JP6002009B2 - 動力伝達機構および変速機 - Google Patents

Description

本発明は、主に自動車の変速機に用いられる動力伝達機構および自動車用の変速機に関する。

従来、例えば特許文献１、２に示される変速機が知られている。この変速機は、出力軸に回転自在に装着された低速段ギヤおよび高速段ギヤと、低速段ギヤと高速段ギヤとの間のシャフトに固定されたハブと、このハブに軸方向に移動自在且つ周方向に一体回転するように装着された第１キーおよび第２キーと、を備えている。

この変速機によれば、例えば、加速時において、アクチュエータによって第１キーおよび第２キーを低速段ギヤ側に移動させると、第１キーが低速段ギヤの側面に設けられたドグと係合し、第１キーのみで、低速段ギヤとハブとの間の動力伝達が実現される。このとき、第２キーは、低速段ギヤに対して非係合状態となっており、第１キーを介した動力伝達中においても、高速段ギヤ側に移動させることができる。

そして、第２キーを高速段ギヤ側に移動させると、当該第２キーが高速段ギヤの側面に設けられたドグと係合し、第２キーによって、高速段ギヤとハブとの間の動力伝達が実現される。動力伝達経路が低速段ギヤから高速段ギヤに切り換わると、シャフトの回転数が低下するため、動力伝達経路が切り換わるのと同時に、第１キーと低速段ギヤとの係合が解除され、第１キーの高速段ギヤ側への切り換えが可能となる。そして、第１キーを高速段ギヤ側に移動させれば、トルク切れを生じることなく、低速段ギヤから高速段ギヤへの変速（アップシフト）を完了することができる。

特表２００９−５３６７１３号公報 特表２０１０−５１０４６４号公報

上記の変速機のように、近年では、トルク切れを生じることなく変速を行う等、従来に比して高性能な変速機の開発が進んでいるが、こうした変速機においては、全体の重量が増してしまうおそれがあり、全体として軽量化を図ることができる部品や変速機の構成が望まれている。

そこで、本発明は、軽量化を図ることができる動力伝達機構、および、変速機を提供することを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明の動力伝達機構は、同軸上に配された第１回転部材および第２回転部材を、これら第１回転部材および第２回転部材が一体回転する連結状態、または、第１回転部材および第２回転部材が切り離されて相対回転する非連結状態に切り換える動力伝達機構であって、前記第１回転部材に設けられ、第１ドグが形成された第１ハブと、前記第２回転部材に設けられ、前記第１ハブに対して回転軸の軸方向に間隙を維持して対向配置されるとともに、前記第１ドグよりも径方向の位置が内側に位置する第２ドグが形成された第２ハブと、前記第２ハブの第２ドグに係合可能な第２係合ドグが形成され、前記第１ハブと一体回転するとともに、回転軸の軸方向に移動可能な第１スリーブと、前記第１ハブの第１ドグに係合可能な第１係合ドグが形成され、前記第２ハブと一体回転するとともに、回転軸の軸方向に移動可能な第２スリーブと、を備え、前記第１スリーブおよび前記第２スリーブが互いに離隔する方向に移動した前記非連結状態では、該第１スリーブの第２係合ドグが、前記第２ハブの第２ドグよりも前記第１ハブ側に位置するとともに、該第２スリーブの第１係合ドグが、前記第１ハブの第１ドグよりも前記第２ハブ側に位置し、前記第１スリーブおよび前記第２スリーブが互いに近接する方向に移動した前記連結状態では、該第１スリーブの第２係合ドグが、前記第２ハブにおける第２ドグの回転軌跡上に位置するとともに、該第２スリーブの第１係合ドグが、前記第１ハブにおける第１ドグの回転軌跡上に位置し、かつ、該第２係合ドグと該第２ドグとが係合して前記第１回転部材および前記第２回転部材間の動力伝達が行われているとき、該第１係合ドグと該第１ドグとが回転方向に離間し、該第１係合ドグと該第１ドグとが係合して前記第１回転部材および前記第２回転部材間の動力伝達が行われているとき、該第２係合ドグと該第２ドグとが回転方向に離間する関係を維持していることを特徴とする。

また、前記第１ドグは、前記第１ハブの回転方向に等間隔を維持して複数設けられ、前記第２ドグは、前記第２ハブの回転方向に等間隔を維持して複数設けられているとよい。

また、前記第１スリーブは、前記第１ハブの外周に嵌合される環状のリング部材で構成され、前記第２スリーブは、前記第２ハブの外周に嵌合される環状のリング部材で構成されているとよい。

また、前記第２ハブに形成された第２ドグは、前記第１ハブに形成された第１ドグの径方向内側に位置するとともに、該第１ドグと該第２ドグとは、回転軸の軸方向に一部または全部が重なる位置関係を有しているとよい。

また、前記第１ハブは、円筒状の第１ハブ本体部を有するとともに、該第１ハブ本体部から径方向および軸方向に突出させた位置に前記第１ドグが形成されており、
前記第２ハブは、円筒状の第２ハブ本体部を有するとともに、該第２ハブ本体部から軸方向に突出させた位置に前記第２ドグが形成されているとよい。

また、上記課題を解決するために、本発明の変速機は、エンジンの駆動力によって回転する入力軸と、前記入力軸と相対回転自在に配された第１メインシャフトと、前記第１メインシャフトと同軸上であって、かつ、該第１メインシャフトに対して軸方向に離間して配された第２メインシャフトと、前記第１メインシャフトおよび前記第２メインシャフトに対して平行に配された出力軸と、前記第１メインシャフトおよび前記第２メインシャフトのそれぞれに設けられた複数のドライブギヤ、および、前記出力軸に設けられ前記ドライブギヤに噛合する複数のドリブンギヤで構成される複数の歯車列と、前記複数の歯車列のいずれかを、前記第１メインシャフトまたは前記第２メインシャフトから前記出力軸への動力伝達経路に切り替えるギヤ切替機構と、前記入力軸および前記第１メインシャフトが一体回転する連結状態、または、該入力軸および該第１メインシャフトが切り離されて相対回転する非連結状態に切り換える第１動力伝達機構と、前記入力軸および前記第２メインシャフトが一体回転する連結状態、または、該入力軸および該第２メインシャフトが切り離されて相対回転する非連結状態に切り換える第２動力伝達機構と、前記第１動力伝達機構に接続された第１シフトフォークと、前記第２動力伝達機構に接続された第２シフトフォークとが第１ロッドで連結され、該第２動力伝達機構に接続された第１シフトフォークと、該第１動力伝達機構に接続された第２シフトフォークとが第２ロッドで連結され、該第１ロッドおよび該第２ロッドが、アクチュエータの作動によって前記入力軸の軸方向に移動することで、該第１動力伝達機構および第２動力伝達機構を連結状態または非連結状態に切り替えるシフト装置と、を備え、前記シフト装置の第１ロッドが一方に移動し第２ロッドが他方に移動すると、前記アクチュエータの動力が、前記第１ロッドに連結された第１シフトフォークおよび前記第２ロッドに連結された第２シフトフォークを介して前記第１動力伝達機構に入力されて、前記入力軸と前記第１メインシャフトとが連結状態となるとともに、前記アクチュエータの動力が、前記第１ロッドに連結された第２シフトフォークおよび前記第２ロッドに連結された第１シフトフォークを介して前記第２動力伝達機構に入力されて、前記入力軸と前記第２メインシャフトとが非連結状態となり、前記シフト装置の第１ロッドが他方に移動し第２ロッドが一方に移動すると、前記アクチュエータの動力が、前記第１ロッドに連結された第２シフトフォークおよび前記第２ロッドに連結された第１シフトフォークを介して前記第２動力伝達機構に入力されて、前記入力軸と前記第２メインシャフトとが連結状態となるとともに、前記アクチュエータの動力が、前記第１ロッドに連結された第１シフトフォークおよび前記第２ロッドに連結された第２シフトフォークを介して前記第１動力伝達機構に入力されて、前記入力軸と前記第１メインシャフトとが非連結状態となることを特徴とする。

また、前記入力軸には、トルク変動を吸収するための緩衝機構が設けられているとよい。

本発明によれば、変速機全体の軽量化を図ることができる。

本実施形態における自動車用の変速機の概略を示す図である。 緩衝機構の概略断面図である。 動力伝達機構の分解斜視図である。 動力伝達機構の組み付け状態を示す斜視図である。 動力伝達機構の分解状態の概略断面図である。 動力伝達機構の連結状態および非連結状態を説明する図である。 第１動力伝達機構および第２動力伝達機構の接続関係を説明する図である。 ニュートラル状態における第１動力伝達機構および第２動力伝達機構を説明する図である。 ニュートラル状態から第２メインシャフトの連結状態への切り替え動作を説明する第１の図である。 ニュートラル状態から第２メインシャフトの連結状態への切り替え動作を説明する第２の図である。 加速時における第２メインシャフトから第１メインシャフトへの動力伝達経路の切り替えを説明する第１の図である。 加速時における第２メインシャフトから第１メインシャフトへの動力伝達経路の切り替えを説明する第２の図である。 ２速の減速状態を説明する図である。 減速時における第１メインシャフトから第２メインシャフトへの動力伝達経路の切り替えを説明する第１の図である。 減速時における第１メインシャフトから第２メインシャフトへの動力伝達経路の切り替えを説明する第２の図である。

以下に添付図面を参照しながら、本発明の好適な実施形態について詳細に説明する。かかる実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、発明の理解を容易にするための例示に過ぎず、特に断る場合を除き、本発明を限定するものではない。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略し、また本発明に直接関係のない要素は図示を省略する。

図１は、本実施形態における自動車用の変速機１の概略を示す図である。エンジンＥの駆動力を駆動輪に伝達する本実施形態の変速機１は、ミッションケースに保持されたベアリングに回転自在に軸支され、発進クラッチ２を介してエンジンＥのクランクシャフトに接続された入力軸３を備えている。入力軸３は、エンジンＥの駆動力によって回転するものであり、エンジンＥからの動力の伝達経路の上流側に配される第１入力軸３ａと、下流側に配される第２入力軸３ｂと、で構成され、これら第１入力軸３ａおよび第２入力軸３ｂの間に、緩衝機構５０が設けられている。詳しくは後述するが、この緩衝機構５０は、入力軸３に設定トルク以上のトルク変動をもたらすスパイクトルクが生じると、すべり運動を生じさせて第１入力軸３ａと第２入力軸３ｂとを相対回転させ、スパイクトルクを予め設定された設定トルクまでカットする。

また、変速機１は、ミッションケースに保持されたベアリングに回転自在に軸支され、入力軸３と相対回転自在に配された第１メインシャフト４および第２メインシャフト５を備えている。第１メインシャフト４および第２メインシャフト５は、入力軸３に対して平行に配されるとともに、互いに軸心を一致させた状態で、軸方向に離隔して対向配置されている。また、第１メインシャフト４は中空で構成され、第１メインシャフト４の内部に入力軸３（第２入力軸３ｂ）が相対回転自在に挿通されている。さらに、ミッションケースには、ベアリングに回転自在に軸支され、入力軸３、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５に対して平行に配された出力軸６が収容されている。

第１メインシャフト４および第２メインシャフト５には、それぞれ複数のドライブギヤＤｖ（１速用ドライブギヤ１１〜４速用ドライブギヤ１４）が固定されている。より詳細には、第２メインシャフト５には、１速用ドライブギヤ１１および３速用ドライブギヤ１３が固定されており、第１メインシャフト４には、２速用ドライブギヤ１２および４速用ドライブギヤ１４が固定されている。このように、本実施形態の変速機１は、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５に、それぞれギヤ比を異にする複数段のドライブギヤＤｖが設けられ、連続するギヤ比のドライブギヤＤｖが、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５に交互に配されている。

一方、出力軸６は、駆動輪に接続されており、ドライブギヤＤｖそれぞれに噛合するドリブンギヤＤｎ（１速用ドリブンギヤ２１〜４速用ドリブンギヤ２４）が相対回転自在に設けられている。また、出力軸６には、当該出力軸６にドリブンギヤＤｎを連結させて、当該ドリブンギヤＤｎと出力軸６とを一体回転させる連結状態、および、出力軸６とドリブンギヤＤｎとが相対回転する切り離し状態のいずれかを選択的に切り換えるギヤ切替機構３０ａ、３０ｂが設けられている。

ギヤ切替機構３０ａは、１速用ドリブンギヤ２１と３速用ドリブンギヤ２３との間に設けられ、出力軸６に対して１速用ドリブンギヤ２１および３速用ドリブンギヤ２３のいずれか一方を連結状態にしたとき、出力軸６に対して１速用ドリブンギヤ２１および３速用ドリブンギヤ２３のいずれか他方を切り離し状態にする。

具体的に説明すると、ギヤ切替機構３０ａは、１速用ドリブンギヤ２１と３速用ドリブンギヤ２３との間において、出力軸６に相対回転不能に固定されたハブ３１ａと、ハブ３１ａに出力軸６の軸方向に移動自在に保持されたスリーブ３２ａと、を有する。スリーブ３２ａの外周には、不図示のシフトフォークが係合されており、不図示のアクチュエータ（電動シリンダ等）によって出力軸６の軸方向に移動される。

また、ギヤ切替機構３０ａは、１速用ドリブンギヤ２１に固定されたハブ２１ａと、３速用ドリブンギヤ２３に固定されたハブ２３ａと、を備えている。これらハブ２１ａ、２３ａは互いに対向配置されており、いずれもスリーブ３２ａに係合可能に構成されている。そして、スリーブ３２ａが図示のニュートラル位置にある場合には、スリーブ３２ａが１速用ドリブンギヤ２１のハブ２１ａおよび３速用ドリブンギヤ２３のハブ２３ａと切り離し状態にあり、１速用ドリブンギヤ２１および３速用ドリブンギヤ２３が、出力軸６に対して相対回転する。

これに対して、スリーブ３２ａが軸方向に沿って１速用ドリブンギヤ２１側に移動されると、スリーブ３２ａが１速用ドリブンギヤ２１のハブ２１ａに係合し、出力軸６のハブ３１ａと、１速用ドリブンギヤ２１のハブ２１ａとが、スリーブ３２ａによって架け渡された状態となる。これにより、出力軸６に対して１速用ドリブンギヤ２１が連結状態となり、１速用ドリブンギヤ２１が出力軸６と一体回転するとともに、出力軸６に対して３速用ドリブンギヤ２３が切り離し状態となり、３速用ドリブンギヤ２３が出力軸６と相対回転する。また、スリーブ３２ａが軸方向に沿って３速用ドリブンギヤ２３側に移動されると、スリーブ３２ａが３速用ドリブンギヤ２３のハブ２３ａに係合し、出力軸６のハブ３１ａと、３速用ドリブンギヤ２３のハブ２３ａとが、スリーブ３２ａによって架け渡された状態となる。これにより、出力軸６に対して３速用ドリブンギヤ２３が連結状態となり、３速用ドリブンギヤ２３が出力軸６と一体回転するとともに、出力軸６に対して１速用ドリブンギヤ２１が切り離し状態となり、１速用ドリブンギヤ２１が出力軸６と相対回転する。

なお、ここでは、ギヤ切替機構３０ａについて説明したが、ギヤ切替機構３０ｂもギヤ切替機構３０ａと同様に構成されている。すなわち、ギヤ切替機構３０ｂは、２速用ドリブンギヤ２２と４速用ドリブンギヤ２４との間において、出力軸６に相対回転不能に固定されたハブ３１ｂと、ハブ３１ｂに出力軸６の軸方向に移動自在に保持されたスリーブ３２ｂと、２速用ドリブンギヤ２２に固定されたハブ２２ａと、４速用ドリブンギヤ２４に固定されたハブ２４ａと、を備えている。そして、スリーブ３２ｂが図示のニュートラル位置にある場合には、スリーブ３２ｂが２速用ドリブンギヤ２２のハブ２２ａおよび４速用ドリブンギヤ２４のハブ２４ａと切り離し状態にあり、２速用ドリブンギヤ２２および４速用ドリブンギヤ２４が、出力軸６に対して相対回転する。

一方、スリーブ３２ｂが軸方向に沿って２速用ドリブンギヤ２２側に移動されると、スリーブ３２ｂが２速用ドリブンギヤ２２のハブ２２ａに係合し、出力軸６のハブ３１ｂと、２速用ドリブンギヤ２２のハブ２２ａとが、スリーブ３２ｂによって架け渡された状態となる。これにより、出力軸６に対して２速用ドリブンギヤ２２が連結状態となり、２速用ドリブンギヤ２２が出力軸６と一体回転するとともに、出力軸６に対して４速用ドリブンギヤ２４が切り離し状態となり、４速用ドリブンギヤ２４が出力軸６と相対回転する。また、スリーブ３２ｂが軸方向に沿って４速用ドリブンギヤ２４側に移動されると、スリーブ３２ｂが４速用ドリブンギヤ２４のハブ２４ａに係合し、出力軸６のハブ３１ｂと、４速用ドリブンギヤ２４のハブ２４ａとが、スリーブ３２ｂによって架け渡された状態となる。これにより、出力軸６に対して４速用ドリブンギヤ２４が連結状態となり、４速用ドリブンギヤ２４が出力軸６と一体回転するとともに、出力軸６に対して２速用ドリブンギヤ２２が切り離し状態となり、２速用ドリブンギヤ２２が出力軸６と相対回転する。

なお、スリーブ３２ａと１速用ドリブンギヤ２１のハブ２１ａとの間、スリーブ３２ａと３速用ドリブンギヤ２３のハブ２３ａとの間、スリーブ３２ｂと２速用ドリブンギヤ２２のハブ２２ａとの間、および、スリーブ３２ｂと４速用ドリブンギヤ２４のハブ２４ａとの間には、それぞれシンクロメッシュ機構（同期機構）が設けられている。

以上のように、本実施形態の変速機１は、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５のそれぞれに設けられた複数のドライブギヤＤｖ、および、出力軸６に設けられドライブギヤＤｖに噛合する複数のドリブンギヤＤｎで構成される複数の歯車列を備えている。より詳細には、１速用ドライブギヤ１１および１速用ドリブンギヤ２１で構成される１速用歯車列、２速用ドライブギヤ１２および２速用ドリブンギヤ２２で構成される２速用歯車列、３速用ドライブギヤ１３および３速用ドリブンギヤ２３で構成される３速用歯車列、４速用ドライブギヤ１４および４速用ドリブンギヤ２４で構成される４速用歯車列を備えている。そして、ギヤ切替機構３０ａ、３０ｂが、これら複数の歯車列のいずれかを、第１メインシャフト４または第２メインシャフト５から出力軸６への動力伝達経路に切り替えることとなる。

ところで、上記したように、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５は、入力軸３に対して相対回転自在に設けられており、図示のニュートラルの状態では、入力軸３が、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５の双方に対して非連結状態に維持されている。そのため、ギヤ切替機構３０ａ、３０ｂによって動力伝達経路を構成する歯車列を選択し、１速用ドリブンギヤ２１〜４速用ドリブンギヤ２４のいずれかを出力軸６と一体回転させるだけでは、入力軸３の回転動力を出力軸６に伝達することはできない。したがって、変速の際には、ギヤ切替機構３０ａ、３０ｂによって歯車列を選択するのと同時に、入力軸３を、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５のいずれか一方に連結させるとともに、いずれか他方から切り離して非連結状態にする必要がある。

このように、入力軸３の回転動力の伝達経路を、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５のいずれかに選択的に切り換えるのが動力伝達機構１００である。本実施形態では、動力伝達機構１００として、第１メインシャフト４を入力軸３に対して連結状態または非連結状態に切り替える第１動力伝達機構１００ａと、第２メインシャフト５を入力軸３に対して連結状態または非連結状態に切り替える第２動力伝達機構１００ｂと、を備えている。以下では、まず、上述の緩衝機構５０の構成を説明した後に、動力伝達機構１００の構成について詳細に説明する。

図２は、緩衝機構５０の概略断面図である。本実施形態の緩衝機構５０は、所謂、摩擦クラッチタイプの緩衝機構で構成されており、第１入力軸３ａと第２入力軸３ｂとの間に設けられている。図２に示すように、緩衝機構５０は、第２入力軸３ｂの端部にスプライン係合されるハブ５１と、このハブ５１の外周に固定された薄板円形状のインナープレート５２と、を備えている。インナープレート５２は、入力軸３の軸方向に複数、間隔を維持して配置されている。

また、第１入力軸３ａの端部には、アウターケース５３が固定されており、このアウターケース５３の内周面に、薄板円形状のアウタープレート５４が固定されている。このアウタープレート５４は、入力軸３の軸方向に複数、間隔を維持して配置されており、上記のインナープレート５２とアウタープレート５４とが、入力軸３の軸方向に交互に積層されるように構成されている。

さらに、第２入力軸３ｂには、プレッシャプレート５５が装着されている。このプレッシャプレート５５は、第２入力軸３ｂと一体回転可能であり、かつ、第２入力軸３ｂに対して軸方向に移動可能にスプライン係合されている。また、緩衝機構５０は、第２入力軸３ｂが挿通される円筒状の伝達部材５６を備えており、この伝達部材５６の内周面にベアリングｂの外輪が固定され、プレッシャプレート５５の外周面にベアリングｂの内輪が固定されている。このとき、ベアリングｂは、ストッパ５７により、プレッシャプレート５５および伝達部材５６に対する軸方向の移動が規制されている。したがって、プレッシャプレート５５と伝達部材５６とは、ベアリングｂによって相対回転するとともに、軸方向に一体となって移動することとなる。

なお、伝達部材５６の一端にはフランジ部５６ａが形成されており、このフランジ部５６ａにレリーズフォーク５８が係止されている。詳細な説明は省略するが、このレリーズフォーク５８には、電子制御ユニットＥＣＵによって制御される不図示のアクチュエータが接続されている。そして、電子制御ユニットＥＣＵがアクチュエータを作動させると、レリーズフォーク５８が入力軸３の軸方向に移動し、これに伴って伝達部材５６、ベアリングｂ、プレッシャプレート５５が一体となって軸方向に移動することとなる。

また、プレッシャプレート５５には、インナープレート５２およびアウタープレート５４に対向する位置に押圧面５５ａが設けられており、この押圧面５５ａを、最も第２入力軸３ｂ側に配置されたアウタープレート５４に面接触させている。そして、アウターケース５３の内周面には固定片５９が固定されており、この固定片５９と、プレッシャプレート５５との間に、圧縮コイルバネからなる弾性部材６０が介在されている。この弾性部材６０は、プレッシャプレート５５を第１入力軸３ａ側に付勢する付勢力を常時作用させており、この弾性部材６０の付勢力によって、インナープレート５２およびアウタープレート５４間にクラッチトルク（設定トルク）が発生することとなる。

したがって、緩衝機構５０は、第２入力軸３ｂに生じるトルクが設定トルク未満である場合に、第１入力軸３ａと第２入力軸３ｂとを一体回転させ、設定トルク以上になると、第１入力軸３ａと第２入力軸３ｂとを相対回転させることとなる。なお、緩衝機構５０は設定トルクを変更可能に構成されている。具体的には、電子制御ユニットＥＣＵの制御によってレリーズフォーク５８が移動すると、これと一体となってプレッシャプレート５５の押圧面５５ａが移動する。これにより、インナープレート５２とアウタープレート５４との間の圧力が変化し、その結果、設定トルクが変更されることとなる。ただし、緩衝機構５０は、上記の構成に限定されるものではなく、例えば、設定トルクが固定的に設定される構成であってもよい。

図３は、動力伝達機構１００の分解斜視図であり、図４は、動力伝達機構１００の組み付け状態を示す斜視図であり、図５は、動力伝達機構１００の分解状態の概略断面図である。本実施形態の変速機１においては、第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂの２つの動力伝達機構１００が設けられているが、これら第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂは、いずれも同一の構成である。

図３〜図５に示すように、動力伝達機構１００は、第１ハブ１１０、第１スリーブ１２０、第２ハブ１３０、第２スリーブ１４０を備えている。第１ハブ１１０は、円筒状の第１ハブ本体部１１１と、この第１ハブ本体部１１１の外周面から径方向外方に隆起するとともに、第１ハブ本体部１１１における軸心方向の一端側から他端側まで延在する隆起部１１２と、を備えている。隆起部１１２は、第１ハブ本体部１１１の周方向（回転方向）に等間隔を維持して複数（本実施形態では６つ）設けられており、これによって第１ハブ１１０の外周には、複数の凹凸が等間隔を維持して形成されることとなる。

また、各隆起部１１２は、その一端側の端部から、さらに第１ハブ本体部１１１の径方向外方に突出する突出部１１２ａを備えており、この突出部１１２ａから、第１ハブ本体部１１１の軸心方向に第１ドグ１１３を突出させている。つまり、第１ドグ１１３は、第１ハブ本体部１１１よりも径方向外方であって、かつ、軸方向に突出した位置において、第１ハブの周方向（回転方向）に等間隔を維持して複数設けられることとなる。

第１スリーブ１２０は、第１ハブ１１０の外周に嵌合される環状のリング部材で構成される。より詳細には、第１スリーブ１２０は、第１ハブ１１０の外周形状とほぼ一致する内周形状を有するリング状の第１スリーブ本体部１２１を備えており、この第１スリーブ本体部１２１内に、第１ハブ１１０が挿通可能に構成されている。つまり、第１スリーブ１２０を第１ハブ１１０の外周に嵌合した状態では、当該第１スリーブ１２０は、第１ハブ１１０と一体回転するとともに、回転状態を維持したまま、回転軸の軸方向に移動可能となっている。

また、第１スリーブ１２０は、第１スリーブ本体部１２１の一方の側面から軸方向に突出する第２係合ドグ１２２を備えている。第２係合ドグ１２２は、第１ハブ１１０に形成された第１ドグ１１３と同一方向に突出しており、第１スリーブ本体部１２１の周方向（回転方向）に等間隔を維持して複数（本実施形態では６つ）設けられている。この第２係合ドグ１２２は、第１スリーブ１２０が第１ハブ１１０の外周に嵌合して、もっとも突出部１１２ａ（第１ドグ１１３）側に移動したときに、第１ハブ本体部１１１よりも軸方向に突出する寸法関係を維持している。また、第２係合ドグ１２２は、第１ハブ１１０において周方向（回転方向）に隣接する２つの第１ドグ１１３の中間に位置しており、径方向の位置が第１ドグ１１３よりも内側になるように形成されている。

第２ハブ１３０は、組み付け状態において、第１ハブ１１０に対して軸心方向に僅かな間隙を維持して対向配置される。この第２ハブ１３０は、円筒状の第２ハブ本体部１３１と、この第２ハブ本体部１３１の外周面から径方向外方にわずかに隆起するとともに、第１ハブ本体部１１１における軸心方向の一端側から他端側まで延在する隆起部１３２と、を備えている。隆起部１３２は、第２ハブ本体部１３１の周方向（回転方向）に等間隔を維持して複数（本実施形態では６つ）設けられており、これによって第２ハブ１３０の外周には、複数の凹凸が等間隔を維持して形成されることとなる。

また、各隆起部１３２の一端側の端部には、第２ハブ本体部１３１よりも軸心方向に突出する第２ドグ１３３が設けられている。この第２ドグ１３３は、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３よりも径方向の位置が内側であって、かつ、組み付け状態において、第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２と係合可能な位置に形成されている。つまり、第２ドグ１３３は、第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２と係合可能であって、かつ、軸方向に突出した位置において、第２ハブ１３０の周方向（回転方向）に等間隔を維持して複数設けられることとなる。

第２スリーブ１４０は、第２ハブ１３０の外周に嵌合される環状のリング部材で構成される。より詳細には、第２スリーブ１４０は、第２ハブ１３０の外周形状とほぼ一致する内周形状を有するリング状の第２スリーブ本体部１４１を備えており、この第２スリーブ本体部１４１内に、第２ハブ１３０が挿通可能に構成されている。つまり、第２スリーブ１４０を第２ハブ１３０の外周に嵌合した状態では、当該第２スリーブ１４０は、第２ハブ１３０と一体回転するとともに、回転状態を維持したまま、回転軸の軸方向に移動可能となっている。

また、第２スリーブ１４０は、第２スリーブ本体部１４１の一方の側面から軸方向に突出する第１係合ドグ１４２を備えている。第１係合ドグ１４２は、第２ハブ１３０に形成された第２ドグ１３３と同一方向に突出しており、第２スリーブ本体部１４１の周方向（回転方向）に等間隔を維持して複数（本実施形態では６つ）設けられている。この第１係合ドグ１４２は、第２スリーブ１４０が第２ハブ１３０の外周に嵌合した状態で、第２ハブ１３０において周方向（回転方向）に隣接する２つの第２ドグ１３３の中間に位置し、かつ、第２ドグ１３３よりも径方向外方に位置するように形成されている。また、第１係合ドグ１４２は、第２スリーブ１４０が第２ハブ１３０の外周に嵌合して、もっとも第２ドグ１３３（第１ハブ１１０）側に移動したときに、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３に係合可能な位置に配されている。

なお、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０は、アクチュエータの作動によって軸方向に移動するシフトフォーク２００に接続可能に構成されている。シフトフォーク２００は、半リング状の部材で構成されており、その内周面に、周方向に延在する連係溝２０１が形成されている。この連係溝２０１には、第１スリーブ１２０の第１スリーブ本体部１２１および第２スリーブ１４０の第２スリーブ本体部１４１が、約半周に亘って回転自在に収容され、シフトフォーク２００を軸方向に移動させることで、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０が、回転状態を維持したまま軸方向に移動するようになっている。

上記の構成からなる動力伝達機構１００は、同軸上に配された、例えば、第１回転部材および第２回転部材を、これら両回転部材が一体回転する連結状態、または、両回転部材が切り離されて相対回転する非連結状態に切り換えるものである。このとき、動力伝達機構１００は、第１ハブ１１０を第１回転部材と一体回転するように設けるとともに、第２ハブ１３０を第２回転部材と一体回転するように設けることで、上記の連結状態および非連結状態の切り換えが実現される。

本実施形態の変速機１では、図１に示すように、第１メインシャフト４を入力軸３（第２入力軸３ｂ）に対して連結状態または非連結状態に切り替えるべく、第１動力伝達機構１００ａにおいては、入力軸３（第２入力軸３ｂ）に第１ハブ１１０（第１スリーブ１２０）が設けられ、第１メインシャフト４に第２ハブ１３０（第２スリーブ１４０）が設けられる。また、第２メインシャフト５を入力軸３（第２入力軸３ｂ）に対して連結状態または非連結状態に切り替えるべく、第２動力伝達機構１００ｂにおいては、入力軸３（第２入力軸３ｂ）に第１ハブ１１０（第１スリーブ１２０）が設けられ、第２メインシャフト５に第２ハブ１３０（第２スリーブ１４０）が設けられる。

図６は、動力伝達機構１００の連結状態および非連結状態を説明する図であり、図６（ａ）は、動力伝達機構１００の非連結状態を示し、図６（ｂ）は、動力伝達機構１００の連結状態を示している。図６に示すように、第１ハブ１１０における第１ハブ本体部１１１の内周にはスプライン溝が形成されており、このスプライン溝によって、第１ハブ１１０が入力軸３（第２入力軸３ｂ）にスプライン係合される。同様に、第２ハブ１３０における第２ハブ本体部１３１の内周にはスプライン溝が形成されており、このスプライン溝によって、第２ハブ１３０が第１メインシャフト４または第２メインシャフト５にスプライン係合される。

このとき、第２ハブ１３０は、第１ハブ１１０に対して回転軸の軸方向に僅かな間隙を維持して対向配置される。また、第２ハブ１３０に形成された第２ドグ１３３は、第１ハブ１１０に形成された第１ドグ１１３の径方向内側に位置するとともに、第１ドグ１１３と第２ドグ１３３とが、回転軸に垂直な方向に一部または全部が重なる位置関係を有している。

そして、図６（ａ）に示すように、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０が互いに離隔する方向に移動した非連結状態（ニュートラル状態）では、第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２が、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３よりも第１ハブ１１０側に位置している。また、第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２が、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３よりも第２ハブ１３０側に位置している。したがって、図６（ａ）に示す非連結状態では、第２係合ドグ１２２と第２ドグ１３３とが非係合状態となり、第１係合ドグ１４２と第１ドグ１１３とが非係合状態となり、第１ハブ１１０と第２ハブ１３０とが相対回転可能となる。これにより、動力伝達機構１００の非連結状態では、入力軸３（第２入力軸３ｂ）と、第１メインシャフト４または第２メインシャフト５とが相対回転することとなる。

これに対して、図６（ｂ）に示すように、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０が互いに近接する方向に移動した連結状態では、第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２が、第１ハブ１１０における第１ドグ１１３の回転軌跡上に位置する。したがって、第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２は、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３に係合可能な状態となる。こうした連結状態において、例えば車両が加速する場合には、入力軸３（第２入力軸３ｂ）の回転動力が、第１ハブ１１０、第１ドグ１１３、第１係合ドグ１４２、第２スリーブ１４０、第２ハブ１３０を介して、第１メインシャフト４または第２メインシャフト５に伝達される。これにより、エンジンＥの駆動力は、入力軸３から第１メインシャフト４または第２メインシャフト５へと伝達されるとともに、いずれかの歯車列を介して出力軸６へと伝達されることとなる。

また、この連結状態では、第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２が、第２ハブ１３０における第２ドグ１３３の回転軌跡上に位置する。したがって、第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２は、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３に係合可能な状態となる。こうした連結状態において、例えば車両が減速する場合には、第２ハブ１３０、第２ドグ１３３、第２係合ドグ１２２、第１スリーブ１２０、第１ハブ１１０を介して、第１メインシャフト４または第２メインシャフト５側から入力軸３（第２入力軸３ｂ）側に動力伝達がなされる。

なお、詳しくは後述するが、第１係合ドグ１４２と第１ドグ１１３とが係合して、入力軸３（第２入力軸３ｂ）と、第１メインシャフト４または第２メインシャフト５との間で動力伝達が行われているとき、第２係合ドグ１２２と第２ドグ１３３とは、回転方向に離間する関係を維持している。同様に、第２係合ドグ１２２と第２ドグ１３３とが係合して、入力軸３（第２入力軸３ｂ）と、第１メインシャフト４または第２メインシャフト５との間で動力伝達が行われているとき、第１係合ドグ１４２と第１ドグ１１３とが回転方向に離間する関係を維持している。つまり、第１ハブ１１０と第２スリーブ１４０とが係合している場合には、第２ハブ１３０と第１スリーブ１２０とが非係合状態となり、第２ハブ１３０と第１スリーブ１２０とが係合している場合には、第１ハブ１１０と第２スリーブ１４０とが非係合状態となる。

このことからも明らかなように、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３および第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２は、ドライブ用の動力伝達を担うものとなり、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３および第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２は、コースト用の動力伝達を担うものとなる。

次に、本実施形態の変速機１における動力伝達経路の切り替え操作について説明する。図７は、第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂの接続関係を説明する図である。既に説明したように、変速機１においては、第１メインシャフト４の入力軸３に対する連結状態または非連結状態の切り替えが第１動力伝達機構１００ａによってなされ、第２メインシャフト５の入力軸３に対する連結状態または非連結状態の切り替えが第２動力伝達機構１００ｂによってなされる。

そして、図７に示すように、第１動力伝達機構１００ａにおいては、第１ハブ１１０が入力軸３（第２入力軸３ｂ）にスプライン係合され、第２ハブ１３０が第１メインシャフト４にスプライン係合される。したがって、第１ハブ１１０および第１スリーブ１２０は、入力軸３と常時一体回転し、第２ハブ１３０および第２スリーブ１４０は、第１メインシャフト４と常時一体回転することとなる。また、第２動力伝達機構１００ｂにおいては、第１ハブ１１０が入力軸３（第２入力軸３ｂ）にスプライン係合され、第２ハブ１３０が第２メインシャフト５にスプライン係合される。したがって、第１ハブ１１０および第１スリーブ１２０は、入力軸３と常時一体回転し、第２ハブ１３０および第２スリーブ１４０は、第２メインシャフト５と常時一体回転することとなる。

そして、変速機１は、第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂを連結状態または非連結状態に切り替えるシフト装置Ｓを備えている。シフト装置Ｓは、上述のシフトフォーク２００を備えており、不図示のアクチュエータを作動させることで、シフトフォーク２００を軸方向に移動させ、これによって第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０を入力軸３の軸方向に移動させる。ここでは、理解を容易にするために、第１スリーブ１２０に接続されたシフトフォーク２００を第１シフトフォーク２００ａとし、第２スリーブ１４０に接続されたシフトフォーク２００を第２シフトフォーク２００ｂとする。

ここで、シフト装置Ｓは、第１シフトフォーク２００ａおよび第２シフトフォーク２００ｂをアクチュエータに接続するロッド２１０、２１１を備えており、アクチュエータの動力が、ロッド２１０、２１１を介して第１シフトフォーク２００ａおよび第２シフトフォーク２００ｂに伝達されるようにしている。本実施形態では、第１動力伝達機構１００ａに接続された第１シフトフォーク２００ａと、第２動力伝達機構１００ｂに接続された第２シフトフォーク２００ｂとがロッド２１０で連結され、第１動力伝達機構１００ａに接続された第２シフトフォーク２００ｂと、第２動力伝達機構１００ｂに接続された第１シフトフォーク２００ａとがロッド２１１で連結されている。

したがって、アクチュエータによってロッド２１０を入力軸３の軸方向に移動させると、第１動力伝達機構１００ａに接続された第１シフトフォーク２００ａと、第２動力伝達機構１００ｂに接続された第２シフトフォーク２００ｂとが、一体となって同一方向に移動する。同様に、アクチュエータによってロッド２１１を入力軸３の軸方向に移動させると、第１動力伝達機構１００ａに接続された第２シフトフォーク２００ｂと、第２動力伝達機構１００ｂに接続された第１シフトフォーク２００ａとが、一体となって同一方向に移動する。

より詳細に説明すると、入力軸３と第１メインシャフト４とを連結状態に切り替える場合には、ロッド２１０を一方（図７中、右方向）に移動させるとともに、ロッド２１１を他方（図７中、左方向）に移動させる。つまり、第１動力伝達機構１００ａにおいて、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０が互いに近接する方向にロッド２１０、２１１を移動させる。これにより、第１動力伝達機構１００ａにおいては、入力軸３（第２入力軸３ｂ）と第１メインシャフト４とが連結状態となる。また、このとき、第２動力伝達機構１００ｂにおいては、ロッド２１０、２１１の移動により、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０が互いに離隔する方向に移動する。これにより、第２動力伝達機構１００ｂにおいては、入力軸３（第２入力軸３ｂ）と第２メインシャフト５とが非連結状態に維持されることとなる。

一方、上記とは逆に、入力軸３と第２メインシャフト５とを連結状態に切り替える場合には、ロッド２１１を一方（図７中、右方向）に移動させるとともに、ロッド２１０を他方（図７中、左方向）に移動させる。つまり、第２動力伝達機構１００ｂにおいて、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０が互いに近接する方向にロッド２１０、２１１を移動させる。これにより、第２動力伝達機構１００ｂにおいては、入力軸３（第２入力軸３ｂ）と第２メインシャフト５とが連結状態となる。また、このとき、第１動力伝達機構１００ａにおいては、ロッド２１０、２１１の移動により、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０が互いに離隔する方向に移動する。これにより、第１動力伝達機構１００ａにおいては、入力軸３（第２入力軸３ｂ）と第１メインシャフト４とが非連結状態に維持されることとなる。

以上のように、シフト装置Ｓのロッド２１０を一方に移動させ、ロッド２１１を他方に移動させることで、アクチュエータの動力が第１シフトフォーク２００ａ、第２シフトフォーク２００ｂを介して第１動力伝達機構１００ａに入力され、入力軸３と第１メインシャフト４とが連結状態となる。また、これと同時に、アクチュエータの動力が第２シフトフォーク２００ｂ、第１シフトフォーク２００ａを介して第２動力伝達機構１００ｂに入力され、入力軸３と第２メインシャフト５とが非連結状態となる。そして、シフト装置Ｓのロッド２１０を他方に移動させ、ロッド２１１を一方に移動させると、アクチュエータの動力が第１シフトフォーク２００ａ、第２シフトフォーク２００ｂを介して第２動力伝達機構１００ｂに入力されて、入力軸３と第２メインシャフト５とが連結状態となる。また、これと同時に、アクチュエータの動力が第１シフトフォーク２００ａ、第２シフトフォーク２００ｂを介して第１動力伝達機構１００ａに入力されて、入力軸３と第１メインシャフト４とが非連結状態となる。

上記のようにして、ロッド２１０、２１１を第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂに接続することで、シフト装置Ｓのアクチュエータを２つに削減することができる。つまり、動力伝達経路を切り換える際には、第１動力伝達機構１００ａの第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０と、第２動力伝達機構１００ｂの第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０とで、合計４つのスリーブを作動する必要があるが、本実施形態では、２つのアクチュエータで４つのスリーブを作動する。このように、シフト装置Ｓのアクチュエータを削減することができることから、変速機１全体の軽量化および省スペース化を図ることが可能となる。また、入力軸３に対して第１メインシャフト４および第２メインシャフト５が同時に連結されてしまうと、変速機１がロックされて破損するおそれがある。しかしながら、本実施形態のように、第１動力伝達機構１００ａの連結動作と、第２動力伝達機構１００ｂの切り離し動作とが、機械的に同期して行われることから、変速機１がロックされるおそれがなく、故障率を低減することができる。

図８は、ニュートラル状態における第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂを説明する図である。なお、図８以降の各図において、（ａ１）は、第１動力伝達機構１００ａの第１ハブ１１０、第１スリーブ１２０、第２ハブ１３０、第２スリーブ１４０を示し、（ｂ１）は、第２動力伝達機構１００ｂの第１ハブ１１０、第１スリーブ１２０、第２ハブ１３０、第２スリーブ１４０を示す。また、（ａ２）は、第１動力伝達機構１００ａの第１ハブ１１０および第２スリーブ１４０を示し、（ｂ２）は、第２動力伝達機構１００ｂの第１ハブ１１０および第２スリーブ１４０を示す。また、（ａ３）は、第１動力伝達機構１００ａの第１スリーブ１２０および第２ハブ１３０を示し、（ｂ３）は、第２動力伝達機構１００ｂの第１スリーブ１２０および第２ハブ１３０を示す。

変速機１のニュートラル状態では、第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂのいずれも非連結状態となっている。したがって、図８に示すように、第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂのいずれにおいても、第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２は、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３の回転軌跡上から退避した非係合状態となり、第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２は、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３の回転軌跡上から退避した非係合状態となっている。

図９は、ニュートラル状態から第２メインシャフト５の連結状態への切り替え動作を説明する第１の図であり、図１０は、ニュートラル状態から第２メインシャフト５の連結状態への切り替え動作を説明する第２の図である。ここでは、一例として、ニュートラル状態から１速に変速する場合について説明する。ニュートラル状態から１速に切り替える場合には、第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂの切り替え操作に先だって、まず、ギヤ切替機構３０ａによって、１速用ドリブンギヤ２１を出力軸６に連結する（図７参照）。このとき、入力軸３はエンジンＥの駆動力によって、図９中、矢印方向に回転している。

そして、第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂの切り替え操作では、第１動力伝達機構１００ａの第１スリーブ１２０および第２動力伝達機構１００ｂの第２スリーブ１４０が図中白抜き矢印で示す方向に移動するように、シフト装置Ｓがロッド２１０を作動する。すると、図９（ｂ１）、（ｂ２）に示すように、第２動力伝達機構１００ｂにおける第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２が、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３の回転軌跡上に進入する。このとき、第１ハブ１１０は、入力軸３と一体回転していることから、第１ハブ１１０の回転によって第１ドグ１１３が第１係合ドグ１４２に係合される。これにより、第２動力伝達機構１００ｂが連結状態となり、第１ハブ１１０および第２スリーブ１４０を介して、入力軸３から第２メインシャフト５に動力伝達がなされることとなる。このようにして第２メインシャフト５が回転すると、１速用ドライブギヤ１１および１速用ドリブンギヤ２１からなる歯車列を介して、出力軸６に回転動力が伝達されることとなる。

なお、このとき、第１動力伝達機構１００ａにおいては、図９（ａ１）、（ａ３）に示すように、第１スリーブ１２０が、ニュートラル状態よりもさらに第２ハブ１３０から離隔した方向に移動することとなる。

次に、上記の状態で、図１０に示すように、第１動力伝達機構１００ａの第２スリーブ１４０および第２動力伝達機構１００ｂの第１スリーブ１２０が図中白抜き矢印で示す方向に移動するように、シフト装置Ｓがロッド２１１を作動する。すると、図１０（ｂ１）、（ｂ３）に示すように、第２動力伝達機構１００ｂにおける第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２が、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３の回転軌跡上に進入する。これにより、第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２と、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３とが係合可能な状態となるが、このとき、第２係合ドグ１２２と第２ドグ１３３との間には、回転方向に間隙が維持されている。

なお、このとき、第１動力伝達機構１００ａにおいては、図１０（ａ１）、（ａ２）に示すように、第２スリーブ１４０が、ニュートラル状態よりもさらに第１ハブ１１０から離隔した方向に移動することとなる。以上のように、シフト装置Ｓがロッド２１０、２１１を作動させることにより、ニュートラル状態から１速への変速が完了する。

次に、加速時におけるアップシフトについて説明する。なお、以下において、「加速」とは、エンジンＥの駆動力によって車両が加速する状態をいうものであり、例えば、坂を下るときに、自重によって車両が加速する状態をいうものではない。ここでは、一例として、１速の加速中において２速にアップシフトする場合について、図７、図１１および図１２を用いて説明する。

図１１は、加速時における第２メインシャフト５から第１メインシャフト４への動力伝達経路の切り替えを説明する第１の図であり、図１２は、加速時における第２メインシャフト５から第１メインシャフト４への動力伝達経路の切り替えを説明する第２の図である。上記したように、車両の１速状態では、ギヤ切替機構３０ａによって１速用ドリブンギヤ２１が出力軸６に連結されており、１速用ドライブギヤ１１および１速用ドリブンギヤ２１からなる歯車列を介して動力伝達が行われている（図７参照）。

この状態において車両の加速中に２速にアップシフトする場合には、ギヤ切替機構３０ｂによって、２速用ドリブンギヤ２２を出力軸６に連結する。すると、出力軸６の回転動力が、２速用ドリブンギヤ２２および２速用ドライブギヤ１２を介して第１メインシャフト４に伝達される。このとき、第１メインシャフト４の回転数は入力軸３よりも小さく、第１動力伝達機構１００ａにおいては、第１メインシャフト４側に位置する第２ハブ１３０および第２スリーブ１４０と、入力軸３側に位置する第１ハブ１１０および第１スリーブ１２０との間に差回転（回転数の差）が生じている。図１１においては、第１ハブ１１０、第１スリーブ１２０、第２ハブ１３０、第２スリーブ１４０の回転方向を実線矢印で示しているが、この実線矢印の長さで回転速度の差を示している。

そして、第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂの切り替え操作では、第１動力伝達機構１００ａの第２スリーブ１４０および第２動力伝達機構１００ｂの第１スリーブ１２０が図中白抜き矢印で示す方向に移動するように、シフト装置Ｓがロッド２１１を作動する。すると、図１１（ａ１）、（ａ２）に示すように、第１動力伝達機構１００ａにおける第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２が、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３の回転軌跡上に進入する。このとき、第１ハブ１１０と第２スリーブ１４０との間には差回転が生じていることから、第１ハブ１１０の回転によって第１ドグ１１３が第１係合ドグ１４２に係合される。これにより、第１動力伝達機構１００ａが連結状態となり、第１ハブ１１０および第２スリーブ１４０を介して、入力軸３から第２メインシャフト５に動力伝達がなされることとなる。

このように、１速から２速へのアップシフトの際には、第２メインシャフト５と入力軸３とが動力伝達状態を維持したまま、動力伝達経路が、瞬間的に第１メインシャフト４側に切り換わる。換言すれば、１速用ドライブギヤ１１および１速用ドリブンギヤ２１を介した動力伝達状態を維持したまま、動力伝達経路が、瞬間的に２速用ドライブギヤ１２および２速用ドリブンギヤ２２に切り換わるため、トルク切れを生じることなく変速がなされることとなる。

なお、１速での車両の加速状態では、第２動力伝達機構１００ｂにおける第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２と、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３とが、回転方向に離間した非係合状態となっている（図１０（ｂ３）参照）。したがって、シフト装置Ｓによるロッド２１１の作動により、第２動力伝達機構１００ｂにおいては、図１１（ｂ１）、（ｂ３）に示すように、第１スリーブ１２０が、ニュートラル状態よりもさらに第２ハブ１３０から離隔した方向に移動することとなる。

また、第１動力伝達機構１００ａにおいて、第１ドグ１１３と第１係合ドグ１４２とが係合し、動力伝達経路が２速用ドライブギヤ１２および２速用ドリブンギヤ２２に切り替わると、入力軸３の回転数が低下する。その結果、図１２において実線矢印で示すように、第２動力伝達機構１００ｂにおいて、第１ハブ１１０に対する第２スリーブ１４０の相対回転数が大きくなる。そこで、図１２において、第１動力伝達機構１００ａの第１スリーブ１２０および第２動力伝達機構１００ｂの第２スリーブ１４０が図中白抜き矢印で示す方向に移動するように、シフト装置Ｓがロッド２１０を作動する。すると、図１２（ｂ１）、（ｂ２）に示すように、第２動力伝達機構１００ｂにおける第２スリーブ１４０が、ニュートラル状態よりもさらに第１ハブ１１０から離隔した方向に移動する。

また、これと同時に、第１動力伝達機構１００ａにおいては、図１２（ａ１）、（ａ３）に示すように、第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２が、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３の回転軌跡上に進入する。これにより、第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２と、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３とが係合可能な状態となるが、車両の加速状態では、第２係合ドグ１２２と第２ドグ１３３との間で、回転方向に間隙が維持されている。

以上のようにして、第１動力伝達機構１００ａが連結状態、第２動力伝達機構１００ｂが非連結状態に切り替わったところで、ギヤ切替機構３０ａによって１速用ドリブンギヤ２１を出力軸６から切り離すと、１速から２速へのアップシフトが完了することとなる。このように、本実施形態の変速機１によれば、トルク切れを生じることなく、アップシフトを行うことができる。なお、ここでは、１速から２速への加速時アップシフトについて説明したが、２速から３速、３速から４速への加速時アップシフトの動作原理も上記と同様であるため、ここでは説明を省略する。

次に、減速時におけるダウンシフトについて説明する。なお、以下において、「減速」とは、エンジンブレーキによる車両の減速状態をいうものであり、例えば、坂を上るときに車両が減速する状態をいうものではない。ここでは、一例として、２速の減速中において１速にダウンシフトする場合について、図７、図１３〜図１５を用いて説明する。

図１３は、２速の減速状態を説明する図であり、図１４は、減速時における第１メインシャフト４から第２メインシャフト５への動力伝達経路の切り替えを説明する第１の図であり、図１５は、減速時における第１メインシャフト４から第２メインシャフト５への動力伝達経路の切り替えを説明する第２の図である。上記したように、車両の２速状態では、ギヤ切替機構３０ｂによって２速用ドリブンギヤ２２が出力軸６に連結されており、２速用ドライブギヤ１２および２速用ドリブンギヤ２２からなる歯車列を介して動力伝達が行われている（図７参照）。

また、２速の減速状態では、図１３（ａ３）に示すように、第１動力伝達機構１００ａにおいて、第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２と、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３とが係合されて、入力軸３と出力軸６との間の動力伝達がなされている。また、このとき、図１３（ａ２）に示すように、第１動力伝達機構１００ａにおいては、第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２と、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３とが回転方向に離間した状態となっている。

こうした車両の減速中に１速にダウンシフトする場合には、まず、ギヤ切替機構３０ａによって、１速用ドリブンギヤ２１を出力軸６に連結する（図７参照）。すると、出力軸６の回転動力が、１速用ドリブンギヤ２１および１速用ドライブギヤ１１を介して第２メインシャフト５に伝達される。このとき、第２メインシャフト５の回転数は入力軸３よりも大きく、第２動力伝達機構１００ｂにおいて、第２メインシャフト５側に位置する第２ハブ１３０および第２スリーブ１４０と、入力軸３側に位置する第１ハブ１１０および第１スリーブ１２０との間に差回転が生じている。なお、図１３では、第１ハブ１１０、第１スリーブ１２０、第２ハブ１３０、第２スリーブ１４０の回転方向を実線矢印で示し、この実線矢印の長さで回転速度の差を示している。また、図１３（ｂ２）、（ｂ３）の破線矢印は、ギヤ切替機構３０ａによって１速用ドリブンギヤ２１が出力軸６に連結されたときの、第２ハブ１３０および第２スリーブ１４０の回転方向および回転速度を示している。

そして、第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂの切り替え操作では、図１４に示すように、第１動力伝達機構１００ａの第２スリーブ１４０および第２動力伝達機構１００ｂの第１スリーブ１２０が図中白抜き矢印で示す方向に移動するように、シフト装置Ｓがロッド２１１を作動する。すると、図１４（ｂ１）、（ｂ３）に示すように、第２動力伝達機構１００ｂにおける第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２が、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３の回転軌跡上に進入する。このとき、第２ハブ１３０と第１スリーブ１２０との間には差回転が生じていることから、第２ハブ１３０の回転によって第２ドグ１３３が第２係合ドグ１２２に係合される。これにより、第２動力伝達機構１００ｂが連結状態となり、第２ハブ１３０および第１スリーブ１２０を介して、入力軸３と第２メインシャフト５との間で動力伝達がなされることとなる。

このように、２速から１速へのダウンシフトの際には、第１メインシャフト４と入力軸３とが動力伝達状態を維持したまま、動力伝達経路が、瞬間的に第２メインシャフト５側に切り換わる。換言すれば、２速用ドライブギヤ１２および２速用ドリブンギヤ２２を介した動力伝達状態を維持したまま、動力伝達経路が、瞬間的に１速用ドライブギヤ１１および１速用ドリブンギヤ２１に切り換わるため、トルク切れを生じることなく変速がなされることとなる。

なお、２速での車両の減速状態では、第１動力伝達機構１００ａにおける第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２と、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３とが、回転方向に離間した非係合状態となっている（図１３（ａ２）参照）。したがって、シフト装置Ｓによるロッド２１１の作動により、第１動力伝達機構１００ａにおいては、図１４（ａ１）、（ａ２）に示すように、第２スリーブ１４０が、ニュートラル状態よりもさらに第１ハブ１１０から離隔した方向に移動することとなる。

また、第２動力伝達機構１００ｂにおいて、第２ドグ１３３と第２係合ドグ１２２とが係合し、動力伝達経路が１速用ドライブギヤ１１および１速用ドリブンギヤ２１に切り替わると、入力軸３の回転数が上昇する。その結果、図１５において実線矢印で示すように、第１動力伝達機構１００ａにおいて、第２ハブ１３０に対する第１スリーブ１２０の相対回転数が大きくなる。そこで、図１５において、第１動力伝達機構１００ａの第１スリーブ１２０および第２動力伝達機構１００ｂの第２スリーブ１４０が図中白抜き矢印で示す方向に移動するように、シフト装置Ｓがロッド２１０を作動する。すると、図１５（ａ１）、（ａ３）に示すように、第１動力伝達機構１００ａにおける第１スリーブ１２０が、ニュートラル状態よりもさらに第２ハブ１３０から離隔した方向に移動する。

また、これと同時に、第２動力伝達機構１００ｂにおいては、図１５（ｂ１）、（ｂ２）に示すように、第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２が、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３の回転軌跡上に進入する。これにより、第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２と、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３とが係合可能な状態となるが、車両の減速状態では、第１係合ドグ１４２と第１ドグ１１３との間で、回転方向に間隙が維持されている。

以上のようにして、第２動力伝達機構１００ｂが連結状態、第１動力伝達機構１００ａが非連結状態に切り替わったところで、ギヤ切替機構３０ｂによって２速用ドリブンギヤ２２を出力軸６から切り離すと、２速から１速へのダウンシフトが完了することとなる。このように、本実施形態の変速機１によれば、トルク切れを生じることなく、ダウンシフトを行うことができる。なお、ここでは、２速から１速への減速時ダウンシフトについて説明したが、３速から２速、４速から３速への減速時ダウンシフトの動作原理も上記と同様である。

なお、動力伝達経路の切り替え時、すなわち、変速の際には、互いに差回転が生じた状態で、第１係合ドグ１４２を第１ドグ１１３に飛び込ませたり、第２係合ドグ１２２を第２ドグ１３３に飛び込ませたりする。そのため、変速の際には、トルクが瞬間的に跳ね上がって元に戻るといった変動、すなわち、スパイクトルクが生じてしまう。このように、変速の際にスパイクトルクが生じると、ドグの係合による衝撃音や、入力軸３、第１メインシャフト４、第２メインシャフト５、出力軸６を支持するベアリングの外輪とミッションケースとの当たりによる騒音等が生じたり、スパイクトルクによって捩じれが生じ、駆動輪やミッションケースに振動が生じたりする。

そこで、本実施形態の変速機１では、入力軸３にトルク変動を吸収するための緩衝機構５０を設けることとしており、この緩衝機構５０によって、変速の際に生じるスパイクトルクを、予め設定された設定トルクまでカットするようにしている（図７参照）。具体的には、変速の際にスパイクトルクが生じ、入力軸３に生じるトルクが予め設定されたリミットトルク（設定トルク）以上になると、緩衝機構５０によって、第１入力軸３ａと第２入力軸３ｂとが相対回転する。したがって、第１入力軸３ａと第２入力軸３ｂとの間の動力伝達において、緩衝機構５０で設定されたリミットトルク（設定トルク）以上のトルク伝達がなされることはなく、常に、リミットトルク未満のトルク伝達がなされることとなる。これにより、変速の際に、騒音や振動を十分に抑制することが可能となり、変速機１が搭載された車両等の振動が低減され、当該車両における乗り心地を向上することが可能となる。

なお、トルク切れを生じることなく変速を可能とする変速機は、例えば、上記の特許文献１、２に示されるように、従来提案されているものであるが、こうした従来の変速機では、スパイクトルクを吸収するために、全てのギヤに緩衝機構を組み込むこととしている。この場合、各ギヤ段に緩衝機構を設けることから、コストが上昇したり、ギヤの大きさによっては十分な緩衝性能を発揮できなかったりするという課題があった。しかしながら、本実施形態の変速機１によれば、入力軸３に緩衝機構５０を設けることで、１つの緩衝機構５０によって、全ての変速段への変速に対応することが可能となり、低コスト化を図りつつも十分な緩衝性能をもたらすことが可能となる。

以上説明したように、本実施形態の動力伝達機構１００は、相対回転する第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０を互いに近接する方向に移動させることで連結状態となり、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０を互いに離隔する方向に移動させることで非連結状態となる。このように、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０を、入力軸３の軸方向において互いに反する方向に動作させることで、連結状態および非連結状態の切り替えが実現されるので、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０を作動させるアクチュエータを、２つの第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂにおいて共有することができる。

そして、第１動力伝達機構１００ａおよび第２動力伝達機構１００ｂにおいて、連結状態および非連結状態の切り替えが、同一のアクチュエータによって、同時にかつ機械的になされるので、変速機１がロックされてしまうおそれがない。しかも、同一のアクチュエータを用いることから、全てのスリーブが個別にアクチュエータによって制御される場合よりも、制御プログラムを簡素化することができ、また、部品点数を削減してコストを低減することが可能となる。

また、本実施形態では、第１ハブ１１０の第１ドグ１１３および第２スリーブ１４０の第１係合ドグ１４２が、ドライブ用のドグとして主に加速時の動力伝達を担い、第２ハブ１３０の第２ドグ１３３および第１スリーブ１２０の第２係合ドグ１２２が、コースト用のドグとして主に減速時の動力伝達を担う。このように、ドライブ用のドグと、コースト用のドグとがそれぞれ別個に設けられた変速機は、上記した特許文献１、２に示されるように、従来公知である。これら従来提案されている変速機では、ドライブ用のドグとコースト用のドグとが、同一円周状に交互に配置されているが、このときのハブやドグ、スリーブの寸法は、相対的に伝達トルクが大きいドライブ用のドグを基準として設計される。その結果、ドライブ用のドグと同一円周状に配されるコースト用のドグは、必要以上のトルク伝達が可能な過剰能力となっており、コースト用のドグに着目すると、不必要に部品が大型化されて重量増になっているという課題がある。

本実施形態の動力伝達機構１００によれば、第２ドグ１３３および第２係合ドグ１２２が、第１ドグ１１３および第１係合ドグ１４２よりも径方向の位置が内側に位置している（図３、図４参照）。したがって、本実施形態の変速機１のように、第１ドグ１１３および第１係合ドグ１４２をドライブ用のドグとして機能させ、第２ドグ１３３および第２係合ドグ１２２をコースト用のドグとして機能させれば、コースト用のドグを小型化することができ、その結果、動力伝達機構１００および変速機１全体の軽量化を図ることができる。

また、本実施形態では、第１動力伝達機構１００ａにおいては、第２スリーブ１４０が第１メインシャフト４側に設けられ、第２動力伝達機構１００ｂにおいては、第２スリーブ１４０が第２メインシャフト５側に設けられている。第２スリーブ１４０は、ドライブ用のドグとして機能する第１係合ドグ１４２を備えているため、図３および図４からも明らかなように、第１スリーブ１２０よりも大径となっている。したがって、第２スリーブ１４０は、第１スリーブ１２０に比べて重量が大きくなるが、本実施形態の変速機１では、相対的に重量の大きい第２スリーブ１４０を、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５に設けている。換言すれば、第１スリーブ１２０および第２スリーブ１４０のうち、相対的に重量の小さい第１スリーブ１２０を入力軸３に設けている。これにより、入力軸３に作用する回転慣性力を小さくすることができ、よってスパイクトルクのさらなる低減が実現されている。

なお、上記実施形態の動力伝達機構１００の構成は一例に過ぎず、本発明の目的を実現可能な範囲で適宜設計変更可能であることは言うまでもない。上記実施形態では、図８〜図１５に示すように、第１ドグ１１３と第１係合ドグ１４２とが噛合する噛合面、および、第２ドグ１３３と第２係合ドグ１２２とが噛合する噛合面をテーパ形状としている。これにより、第１ドグ１１３と第１係合ドグ１４２との係合や、第２ドグ１３３と第２係合ドグ１２２との係合が、意図せず解除されてしまうことがないようにしている。

また、第１係合ドグ１４２における噛合面と反対側の端面もテーパ状に形成されている。これは、第２スリーブ１４０が、意図に反して第１ハブ１１０側に移動してしまった場合に、第１ドグ１１３によって第１係合ドグ１４２が軸方向に弾かれるようにするためである。同様に、第２ドグ１３３の噛合面と反対側の端面もテーパ状に形成されており、第１スリーブ１２０が、意図に反して第２ハブ１３０側に移動してしまった場合に、第２ドグ１３３によって第２係合ドグ１２２が軸方向に弾かれるようにしている。このように、上記実施形態では、第２ドグ１３３および第１係合ドグ１４２には、意図せずに係合がなされることを回避するためのテーパが形成されているが、こうしたテーパは、第１ドグ１１３や第２係合ドグ１２２に設けることも可能である。

また、上記実施形態では、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５のそれぞれに複数のドライブギヤＤｖを固定し、これら複数のドライブギヤＤｖそれぞれに噛合するドリブンギヤＤｎを、出力軸６に相対回転自在に設けることとした。したがって、ギヤ切替機構３０ａ、３０ｂは出力軸６に設けられることとなり、出力軸６にドリブンギヤＤｎを連結させて当該ドリブンギヤＤｎと出力軸６とを一体回転させる連結状態、および、出力軸６とドリブンギヤＤｎとが相対回転する切り離し状態のいずれかを選択的に切り換えることとなる。しかしながら、ドライブギヤＤｖを第１メインシャフト４または第２メインシャフト５に相対回転自在に設けるとともに、ギヤ切替機構３０ａ、３０ｂを、第１メインシャフト４および第２メインシャフト５に設け、ドリブンギヤＤｎを出力軸６に固定することとしても構わない。いずれにしても、ギヤ切替機構３０ａ、３０ｂの配置、歯車列の構成は限定されるものではない。

また、上記実施形態の変速機１は、動力伝達機構１００を適用した一例に過ぎず、動力伝達機構１００は、上記の構成以外の変速機にも広く適用可能である。

以上、添付図面を参照しつつ本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明は上述した実施形態に限定されないことは勿論であり、特許請求の範囲に記載された範疇における各種の変更例又は修正例についても、本発明の技術的範囲に属することは言うまでもない。

本発明は、主に自動車の変速機に用いられる動力伝達機構および自動車用の変速機に利用できる。

１ …変速機
３ …入力軸
３ａ …第１入力軸
３ｂ …第２入力軸
４ …第１メインシャフト
５ …第２メインシャフト
６ …出力軸
１１ …１速用ドライブギヤ
１２ …２速用ドライブギヤ
１３ …３速用ドライブギヤ
１４ …４速用ドライブギヤ
２１ …１速用ドリブンギヤ
２２ …２速用ドリブンギヤ
２３ …３速用ドリブンギヤ
２４ …４速用ドリブンギヤ
３０ａ、３０ｂ …ギヤ切替機構
５０ …緩衝機構
１００ …動力伝達機構
１００ａ …第１動力伝達機構
１００ｂ …第２動力伝達機構
１１０ …第１ハブ
１１３ …第１ドグ
１２０ …第１スリーブ
１２２ …第２係合ドグ
１３０ …第２ハブ
１３３ …第２ドグ
１４０ …第２スリーブ
１４２ …第１係合ドグ
２００ …シフトフォーク
２００ａ …第１シフトフォーク
２００ｂ …第２シフトフォーク
２１０、２１１ …ロッド
Ｄｎ …ドリブンギヤ
Ｄｖ …ドライブギヤ
Ｅ …エンジン
Ｓ …シフト装置

Claims (7)

1. 同軸上に配された第１回転部材および第２回転部材を、これら第１回転部材および第２回転部材が一体回転する連結状態、または、これら第１回転部材および第２回転部材が切り離されて相対回転する非連結状態に切り換える動力伝達機構であって、
   前記第１回転部材に設けられ、第１ドグが形成された第１ハブと、
   前記第２回転部材に設けられ、前記第１ハブに対して回転軸の軸方向に間隙を維持して対向配置されるとともに、前記第１ドグよりも径方向の位置が内側となる第２ドグが形成された第２ハブと、
   前記第２ハブの第２ドグに係合可能な第２係合ドグが形成され、前記第１ハブと一体回転するとともに、回転軸の軸方向に移動可能な第１スリーブと、
   前記第１ハブの第１ドグに係合可能な第１係合ドグが形成され、前記第２ハブと一体回転するとともに、回転軸の軸方向に移動可能な第２スリーブと、
   を備え、
   前記第１スリーブおよび前記第２スリーブが互いに離隔する方向に移動して相対回転する前記非連結状態では、該第１スリーブの第２係合ドグが、前記第２ハブの第２ドグよりも前記第１ハブ側に位置するとともに、該第２スリーブの第１係合ドグが、前記第１ハブの第１ドグよりも前記第２ハブ側に位置し、
   前記第１スリーブおよび前記第２スリーブが互いに近接する方向に移動して一体回転する前記連結状態では、該第１スリーブの第２係合ドグが、前記第２ハブにおける第２ドグの回転軌跡上に位置するとともに、該第２スリーブの第１係合ドグが、前記第１ハブにおける第１ドグの回転軌跡上に位置し、かつ、該第２係合ドグと該第２ドグとが係合して前記第１回転部材および前記第２回転部材間の動力伝達が行われているとき、該第１係合ドグと該第１ドグとが回転方向に離間し、該第１係合ドグと該第１ドグとが係合して前記第１回転部材および前記第２回転部材間の動力伝達が行われているとき、該第２係合ドグと該第２ドグとが回転方向に離間する関係を維持していることを特徴とする動力伝達機構。
2. 前記第１ドグは、前記第１ハブの回転方向に等間隔を維持して複数設けられ、前記第２ドグは、前記第２ハブの回転方向に等間隔を維持して複数設けられていることを特徴とする請求項１記載の動力伝達機構。
3. 前記第１スリーブは、前記第１ハブの外周に嵌合される環状のリング部材で構成され、前記第２スリーブは、前記第２ハブの外周に嵌合される環状のリング部材で構成されていることを特徴とする請求項１または２記載の動力伝達機構。
4. 前記第２ハブに形成された第２ドグは、前記第１ハブに形成された第１ドグの径方向内側に位置するとともに、該第１ドグと該第２ドグとは、回転軸の軸方向に一部または全部が重なる位置関係を有していることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の動力伝達機構。
5. 前記第１ハブは、円筒状の第１ハブ本体部を有するとともに、該第１ハブ本体部から径方向および軸方向に突出させた位置に前記第１ドグが形成されており、
   前記第２ハブは、円筒状の第２ハブ本体部を有するとともに、該第２ハブ本体部から軸方向に突出させた位置に前記第２ドグが形成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の動力伝達機構。
6. エンジンの駆動力によって回転する入力軸と、
   前記入力軸と相対回転自在に配された第１メインシャフトと、
   前記第１メインシャフトと同軸上であって、かつ、該第１メインシャフトに対して軸方向に離間して配された第２メインシャフトと、
   前記第１メインシャフトおよび前記第２メインシャフトに対して平行に配された出力軸と、
   前記第１メインシャフトおよび前記第２メインシャフトのそれぞれに設けられた複数のドライブギヤ、および、前記出力軸に設けられ前記ドライブギヤに噛合する複数のドリブンギヤで構成される複数の歯車列と、
   前記複数の歯車列のいずれかを、前記第１メインシャフトまたは前記第２メインシャフトから前記出力軸への動力伝達経路に切り替えるギヤ切替機構と、
   前記入力軸および前記第１メインシャフトが一体回転する連結状態、または、該入力軸および該第１メインシャフトが切り離されて相対回転する非連結状態に切り換える第１動力伝達機構と、
   前記入力軸および前記第２メインシャフトが一体回転する連結状態、または、該入力軸および該第２メインシャフトが切り離されて相対回転する非連結状態に切り換える第２動力伝達機構と、
   前記第１動力伝達機構に接続された第１シフトフォークと、前記第２動力伝達機構に接続された第２シフトフォークとが第１ロッドで連結され、該第２動力伝達機構に接続された第１シフトフォークと、該第１動力伝達機構に接続された第２シフトフォークとが第２ロッドで連結され、該第１ロッドおよび該第２ロッドが、アクチュエータの作動によって前記入力軸の軸方向に移動することで、該第１動力伝達機構および第２動力伝達機構を連結状態または非連結状態に切り替えるシフト装置と、
   を備え、
   前記シフト装置の第１ロッドが一方に移動し第２ロッドが他方に移動すると、前記アクチュエータの動力が、前記第１ロッドに連結された第１シフトフォークおよび前記第２ロッドに連結された第２シフトフォークを介して前記第１動力伝達機構に入力されて、前記入力軸と前記第１メインシャフトとが連結状態となるとともに、前記アクチュエータの動力が、前記第１ロッドに連結された第２シフトフォークおよび前記第２ロッドに連結された第１シフトフォークを介して前記第２動力伝達機構に入力されて、前記入力軸と前記第２メインシャフトとが非連結状態となり、
   前記シフト装置の第１ロッドが他方に移動し第２ロッドが一方に移動すると、前記アクチュエータの動力が、前記第１ロッドに連結された第２シフトフォークおよび前記第２ロッドに連結された第１シフトフォークを介して前記第２動力伝達機構に入力されて、前記入力軸と前記第２メインシャフトとが連結状態となるとともに、前記アクチュエータの動力が、前記第１ロッドに連結された第１シフトフォークおよび前記第２ロッドに連結された第２シフトフォークを介して前記第１動力伝達機構に入力されて、前記入力軸と前記第１メインシャフトとが非連結状態となることを特徴とする変速機。
7. 前記入力軸には、トルク変動を吸収するための緩衝機構が設けられていることを特徴とする請求項６記載の変速機。

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