JP2016061308A - パワーユニットの駆動トルクダンパ構造 - Google Patents

パワーユニットの駆動トルクダンパ構造 Download PDF

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Abstract

【課題】変速や駆動反力に伴うトルク変動自体を小さく抑えてパワーユニットを小型化するとともに、変速歯車の振動に伴うパワーユニットの振動を低減することができるパワーユニットの防振構造を供する。
【解決手段】 内燃機関(E)に変速機(Tm,Ts)が備えられたパワーユニット(P)において、変速機(Ts)の複数の変速歯車(53,54)と同複数の変速歯車(53,54)を軸支する動力伝達軸(51)とを備え、複数の変速歯車(53,54)のうち隣り合う一対の変速歯車(53,54)と動力伝達軸(51)との間に、それぞれトルクダンパ(57,58)が設けられることを特徴とするパワーユニットの駆動トルクダンパ構造。
【選択図】図６

Description

本発明は、内燃機関に変速機が一体に備えられたパワーユニットの駆動トルクダンパ構造に関する。
パワーユニットは、内燃機関のクランクシャフトの回転動力をクラッチ装置および変速機を介して出力軸に伝達される過程において、複数の動力伝達機構が介在する。
一般に、クラッチ装置には、クラッチの切換えに伴うトルク変動を緩衝するトルクダンパがプライマリドリブンギヤに設けられている。
そして、変速機の変速に伴うトルク変動を緩衝するトルクダンパを複数備えて、パワーユニットの振動を極力抑制しようとする例がある（特許文献１参照）。
特開２００３−１９３８５４号公報
特許文献１には、常時噛合式の歯車変速機の入力側にクラッチ出力軸との間にカム式ダンパが設けられるとともに、変速機の出力であるカウンタ軸とパワーユニットの出力軸との間にトルクダンパが設けられている。
変速機を備えたパワーユニットにおいて、変速時に現変速段が切り換わるタイミングや路面との駆動反力によってトルク変動を発生するが、この大きなトルク変動を緩衝するために、特許文献１では、変速機の入力側と出力側の双方にトルクダンパを設けることで、パワーユニットの振動を極力抑制しようとしている。
しかし、変速機の入力側と出力側のそれぞれにトルクダンパを設けることで、パワーユニットが大型化するとともに、変速機に大きなトルク変動が発生してしまうと、駆動力を伝達していない変速段の一対の変速歯車がそのまま慣性マスとなるので、トルクダンパを複数設けてもトルク変動による振動を抑制することは必ずしも容易ではない。
本発明は、かかる点に鑑みなされたもので、その目的とする処は、変速や駆動反力に伴うトルク変動自体を小さく抑えてパワーユニットを小型化するとともに、変速歯車の振動に伴うパワーユニットの振動を低減することができるパワーユニットの防振構造を供する点にある。
上記目的を達成するために、請求項１記載の発明は、
内燃機関(E)に変速機が備えられたパワーユニットにおいて、
前記変速機の複数の変速歯車と同複数の変速歯車を軸支する動力伝達軸とを備え、
前記複数の変速歯車(53,54)のうち隣り合う一対の変速歯車(53,54)と前記動力伝達軸(51)との間に、それぞれトルクダンパが設けられることを特徴とするパワーユニットの駆動トルクダンパ構造である。
請求項２記載の発明は、
請求項１記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造において、
前記動力伝達軸に相対回動を禁止されて歯車ボス部材が嵌合され、
隣り合う前記変速歯車が前記歯車ボス部材に相対回動可能に軸支され、
隣り合う前記変速歯車の一方の前記変速歯車と前記歯車ボス部材との間に一方のトルクダンパが設けられ、
隣り合う前記変速歯車の他方の前記変速歯車と前記歯車ボス部材との間に他方のトルクダンパが設けられること特徴とする。
請求項３記載の発明は、
請求項２記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造において、
前記歯車ボス部材は、前記動力伝達軸に相対回動を禁止されて嵌合する円筒ボス部と、同円筒ボス部の軸方向中央に形成された円形フランジ部とからなり、
隣り合う前記変速歯車は、前記歯車ボス部材の前記円形フランジ部を挟んで両側に配置されて、前記円筒ボス部に相対回動自在に軸支され、
一方の前記トルクダンパは、一方の前記変速歯車と前記歯車ボス部材の前記円形フランジ部との互いに対向する双方の面に互いに開口を対向させて形成されたスプリング凹部の双方に跨るように、一方のコイルスプリングが介装されて構成され、
他方の前記トルクダンパは、他方の前記変速歯車と前記歯車ボス部材の前記円形フランジ部との互いに対向する双方の面に互いに開口を対向させて形成されたスプリング凹部の双方に跨るように、他方のコイルスプリングが介装されて構成されることを特徴とする。
請求項４記載の発明は、
請求項３記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造において、
一方の前記コイルスプリングと他方の前記コイルスプリングは、それぞれ前記歯車ボス部材の前記円形フランジ部に、周方向に等間隔に複数配置されるとともに、
一方の前記コイルスプリングと他方の前記コイルスプリングが、周方向に交互に配置され、
さらに、一方の前記コイルスプリングと他方の前記コイルスプリングは、軸方向で部分的に互いに重なる位置に配置されることを特徴とする。
請求項５記載の発明は、
請求項４記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造において、
前記歯車ボス部材(55)の前記円形フランジ部に形成されたスプリング凹部は、底壁がなく貫通した貫通孔であり、
一方の前記変速歯車のスプリング凹部が対向する他方の前記変速歯車には一方の前記コイルスプリングを位置決めするガイド部が形成され、
他方の前記変速歯車のスプリング凹部が対向する一方の前記変速歯車には他方の前記コイルスプリングを位置決めするガイド部が形成されることを特徴とする。
請求項６記載の発明は、
請求項４または請求項５記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造において、
前記歯車ボス部材の前記円形フランジ部には、前記スプリング凹部が周方向に等間隔に形成され、
隣り合う前記スプリング凹部間に、前記歯車ボス部材と双方の前記変速歯車の各々との相対回動を所定範囲内に規制する相対回動規制機構が構成されることを特徴とする。
請求項７記載の発明は、
請求項６記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造において、
前記相対回動規制機構は、前記歯車ボス部材の前記円形フランジ部の外周縁に切り欠かれた相対回動規制凹部に、双方の前記変速歯車から各々の前記相対回動規制凹部に向けて突出した相対回動規制凸部が遊嵌されて構成されることを特徴とする。
請求項８記載の発明は、
請求項６または請求項７記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造において、
双方の前記変速歯車のうち伝達トルクの大きい変速歯車の前記歯車ボス部材との前記相対回動規制機構より伝達トルクの小さい変速歯車の前記歯車ボス部材との前記相対回動規制機構の方が、規制する相対回動の所定範囲が小さいことを特徴とする。
請求項９記載の発明は、
請求項８記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造において、
複数の前記変速歯車を軸支する前記動力伝達軸は、前記パワーユニットの前後進兼用の出力軸であることを特徴とする。
請求項１記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造によれば、内燃機関に変速機が備えられたパワーユニットにおいて、変速機の複数の変速歯車と当該複数の変速歯車を軸支する動力伝達軸とを備え、複数の変速歯車のうち隣り合う一対の変速歯車と前記動力伝達軸(51)との間に、それぞれトルクダンパが設けられるので、噛み合う一対の変速歯車の一方の歯車がトルクダンパにより歯部側と軸部側とに分割されて別体で構成されるため、変速機全体の慣性マスが小さくなり、駆動反力や変速に伴うトルク変動自体を小さく抑えることができ、パワーユニットの振動を容易に低減することができる。
また、トルクダンパは変速歯車と動力伝達軸との間に設けられ、変速機の入力側や出力側などにそれぞれ設ける必要はなく、パワーユニットを小型化することができる。
請求項２記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造によれば、動力伝達軸に相対回動を禁止されて歯車ボス部材が嵌合され、隣り合う変速歯車が歯車ボス部材に相対回動可能に軸支され、一方の変速歯車と歯車ボス部材との間に一方のトルクダンパが設けられて歯部側（変速歯車）と軸部側（歯車ボス部材）とに分割され、他方の変速歯車と歯車ボス部材(55)との間に他方のトルクダンパが設けられて歯部側（変速歯車）と軸部側（歯車ボス部材）とに分割され、軸部側の歯車ボス部材は、隣り合う変速歯車に共通に使用されるので、部品点数を削減し、コンパクトに複数の変速歯車を組付けることができ、変速機およびパワーユニットの小型化を図ることができる。
請求項３記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造によれば、歯車ボス部材は、動力伝達軸に相対回動を禁止されて嵌合する円筒ボス部と、同円筒ボス部の軸方向中央に形成された円形フランジ部とからなり、隣り合う変速歯車は、歯車ボス部材の円形フランジ部(55f)を挟んで両側に配置され、円筒ボス部に相対回動自在に軸支されて組み合わされる。
そして、一方のトルクダンパは、一方の変速歯車と歯車ボス部材の円形フランジ部との互いに対向する双方の面に互いに開口を対向させて形成されたスプリング凹部の双方に跨るように、一方のコイルスプリングが介装されて構成され、他方のトルクダンパは、他方の変速歯車と歯車ボス部材の円形フランジ部との互いに対向する双方の面に互いに開口を対向させて形成されたスプリング凹部の双方に跨るように、他方のコイルスプリングが介装されて構成される。
そのため、双方のコイルスプリングを位置決め保持する専用の部材が不要であり、歯車ボス部材の円形フランジ部の両側に、一方のコイルスプリングと他方のコイルスプリングをそれぞれ介装して、一方の変速歯車と他方の変速歯車をコンパクトに配設することができ、変速機の小型化および簡略化を図ることができる。
請求項４記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造によれば、一方のコイルスプリング(57)と他方のコイルスプリングは、それぞれ歯車ボス部材の円形フランジ部に、周方向に等間隔に複数配置されるので、周方向のスプリング荷重が偏りがなく均等に作用し、歯車ボス部材と変速歯車との間の径方向の押圧摩擦力を低減することができる。
そして、一方のコイルスプリングと他方のコイルスプリングが、周方向に交互に配置され、さらに、一方のコイルスプリングと他方のコイルスプリングは、軸方向で部分的に互いに重なる位置に配置されるので、歯車ボス部材の円形フランジ部の両側にコイルスプリングとコイルスプリングをそれぞれ介装して配設される一方の変速歯車と他方の変速歯車を、互いにより近づけて配置することができ、変速機の軸方向幅を小さく抑え、変速機およびパワーユニットをより小型化することができる。
請求項５記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造によれば、歯車ボス部材の円形フランジ部に形成されたスプリング凹部は、底壁がなく貫通した貫通孔であり、一方の変速歯車のスプリング凹部が対向する他方の変速歯車には一方のコイルスプリングを位置決めするガイド部が形成され、他方の変速歯車のスプリング凹部が対向する一方の変速歯車には他方のコイルスプリングを位置決めするガイド部が形成される。
そのため、一方のコイルスプリングは、一方のスプリング凹部と歯車ボス部材のスプリング凹部に跨って保持されて他方の変速歯車のガイド部により位置決めされ、他方のコイルスプリングは、他方のスプリング凹部と歯車ボス部材のスプリング凹部に跨って保持されて一方の変速歯車のガイド部により位置決めされることで、双方のコイルスプリングを軸方向で互いに半分程が重なり合う位置に配置して、双方の変速歯車を互いにより近づけることができ、変速機の軸方向幅を益々小さく抑え、変速機およびパワーユニットをより一層小型化することができる。
請求項６記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造によれば、歯車ボス部材の円形フランジ部には、スプリング凹部が周方向に等間隔に形成され、隣り合うスプリング凹部間に、歯車ボス部材と双方の変速歯車の各々との相対回動を所定範囲内に規制する相対回動規制機構が構成されるので、スプリング凹部の配置される同心円上に概ね相対回動規制機構を構成して、機能を軸中心側に集約化して、変速機の更なる小型化を図ることができる。
請求項７記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造によれば、相対回動規制機構は、歯車ボス部材の円形フランジ部の外周縁に切り欠かれた相対回動規制凹部に、双方の変速歯車から各々の相対回動規制凹部に向けて突出した相対回動規制凸部が遊嵌されて構成されるので、簡単でコンパクトな相対回動規制構造で、歯車ボス部材や変速歯車の加工成形も容易で、生産性の向上を図ることができる。
請求項８記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造によれば、双方の変速歯車のうち伝達トルクの大きい変速歯車の歯車ボス部材との相対回動規制機構より伝達トルクの小さい変速歯車の歯車ボス部材との相対回動規制機構の方が、規制する相対回動の所定範囲が小さいので、伝達トルクの小さい、より高速で回転する変速歯車の回転変動に伴う相対回動を小さい範囲に規制することで、高速での相対回動量を少なくして衝撃を極力抑えることができる。
請求項９記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造によれば、複数の前記変速歯車を軸支する前記動力伝達軸は、パワーユニットの前後進兼用の出力軸であるので、駆動輪への前進用駆動力と後進用駆動力の合流部である最終出力軸に設けられる変速歯車にトルクダンパを組み込んだ構造をコンパクトに構成することができて、パワーユニットの最終出力軸周りの張り出しを抑制することができる。
本実施の形態に係るパワーユニットを搭載した不整地走行用車両の側面図である。 本パワーユニットの全体斜視図である。 同パワーユニットの前面図である。 前側副変速機ケースを外した副変速機の前面図である。 同パワーユニットの動力伝達系の全体を示す動力伝達装置の断面図である。 副変速機の断面図（図４のＶI−ＶI線断面図）である。 副変速機の断面図（図４のＶII−ＶII線断面図）である。 変速従動軸に高速従動歯車および低速従動歯車等を組み付けた状態の断面図である。 同分解断面図である。 歯車ボス部材の後面図である。 高速従動歯車の後面図である。 低速従動歯車の前面図である。 歯車ボス部材と高速従動歯車の組付け状態を示す後面図である。 歯車ボス部材と低速従動歯車の組付け状態を示す前面図である。
以下、本発明に係る一実施の形態について図１ないし図１４に基づいて説明する。
本実施の形態に係るパワーユニットＰは、４輪駆動可能なルーフ付きの５人乗り不整地走行用車両１に搭載されるものである。
なお、本明細書の説明において、前後左右の向きは、本実施の形態に係る不整地走行用車両１の直進方向を前方とする通常の基準に従うものとする。
図中矢印ＦＲは車両前方を、ＬＨは車両左方を、ＲＨは車両右方を、それぞれ示す。
図１を参照して、不整地走行用車両１は、不整地用の低圧のバルーンタイヤが装着される前輪２，２と後輪３，３がそれぞれ左右一対車体フレーム５の前後に懸架されている。
車体フレーム５の前後中央位置に、パワーユニットＰが内燃機関Ｅのクランク軸21を前後方向に指向させて搭載されており、パワーユニットＰの出力軸（変速従動軸）51が前後に突出しており、同出力軸51の回転動力は、出力軸51の前端から前ドライブシャフト６および前差動装置７を介して左右の前輪２，２に伝達され、後端から後ドライブシャフト８および後差動装置９を介して左右の後輪３，３に伝達される。
なお、前差動装置７および後差動装置９は、デフロック機構（図示せず）が付加されており、前差動装置７には前輪への動力伝達を断接して２輪駆動と４輪駆動の切換えを行うクラッチが組み込まれている。
パワーユニットＰの上方を前シート11が左右に３席並んで配置され、車体フレーム５の後部に後シート12が左右に２席配置されている。
前シート11の中央の席が運転席であり、若干左右の席より前方に出ている。
この運転席の前方にステアリングコラム14から突出して操舵ハンドル15が設けられている。
ステアリングコラム14の近傍の操作パネル130には、パーキング操作レバー120が配設されている。
前シート11と後シート12の上方はルーフ16が覆っている。
この不整地走行用車両１に搭載されるパワーユニットＰは、直列２気筒の水冷式４ストロークの内燃機関Ｅに主変速機Ｔｍと副変速機Ｔｓが組み合わされて動力伝達装置20が構成されている。
そして、パワーユニットＰは、内燃機関Ｅのクランク軸21を車体前後方向に指向させた所謂縦置きの姿勢で、車体フレーム５に搭載されている。
図１に示すように、前記パーキング操作レバー120からはシフトケーブル121とパーキングケーブル122が延出しており、シフトケーブル121は、副変速機Ｔｓの前方に突出したシフトスピンドル101に基端を嵌着されたシフト作動レバー100の先端に結合される（図３参照）。
一方、パーキングケーブル122は、車体後方に延び、後差動装置９に付加されたデフロック機構の作動部に結合されている。
図２および図３を参照して、パワーユニットＰは、内燃機関Ｅのクランク軸21を軸支するクランクケース22の斜め右上方にシリンダブロック23，シリンダヘッド24，シリンダヘッドカバー25が順次重ねられて突出している。
クランクケース22は右方に膨出して主変速機Ｔｍを収容する主変速機ケース22ｔを構成している。
この主変速機Ｔｍは、内燃機関Ｅのクランク軸21の右方に位置し、主変速機Ｔｍの前方に略重なって副変速機Ｔｓが突設されている。
本動力伝達装置20の全体を図５に断面図で示す。
内燃機関Ｅのシリンダブロック23には、２本のシリンダが前後直列に並んで形成され、各シリンダボア内を往復摺動するピストン26とクランク軸21とをコンロッド27が連結して、ピストン26の往復動をクランク軸21の回転に変換して出力する。
前後方向に指向するクランク軸21の前端部にプライマリ駆動歯車28が嵌着されている。
クランク軸21の右方に位置する主変速機Ｔｍのメイン軸31は、長尺のメイン軸内筒31ａの外周にメイン軸外筒31ｂとクラッチ部外筒31ｃが左右に並んで回転自在に嵌合して構成されている。
メイン軸31には６個の駆動変速歯車31ｇが設けられ、カウンタ軸32には駆動変速歯車31ｇに対応して、これらと常時噛み合う６個の被動変速歯車32ｇが設けられている。
奇数変速段の駆動変速歯車31ｇはメイン軸内筒31ａに、偶数変速段の駆動変速歯車31ｇはメイン軸外筒31ｂに設けられている。
第１クラッチ30ａと第２クラッチ30ｂとからなる一対のツインクラッチ30はクラッチ部外筒31ｃ上に構成されており、クラッチ部外筒31ｃの中央にプライマリ従動歯車29、その両側に第１クラッチ30ａと第２クラッチ30ｂのクラッチアウタ30ao、30boがスプライン嵌合して軸方向の移動を規制されて設けられている。
中央のプライマリ従動歯車29がクランク軸21に設けられたプライマリ駆動歯車28に噛合する。
そして、プライマリ従動歯車29とクラッチ部外筒31ｃの中央のフランジ部との間にクラッチダンパスプリング29ｓが介装されていて、プライマリ従動歯車29とクラッチ部外筒31ｃの間でトルク変動をクラッチダンパスプリング29ｓが緩衝する。
そして、第１クラッチ30ａのクラッチインナ30aiはメイン軸内筒31ａに軸方向の移動を規制されてスプライン嵌合され、第２クラッチ30ｂのクラッチインナ30biはメイン軸外筒31ｂに軸方向の移動を規制されてスプライン嵌合されている。
クラッチアウタ30ao（30bo）側の一緒に回転する駆動摩擦板とクラッチインナ30ai（30bi）側の一緒に回転する被動摩擦板とを交互に配列した摩擦板群30af（30bf）を加圧プレート30ap（30bp）が加圧可能である。
加圧プレート30ap，30bpを選択的に駆動する油圧回路が、メイン軸内筒31ａとクラッチ部外筒31ｃおよび後クランクケースカバーに形成されている。
加圧プレート30apが駆動されて摩擦板群30afが加圧されると、第１クラッチ30ａが接続し、プライマリ従動歯車29に入力された動力がメイン軸内筒31ａに伝達され、奇数変速段の駆動変速歯車31ｇが回転する。
他方、加圧プレート30bpが駆動されて摩擦板群30bfが加圧されると、第２クラッチ30ｂが接続し、プライマリ従動歯車29に入力された動力がメイン軸外筒31ｂに伝達され、偶数変速段の駆動変速歯車31ｇが回転する。
メイン軸31に軸支される６個の駆動変速歯車31ｇのうち２個は、軸方向に摺動するシフタ歯車であり、カウンタ軸32に軸支される６個の被動変速歯車32ｇのうち２個は、軸方向に摺動するシフタ歯車である。
カウンタ軸32上の２個のシフタ歯車を移動させるシフトフォーク33，33がシフトフォーク軸33ａに軸支されて設けられる。
メイン軸31上の２個のシフタ歯車を移動させるシフトフォーク33，33およびシフトフォーク軸も、図示されていないが設けられている。
４つのシフトフォーク33は、シフトドラム34の回動により外周面に形成された案内溝に案内されて移動して有効に動力伝達される歯車の噛み合いを切り換える。
シフトドラム34は変速用モータ35により回動する。
変速用モータ35の駆動力は、減速歯車機構36を介してシフトスピンドル37の回動に伝達され、シフトスピンドル37の回動が間欠送り機構38を介してシフトドラム34の回動に伝達される。
したがって、主変速機Ｔｍは、ツインクラッチ30の油圧制御と、変速用モータ35の駆動制御により、１速から６速の変速段を円滑に切り換えて変速することができる。
主変速機Ｔｍの出力軸は、カウンタ軸32であり、カウンタ軸32はクランクケース22の前側壁22ｆを前方に貫通して突出している。
本パワーユニットＰは、この主変速機Ｔｍの前方に副変速機Ｔｓが設けられている。
副変速機Ｔｓは、前後割りとされた前側副変速機ケース40ｆと後側副変速機ケース40ｒが合体されて、内部に構成される。
副変速機Ｔｓの前側副変速機ケース40ｆを外した前面図である図４に示すように、副変速機Ｔｓの互いに変速歯車を噛み合わせる変速駆動軸41と変速従動軸51が左右に並んで配置され、変速駆動軸41と変速従動軸51の斜め上方の三角形の頂点をなす位置に中間歯車軸71が配置される。
副変速機Ｔｓの断面図である図６および図７を参照して、副変速機Ｔｓの変速駆動軸41と変速従動軸51および中間歯車軸71がクランク軸21と平行で前後方向に指向して、前後端が前側副変速機ケース40ｆと後側副変速機ケース40ｒに軸支されて架設される。
変速駆動軸41は、前端が前側副変速機ケース40ｆの軸受凹部に嵌入されたベアリング42ｆにより軸支され、後端が後側副変速機ケース40ｒの軸受孔に嵌入されたベアリング42ｒにより軸支され、回転自在に架設される。
同変速駆動軸41は、ベアリング42ｒを貫通して後側副変速機ケース40ｒより後方に突出している。
一方で、主変速機Ｔｍのクランクケース22の前側壁22ｆをベアリング39ｆに軸支されて前方に貫通して前方に突出したカウンタ軸32が、変速駆動軸41の後方に同軸に、互いの端面を対向させて位置する。
この同軸に配置されるカウンタ軸32と変速駆動軸41との間に連結トルクダンパ200が介装される（図５参照）。
図６および図７を参照して、連結トルクダンパ200は、カウンタ軸32の前側軸端部にスプライン嵌合する駆動側ダンパボディ半体201と、変速駆動軸41の後側軸端部にスプライン嵌合する被動側ダンパボディ半体202とが、互いに対向して配置され、駆動側ダンパボディ半体201と被動側ダンパボディ半体202の互いに対向する面に互いに開口を対向させて形成された半円柱状の駆動側スプリング凹部201ｄと被動側スプリング凹部202ｄの双方に跨るようにコイルスプリング203が介装されて構成されている。
したがって、連結トルクダンパ200からみて駆動軸であるカウンタ軸32の回転が連結トルクダンパ200を介して被動軸である変速駆動軸41に伝達され、その間のトルク変動を連結トルクダンパ200のコイルスプリング203が緩衝する。
図６および図７を参照して、変速駆動軸41には、中央に高速駆動歯車43と低速駆動歯車44が前後に並んで回転自在に軸支され、後部にリバース用駆動歯車45が回転自在に軸支されている。
そして、変速駆動軸41には、前端のベアリング42ｆと高速駆動歯車43との間に高速切換シフタ部材46による高速切換クラッチ機構が設けられている。
高速切換シフタ部材46は、変速駆動軸41の軸方向所定位置にスプライン結合された円筒基部46ａの外周に直動ベアリング46ｂを介して軸方向に移動自在に軸支され、中央に環状にシフトフォーク溝46ｖが形成され、シフトフォーク溝46ｖより後側に向けてクラッチ歯46ｔが形成されている。
このクラッチ歯46ｔに対向して高速変速用クラッチ受部材47が高速駆動歯車43に嵌着されて設けられている。
したがって、高速切換シフタ部材46が後方に移動すれば、後側クラッチ歯46ｔが高速駆動歯車43に嵌着された高速変速用クラッチ受部材47に噛み合い、変速駆動軸41とともに高速駆動歯車43を回転し、高速切換シフタ部材46が前方にあるときは、高速駆動歯車43に動力は伝達されない。
なお、高速変速用クラッチ受部材47は、外周面に等間隔に突条47ｓが複数形成されていて、同突条47ｓをスピードセンサ（図示せず）が検知することで車速を検出する。
一方、変速駆動軸41には、低速駆動歯車44とリバース用駆動歯車45との間に低速/後進切換シフタ部材48による低速/後進切換クラッチ機構が設けられている。
低速/後進切換シフタ部材48は、変速駆動軸41の軸方向所定位置にスプライン結合された円筒基部48ａの外周に直動ベアリング48ｂを介して軸方向に移動自在に軸支され、前後両側に向けて形成されたクラッチ歯48ｔ，48ｔの間にシフトフォーク溝48ｖが形成されている。
低速/後進切換シフタ部材48の前側のクラッチ歯48ｔに対向して低速変速用クラッチ受部材49が低速駆動歯車44に嵌着されて設けられ、後側のクラッチ歯48ｔに対向してリバースクラッチ受部材50がリバース用駆動歯車45に嵌着されて設けられている。
したがって、低速/後進切換シフタ部材48が前方に移動すれば、前側クラッチ歯48ｔが低速駆動歯車44に嵌着された低速変速用クラッチ受部材49に噛み合い、変速駆動軸41とともに低速駆動歯車44を回転し、低速/後進切換シフタ部材48が後方に移動すれば、後側クラッチ歯48ｔがリバース用駆動歯車45に嵌着されたリバースクラッチ受部材50に噛み合い、変速駆動軸41とともにリバース用駆動歯車45を回転する。
低速/後進切換シフタ部材48が低速変速用クラッチ受部材49とリバースクラッチ受部材50の間の中央にいずれとも噛み合わずに位置すると、変速駆動軸41の回転は低速駆動歯車44およびリバース用駆動歯車45のいずれにも伝達されない。
なお、低速変速用クラッチ受部材49は、外周面にパーキング用係止溝49ｐが周方向に複数形成されており、パーキング停止に用いられる。
変速駆動軸41の右方に平行に配置される変速従動軸51は、前部が前側副変速機ケース40ｆの軸受孔に嵌入されたベアリング52ｆを貫通して軸支され、後部が後側副変速機ケース40ｒの軸受孔に嵌入されたベアリング52ｒを貫通して軸支され、前後端を前後に突出させて回転自在に架設される。
動力伝達軸である変速従動軸51は、副変速機Ｔｓの出力軸51であり、かつパワーユニットＰの出力軸51でもある。
この変速従動軸51には、変速駆動軸41に軸支された高速駆動歯車43および低速駆動歯車44にそれぞれ常時噛み合う高速従動歯車53および低速従動歯車54が軸支される（図６参照）。
変速従動軸51に相対回転を禁止されて嵌合された歯車ボス部材55が、高速従動歯車53と低速従動歯車54をそれぞれ相対回動可能に軸支する。
歯車ボス部材55は、変速従動軸51に相対回動を禁止されて嵌合する円筒ボス部55ｂと、同円筒ボス部55ｂの軸方向中央に形成された円形フランジ部55ｆとからなり、隣り合う高速従動歯車53と低速従動歯車54は、歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆを挟んで前後に配置されて、円形フランジ部55ｆの前後に延出する円筒ボス部55ｂ，55ｂにそれぞれ相対回動自在に軸支される。
高速従動歯車53と低速従動歯車54は、間に歯車ボス部材55を挟んで、皿バネ60により軸方向に付勢されている。
そして、前側の高速従動歯車53と歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆとの間に、高速側コイルスプリング57が介装され、後側の低速従動歯車54と歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆとの間に、低速側コイルスプリング58が介装される。
したがって、高速従動歯車53の回転は高速側コイルスプリング57を介して歯車ボス部材55および変速従動軸51に伝達され、高速従動歯車53と歯車ボス部材55の間でトルク変動を高速側コイルスプリング57が緩衝する。
同様に、低速従動歯車54の回転は低速側コイルスプリング58を介して歯車ボス部材55および変速従動軸51に伝達され、低速従動歯車54と歯車ボス部材55の間でトルク変動を低速側コイルスプリング58が緩衝する。
なお、高速側コイルスプリング57および低速側コイルスプリング58によるトルクダンパーの詳細については、後記する。
図６を参照して、変速駆動軸41および変速従動軸51の斜め上方に位置する中間歯車軸71は、前端が前側副変速機ケース40ｆの軸受凹部に嵌入された前後２段仕様のベアリング75ｆにより軸支され、後端が後側副変速機ケース40ｒの軸受凹部に嵌入された前後２段仕様のベアリング75ｒにより軸支されて回転自在に架設される（図６，図７参照）。
中間歯車軸71は、後部に大径中間歯車72が形成され、前部に小径中間歯車73が形成されており、後側の大径中間歯車72が変速駆動軸41に回転自在に軸支されたリバース用駆動歯車45と噛合し（図６参照）、前側の小径中間歯車73が変速従動軸51に回転自在に軸支された低速従動歯車54と噛合している（図７参照）。
前記変速駆動軸41上の高速切換シフタ部材46および低速/後進切換シフタ部材48を軸方向に移動する変速駆動機構80が、変速駆動軸41の左方（図４で右方）すなわちクランク軸21側の下方に設けられている。
高速切換シフタ部材46のシフトフォーク溝46ｖに嵌合するシフトフォーク82と低速/後進切換シフタ部材48のシフトフォーク溝48ｖに嵌合するシフトフォーク83を貫通して軸方向に摺動自在に軸支するシフトフォーク軸81が、前後端を前側副変速機ケース40ｆと後側副変速機ケース40ｒに支持されて変速駆動軸41の左方斜め下位置に架設される（図４，図７参照）。
シフトフォーク軸81のさらに左方斜め下にシフトドラム90が設けられている（図４参照）。
図７を参照して、シフトドラム90は、円筒状をしたドラム本体91の前端からドラム支軸92が前方に向けて突出して前側副変速機ケース40ｆを貫通して回転自在に軸支され、ドラム本体91の後端には花形カム93が固着され、花形カム93の後方に突出した中心軸93ａが後側副変速機ケース40ｒの軸受凹部にベアリング95を介して軸支される。
シフトドラム90の前方に突出したドラム支軸92には前側副変速機ケース40ｆの内面に沿ってシフトドラム入力歯車94が嵌着されている。
また、ドラム支軸92の前側副変速機ケース40ｆを貫通して突出した前端はシフトポジションセンサ96の駆動軸に同軸に連結されて、同シフトポジションセンサ96によりシフトドラム90の回動角度が検出される。
ドラム本体91の外周面には、前後に周方向に所要の形状をもって案内溝91ｆ，91ｒが形成されており、同案内溝91ｆ，91ｒに前記シフトフォーク82，83の突出して形成された係合ピン部82ｐ，83ｐが摺動可能に係合し、シフトドラム90の回転によりシフトフォーク82，83がそれぞれ案内溝91ｆ，91ｒに案内されて軸方向に移動して高速切換シフタ部材46および低速/後進切換シフタ部材48を移動して変速を行う。
図４を参照して、シフトフォーク軸81の下方にシフトスピンドル101が、前後を前側副変速機ケース40ｆと後側副変速機ケース40ｒに回転自在に軸支されて架設され、シフトスピンドル101の前側副変速機ケース40ｆを貫通して前方に突出した前端にシフト作動レバー100の基端が嵌着される（図３）。
シフトスピンドル101には、所定位置に扇形をしたギヤシフトアーム102が嵌着されており、同ギヤシフトアーム102はシフトドラム90の前方に突出したドラム支軸92に嵌着されたシフトドラム入力歯車94と噛合する。
また、シフトスピンドル101には、ギヤシフトアーム102の後方にパーキング作動アーム111が揺動可能に軸支されており、シフトスピンドル101とパーキング作動アーム111との間にはトーションスプリング113が介装されてシフトスピンドル101の回動はトーションスプリング113を介してパーキング作動アーム111の揺動に伝達される。
パーキング作動アーム111の先端にはローラ112が回転自在に軸支されている（図４参照）。
図４を参照して、シフトスピンドル101の右方で変速駆動軸41の下方にレバー支軸115が、前後方向に指向して前側副変速機ケース40ｆと後側副変速機ケース40ｒに前後端を支持されて架設されており、同レバー支軸115に基端を軸支されたパーキング係止レバー116が揺動自在に設けられている。
前面視である図４を参照して、パーキング係止レバー116は、変速駆動軸41に軸支された低速変速用クラッチ受部材49と前後軸方向で同じ位置にあって、レバー支軸115に軸支される基端部から、低速変速用クラッチ受部材49とパーキング作動アーム111との間を斜め上方に延出して設けられている。
なお、低速変速用クラッチ受部材49の外周面には、パーキング用係止溝49ｐが周方向に複数形成されている。
パーキング係止レバー116は、レバー支軸115に巻回されたトーションスプリング117により前面視で時計回りに付勢され、後側副変速機ケース40ｒから所定位置で突設されたストッパ118により先端が接して揺動が規制されている。
パーキング係止レバー116の低速変速用クラッチ受部材49の外周面に向いた辺に係止突起116ａが突出形成され、反対側のパーキング作動アーム111に向いた辺には、パーキング作動アーム111の先端のローラ112が接する傾斜面にパーキング用凹面116ｐが形成されている（図４参照）。
パーキング作動アーム111，パーキング係止レバー116および低速変速用クラッチ受部材49のパーキング用係止溝49ｐによりパーキング駆動機構110が構成されている。
図４は、副変速機Ｔｓがニュートラル状態にあるときを示しており、トーションスプリング117により付勢されたパーキング係止レバー116は、ストッパ118に接して低速変速用クラッチ受部材49の外周面から離れて位置している。
図４を参照して、シフトスピンドル101が反時計まわりに回動してパーキング作動アーム111が右方（図４では左方）に揺動し、パーキング作動アーム111の先端のローラ112がパーキング係止レバー116の傾斜面に当接して転動すると、パーキング係止レバー116を斜め上方に揺動し、パーキング係止レバー116の係止突起116ａが低速変速用クラッチ受部材49の外周面に押圧され、パーキング用係止溝49ｐに係合することで、パーキング係止レバー116が低速変速用クラッチ受部材49の回転を規制する。
図４で２点鎖線で示した状態が、この低速変速用クラッチ受部材49の回転を禁止したパーキング状態を示している。
すなわち、低速変速用クラッチ受部材49の回転が規制されると、図６を参照して、低速変速用クラッチ受部材49と一体の低速駆動歯車44がともに回転が規制され、低速駆動歯車44と噛合する低速従動歯車54の回転が規制されることになり、よって低速従動歯車54とコイルスプリング58を介して連動する変速従動軸（出力軸）51の回転が規制されてパーキング状態となる。
変速レシオの大きい低速駆動歯車44と低速従動歯車54の噛合を介して変速従動軸（出力軸）51の回転が規制されるので、パーキング時に変速従動軸（出力軸）51の回転を比較的大きな力で規制することができる。
一方、シフトスピンドル101の回動は、シフトスピンドル101に嵌着されたギヤシフトアーム102を回動し、ギヤシフトアーム102と噛合するシフトドラム入力歯車94をシフトドラム90とともに回動することで、シフトドラム90の案内溝91ｆ，91ｒにシフトフォーク82，83がそれぞれ案内されて、高速切換シフタ部材46と低速/後進切換シフタ部材48が移動して変速段の切換えが行われる。
前述のパーキング状態は、このシフトスピンドル101の回動によって設定される。
シフトスピンドル101の前方に突出した前端に嵌着されたシフト作動レバー100が、前記したように、操作パネル130に配設されたパーキング操作レバー120から延出するシフトケーブル121と連結されていて、パーキング操作レバー120の操作によりシフトスピンドル101が回動するので、パーキング状態の設定と変速段の切換えが、パーキング操作レバー120の操作によりなされる。
なお、パーキング操作レバー120がパーキング位置に入ると、副変速機Ｔｓがパーキング状態となって後ドライブシャフト８の回転が規制されると同時に、後差動装置９に付加されたデフロック機構が作動してデフロック状態となって差動が停止されることから、左右の後輪３，３は固定されることになり、確実なパーキングブレーキ状態となる。
パーキング操作レバー120によるパーキング状態を述べたが、パーキング以外の変速動作について、以下説明する。
図４ないし図７は、変速段がニュートラル状態にあるときを示している。
いま、パーキング操作レバー120を前方に１段揺動しリバース位置にすると、シフトスピンドル101が回動し、ギヤシフトアーム102が右方に揺動してシフトドラム入力歯車94との噛合を介してシフトドラム90が回動し、図７を参照して、低速/後進切換シフタ部材48を後方に移動してリバースクラッチ受部材50に係合するので、変速駆動軸41の回転は、リバース用駆動歯車45と大径中間歯車72との噛合を介して中間歯車軸71に伝達され、中間歯車軸71の回転は小径中間歯車73と低速従動歯車54の噛合を介して変速従動軸（出力軸）51に伝達される。
よって、変速駆動軸41の回転は、中間歯車軸71を介することで変速従動軸（出力軸）51を後進回転し、リバース状態とする。
このリバース状態からパーキング操作レバー120をさらに前方に揺動すると、前記したパーキング状態となる。
一方、ニュートラル状態からパーキング操作レバー120を後方に１段揺動して高速前進位置にすると、シフトケーブル121がプッシュ作動してシフトスピンドル101が回動し、ギヤシフトアーム102が左方に揺動してシフトスピンドル101が回動し、ギヤシフトアーム102が左方に揺動してシフトドラム入力歯車94との噛合を介してシフトドラム90が回動し、図６を参照して、高速切換シフタ部材46を後方に移動して高速変速用クラッチ受部材47に係合するので、変速駆動軸41の回転は、高速駆動歯車43と高速従動歯車53との噛合を介して変速従動軸（出力軸）51に伝達され、高速前進状態とする。
この高速前進状態からパーキング操作レバー120をさらに後方に揺動して低速前進位置にすると、シフトケーブル121がさらにプッシュ作動することで、シフトドラム90がさらに回動し、図６を参照して、高速切換シフタ部材46を前方に移動して高速変速用クラッチ受部材47との係合を解除し、低速/後進切換シフタ部材48を前方に移動して低速変速用クラッチ受部材49に係合するので、変速駆動軸41の回転は、低速駆動歯車44と低速従動歯車54との噛合を介して変速従動軸（出力軸）51に伝達され、低速前進状態とする。
なお、低速従動歯車54は、低速前進用にも使用されるとともに、前記したように後進用にも使用され、前後進兼用の変速歯車であり、変速従動軸51も前後進兼用の出力軸である。
本副変速機Ｔｓは、パーキング操作レバー120の手動操作により以上のような変速段の切換えが行われる。
なお、高速前進状態は２輪駆動で、低速前進状態および後進状態は４輪駆動で運転される。
以下、パワーユニットＰの出力軸である副変速機Ｔｓの変速従動軸51に軸支される高速従動歯車53と低速従動歯車54に設けられるトルクダンパについて、図８ないし図１４に基づき詳説する。
図８は、変速従動軸51に高速従動歯車53と低速従動歯車54が組み付けられた状態の断面図であり、これを分解した断面図を図９に示す。
図９を参照して、変速従動軸51は、前後軸端がそれぞれ前ドライブシャフト６と後ドライブシャフト８に接続する部分であり、中央より後側軸端寄りにフランジ部51ｆが形成され、フランジ部51ｆの前方にスプラインが形成されたスプライン部51ｓがあり、スプライン部51ｓの前部に周方向に環状のコッタ溝51ｃとリング溝51ｒが軸方向前方に順次形成されている。
図９および図１０を参照して、高速従動歯車53と低速従動歯車54を軸支する歯車ボス部材55は、前記したように、変速従動軸51に嵌合する円筒ボス部55ｂと同円筒ボス部55ｂの軸方向中央に形成された円形フランジ部55ｆとからなる。
図１０（および図１３，図１４）において、歯車ボス部材55は格子ハッチを施して示している。
円筒ボス部55ｂの内周面には、変速従動軸51のスプライン部51ｓに嵌合するスプライン55ｓが形成されている。
円形フランジ部55ｆには、トルクダンパとして機能するコイルスプリング57，58を保持するスプリング凹部55ｄが周方向に６つ等間隔に形成されている。
スプリング凹部55ｄは、凹部の底壁がなく矩形状をして貫通した貫通孔である。
図１０に示されるように、円形フランジ部55ｆの外周縁には、隣り合うスプリング凹部55ｄ，55ｄの間に食い込むように相対回転規制凹部55pa，55pbが周方向に６つ等間隔に切り欠かれて形成されている。
相対回転規制凹部55pa，55pbには、周方向幅が小さい相対回転規制凹部55paと周方向幅が大きい相対回転規制凹部55pbの２種類あり、周方向に交互に形成される。
図９および図１1を参照して、高速従動歯車53は、内周端の内周ボス部53ｂと外周端の外周歯部53ｔを中空円板状のスポーク壁部53ｓが連結した形状をしており、内周ボス部53ｂは内径が歯車ボス部材55の円筒ボス部55ｂの外径より僅かに大きく、外周歯部53ｔの内周円は内径が歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆの外径より僅かに大きい（図１３参照）。
図１１に示されるように、高速従動歯車53のスポーク壁部53ｓには、高速側コイルスプリング57を保持するスプリング凹部53ｄが周方向に３つ等間隔に形成されている。
スプリング凹部53ｄは、スポーク壁部53ｓの後面に半円柱状に凹んで形成された凹部であり、後方に向けて矩形状に開口している。
なお、スプリング凹部53ｄの底壁中央に円孔53dhが穿孔されている。
スポーク壁部53ｓの後面には、外周歯部53ｔより軸中心方向に先細に突出した相対回動規制凸部53ｐが周方向に３つ等間隔に形成されている。
相対回動規制凸部53ｐは、後面視で台形状をして、スプリング凹部53ｄの片側に近づいた偏った位置に形成されている（図１１参照）。
また、スポーク壁部53ｓの後面には、２つのスプリング凹部53ｄ，53ｄの間に前記円孔53dhと同心円上に円弧状の突条であるガイド部53ｇが周方向に３つ等間隔に形成されている（図１１参照）。
図９および図１２を参照して、低速従動歯車54は、内周端の内周ボス部54ｂと外周端の外周歯部54ｔを中空円板状のスポーク壁部54ｓが連結した形状をしており、内周ボス部54ｂは内径が歯車ボス部材55の円筒ボス部55ｂの外径より僅かに大きく、外周歯部54ｔの内周円は内径が歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆの外径より大きい（図１４参照）。
低速従動歯車54の外周歯部54ｔの外径は、高速従動歯車53の外周歯部53ｔの外径よりも大きく、歯数も多い。
図１２に示されるように、低速従動歯車54のスポーク壁部54ｓには、低速側コイルスプリング58を保持するスプリング凹部54ｄが周方向に３つ等間隔に形成されている。
スプリング凹部54ｄは、スポーク壁部54ｓの前面に半円柱状に凹んで形成された凹部であり、前方に向けて矩形状に開口している。
なお、スプリング凹部54ｄの底壁中央に円孔54dhが穿孔されている。
スポーク壁部54ｓの前面には、外周歯部54ｔより軸中心方向に先細に突出した相対回動規制凸部54ｐが周方向に３つ等間隔に形成されている。
相対回動規制凸部54ｐは、前面視で三角形状をして、スプリング凹部54ｄの片側に近づいた偏った位置に形成されている（図１２参照）。
また、スポーク壁部54ｓの前面には、２つのスプリング凹部54ｄ，54ｄの間に前記円孔54dhと同心円上に円弧状の突条であるガイド部54ｇが周方向に３つ等間隔に形成されている（図１２参照）。
図９を参照して、高速従動歯車53のスポーク壁部53ｓの３つのスプリング凹部53ｄにそれぞれ高速側コイルスプリング57の前半部を嵌挿しておいて、歯車ボス部材55の円筒ボス部55ｂに前方から内周ボス部53ｂを相対回動可能に嵌合し、高速側コイルスプリング57の後半部を歯車ボス部材55のスプリング凹部55ｄに嵌挿させて、内周ボス部53ｂが歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆに当接するまで嵌入すると、高速従動歯車53の外周歯部53ｔの内周円の内側に歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆが半分程入り込み、高速従動歯車53のスポーク壁部53ｓが歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆに近接対向する。
略同時に、低速従動歯車54のスポーク壁部54ｓの３つのスプリング凹部54ｄにそれぞれ低速側コイルスプリング58の後半部を嵌挿しておいて、歯車ボス部材55の円筒ボス部55ｂに後方から内周ボス部54ｂを相対回動可能に嵌合し、低速側コイルスプリング58の前半部を歯車ボス部材55のスプリング凹部55ｄに嵌挿させて、内周ボス部54ｂが歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆに当接するまで嵌入すると、低速従動歯車54の外周歯部54ｔの内周円の内側に歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆが半分程入り込み、低速従動歯車54のスポーク壁部54ｓが歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆに近接対向する。
このようにして、歯車ボス部材55の前後に高速従動歯車53と低速従動歯車54を組み付け小組みすると、高速側コイルスプリング57と低速側コイルスプリング58が周方向に交互に配置され、高速側コイルスプリング57は歯車ボス部材55のスプリング凹部55ｄと高速従動歯車53のスプリング凹部53ｄの双方に跨るように低速従動歯車54のガイド部54ｇにより位置決めされて介装され（図８，図１３参照）、低速側コイルスプリング58は歯車ボス部材55のスプリング凹部55ｄと低速従動歯車54のスプリング凹部54ｄの双方に跨るように高速従動歯車53のガイド部53ｇにより位置決めされて介装される（図８，図１４参照）。
図８を参照して、歯車ボス部材55と高速従動歯車53の双方に跨る高速側コイルスプリング57は、歯車ボス部材55のスプリング凹部55ｄから後方に露出した部分を低速従動歯車54のガイド部54ｇが押さえて位置決めされ、歯車ボス部材55と低速従動歯車54の双方に跨る低速側コイルスプリング58は、歯車ボス部材55のスプリング凹部55ｄから前方に露出した部分を高速従動歯車53のガイド部53ｇが押さえて位置決めされているので、高速側コイルスプリング57と低速側コイルスプリング58は、軸方向で半分程が互いに重なる位置に配置される。
図１３は、歯車ボス部材55の前後に高速従動歯車53と低速従動歯車54を組み付けた小組み状態を低速従動歯車54を省略して後面視した後面図であり、歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆの外周縁に形成された相対回転規制凹部55pa，55pbのうち周方向幅が小さい相対回転規制凹部55paに高速従動歯車53の相対回動規制凸部53ｐが遊嵌されて、歯車ボス部材55と高速従動歯車53との間で相対回動を規制する相対回動規制機構を構成している。
図１４は、歯車ボス部材55の前後に高速従動歯車53と低速従動歯車54を組み付けた小組み状態で高速従動歯車53を省略して前面視した前面図であり、歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆの外周縁に形成された相対回転規制凹部55pa，55pbのうち周方向幅が大きい相対回転規制凹部55pbに低速従動歯車54の相対回動規制凸部54ｐが遊嵌されて、歯車ボス部材55と低速従動歯車54との間で相対回動を規制する相対回動規制機構を構成している。
図１３と図１４を参照して、歯車ボス部材55と高速従動歯車53との間の相対回動規制機構は、周方向幅が小さい相対回転規制凹部55paに周方向幅が大きい相対回動規制凸部53ｐが遊嵌されて規制する相対回動の所定範囲が小さいのに対して、歯車ボス部材55と低速従動歯車54との間の相対回動規制機構は、周方向幅が大きい相対回転規制凹部55pbに周方向幅が小さい相対回動規制凸部54ｐが遊嵌されて規制する相対回動の所定範囲が大きい。
このように小組み状態にある高速従動歯車53と低速従動歯車54を変速従動軸51に取り付ける手順は、図９を参照して、まず先に皿バネ60を変速従動軸51に前方から嵌入して変速従動軸51のフランジ部51ｆに当接した後に、小組み状態で高速従動歯車53と低速従動歯車54を前後に軸支した歯車ボス部材55を変速従動軸51に嵌挿して歯車ボス部材55の円筒ボス部55ｂの内周面のスプライン55ｓを変速従動軸51のスプライン部51ｓにスプライン嵌合する。
歯車ボス部材55の前後の円筒ボス部55ｂに軸支される高速従動歯車53と低速従動歯車54は、双方の内周ボス部53ｂと内周ボス部54ｂが歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆを前後から挟んで、歯車ボス部材55の円筒ボス部55ｂから前後にそれぞれ若干はみ出している。
皿バネ60は、変速従動軸51のフランジ部51ｆと歯車ボス部材55に軸支された低速従動歯車54の内周ボス部54ｂとの間に挟まれる。
次に、円環状の押え金具61を変速従動軸51に前方から嵌挿すると、押え金具61は、歯車ボス部材55に軸支された高速従動歯車53の内周ボス部53ｂに当接する。
次いで、半割りにされた一対の半円弧状のコッタ62，62を、押え金具61に当接して変速従動軸51のコッタ溝51ｃに嵌合して押え金具61を位置決めする。
コッタ溝51ｃに嵌合した一対のコッタ62，62は、変速従動軸51に前方から嵌挿された円環状のコッタ保持金具63によってコッタ62，62の外周面と一方の側面（前面）を覆われて保持される。
最後に、止め輪64を、コッタ保持金具63に当接して変速従動軸51のリング溝51ｒに嵌合してコッタ保持金具63の抜け止めとする。
こうして、図８に示すように、変速従動軸51に高速従動歯車53と低速従動歯車54が取り付けられる。
高速従動歯車53と低速従動歯車54は、変速従動軸51のフランジ部51ｆとコッタ62，62により位置決めされた押え金具61との間に挟まれて、皿バネ60により前方の押え金具61に押えつけられるように付勢される。
以上のように、変速従動軸51に高速従動歯車53と低速従動歯車54が組み付けられるので、変速駆動軸41に軸支された高速駆動歯車43の回転は、高速駆動歯車43に噛合する高速従動歯車53に伝達され、次いで高速側コイルスプリング57のトルクダンパを介して変速従動軸51に伝達され、低速駆動歯車44または中間歯車軸71の小径中間歯車73の回転は、これらと噛合する低速従動歯車54に伝達され、次いで低速コイルスプリング58のトルクダンパを介して変速従動軸51に伝達される。
本副変速機Ｔｓにおいて、噛み合う一対の変速駆動歯車43，44と変速従動歯車53，54のうち一方の高速従動歯車53および低速従動歯車54と歯車ボス部材55（および変速従動軸51）との間に、それぞれ高速側コイルスプリング57および低速側コイルスプリング58が設けられるので、高速従動歯車53および低速従動歯車54は、それぞれ高速側コイルスプリング57および低速側コイルスプリング58により分割された別体で構成されるため、変速機全体の慣性マスが小さくなり、駆動反力や変速に伴うトルク変動自体を小さく抑えることができ、パワーユニットＰの振動を容易に低減することができる。
また、動力伝達の下流端の前輪２，２および後輪３，３からの過大な逆トルクに対して、高速側コイルスプリング57および低速側コイルスプリング58がトルク変動を吸収して防振効果を発揮する。
なお、高速従動歯車53と低速従動歯車54は、歯車ボス部材55を間に挟んで、皿バネ60により押え金具61に押え付けられるように付勢力を受けているので、トルク変動に伴う初期回転時にある程度の摩擦抵抗を伴いトルクダンパとして機能することから、高速側コイルスプリング57および低速側コイルスプリング58のそれぞれの初期防振効果を補完することができる。
高速側コイルスプリング57および低速側コイルスプリング58は、高速従動歯車53および低速従動歯車54と変速従動軸51との間に設けられ、副変速機Ｔｓの入力側と出力側とにそれぞれ設ける必要はなく、パワーユニットＰを小型化することができる。
高速従動歯車53および低速従動歯車54の高速側コイルスプリング57および低速側コイルスプリング58により隔てられた軸部側は、共通に使用される歯車ボス部材55であるので、部品点数を削減し、高速従動歯車53と低速従動歯車54を１つの歯車ボス部材55にコンパクトに組付けることができ、副変速機ＴｓおよびパワーユニットＰの小型化を図ることができる。
高速従動歯車53と歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆとの互いに対向する双方の面に互いに開口を対向させて形成されたスプリング凹部55ｄ，53ｄの双方に跨るように、高速側コイルスプリング57が介装され、低速従動歯車54と歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆとの互いに対向する双方の面に互いに開口を対向させて形成されたスプリング凹部55ｄ，54ｄの双方に跨るように、低速側コイルスプリング58が介装されるので、高速側コイルスプリング57および低速側コイルスプリング58を位置決め保持する専用の部材が不要であり、高速側コイルスプリング57と低速側コイルスプリング58をコンパクトに配設することができ、副変速機Ｔｓの小型化および簡略化を図ることができる。
高速側コイルスプリング57と低速側コイルスプリング58は、それぞれ歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆに、周方向に等間隔に複数配置されるので、周方向のスプリング荷重が偏りがなく均等に作用し、歯車ボス部材55と高速側コイルスプリング57との間および歯車ボス部材55と低速側コイルスプリング58との間の径方向の押圧摩擦力を低減することができる。
そして、高速側コイルスプリング57と低速側コイルスプリング58が、周方向に交互に配置され、さらに、高速側コイルスプリング57と低速側コイルスプリング58は、軸方向で部分的に互いに重なる位置に配置されるので、歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆの前後に高速側コイルスプリング57と低速側コイルスプリング58をそれぞれ介装して配設される高速従動歯車53と低速従動歯車54を、互いにより近づけて配置することができ、副変速機Ｔｓの軸方向幅を小さく抑え、副変速機ＴｓおよびパワーユニットＰをより小型化することができる。
一方の高速側コイルスプリング57は、高速従動歯車53のスプリング凹部53ｄと歯車ボス部材55の貫通孔であるスプリング凹部55ｄに跨って保持されて低速従動歯車54のガイド部54ｇにより位置決めされ、他方の低速側コイルスプリング58は、低速従動歯車54のスプリング凹部54ｄと歯車ボス部材55の貫通孔であるスプリング凹部55ｄに跨って保持されて高速従動歯車53のガイド部53ｇにより位置決めされることで、高速側コイルスプリング57と低速側コイルスプリング58を、軸方向で互いに半分程が重なり合う位置に配置して、高速従動歯車53と低速従動歯車54を互いにより近づけることができ、副変速機Ｔｓの軸方向幅を益々小さく抑え、副変速機ＴｓおよびパワーユニットＰをより一層小型化することができる。
歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆには、スプリング凹部55ｄが周方向に等間隔に形成され、隣り合うスプリング凹部55ｄ，55ｄ間に、歯車ボス部材55と高速従動歯車53および低速従動歯車54の各々との相対回動を所定範囲内に規制する相対回動規制機構が構成されるので、スプリング凹部55ｄの配置される同心円上に概ね相対回動規制機構を構成して、機能を軸中心側に集約化して、副変速機Ｔｓの更なる小型化を図ることができる。
歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆの外周縁に切り欠かれた相対回動規制凹部55pa，55pbに、高速従動歯車53および低速従動歯車54から各々の相対回動規制凹部55pa，55pbに向けて突出した相対回動規制凸部53ｐ，54ｐが遊嵌されて、相対回動規制機構が構成されるので、簡単でコンパクトな相対回動規制構造で、歯車ボス部材55や高速従動歯車53および低速従動歯車54の加工成形も容易で、生産性の向上を図ることができる。
伝達トルクの大きい低速従動歯車54の歯車ボス部材55との相対回動規制機構より伝達トルクの小さい高速従動歯車53の歯車ボス部材55との相対回動規制機構の方が、規制する相対回動の所定範囲が小さいので、伝達トルクの小さい、より高速で回転する高速従動歯車53の回転変動に伴う相対回動を小さい範囲に規制することで、高速での相対回動量を少なくして衝撃を極力抑えることができる。
高速従動歯車53および低速従動歯車54を軸支する変速従動軸51は、パワーユニットＰの前後進兼用の出力軸51であるので、駆動輪への前進用駆動力と後進用駆動力の合流部である最終出力軸51に設けられる高速従動歯車53および低速従動歯車54に高速側コイルスプリング57および低速側コイルスプリング58を組み込んだ構造を、コンパクトに構成することができて、パワーユニットＰの最終出力軸51周りの張り出しを抑制することができる。
以上、本発明に係る一実施形態のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造につき説明したが、本発明の態様は、上記実施形態に限定されず、本発明の要旨の範囲で、多様な態様で実施されるものを含むものである。
例えば、本実施形態では、歯車ボス部材55の円形フランジ部55ｆに形成された６つのスプリング凹部55ｄは、凹部の底壁がなく矩形状をして貫通した貫通孔としたが、凹部の底壁を少なくとも一部残してもよい。
このように構成することで、コイルスプリング57，58を位置決めするガイド部54ｇ，53ｇは不要で、スプリング凹部55ｄの底壁がガイド部54ｇ，53ｇの代わりをして、コイルスプリング57，58は所定位置に位置決め保持できる。
Ｐ…パワーユニット、Ｅ…内燃機関、Ｔｍ…主変速機、Ｔｓ…副変速機、
１…不整地走行用車両、31…メイン軸、32…カウンタ軸、
41…変速駆動軸、43…高速駆動歯車、44…低速駆動歯車、45…リバース用駆動歯車、
51…変速従動軸（出力軸）、
53…高速従動歯車、53ｔ…外周歯部、53ｓ…スポーク壁部、53ｂ…内周ボス部、53ｄ…スプリング凹部、53ｇ…ガイド部、53ｐ…相対回動規制凸部、
54…低速従動歯車、54ｔ…外周歯部、54ｓ…スポーク壁部、54ｂ…内周ボス部、54ｄ…スプリング凹部、54ｇ…ガイド部、54ｐ…相対回動規制凸部、
55…歯車ボス部材、55ｂ…円筒ボス部、55ｆ…円形フランジ部、55ｓ…スプライン、55ｄ…スプリング凹部、55pa，55pb…相対回転規制凹部、
57…高速側コイルスプリング、58…低速側コイルスプリング、
60…皿バネ、61…押え金具、62…コッタ、63…コッタ保持金具、64…止め輪、
200…連結トルクダンパ、201…駆動側ダンパボディ半体、201ｄ…駆動側スプリング凹部、202…被動側ダンパボディ半体、202ｄ…被動側スプリング凹部、203…コイルスプリング。

Claims (9)

  1. 内燃機関(E)に変速機(Tm,Ts)が備えられたパワーユニット(P)において、
    前記変速機(Ts)の複数の変速歯車(53,54)と当該複数の変速歯車(53,54)を軸支する動力伝達軸(51)とを備え、
    前記複数の変速歯車(53,54)のうち隣り合う一対の変速歯車(53,54)と前記動力伝達軸(51)との間に、それぞれトルクダンパ(57,58)が設けられることを特徴とするパワーユニットの駆動トルクダンパ構造。
  2. 前記動力伝達軸(51)に相対回動を禁止されて歯車ボス部材(55)が嵌合され、
    隣り合う前記変速歯車(53,54)が前記歯車ボス部材(55)に相対回動可能に軸支され、
    隣り合う前記変速歯車(53,54)の一方の前記変速歯車(53)と前記歯車ボス部材(55)との間に一方のトルクダンパ(57)が設けられ、
    隣り合う前記変速歯車(53,54)の他方の前記変速歯車(54)と前記歯車ボス部材(55)との間に他方のトルクダンパ(58)が設けられること特徴とする請求項１記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造。
  3. 前記歯車ボス部材(55)は、前記動力伝達軸(51)に相対回動を禁止されて嵌合する円筒ボス部(55b)と、同円筒ボス部(55b)の軸方向中央に形成された円形フランジ部(55f)とからなり、
    隣り合う前記変速歯車(53,54)は、前記歯車ボス部材(55)の前記円形フランジ部(55f)を挟んで両側に配置されて、前記円筒ボス部(55b)に相対回動自在に軸支され、
    一方の前記トルクダンパ(57)は、一方の前記変速歯車(53)と前記歯車ボス部材(55)の前記円形フランジ部(55f)との互いに対向する双方の面に互いに開口を対向させて形成されたスプリング凹部(55d,53d)の双方に跨るように、一方のコイルスプリング(57)が介装されて構成され、
    他方の前記トルクダンパ(58)は、他方の前記変速歯車(54)と前記歯車ボス部材(55)の前記円形フランジ部(55f)との互いに対向する双方の面に互いに開口を対向させて形成されたスプリング凹部(55d,54d)の双方に跨るように、他方のコイルスプリング(58)が介装されて構成されることを特徴とする請求項２記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造。
  4. 一方の前記コイルスプリング(57)と他方の前記コイルスプリング(58)は、それぞれ前記歯車ボス部材(55)の前記円形フランジ部(55f)に、周方向に等間隔に複数配置されるとともに、
    一方の前記コイルスプリング(57)と他方の前記コイルスプリング(58)が、周方向に交互に配置され、
    さらに、一方の前記コイルスプリング(57)と他方の前記コイルスプリング(58)は、軸方向で部分的に互いに重なる位置に配置されることを特徴とする請求項３記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造。
  5. 前記歯車ボス部材(55)の前記円形フランジ部(55f)に形成されたスプリング凹部(55d)は、底壁がなく貫通した貫通孔であり、
    一方の前記変速歯車(53)のスプリング凹部(53d)が対向する他方の前記変速歯車(54)には一方の前記コイルスプリング(57)を位置決めするガイド部(54g)が形成され、
    他方の前記変速歯車(54)のスプリング凹部(54d)が対向する一方の前記変速歯車(53)には他方の前記コイルスプリング(58)を位置決めするガイド部(53g)が形成されることを特徴とする請求項４記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造。
  6. 前記歯車ボス部材(55)の前記円形フランジ部(55f)には、前記スプリング凹部(55d)が周方向に等間隔に形成され、
    隣り合う前記スプリング凹部(55d,55d)間に、前記歯車ボス部材(55)と双方の前記変速歯車(53,54)の各々との相対回動を所定範囲内に規制する相対回動規制機構が構成されることを特徴とする請求項４または請求項５記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造。
  7. 前記相対回動規制機構は、前記歯車ボス部材(55)の前記円形フランジ部(55f)の外周縁に切り欠かれた相対回動規制凹部(55pa,55pb)に、双方の前記変速歯車(53,54)から各々の前記相対回動規制凹部(55pa,55pb)に向けて突出した相対回動規制凸部(53p,54p)が遊嵌されて構成されることを特徴とする請求項６記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造。
  8. 双方の前記変速歯車(53,54)のうち伝達トルクの大きい変速歯車(54)の前記歯車ボス部材(55)との前記相対回動規制機構より伝達トルクの小さい変速歯車(53)の前記歯車ボス部材(55)との前記相対回動規制機構の方が、規制する相対回動の所定範囲が小さいことを特徴とする請求項６または請求項７記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造。
  9. 複数の前記変速歯車(53,54)を軸支する前記動力伝達軸(51)は、前記パワーユニット(P)の前後進兼用の出力軸(51)であることを特徴とする請求項８記載のパワーユニットの駆動トルクダンパ構造。
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