JP2019203545A - 手動変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】車室フロアのトンネル部に配置される縦型の手動変速機において、大トルク動力源に適用される場合と小トルク動力源に適用される場合とで、共通の変速機ケースを使用しながらも、前席の足下スペースを確保できる手動変速機を提供する。【解決手段】縦置きの手動変速機３は、変速機ケース２０を備えており、変速機ケース２０は、手動変速機３が第１動力源２Ａに適用される場合には最高変速段が直結段となる第１ギヤトレイン３０が収容可能に構成されていると共に、手動変速機が第１動力源よりも最大トルクが大きい第２動力源２Ｂに適用される場合には中間変速段が直結段となる第２ギヤトレイン８０が収容可能に構成されている。【選択図】図３

Description

本発明は、車両に縦置き配置される手動変速機に関する。

特許文献１には、動力伝達軸が車両前後方向に延びる、いわゆる縦置き配置された手動変速機が開示されている。特許文献１の変速機では、変速機ケース内に、一端部が動力源にクラッチを介して連結される入力側動力伝達軸と、これと同一軸線上に配置された出力側動力伝達軸と、上記入力側動力伝達軸に対して平行に配置されたカウンタ軸とを備えている。

入力側動力伝達軸とカウンタ軸にはそれぞれ、互いに噛み合うギヤトレインが設けられており、入力側伝達軸からカウンタ軸に選択された変速段に応じた変速比で変速された回転が伝達される。さらに、カウンタ軸から減速機構を介して出力側動力伝達軸に動力が伝達されるようになっており、すなわち、この手動変速機は、アウトプットリダクションタイプである。

また、この手動変速機では、最高変速段である第６変速段において、入力側動力伝達軸と出力側動力伝達軸とを直接に連結することによって入力側伝達軸からの回転をそのままの回転数で出力側動力伝達軸に伝達する、直結段が構成されている。

特開２０１７−１５２５０号公報

通例、手動変速機は適用される動力源の最大トルクに応じて設定される。最大トルクが大きい動力源に適用される変速機は、最大トルクが小さい動力源に適用される変速機に比して、ギヤトレインにおいて伝達される伝達トルクが増大するので、当該増大した伝達トルクにおける耐久性を確保すべく大型化しやすい。このため、大トルクに対応した手動変速機と、小トルクに対応した手動変速機とで、ギヤトレインの大きさが異なり、これを収容する変速機ケースはそれぞれ専用に形成される。

この場合、専用化された変速機ケース等の型治具、組立設備等の設備投資が嵩むことになるが、手動変速機は、自動変速機に比して量産台数が少ないため量産によるコスト低減効果が得られ難いので、省投資が求められている。

また、大トルクに対応した手動変速機用の変速機ケースを流用して、小トルク用のギヤトレインを収容することにより、変速機ケースを共用化することも考えられる。しかしながら、この場合、大きな変速機ケースに対応して、入力側伝達軸とカウンタ軸間の軸間ピッチが拡大しやすく、ギヤトレインが無駄に大型化してしまい、コストが増大すると共に、重量が増大してしまう。

さらに、小トルク用のギヤトレインに対して、無駄に大きな変速機ケースを使用することになるので、車両への搭載レイアウトに問題を生じる。例えば、縦置きの手動変速機は、車室フロアのトンネル部に配置されるため、変速機ケースの大きさによってはトンネル部を大型化する必要がある。この結果、前席の足下スペースが減少し、特に、運転席においてペダルを適切な位置に配置することが困難になり得、ペダルの操作性が悪化する。

本発明は、車室フロアのトンネル部に配置される縦型の手動変速機において、大トルク動力源に適用される場合と小トルク動力源に適用される場合とで、共通の変速機ケースを使用しながらも、前席の足下スペースを確保できる手動変速機を提供することを課題とする。

前記課題を解決するため、本願発明は次のように構成したことを特徴とする。

本願の請求項１に記載の発明は、
動力伝達軸が車両前後方向に延びている縦置きの手動変速機であって、
変速機ケースを備えており、
前記変速機ケースは、前記手動変速機が第１動力源に適用される場合には最高変速段が直結段となる第１ギヤトレインが収容可能に構成されていると共に、前記手動変速機が前記第１動力源よりも最大トルクが大きい第２動力源に適用される場合には前記最高変速段より低速側の中間変速段が直結段となる第２ギヤトレインが収容可能に構成されている
ことを特徴とする。

また、請求項２に記載の発明は、
動力伝達軸が車両前後方向に延びている縦置きの手動変速機であって、第１動力源に適用されており、最高変速段が直結段となる第１ギヤトレインが収容された変速機ケースを有し、
前記手動変速機が前記第１動力源よりも最大トルクが大きい第２動力源に適用される場合、前記変速機ケースに、前記第１ギヤトレインに換えて最高変速段より低速側の中間変速段が直結段となる第２ギヤトレインが収容される
ことを特徴とする。

また、請求項３に記載の発明は、
動力伝達軸が車両前後方向に延びている縦置きの手動変速機であって、第２動力源に適用されており、最高変速段より低速側の中間変速段が直結段となる第２ギヤトレインが収容された変速機ケースを有し、
前記手動変速機が前記第２動力源よりも最大トルクが小さい第１動力源に適用される場合、前記変速機ケースに、前記第２ギヤトレインに換えて最高変速段が直結段となる第１ギヤトレインが収容される
ことを特徴とする。

また、請求項４に記載の発明は、前記請求項１〜３のいずれか１つに記載の発明において、
前記手動変速機は、動力源にクラッチを介して連結される入力側動力伝達軸と、これと同一軸線上に配置された出力側動力伝達軸と、前記入力側動力伝達軸に対して平行に配置されたカウンタ軸とを備え、
前記入力側動力伝達軸と前記カウンタ軸にはそれぞれ、互いに噛み合うギヤトレインが設けられており、前記入力側動力伝達軸から前記カウンタ軸へ、選択された変速段に応じた変速比で変速された回転が伝達され、前記カウンタ軸から減速機構を介して前記出力側動力伝達軸に動力が伝達されるアウトプットリダクションタイプである
ことを特徴とする。

また、請求項５に記載の発明は、前記請求項１〜４のいずれか１つに記載の発明において、
前記第１ギヤトレイン及び前記第２ギヤトレインは変速段数が等しい
ことを特徴とする。

また、請求項６に記載の発明は、前記請求項１〜５のいずれか１つに記載の発明において、
前記第１ギヤトレイン及び前記第２ギヤトレインは変速段数が６段であり、
前記第１ギヤトレインは、第６変速段が直結段であり、
前記第２ギヤトレインは、第４変速段が直結段である
ことを特徴とする。

また、請求項７に記載の発明は、前記請求項１〜６のいずれか１つに記載の発明において、
前記第２ギヤトレインは、前記第１ギヤトレインに比して、対応する変速段のギヤ比が小さい
ことを特徴とする。

また、請求項８に記載の発明は、前記請求項１〜７のいずれか１つに記載の発明において、
前記第２ギヤトレインが低速段で変速を行っているとき、前記第２動力源は最大トルクが制限されている
ことを特徴とする。

前記の構成により、本願各請求項の発明によれば、次の効果が得られる。

まず、請求項１に記載の発明によれば、第２ギヤトレインにおいて中間変速段を直結段に構成することによって各変速段における変速比が低減される。この結果、第２ギヤトレインにおいて伝達される伝達トルクの増大が低減されるので、最高段を直結段に構成する場合に比して、第２ギヤトレインをコンパクトに構成できる。一方、第１ギヤトレインは、最高段が直結段に構成されているものの、第２動力源に比して最大トルクが小さい第１駆動源に適用されるため、第２ギヤトレインに比して伝達トルクが過大とならない。

これにより、相対的に最大トルクが大きい第２動力源に適用される手動変速機の変速機ケースを、相対的に最大トルクが小さい第１動力源に適用される手動変速機の変速機ケースと共通化できる。よって、変速機ケースを形成するための型治具を共通化することによって省投資を実現できる。

さらに、第２動力源に適用される手動変速機において、変速機ケースの大型化が抑制されるので、車室フロアのトンネル部に配置する場合でも、該トンネル部を大型化することなく搭載しやすく、前席の足下スペースを確保しやすい。

また、請求項２に記載の発明によれば、請求項１に記載の発明の効果が、変速機ケースに第１ギヤトレインが収容された手動変速機において得られる。

また、請求項３に記載の発明によれば、請求項１に記載の発明の効果が、変速機ケースに第２ギヤトレインが収容された手動変速機において得られる。

また、請求項４に記載の発明によれば、変速機におけるトルク伝達経路の下流側に位置する減速機構においてトルク増大を分担することにより、この上流側のギヤトレインにおける伝達トルクが低減する。これによって、ギヤトレインをコンパクトに構成しやすく、この結果、変速機ケースをコンパクトに構成することができるので、手動変速機を車体フロアのトンネル部に配設しやすい。

また、請求項５に記載の発明によれば、手動変速機を最大トルクの異なる動力源に適用した場合でも、変速段数を同じにできる。

また、請求項６に記載の発明によれば、第１動力源に適用される場合には第６変速段が直結段とされ、第２動力源に適用される場合には第４変速段が直結段とされた、変速段数が６速である手動変速機において、請求項１〜５に記載の発明の効果が得られる。

また、請求項７に記載の発明によれば、第２ギヤトレインの伝達トルクが低減される。

また、請求項８に記載の発明によれば、高速段での走行性能を犠牲にすることなく、第２ギヤトレインの伝達トルクを低減しやすい。

すなわち、本発明に係る手動変速機によれば、車室フロアのトンネル部に配置される縦型の手動変速機において、大トルク動力源に適用される場合と小トルク動力源に適用される場合とで、共通の変速機ケースを使用しながらも、前席の足下スペースを確保できる。

本発明の一実施形態に係る車両を概略的に示す平面図。 第６変速段が直結段に構成された手動変速機の断面図。 第４変速段が直結段に構成された手動変速機の断面図。

以下、本発明に係る実施形態を添付図面に従って説明する。なお、以下の説明は、本質的に例示に過ぎず、本発明、その適用物、あるいは、その用途を制限することを意図するものではない。また、図面は模式的なものであり、各距離の比率等は現実のものとは相違している。

［全体構成］
図１は、本発明の一実施形態に係る車両１を概略的に示す平面図である。車両１は、車両前部に位置するエンジンルームＥに、動力源としてのエンジン２を備えている。エンジン２の後端部には、手動変速機３が連結されている。エンジン２及び手動変速機３は、クランク軸の軸芯Ａ１及び変速軸の軸芯Ａ２がそれぞれ前後方向に延びており、縦置きで車両に搭載されている。

手動変速機３の前部内側にはクラッチ４が配設されており、クラッチ４を介して、エンジン２からの駆動トルクが手動変速機３に伝達される。エンジン２から伝達された駆動トルクは、手動変速機３において、所望の変速比（ギヤ比）に減速又は増速されることによってトルク増大又はトルク低減がなされる。

手動変速機３の後端部には、プロペラシャフト５が連結されている。プロペラシャフト５は、後方へ延びており、その後端部が車両後部に配置された差動装置６に連結されている。差動装置６の両側部には車幅方向に延びる左右一対のドライブシャフト７が連結されている。手動変速機３からプロペラシャフト５を介して差動装置６に伝達された駆動力が、左右一対のドライブシャフト７を介して左右の後車輪８に分配されて伝達される。すなわち、車両１は、左右一対の後車輪８を駆動輪とし、左右一対の前車輪９を非駆動輪（従動輪）とする、後輪駆動車（ＦＲ車）として構成されている。

車両１は、エンジンルームＥに対してダッシュパネル１０を挟んだ後方に車室Ｃが画定されている。車室Ｃの床面は、略水平に延びる車室フロア１１により構成されている。車室フロア１１の車幅方向中央部には、上方に突出したトンネル部１２が形成されている。トンネル部１２は、ダッシュパネル１０に開口した入口開口部から後方へ延びおり、この内側に手動変速機３及びプロペラシャフト５の少なくとも一部が配置されている。

車室Ｃには、トンネル部１２を挟んだ両側に、左右一対の前席１３が配置されており、この後方に後席１４が配置されている。本実施形態では、右側の前席１３Ｒが運転席とされ、この前側の足下スペースＳには、アクセルペダル、ブレーキペダル、及びクラッチペダル等の操作ペダル１５が右側から順に配設されている。手動変速機３の側方に、足下スペースＳ及び操作ペダル１５が位置している。

車両１には、出力特性の異なる複数種類のエンジン２のいずれか１つが搭載される。本実施形態では、複数種類のエンジン２には、第１動力源としてのガソリンエンジン２Ａと、第２動力源としてのディーゼルエンジン２Ｂとが含まれている。ガソリンエンジン２Ａは、最大トルクが例えば約３００Ｎｍに設定されている。ディーゼルエンジン２Ｂは、最大トルクが例えば約４５０Ｎｍに設定されている。すなわち、ディーゼルエンジン２Ｂは、ガソリンエンジン２Ａに比して、最大トルクが約１．５倍大きい。

上記複数種類のエンジン２に適用される手動変速機３は、最大トルクに応じてそれぞれ専用に設けられるものの、基本パッケージングは共通化されており、変速段数は前進６速である。具体的には、最大トルクが相対的に小さいガソリンエンジン２Ａには第１手動変速機３Ａが適用され、最大トルクが相対的に大きいディーゼルエンジン２Ｂには第２手動変速機３Ｂが適用される。

また、差動装置６は、手動変速機３に対応して専用に設けられており、第１手動変速機３Ａには第１差動装置６Ａが適用され、第２手動変速機３Ｂには第２差動装置６Ｂが適用される。以下の説明では、ガソリンエンジン２Ａ、第１手動変速機３Ａ、プロペラシャフト５、及び第１差動装置６Ａを含むものを第１パワートレインと称し、ディーゼルエンジン２Ｂ、第２手動変速機３Ｂ、プロペラシャフト５、及び第２差動装置６Ｂを含むものを第２パワートレインと称する。

［第１パワートレイン］
図２は、第１手動変速機３Ａの縦断面図である。図２に示されるように、第１手動変速機３Ａは、変速機ケース２０と、変速機ケース２０内に収容された、第１変速機構２４と第１ギヤトレイン３０とを有する。変速機ケース２０は、ガソリンエンジン２Ａの後面に連結されたクラッチハウジング２１とこの後側に連結されたギヤケース２２とを含む。ギヤケース２２の内側後部よりに、前後方向に直交する方向に延びるベアリングハウジング２３が固定されている。

第１ギヤトレイン３０は、変速軸としての、メインシャフト３１及びこれに平行に配設されたカウンタ軸３４とを備えている。メインシャフト３１及びカウンタ軸３４は前後方向に延びており、変速機ケース２０に回転自在に支持されている。メインシャフト３１は、クラッチ４を介してガソリンエンジン２Ａの出力軸１６（図１参照）に連結された入力軸３２と、この後側において同一軸線上に配置された出力軸３３とを備えている。

入力軸３２は、前部がクラッチハウジング２１に対して第１軸受４１を介して回転自在に支持されている。出力軸３３は、前部がベアリングハウジング２３に対して第２軸受４２を介して回転自在に支持されており、後部がギヤケース２２に対して第３軸受４３を介して回転自在に支持されている。入力軸３２の後部は、出力軸３３の前端部に対して、ここに穿設された嵌合孔３３ａの内周面に例えばニードルベアリングを介して支持されている。

カウンタ軸３４は、前部がクラッチハウジング２１に対して第４軸受４４を介して回転自在に支持されており、後部がギヤケース２２に対して第５軸受４５を介して回転自在支持されており、前部及び後部の間の後側よりに位置する中間部がベアリングハウジング２３に対して第６軸受４６を介して回転自在に支持されている。

入力軸３２とカウンタ軸３４との間には、常時噛み合い式の変速用ギヤ列Ｇ１、Ｇ２，Ｇ３，Ｇ４，Ｇ５及びＧＲが設けられている。具体的に、入力軸３２とカウンタ軸３４との間に、後退速用ギヤ列ＧＲ、第１変速段用ギヤ列Ｇ１、第２変速段用ギヤ列Ｇ２、第３変速段用ギヤ列Ｇ３、第４変速段用ギヤ列Ｇ４、及び第５変速段用ギヤ列Ｇ５が、前から順に設けられている。出力軸３３とカウンタ軸３４との間には、常時噛み合い式の減速用ギヤ列Ｇ０が設けられている。

なお、第１ギヤトレイン３０は、第６変速段が、入力軸３２と出力軸３３とが後述する同期装置によって直結状態とされ、エンジン２からの回転がそのままの回転数で入力軸３２から出力軸３３に伝達される直結段として構成されている。このため、第１ギヤトレイン３０には、第６変速段に対応したギヤ列は設けられていない。

第１及び第２変速段用ギヤ列Ｇ１，Ｇ２は、入力軸３２の外周部に一体的に形成された第１及び第２ドライブギヤ５１，５２と、カウンタ軸３４の外周部に例えばニードルベアリングを介して遊嵌された第１及び第２ドリブンギヤ６１，６２とを備えている。

第３〜第５変速段用ギヤ列Ｇ３〜Ｇ５は、入力軸３２の外周部に例えばニードルベアリングを介して遊嵌された第３〜第５ドライブギヤ５３〜５５と、カウンタ軸３４の外周部にスプライン嵌合された第３〜第５ドリブンギヤ６３〜６５とを備えている。

後退速用ギヤ列ＧＲは、入力軸３２の外周部に一体的に形成された後退速用ドライブギヤ５７と、カウンタ軸３４の外周部に例えばニードルベアリングを介して遊嵌された後退速用ドリブンギヤ６７と、入力軸３２に平行に配置されたリバースアイドル軸３５の外周部に例えばニードルベアリングを介して遊嵌され、後退速用ドライブギヤ５７及び後退速用ドリブンギヤ６７に常時噛み合うリバースアイドルギヤ６９とを備えている。

すなわち、後退速用ギヤ列ＧＲにおいて、後退速用ドライブギヤ５７と後退速用ドリブンギヤ６７との間にリバースアイドルギヤ６９が介在することになり、第１〜第５ドリブンギヤ６１〜６５とは反対方向の回転が、後退速用ドリブンギヤ６７に伝達される。

また、入力軸３２及びカウンタ軸３４には、これらに遊嵌されたドライブギヤ又はドリブンギヤをそれぞれの軸に動力伝達可能に連結する同期装置７１〜７４が設けられている。具体的には、入力軸３２には、ここに遊嵌された第３及び第４ドライブギヤ５３，５４の軸方向間に第３−４速用同期装置７２が設けられ、遊嵌された第５ドライブギヤ５５と出力軸３３との軸方向間に第５−６速用同期装置７３が設けられている。

カウンタ軸３４には、ここに遊嵌された後退速用ドリブンギヤ６７の前側に隣接して後退速用同期装置７４が設けられている。さらに、カウンタ軸３４には、ここに遊嵌された第１及び第２ドリブンギヤ６１，６２の軸方向間に第１−２速用同期装置７１が設けられている。

同期装置を、第１−２同期装置７１を例にとって説明する。第１−２同期装置７１は、カウンタ軸３４の外周部にスプライン嵌合された第１シンクロハブ７１ａと、この外周部にカウンタ軸３４の軸方向にスライド可能にスプライン嵌合された第１シンクロスリーブ７１ｂとを有している。第１シンクロスリーブ７１ｂの外周部には周方向に延びる環状溝が形成されており、該環状溝に第１変速機構２４の第１シフトフォーク２４ａが係合している。

ここで、不図示のシフトノブを第１−２速用ゲートへセレクト操作することによって第１シフトフォーク２４ａが、第１変速機構２４のシフトフィンガ（不図示）に係合する。この状態から、シフトノブを第１速へシフト操作することによって、上記シフトフィンガが前方へ移動し、この結果、第１シフトフォーク２４ａを介して、第１シンクロスリーブ７１ｂが、第１シンクロハブ７１ａの外周部に全体が位置する中立位置から前方に移動して、第１ドリブンギヤ６１の後端部に固着された第１クラッチギヤ６１ａに例えばスプライン嵌合する。

このとき、第１シンクロスリーブ７１ｂは、第１クラッチギヤ６１ａから第１シンクロハブ７１ａに跨がって位置しており、第１シンクロスリーブ７１ｂを介して、第１ドリブンギヤ６１と第１シンクロハブ７１ａとが動力伝達可能に連結される。第１シンクロハブ７１ａは、カウンタ軸３４にスプライン嵌合しているので、この結果、カウンタ軸３４に遊嵌された第１ドリブンギヤ６１が、第１−２同期装置７１を介してカウンタ軸３４に動力伝達可能に連結され、これにより第１変速段が構成される。

同様に、第１−２同期装置７１において、シフトノブを第１−２速用ゲートへセレクト操作すると共に第２速へシフト操作することによって、第１シフトフォーク２４ａを介して、第１シンクロスリーブ７１ｂを中立位置から後方へ移動させると、第２ドリブンギヤ６２が第１−２同期装置７１を介してカウンタ軸３４に動力伝達可能に連結されて、第２変速段が構成される。

第３−４同期装置７２においても同様に、シフトノブを第３−４速用ゲートへセレクト操作すると共に第３速又は第４速へシフト操作することによって、第２シフトフォーク２４ｂを介して第２シンクロスリーブ７２ｂを中立位置から前方又は後方へ移動させると、入力軸３２に遊嵌された第３又は第４ドライブギヤ５３，５４が第３−４同期装置７２を介して入力軸３２に動力伝達可能に連結されて、第３又は第４変速段が構成される。

第５−６同期装置７３において、シフトノブを第５−６速用ゲートへセレクト操作すると共に第５速へシフト操作することによって、第３シフトフォーク２４ｃを介して第３シンクロスリーブ７３ｂを中立位置から前方へ移動させると、入力軸３２に遊嵌された第５ドライブギヤ５５が第５−６同期装置７３を介して入力軸３２に動力伝達可能に連結されて、第５変速段が構成される。一方、シフトノブの第６速へのシフト操作によって、第３シフトフォーク２４ｃを介して第３シンクロスリーブ７３ｂを中立位置から後方へ移動させると、出力軸３３が第５−６同期装置７３を介して入力軸３２に動力伝達可能に連結されて、直結段としての第６変速段が構成される。

また、後退速用同期装置７４においては、第４シンクロスリーブ７４ｂは後退速用ドリブンギヤ６７の前端外周部に、カウンタ軸３４の軸方向へスライド可能にスプライン嵌合されている。シフトノブを後退速用ゲートへセレクト操作すると共に後退速へシフト操作することによって、第４シフトフォーク２４ｄを介して第４シンクロスリーブ７４ｂを前方へ移動させると、第４シンクロスリーブ７４ｂが、カウンタ軸３４の外周部にスプライン嵌合された第４シンクロハブ７４ａの外周部にスプライン嵌合されて、これによって、カウンタ軸３４に遊嵌された後退速用ドリブンギヤ６７が後退速用同期装置７４を介してカウンタ軸３４に動力伝達可能に連結されて、後退速段が構成される。

減速用ギヤ列Ｇ０は、カウンタ軸３４の外周部にスプライン嵌合された減速用ドライブギヤ５８と、出力軸３３の外周部にスプライン嵌合された減速用ドリブンギヤ６８とを備えている。減速用ドライブギヤ５８の外径は、減速用ドリブンギヤ６８の外径よりも小さく、したがって、直結段である第６変速段を除いて、カウンタ軸３４に伝達された回転は、減速用ギヤ列Ｇ０により所定の変速比で減速されて出力軸３３に伝達される。

すなわち、直結段である第６変速段を除いて、入力軸３２にガソリンエンジン２Ａから入力された駆動トルクが、第１〜第５変速用ギヤ列Ｇ１〜Ｇ５又は後退速用ギヤ列ＧＲのいずれか１つを介して所定の変速比で変速されてカウンタ軸３４に伝達され、最終的にカウンタ軸３４から減速用ギヤ列Ｇ０を介して減速されて出力軸３３に伝達されるようになっている。すなわち、第１ギヤトレイン３０は、出力軸３３側で減速される、いわゆるアウトプットリダクションタイプとして構成されている。

なお、第１ギヤトレイン３０では、第６変速段が直結段として構成されており、すなわち、第６変速段の変速比は１であり、これより低速側の第１〜第５変速段における変速比（第１〜第５変速用ギヤ列Ｇ１〜Ｇ５及び後退速用ギヤ列ＧＲにおける変速比に減速用ギヤ列Ｇ０における変速比を乗じたもの）は、１より大きく、第１変速段から第６変速段に向かって小さくなるように減速側に設定されている。

図１に示されるように、第１手動変速機３Ａにおいて所定の変速比で変速された伝達トルクは、プロペラシャフト５を介して第１差動装置６Ａに伝達される。第１差動装置６Ａにおいて、ここに設けられた最終ギヤ列ＧＦによって、所定の最終変速比で更に変速（例えば減速）されて、左右一対のドライブシャフト７を介して、左右の後車輪８に伝達される。

［第２パワートレイン］
図３は、第２手動変速機３Ｂの縦断面図である。図３に示されるように、第２手動変速機３Ｂは、第１手動変速機３Ａに対して、異なる第２ギヤトレイン８０及び第２変速機構２５を備えており、変速機ケース２０は共通している。

第２ギヤトレイン８０は、変速軸としての、メインシャフト８１及びこれに平行に配設されたカウンタ軸８４とを備えている。メインシャフト８１及びカウンタ軸８４は前後方向に延びており、変速機ケース２０に回転自在に支持されている。メインシャフト８１は、ディーゼルエンジン２Ｂの出力軸１７（図１参照）にクラッチ４を介して連結された入力軸８２と、この後側において同一軸線上に配置された出力軸８３とを備えている。

第２ギヤトレイン８０の出力軸８３及びカウンタ軸８４は、第１ギヤトレイン３０の出力軸３３及びカウンタ軸３４と共通であるので説明を省略する。また、メインシャフト８１及びカウンタ軸８４は、第１手動変速機３Ａと共通の第１〜第６軸受４１〜４６によって変速機ケース２０に回転可能に支持されている。

第２ギヤトレイン８０は、第４変速段が直結段に構成されている。このため、入力軸８２と出力軸８３とが直結状態となることによって構成される第４変速段の前側に隣接した入力軸８２の後端部に対応して第３変速段用ギヤ列Ｄ３が設けられている。また、これに伴って、第２ギヤトレイン８０では、第１ギヤトレイン３０における第３及び第４変速段用ギヤ列Ｇ３，Ｇ４に対応する位置に、第５及び第６変速段用ギヤ列Ｄ５，Ｄ６が設けられている。

すなわち、入力軸８２とカウンタ軸８４との間には、常時噛み合い式の変速用ギヤ列が設けられており、具体的には、後退速用ギヤ列ＤＲ、第１変速段用ギヤ列Ｄ１、第２変速段用ギヤ列Ｄ２、第５変速段用ギヤ列Ｄ５、第６変速段用ギヤ列Ｄ６、及び第３変速段用ギヤ列Ｄ３が、前から順に設けられている。出力軸８３とカウンタ軸８４との間には、常時噛み合い式の減速用ギヤ列Ｄ０が設けられている。

上述したように、第２ギヤトレイン８０は、第４変速段が直結段に構成されているので、第４変速段に対応したギヤ列は設けられていない。また、第２ギヤトレイン８０の第１変速段用ギヤ列Ｄ１及び後退速用ギヤ列ＤＲは、第１ギヤトレイン３０の第１変速段用ギヤ列Ｇ１及び後退速用ギヤ列ＧＲと共通であるので、これらの説明を省略する。

第２ギヤトレイン８０は、第４変速段が直結段として構成されているので、第４変速段の変速比は１である。また、各ギヤ列Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３，Ｇ５，Ｇ６，Ｇ０の変速比は、第１変速段から第６変速段に向かって変速比が小さくなるように設定されている。このため、第２ギヤトレイン８０は、第１〜第３変速段における変速比は１より大きい減速側に設定される一方で、第５，６変速段における変速比は１より小さい増速側に設定されている。

上述したように、第１及び第２ギヤトレイン３０，８０では、第１変速段用ギヤ列Ｇ１，Ｄ１が共通であるので、第４変速段が直結段に構成された第２ギヤトレイン８０では、第６変速段が直結段に構成された第１ギヤトレイン３０に比して、対応する各変速段における変速比が小さく設定されている。

第２変速段用ギヤ列Ｄ２は、入力軸８２の外周部に一体的に形成された第２ドライブギヤ９２と、カウンタ軸８４の外周部に例えばニードルベアリングを介して遊嵌された第２ドリブンギヤ１０２とを備えている。

第３，５，６変速段用ギヤ列Ｄ３，５，６は、入力軸８２の外周部に例えばニードルベアリングを介して遊嵌された第３，５，６ドライブギヤ９３，９５，９６と、カウンタ軸８４の外周部にスプライン嵌合された第３，５，６ドリブンギヤ１０３，１０５，１０６とを備えている。

また、入力軸８２及びカウンタ軸８４には、これらに遊嵌されたドライブギヤ又はドリブンギヤをそれぞれの軸に動力伝達可能に連結する同期装置１１１〜１１４が設けられている。具体的には、入力軸８２には、ここに遊嵌された第５及び第６ドライブギヤ９５，９６の軸方向間に第５−６速用同期装置１１３が設けられ、遊嵌された第３ドライブギヤ９３と出力軸８３との軸方向間に第３−４速用同期装置１１２が設けられている。

第１−２速用同期装置１１１及び後退速用同期装置１１４は、第１ギヤトレイン３０に設けられた第１−２速用同期装置８１及び後退速用同期装置７４と共通である。一方、第３−４速用同期装置１１２及び第５−６速用同期装置１１３は、第１ギヤトレイン３０に設けられた第３−４速用同期装置７２及び第５−６速用同期装置７３に対して位置が入れ替わって設けられている。すなわち、第３−４速用同期装置１１２は、第１ギヤトレイン３０の第５−６速用同期装置７３と共通であり、第５−６速用同期装置１１３は、第１ギヤトレイン３０の第３−４速用同期装置７２と共通である。

カウンタ軸８４には、ここに遊嵌された後退速用ドリブンギヤ６７の前側に隣接して後退速用同期装置１１４が設けられている。さらに、カウンタ軸８４には、ここに遊嵌された第１及び第２ドリブンギヤ６１，１０２の軸方向間に第１−２速用同期装置１１１が設けられている。

第２変速機構２５は、第１変速機構２４に対して、第３−４速用同期装置１１２及び第５−６速用同期装置１１３それぞれに係合する、第２及び第３シフトフォーク２５ｂ及び２５ｃのみ異なり、第１−２速用同期装置１１１及び後退速用同期装置１１４それぞれに係合する第１及び第４シフトフォーク２５ａ及び２５ｄは、第１変速機構２４の第１及び第４シフトフォーク２４ａ及び２４ｄと共通している。

したがって、不図示のシフトノブを第１−２速用ゲートへセレクト操作すると共に第１速又は第２速へシフト操作することによって、第１シフトフォーク２５ａを介して第１シンクロスリーブ１１１ｂを中立位置から前方又は後方へ移動させると、カウンタ軸８４に遊嵌された第１又は第２ドリブンギヤ６１，１０２が第１−２同期装置１１１を介してカウンタ軸８４に動力伝達可能に連結されて、第１又は第２変速段が構成される。

また、シフトノブを第３−４速用ゲートへセレクト操作すると共に第３速へシフト操作することによって、第２シフトフォーク２５ｂを介して第２シンクロスリーブ１１２ｂを中立位置から前方へ移動させると、入力軸８２に遊嵌された第３ドライブギヤ９３が第３−４同期装置１１２を介して入力軸８２に動力伝達可能に連結されて、第３変速段が構成される。一方、第２シフトフォーク２５ｂを介して第２シンクロスリーブ１１２ｂを中立位置から後方へ移動させると、出力軸８３が第３−４同期装置１１２を介して入力軸８２に動力伝達可能に連結されて、直結段としての第４変速段が構成される。

また、シフトノブを第５−６速用ゲートへセレクト操作すると共に第５速又は第６速へシフト操作することによって、第３シフトフォーク２５ｃを介して第３シンクロスリーブ１１３ｂを中立位置から前方又は後方へ移動させると、入力軸８２に遊嵌された第５又は第６ドライブギヤ９５，９６が第５−６同期装置１１３を介して入力軸８２に動力伝達可能に連結されて、第５又は第６変速段が構成される。

また、シフトノブを後退速用ゲートへセレクト操作すると共に後退速へシフト操作することによって、第４シフトフォーク２５ｄを介して第４シンクロスリーブ１１４ｂを中立位置から前方へ移動させると、カウンタ軸８４に遊嵌された後退速用ドリブンギヤ６７が後退速用同期装置１１４を介してカウンタ軸８４に動力伝達可能に連結されて、後退速段が構成される。

減速用ギヤ列Ｄ０は、カウンタ軸８４の外周部にスプライン嵌合された減速用ドライブギヤ９８と、出力軸３３の外周部にスプライン嵌合された減速用ドリブンギヤ１０８とを備えている。減速用ドライブギヤ９８の外径は、減速用ドリブンギヤ１０８の外径よりも小さく、したがって、直結段である第４変速段を除いて、カウンタ軸８４に伝達された回転は、減速用ギヤ列Ｄ０により所定の変速比で減速されて出力軸８３に伝達される。

なお、第２ギヤトレイン８０の減速用ギヤ列Ｄ０の変速比は、第１ギヤトレイン６０の減速用ギヤ列Ｇ０の変速比よりも小さい。すなわち、第１及び第２ギヤトレイン３０，８０において、対応する変速段では、第２ギヤトレイン８０の方が、変速比が小さい。

すなわち、直結段である第４変速段を除いて、入力軸８２にディーゼルエンジン２Ｂから入力された駆動トルクが、第１〜第３変速用ギヤ列Ｄ１〜Ｄ３、第５〜第６変速用ギヤ列Ｄ５〜Ｄ６又は後退速用ギヤ列ＤＲのいずれか１つを介して所定の変速比で変速されてカウンタ軸８４に伝達され、最終的にカウンタ軸８４から減速用ギヤ列Ｄ０を介して減速されて出力軸８３に伝達されるようになっている。すなわち、第２ギヤトレイン８０は、第１ギヤトレイン３０と同様に、アウトプットリダクションタイプとして構成されている。

図１に示されるように、第２手動変速機３Ｂにおいて所定の変速比で変速された伝達トルクは、プロペラシャフト５を介して第２差動装置６Ｂに伝達される。第２差動装置６Ｂにおいて、ここに設けられた最終ギヤ列ＤＦにより所定の最終変速比で更に変速（例えば減速）されて、左右一対のドライブシャフト７を介して、左右の後車輪８に伝達される。なお、第２差動装置６Ｂの最終ギヤ列ＤＦの最終変速比は、第１差動装置６Ａの最終ギヤ列ＧＦの最終変速比よりも大きい。

これにより、第２ギヤトレイン８０において第１ギヤトレイン３０よりも小さく設定された変速比のために抑制されたトルク増大が、第２差動装置６Ｂにおいて、第１差動装置６Ａの最終ギヤ列ＧＦよりも逆に大きく設定された最終ギヤ列ＤＦの最終変速比によって、効果的に増大するように構成されている。

なお、第１及び第２ギヤトレイン３０，８０の変速比それぞれに第１及び第２差動装置６Ａ，６Ｂにおける最終変速比を乗じた合計変速比は、第１パワートレインのほうが、第２パワートレインよりも大きい。換言すれば、第１パワートレインにおけるトルク増大量は、第２パワートレインよりも大きい。一方で、第１パワートレインのガソリンエンジン２Ａは最大トルクが相対的に小さく、第２パワートレインのディーゼルエンジン２Ｂは最大トルクが相対的に大きい。このため、第２パワートレインによるトルク増大量は、第１パワートレインよりも小さいが、ドライブシャフト７に伝達される伝達トルクは大きい。

また、第２パワートレインにおいて、第２手動変速機３Ｂにおいて低速段が選択されている場合、ディーゼルエンジン２Ｂは最大トルクがガソリンエンジン２Ａと略同等となるように制限されている。例えば、第２手動変速機３Ｂにおいて、第１変速段が選択されている場合、最大トルクが３００Ｎｍに制限され、第２変速段が選択されている場合、最大トルクが３３０Ｎｍに制限されている。

すなわち、第１手動変速機３Ａを第２手動変速機３Ｂに変更する場合、第１ギヤトレイン３０を第２ギヤトレイン８０に変更すればよい。具体的には、第１ギヤトレイン３０の入力軸３２、第２〜第５変速段用ギヤ列Ｇ２〜Ｇ５、及び減速用ギヤ列Ｇ０を、第２ギヤトレイン８０の入力軸８２、第２、第３、第５、第６変速段用ギヤ列Ｄ２，Ｄ３，Ｄ５，Ｄ６及び減速用ギヤ列Ｄ０に変更すればよい。

さらに、第１変速機構２４の第２及び第３シフトフォーク２４ｂ及び２４ｃを、第２変速機構２５の第２及び第３シフトフォーク２５ｂ及び２５ｃに変更し、第３−４速用ゲートへのセレクト操作によって第２シフトフォーク２５ｂが第２変速機構２５のシフトフィンガに係合するように構成すると共に、第５−６速用ゲートへのセレクト操作によって第３シフトフォーク２５ｃが第２変速き２５のシフトフィンガに係合するように構成すればよい。

第２手動変速機３Ｂを第１手動変速機３Ａに変更する場合、上記と反対に部品を変更すればよい。

上記実施形態に係る車両１に搭載された第１及び第２パワートレインによれば、以下の効果を奏する。

（１）第２ギヤトレイン８０において中間変速段である第４変速段を直結段に構成することによって各変速段における変速比が、第１ギヤトレイン６０に比して低減される。この結果、第２ギヤトレイン８０において伝達される伝達トルクの増大が低減されるので、最高段である第６変速段を直結段に構成する場合に比して、第２ギヤトレイン８０をコンパクトに構成できる。一方、第１ギヤトレイン６０は、最高段である第６変速段が直結段に構成されているものの、ディーゼルエンジン２Ｂに比して最大トルクが小さいガソリンエンジン２Ａに適用されるため、第２ギヤトレイン８０に比して伝達トルクが過大とならない。

これにより、相対的に最大トルクが大きいディーゼルエンジン２Ｂに適用される第２手動変速機３Ｂの変速機ケース２０を、相対的に最大トルクが小さいガソリンエンジン２Ａに適用される第１手動変速機３Ａの変速機ケース２０と共通化できる。よって、変速機ケース２０を形成するための型治具を共通化することによって省投資を実現できる。

さらに、ディーゼルエンジン２Ｂに適用される第２手動変速機３Ｂにおいて、変速機ケース２０の大型化が抑制されるので、車室フロア１１のトンネル部１２に配置する場合でも、該トンネル部１２を大型化することなく搭載しやすく、前席１３の足下スペースＳを確保しやすく、操作ペダル１５を操作するためのペダルワークスペースを好適に確保しやすい。

（２）手動変速機３は、アウトプットリダクションタイプであるので、これらの手動変速機３におけるトルク伝達経路の下流側に位置する減速用ギヤ列Ｇ０，Ｄ０においてトルク増大を分担することにより、この上流側のギヤトレイン３０，８０における伝達トルクが低減する。これによって、ギヤトレイン３０，８０をコンパクトに構成しやすく、この結果、変速機ケース２０をよりコンパクトに構成することができるので、手動変速機３を車室フロア１１のトンネル部１２により一層配設しやすい。

（３）ディーゼルエンジン２Ｂは、これに適用される第２手動変速機３Ｂにおいて変速比が大きい低速段が選択されている場合、最大トルクが制限されるようになっているので、高速段での走行性能を犠牲にすることなく、第２ギヤトレイン８０の伝達トルクを低減しやすい。具体的には、変速比が大きいため伝達トルクが大きくなり、このためにギヤの耐久性がより求められる第１及び第２変速段において、動力源側の最大トルクを制限することによって、第２ギヤトレイン８０の第１及び第２変速段における第１及び第２ドライブギヤ５１，５２及び第１及び第２ドリブンギヤ６１，６２の大型化が抑制される。なお、低速段において、最大トルクを制限しても、実用上の問題が少ない一方で、高速時における動力性能を犠牲にしない。

上記実施形態では、後輪駆動車を例にとって説明したが、これに限らない。すなわち、エンジン及び手動変速機が縦置き配置されるものであればよく、ＦＲベースの４輪駆動車や、リヤエンジンフロントドライブ（ＲＦ車）や、ＲＦベースの４輪駆動車にも適用できる。

また、上記実施形態では、前進６速の変速段を有する手動変速機を例にとって説明したが、これに限らない。すなわち、前進３速以上の変速段を有する手動変速機に適用することができ、相対的に最大トルクが大きい動力源に適用する場合に中間変速段で直結となるように構成すると共に、相対的に最大トルクが小さい動力源に適用する場合に最高段で直結となるように構成して、変速機ケースを共通とするものであればよい。また、第１手動変速機と第２手動変速機とで、変速段数を同じに設定しなくてもよい。

また、上記実施形態では、第１ギヤトレイン３０から第２ギヤトレイン８０に変更する場合に、一部の部品、すなわち入力軸３２及び、第２〜第５変速段用ギヤ列Ｇ２〜Ｇ５、及び減速用ギヤ列Ｇ０を変更したが、これに限らない。すなわち、第１ギヤトレイン３０の全部品を、形状のことなる第２ギヤトレイン８０の全部品に変更するものでもよく、また、上記実施形態より少ない部品を変更するようにしてもよい。

要するに、第１及び第２手動変速機において、パッケージングが共通であればよく、具体的には、変速機ケース２０の外観寸法（例えば、全長、胴回り寸法）が同じであって、メインシャフトとカウンタ軸との軸間ピッチが少なくとも同じであればよい。また、第１〜第６軸受４１〜４６が共通であればなお好ましい。

また、変速機ケース２０が共通とは、鋳造（アルミダイカスト若しくは重力鋳造）された素材形状において少なくとも同一であることを意味しており、鋳造後の機械加工において異なっていてもよく、外観上にボスが追加されてもよく又は削除されていてもよい。要するに、変速機ケース２０が、共通の金型をベースとして鋳造されるものであればよい。

特許請求の範囲に記載された本発明の精神および範囲から逸脱することなく、各種変形及び変更を行うことも可能である。

以上説明したように、本発明に係る手動変速機によれば、車室フロアのトンネル部に配置される縦型の手動変速機において、大トルク動力源に適用される場合と小トルク動力源に適用される場合とで、共通の変速機ケースを使用しながらも、前席の足下スペースを確保できるので、この種の製造技術分野において好適に利用される可能性がある。

１ 車両
２ エンジン（２Ａ ガソリンエンジン，２Ｂ ディーゼルエンジン）
３ 手動変速機（３Ａ 第１手動変速機，３Ｂ 第２手動変速機）
６ 差動装置（６Ａ 第１差動装置，６Ｂ 第２差動装置）
１２ トンネル部
２０ 変速機ケース
２４ 第１変速機構
２５ 第２変速機構
３０ 第１ギヤトレイン
３１ メインシャフト
３２ 入力軸
３３ 出力軸
３４ カウンタ軸
４１〜４６ 第１〜第６軸受
５１〜５５ 第１〜第５ドライブギヤ
５７ 後退速用ドライブギヤ
５８ 減速用ドライブギヤ
６１〜６５ 第１〜第５ドリブンギヤ
６７ 後退速用ドリブンギヤ
６８ 減速用ドリブンギヤ
７１ 第１−２速用同期装置
７１ａ 第１シンクロハブ
７１ｂ 第１シンクロスリーブ
７２ 第３−４速用同期装置
７３ 第５−６速用同期装置
７４ 後退速用同期装置
８０ 第２ギヤトレイン
８１ メインシャフト
８２ 入力軸
８３ 出力軸
８４ カウンタ軸
９２〜９３ 第２〜第３ドライブギヤ
９５〜９６ 第５〜第６ドライブギヤ
９８ 減速用ドライブギヤ
１０２〜１０３ 第２〜第３ドリブンギヤ
１０５〜１０６ 第５〜第６ドリブンギヤ
１０８ 減速用ドリブンギヤ
１１１ 第１−２速用同期装置
１１２ 第３−４速用同期装置
１１３ 第５−６速用同期装置
１１４ 後退速用同期装置

Claims (8)

1. 動力伝達軸が車両前後方向に延びている縦置きの手動変速機であって、
   変速機ケースを備えており、
   前記変速機ケースは、前記手動変速機が第１動力源に適用される場合には最高変速段が直結段となる第１ギヤトレインが収容可能に構成されていると共に、前記手動変速機が前記第１動力源よりも最大トルクが大きい第２動力源に適用される場合には前記最高変速段より低速側の中間変速段が直結段となる第２ギヤトレインが収容可能に構成されている手動変速機。
2. 動力伝達軸が車両前後方向に延びている縦置きの手動変速機であって、第１動力源に適用されており、最高変速段が直結段となる第１ギヤトレインが収容された変速機ケースを有し、
   前記手動変速機が前記第１動力源よりも最大トルクが大きい第２動力源に適用される場合、前記変速機ケースに、前記第１ギヤトレインに換えて最高変速段より低速側の中間変速段が直結段となる第２ギヤトレインが収容される手動変速機。
3. 動力伝達軸が車両前後方向に延びている縦置きの手動変速機であって、第２動力源に適用されており、最高変速段より低速側の中間変速段が直結段となる第２ギヤトレインが収容された変速機ケースを有し、
   前記手動変速機が前記第２動力源よりも最大トルクが小さい第１動力源に適用される場合、前記変速機ケースに、前記第２ギヤトレインに換えて最高変速段が直結段となる第１ギヤトレインが収容される手動変速機。
4. 前記手動変速機は、動力源にクラッチを介して連結される入力側動力伝達軸と、これと同一軸線上に配置された出力側動力伝達軸と、前記入力側動力伝達軸に対して平行に配置されたカウンタ軸とを備え、
   前記入力側動力伝達軸と前記カウンタ軸にはそれぞれ、互いに噛み合うギヤトレインが設けられており、前記入力側動力伝達軸から前記カウンタ軸へ、選択された変速段に応じた変速比で変速された回転が伝達され、前記カウンタ軸から減速機構を介して前記出力側動力伝達軸に動力が伝達されるアウトプットリダクションタイプである、
   請求項１〜３のいずれか１つに記載の手動変速機。
5. 前記第１ギヤトレイン及び前記第２ギヤトレインは変速段数が等しい、
   請求項１〜４のいずれか１つに記載の手動変速機。
6. 前記第１ギヤトレイン及び前記第２ギヤトレインは変速段数が６段であり、
   前記第１ギヤトレインは、第６変速段が直結段であり、
   前記第２ギヤトレインは、第４変速段が直結段である、
   請求項１〜５のいずれか１つに記載の手動変速機。
7. 前記第２ギヤトレインは、前記第１ギヤトレインに比して、対応する変速段のギヤ比が小さい、
   請求項１〜６のいずれか１つに記載の手動変速機。
8. 前記第２ギヤトレインが低速段で変速を行っているとき、前記第２動力源は最大トルクが制限されている、
   請求項１〜７のいずれか１つに記載の手動変速機。

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