１６ｄ…ボス、
１６ｅ…オイル溜まり室、
２２…ベアリング、
２３…ドライブピニオン軸、
２５…終減速ギヤ、
３１…減速ギヤ機構、
３２…減速ドライブギヤ、
３２ａ…ハブ、
３３…減速ドリブンギヤ、
４３…スプライン外嵌合部、
４３ａ…フローティングスプライン外歯、
４３ｂ，４３ｃ…丸軸部、
４４…スプライン内嵌合部、
４４ａ…フローティングスプライン内歯、
４４ｂ，４４ｃ…ルーズスプライン内歯、
４５…間隙部、

Claims (3)

1. ギヤ対を介して互いに連設する２つの回転軸の少なくとも一方の回転軸に慣性質量の大きな回転体が設けられ、該回転体を有する回転軸に前記ギヤ対の一方のギヤに設けたハブが軸径方向にフローティング状態でスプライン嵌合されていると共に、該ハブの歯幅方向両端が支持されているギヤ支持構造において、
   前記ハブの歯幅方向両端部が該ハブを支持する前記回転軸に対してインロー嵌合されている
   ことを特徴とするギヤ支持構造。
2. 前記ハブが前記回転軸の軸端部に嵌合され、
   前記ハブを嵌合する前記回転軸の端部側がベアリングを介して支持体に支持されており、
   前記回転軸の前記軸端部の前記端部に対して前記ハブを挟んで反対側の部位に段部が形成され、
   前記ハブの歯幅方向両端が前記ベアリングと前記段部とに挟持されて、該バブの軸方向への移動が規制されている
   ことを特徴とする請求項１記載のギヤ支持構造。
3. 前記ベアリングの外周が前記支持体にタイトフィット状態で嵌入されており、
   前記ベアリングの内周に前記回転軸がルーズフィット状態で嵌入されている
   ことを特徴とする請求項２記載のギヤ支持構造。

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