JP6018457B2 - 変速機 - Google Patents

Description

本発明は、主に自動車用の変速機に関する。

従来、エンジンと変速機との間のクラッチを切ることなく変速するドグ式の変速機として、例えば特許文献１に示される変速機が知られている。この変速機は、出力シャフト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を完了することができる。

しかしながら、上記の変速機においては、キーとギヤとの間に差回転が生じたままの状態で、キーをギヤに飛び込ませるため、キーがギヤのドグに係合すると、トルクが瞬間的に跳ね上がって元に戻るといったトルク変動（以下、「スパイクトルク」と称する）が生じる。このように、変速の際にスパイクトルクが生じると、キーとドグとの係合による衝撃音や、シャフト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シャフトに捩じれが生じ、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、特許文献２に示されるように、弾性体からなる緩衝機構をギヤに組み込むことで、スパイクトルクを吸収して、騒音や振動を抑制する変速機が提案されている。

特表２００９−５３６７１３号公報 特表２０１０−５１０４６４号公報

しかしながら、上記特許文献２に示されるように、緩衝機構をギヤの内部に組み込むと、ギヤの肉厚が薄くなって剛性が低下し、ギヤの噛み合い精度が悪化して噛み合い音が増大するといった問題がある。また、特に径が小さいギヤについては、小型の緩衝機構しか組み込むことができず、十分な緩衝機能を確保することができないといった問題がある。さらに、全段のギヤそれぞれに緩衝機構を組み込むことから、コストが上昇するばかりか、シャフトの軸長が大きくなってしまい、変速機全体が大型化してしまうという問題があった。

そこで、本発明は、変速時に生じるスパイクトルクの十分な緩衝機能を確保しつつ、コストの削減および変速機の小型化を実現可能な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、本発明は、エンジンの回転が入力されるメインシャフトと、メインシャフトに回転自在に装着された１または複数のドライブギヤと、変速後の回転を出力するため、前記メインシャフトと平行に配置された複数のカウンタシャフトと、これらカウンタシャフトの夫々に回転自在に装着され、ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、ドリブンギヤの何れか一つをそのドリブンギヤが装着された前記カウンタシャフトに相対回転不能に固定するためのセレクタ機構と、セレクタ機構によってドリブンギヤをカウンタシャフトに相対回転不能に固定した際の衝撃を吸収するため、ドライブギヤとメインシャフトとの間に介設された緩衝機構と、を備え、セレクタ機構は、カウンタシャフトに回転自在に挿通された複数のドリブンギヤのうち、隣り合うギヤの対向面に夫々突設されたドグと、隣り合うギヤの間のカウンタシャフトに固定されたハブと、ハブに、カウンタシャフトの軸方向に移動自在に保持され、一端が隣り合うギヤの一方に突設されたドグのリーディング面と係合可能であり、他端が隣り合うギヤの他方に突設されたドグのトレーリング面と係合可能である第１キーと、ハブに、カウンタシャフトの軸方向に移動自在に保持され、一端が隣り合うギヤの一方に突設されたドグのトレーリング面と係合可能であり、他端が隣り合うギヤの他方に突設されたドグのリーディング面と係合可能である第２キーと、第１キー、第２キーをカウンタシャフトの軸方向に移動させるアクチュエータと、を備えたことを特徴とする変速機が提供される。

上記緩衝機構は、ドライブギヤまたはメインシャフトに生じるトルクが予め設定された設定トルク未満である場合に、ドライブギヤおよびメインシャフトを一体回転させ、上記トルクが設定トルク以上になると、ドライブギヤとメインシャフトとを相対回転させる機能を有するものであってもよい。

上記緩衝機構は、ドライブギヤと一体的に回転するドライブギヤ摩擦板と、ドライブギヤ摩擦板と重なるように配置され、メインシャフトと一体的に回転するメインシャフト摩擦板と、メインシャフト摩擦板をドライブギヤ摩擦板に押し付けるための弾性部材とを備えていてもよい。

また、上記課題を解決するため、本発明は、エンジンの回転が入力される第１メインシャフトと、第１メインシャフトに対して同芯的に相対回転可能に配置された第２メインシャフトと、第２メインシャフトに相対回転不能に固定された１または複数の固定ドライブギヤと、変速後の回転を出力するため、第２メインシャフトと平行に配置された複数のカウンタシャフトと、これらカウンタシャフトの夫々に回転自在に装着され、固定ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、ドリブンギヤの何れか一つをそのドリブンギヤが装着されたカウンタシャフトに相対回転不能に固定するためのセレクタ機構と、セレクタ機構によってドリブンギヤをカウンタシャフトに相対回転不能に固定した際の衝撃を吸収するため、第２メインシャフトと第１メインシャフトとの間に介設された緩衝機構と、を備え、セレクタ機構は、カウンタシャフトに回転自在に挿通された複数のドリブンギヤのうち、隣り合うギヤの対向面に夫々突設されたドグと、隣り合うギヤの間のカウンタシャフトに固定されたハブと、ハブに、カウンタシャフトの軸方向に移動自在に保持され、一端が隣り合うギヤの一方に突設されたドグのリーディング面と係合可能であり、他端が隣り合うギヤの他方に突設されたドグのトレーリング面と係合可能である第１キーと、ハブに、カウンタシャフトの軸方向に移動自在に保持され、一端が隣り合うギヤの一方に突設されたドグのトレーリング面と係合可能であり、他端が隣り合うギヤの他方に突設されたドグのリーディング面と係合可能である第２キーと、第１キー、第２キーをカウンタシャフトの軸方向に移動させるアクチュエータと、を備えたことを特徴とする変速機が提供される。

上記緩衝機構は、第２メインシャフトまたは第１メインシャフトに生じるトルクが予め設定された設定トルク未満である場合に、第２メインシャフトおよび第１メインシャフトを一体回転させ、上記トルクが設定トルク以上になると、第２メインシャフトと第１メインシャフトとを相対回転させる機能を有するものであってもよい。

上記緩衝機構は、第２メインシャフトと一体的に回転する第２メインシャフト摩擦板と、第２メインシャフト摩擦板と重なるように配置され、第１メインシャフトと一体的に回転する第１メインシャフト摩擦板と、第１メインシャフト摩擦板を第２メインシャフト摩擦板に押し付けるための弾性部材とを備えていてもよい。

上記ハブの外周面に、周方向に間隔を隔てて軸方向に沿ったキー溝が複数形成され、これらキー溝に、第１キー、第２キーが周方向に交互に保持されていてもよい。

本発明に係る変速機によれば、一つの緩衝機構を複数のカウンタシャフトのドリブンギヤでのスパイクトルクの吸収に共用できるので、コストを削減できる。また、緩衝機構がセレクタ機構とは軸違いに配置されているので、変速機の軸方向の寸法の小型化を図ることができる。また、緩衝機構は、従来例のようにギヤの内部に組み込まれるものではないので、寸法的な制約から緩衝機能が制限されることはなく、変速時に生じるスパイクトルクの十分な緩衝機能を確保できる。

本発明の第１実施形態に係るに自動車用の変速機を模式的に示す図である。 上記変速機のセレクタ機構（１速２速セレクタ機構）を示す分解斜視図である。 上記１速２速セレクタ機構の組立斜視図である。 （ａ）は上記１速２速セレクタ機構の断面図、（ｂ）上記１速２速セレクタ機構のドグ、第１キー、第２キーを示す説明図である。 上記変速機の緩衝機構（１速３速共用緩衝機構、２速４速共用緩衝機構、５速７速共用緩衝機構、６速８速共用緩衝機構）を示す断面図である。 本発明の第２実施形態に係るに自動車用の変速機を模式的に示す図である。 図６の変速機の緩衝機構（１速３速共用緩衝機構、２速４速共用緩衝機構）を示す断面図である。 図６の変速機の緩衝機構（５速〜８速共用緩衝機構）を示す断面図である。

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。

（メインシャフト１、カウンタシャフト２、３）
図１に本発明の第１実施形態に係る自動車用の変速機Ｍを模式的に示す。本実施形態に係る変速機Ｍは、エンジンの回転が入力される一本のメインシャフト１と、メインシャフト１と平行に配置された複数のカウンタシャフト（第１カウンタシャフト２、第２カウンタシャフト３）を有する。なお、本実施形態では、カウンタシャフトの本数は２本であるが、２本に限られることはなく、３本以上であってもよい。これらメインシャフト１、第１カウンタシャフト２、第２カウンタシャフト３は、変速機Ｍのミッションケースにベアリングを介して夫々回転自在に支持されている。

メインシャフト１の端部には、発進用のクラッチＣが設けられている。クラッチＣは、エンジンの回転軸（クランクシャフト）に接続された駆動プレートＣ１と、メインシャフト１に接続された従動プレートＣ２とを有する。クラッチＣは、自動車（車両）の発進時に、変速機Ｍが発進ギヤ段（例えば１速）にセットされた状態で、駆動プレートＣ１と従動プレートＣ２とが密着されることで、クランクシャフトの回転をメインシャフト１に伝え、車両を発進させる機能を有する。

第１カウンタシャフト２の端部には、変速後の回転を出力するための第１カウンタシャフト動力取出ギヤ４が相対回転不能に固定され、同様に、第２カウンタシャフト３の端部には、第２カウンタシャフト動力取出ギヤ５が固定されている。これら第１カウンタシャフト動力取出ギヤ４および第２カウンタシャフト動力取出ギヤ５には、出力ギヤ６が噛合されている。出力ギヤ６は、図１では、作図の都合上、第１カウンタシャフト動力取出ギヤ４にのみ噛合されているように表示されているが、実際には第２カウンタシャフト動力取出ギヤ５にも噛合されており、双方のギヤ４、５によって回転駆動されるようになっている。出力ギヤ６には、出力シャフト７が取り付けられており、出力シャフト７は、車両の駆動輪に接続されている。

（ドライブギヤＤｖ）
図１に示すように、変速機Ｍは、メインシャフト１に回転自在に装着されたドライブギヤＤｖを有する。ドライブギヤＤｖは、本実施形態では、メインシャフト１に回転自在に装着された１速３速共用ドライブギヤ１３ａと、２速４速共用ドライブギヤ２４ａと、５速７速共用ドライブギヤ５７ａと、６速８速共用ドライブギヤ６８ａとから構成されている。なお、ドライブギヤＤｖの数は、本実施形態のように４個に限られず、１個でもよく、２個、３個或いは５個以上でも構わない。これらドライブギヤ１３ａ、２４ａ、５７ａ、６８ａは、低速段ギヤから高速段ギヤとなるに従って歯数が多く、発進用のクラッチＣから遠離するに従って高速段ギヤとなるように配置されている。

（ドリブンギヤＤｎ）
図１に示すように、変速機Ｍは、第１カウンタシャフト２および第２カウンタシャフト３の夫々に回転自在に装着され、上述したドライブギヤＤｖと噛合するドリブンギヤＤｎを有する。ドリブンギヤＤｎは、第１カウンタシャフト２に回転自在に挿通された１速ドリブンギヤ１ｂ、２速ドリブンギヤ２ｂ、５速ドリブンギヤ５ｂ、６速ドリブンギヤ６ｂ、および、第２カウンタシャフト３に回転自在に挿通された３速ドリブンギヤ３ｂ、４速ドリブンギヤ４ｂ、７速ドリブンギヤ７ｂ、８速ドリブンギヤ８ｂから構成されている。１速ドリブンギヤ１ｂおよび３速ドリブンギヤ３ｂは１速３速共用ドライブギヤ１３ａと噛合し、２速ドリブンギヤ２ｂおよび４速ドリブンギヤ４ｂは２速４速共用ドライブギヤ２４ａと噛合し、５速ドリブンギヤ５ｂおよび７速ドリブンギヤ７ｂは５速７速共用ドライブギヤ５７ａと噛合し、６速ドリブンギヤ６ｂおよび８速ドリブンギヤ８ｂは６速８速共用ドライブギヤ６８ａと噛合している。

（セレクタ機構Ｓ）
図１に示すように、変速機Ｍは、１速ドリブンギヤ１ｂ、２速ドリブンギヤ２ｂ、５速ドリブンギヤ５ｂ、６速ドリブンギヤ６ｂの何れか一つを第１カウンタシャフト２に相対回転不能に固定し、３速ドリブンギヤ３ｂ、４速ドリブンギヤ４ｂ、７速ドリブンギヤ７ｂ、８速ドリブンギヤ８ｂの何れか一つを第２カウンタシャフト３に相対回転不能に固定するためのセレクタ機構Ｓを有する。セレクタ機構Ｓは、１速ドリブンギヤ１ｂまたは２速ドリブンギヤ２ｂを第１カウンタシャフト２に相対回転不能に固定するための１速２速セレクタ機構１２Ｓと、３速ドリブンギヤ３ｂまたは４速ドリブンギヤ４ｂを第２カウンタシャフト３に固定するための３速４速セレクタ機構３４Ｓと、５速ドリブンギヤ５ｂまたは６速ドリブンギヤ６ｂを第１カウンタシャフト２に固定するための５速６速セレクタ機構５６Ｓと、７速ドリブンギヤ７ｂまたは８速ドリブンギヤ８ｂを第２カウンタシャフト３に固定するための７速８速セレクタ機構７８Ｓとから成る。これら１速２速セレクタ機構１２Ｓ、３速４速セレクタ機構３４Ｓ、５速６速セレクタ機構５６Ｓ、７速８速セレクタ機構７８Ｓは、全て同様の構成であるので、１速２速セレクタ機構１２Ｓについてのみ説明する。

（ドグ１Ｄ、２Ｄ）
図２は変速機Ｍの１速２速セレクタ機構１２Ｓの分解斜視図、図３は１速２速セレクタ機構１２Ｓの組立斜視図、図４（ａ）は１速２速セレクタ機構１２Ｓの断面図、図４（ｂ）は１速２速セレクタ機構１２Ｓのドグ１Ｄ、２Ｄ、第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋを示す説明図である。１速２速セレクタ機構１２Ｓは、１速ドリブンギヤ１ｂおよび２速ドリブンギヤ２ｂの対向面に夫々突設されたドグ１Ｄ、２Ｄを有する。これらドグ１Ｄ、２Ｄは、各ギヤ１ｂ、２ｂの周方向に夫々等間隔を隔てて複数設けられている。各ドグ１Ｄ、２Ｄは、各ギヤ１ｂ、２ｂの回転方向の前方面となるリーディング面（駆動歯面）１ＤＲ、２ＤＲと、回転方向の後方面となるトレーリング面（被駆動歯面）１ＤＴ、２ＤＴとを有する。リーディング面１ＤＲ、２ＤＲ、トレーリング面１ＤＴ、２ＤＴは、根元から先端に向けて末広がりとなるように逆テーパー状に形成されている。

（ハブＨ）
１速２速セレクタ機構１２Ｓは、図２に示すように、１速ドリブンギヤ１ｂと２速ドリブンギヤ２ｂとの間の第１カウンタシャフトに固定されたハブＨを有する。ハブＨの外周面には、カウンタシャフト３の軸方向と平行に形成されたキー溝ＨＡが、周方向に等間隔を隔てて複数設けられている。キー溝ＨＡには、第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋが軸方向に移動自在に保持されている。第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋは、各キー溝ＨＡに、周方向に交互に保持されている。各キー溝ＨＡは、底よりも開口が狭くなるように形成され、ハブＨが回転された際、遠心力を受ける第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋがキー溝ＨＡの開口から飛び出さないようになっている。

（第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋ）
１速２速セレクタ機構１２Ｓは、上述したようにキー溝ＨＡに軸方向に移動自在に保持された第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋを有する。図４（ｂ）に示すように、第１キー１Ｋは、一端に１速ドリブンギヤ１ｂのドグ１Ｄのリーディング面１ＤＲと係合する係合爪１ＫＲを有し、他端に２速ドリブンギヤ２ｂのドグ２Ｄのトレーリング面２ＤＴと係合する係合爪１ＫＴを有する。同様に、第２キー２Ｋは、一端に１速ドリブンギヤ１ｂのドグ１Ｄのトレーリング面１ＤＴと係合する係合爪２ＫＴを有し、他端に２速ドリブンギヤ２ｂのドグ２Ｄのリーディング面２ＤＲと係合する係合爪２ＫＲを有する。これら係合爪１ＫＲ、１ＫＴ、２ＫＲ、２ＫＴは、係合性を高めるため、逆テーパー状に形成されている。

ハブＨの外周面には、第１スリーブリング１Ｒ、第２スリーブリング２Ｒが、ハブＨに対して、軸方向に移動自在且つ周方向に相対回転不能に装着されている。第１スリーブリング１Ｒの内周面には、図２に示すように、凸部１ＲＡが周方向に等間隔を隔てて複数設けられ、これら凸部１ＲＡが第１キー１Ｋに形成された凹部１ＫＡに係合されている。これにより、第１スリーブリング１Ｒおよび第１キー１Ｋが軸方向に一体的に移動する。同様に、第２スリーブリング２Ｒの内周面には凸部２ＲＡが周方向に等間隔を隔てて複数設けられ、これら凸部２ＲＡが第２キー２Ｋに形成された凹部２ＫＡに係合されている。これにより、第２スリーブリング２Ｒおよび第２キー２Ｋが軸方向に一体的に移動する。

（アクチュエータＡ）
１速２速セレクタ機構１２Ｓは、図３に示すように、第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋを軸方向に移動させるためのアクチュエータＡを有する。アクチュエータＡは、第１スリーブリング１Ｒに係合する第１シフトフォーク１Ｆ、第１シフトフォーク１Ｆに接続された第１シフトロッド１Ｇ、第１シフトロッド１Ｇを軸方向に移動する不図示の第１駆動機構（電動シリンダ等）を備えている。また、アクチュエータＡは、第２スリーブリング２Ｒに係合する第２シフトフォーク２Ｆ、第２シフトフォーク２Ｆに接続された第２シフトロッド２Ｇ、第２シフトロッド２Ｇを軸方向に移動する不図示の第２駆動機構（電動シリンダ等）を備えている。第１駆動機構、第２駆動機構は、車両の走行状況に応じたコンピュータ制御により、或いは運転者によるシフトレバー等のシフト操作に応じて、第１シフトロッド１Ｇ、第２シフトロッド２Ｇを連係して移動させ、変速を行う。変速については後述するが、発進用のクラッチＣを繋いだまま、トルク切れの無い変速が可能である。

（３速４速セレクタ機構３４Ｓ、５速６速セレクタ機構５６Ｓ、７速８速セレクタ機構７８Ｓ）
図１に示す３速４速セレクタ機構３４Ｓ、５速６速セレクタ機構５６Ｓ、７速８速セレクタ機構７８Ｓは、１速２速セレクタ機構１２Ｓと同様の構成であるので、説明を省略する。なお、３速ドリブンギヤ３ｂのドグを３Ｄと表示し、４速ドリブンギヤ４ｂのドグを４Ｄと表示し、５速ドリブンギヤ５ｂのドグを５Ｄと表示し、６速ドリブンギヤ６ｂのドグを６Ｄと表示し、７速ドリブンギヤ７ｂのドグを７Ｄと表示し、８速ドリブンギヤ８ｂのドグを８Ｄと表示する。これら３速４速セレクタ機構３４Ｓ、５速６速セレクタ機構５６Ｓ、７速８速セレクタ機構７８Ｓを用いた各段の変速については後述するが、発進用のクラッチＣを繋いだまま、トルク切れの無い変速が可能である。

（緩衝機構Ｗ）
図１に示すように、変速機Ｍは、ドライブギヤＤｖとメインシャフト１との間に介設された緩衝機構Ｗを有する。緩衝機構Ｗは、１速３速共用ドライブギヤ１３ａとメインシャフト１との間に介設された１速３速共用緩衝機構１３Ｗと、２速４速共用ドライブギヤ２４ａとメインシャフト１との間に介設された２速４速共用緩衝機構２４Ｗと、５速７速共用ドライブギヤ５７ａとメインシャフト１との間に介設された５速７速共用緩衝機構５７Ｗと、６速８速共用ドライブギヤ６８ａとメインシャフト１との間に介設された６速８速共用緩衝機構６８Ｗとから成る。

１速３速共用緩衝機構１３Ｗは、１速２速セレクタ機構１２Ｓによって１速ドリブンギヤ１ｂを第１カウンタシャフト２に相対回転不能に固定した際に生じる衝撃（スパイクトルク）を吸収すると共に、３速４速セレクタ機構３４Ｓによって３速ドリブンギヤ３ｂを第２カウンタシャフト３に相対回転不能に固定した際に生じるスパイクトルクを吸収する。すなわち、１速３速共用緩衝機構１３Ｗは、１速または３速への変速時に、１速３速共用ドライブギヤ１３ａと噛合する１速ドリブンギヤ１ｂまたは３速ドリブンギヤ３ｂにて生じるスパイクトルクを吸収する。１速３速緩衝機構１３Ｗは、１速３速共用ドライブギヤ１３ａまたはメインシャフト１に生じるトルクが予め設定された設定トルク未満である場合に、１速３速共用ドライブギヤ１３ａおよびメインシャフト１を一体回転させ、上記トルクが設定トルク以上になると、１速３速共用ドライブギヤ１３ａとメインシャフト１とを相対回転させる機能を有する。

２速４速共用緩衝機構２４Ｗは、１速２速セレクタ機構１２Ｓによって２速ドリブンギヤ２ｂを第１カウンタシャフト２に相対回転不能に固定した際に生じるスパイクトルクを吸収すると共に、３速４速セレクタ機構３４Ｓによって４速ドリブンギヤ４ｂを第２カウンタシャフト３に相対回転不能に固定した際に生じるスパイクトルクを吸収する。すなわち、２速４速共用緩衝機構２４Ｗは、２速または４速への変速時に、２速４速共用ドライブギヤ２４ａと噛合する２速ドリブンギヤ２ｂまたは４速ドリブンギヤ４ｂにて生じるスパイクトルクを吸収する。２速４速緩衝機構２４Ｗは、２速４速共用ドライブギヤ２４ａまたはメインシャフト１に生じるトルクが予め設定された設定トルク未満である場合に、２速４速共用ドライブギヤ２４ａおよびメインシャフト１を一体回転させ、上記トルクが設定トルク以上になると、２速４速共用ドライブギヤ２４ａとメインシャフト１とを相対回転させる機能を有する。

５速７速共用緩衝機構５７Ｗは、５速６速セレクタ機構５６Ｓによって５速ドリブンギヤ５ｂを第１カウンタシャフト２に相対回転不能に固定した際に生じるスパイクトルクを吸収すると共に、７速８速セレクタ機構７８Ｓによって７速ドリブンギヤ７ｂを第２カウンタシャフト３に相対回転不能に固定した際に生じるスパイクトルクを吸収する。すなわち、５速７速共用緩衝機構５７Ｗは、５速または７速への変速時に、５速７速共用ドライブギヤ５７ａと噛合する５速ドリブンギヤ５ｂまたは７速ドリブンギヤ７ｂにて生じるスパイクトルクを吸収する。５速７速緩衝機構５７Ｗは、５速７速共用ドライブギヤ５７ａまたはメインシャフト１に生じるトルクが予め設定された設定トルク未満である場合に、５速７速共用ドライブギヤ５７ａおよびメインシャフト１を一体回転させ、上記トルクが設定トルク以上になると、５速７速共用ドライブギヤ５７ａとメインシャフト１とを相対回転させる機能を有する。

６速８速共用緩衝機構６８Ｗは、５速６速セレクタ機構５６Ｓによって６速ドリブンギヤ６ｂを第１カウンタシャフト２に相対回転不能に固定した際に生じるスパイクトルクを吸収すると共に、７速８速セレクタ機構７８Ｓによって８速ドリブンギヤ８ｂを第２カウンタシャフト３に相対回転不能に固定した際に生じるスパイクトルクを吸収する。すなわち、６速８速共用緩衝機構６８Ｗは、６速または８速への変速時に、６速８速共用ドライブギヤ６８ａと噛合する６速ドリブンギヤ６ｂまたは８速ドリブンギヤ８ｂにて生じるスパイクトルクを吸収する。６速８速緩衝機構６８Ｗは、６速８速共用ドライブギヤ６８ａまたはメインシャフト１に生じるトルクが予め設定された設定トルク未満である場合に、６速８速共用ドライブギヤ６８ａおよびメインシャフト１を一体回転させ、上記トルクが設定トルク以上になると、６速８速共用ドライブギヤ６８ａとメインシャフト１とを相対回転させる機能を有する。

（１速３速共用緩衝機構１３Ｗ）
上述した１速３速共用緩衝機構１３Ｗ、２速４速共用緩衝機構２４Ｗ、５速７速共用緩衝機構５７Ｗ、６速８速共用緩衝機構６８Ｗは、全て同様の構成であるので、１速３速共用緩衝機構１３Ｗについてのみ説明する。１速３速緩衝機構１３Ｗにおいて、１速３速共用ドライブギヤ１３ａとメインシャフト１との相対回転、すなわち滑りを許容する閾値となる設定トルクは、エンジンによってメインシャフト１を回転させて車両を走行させる際にメインシャフト１および１速３速共用ドライブギヤ１３ａに生じ得る最大トルクよりも大きい値に設定されている。加えて、この設定トルクは、１速２速セレクタ機構１２Ｓによってトルク切れの無い１速への変速を行った際、または３速４速セレクタ機構３４Ｓによってトルク切れの無い３速への変速を行った際に、１速３速共用ドライブギヤ１３ａまたはメインシャフト１に生じ得るスパイクトルクより小さい値に設定されている。これにより、エンジンによる車両の通常走行を支障なく行えると共に、１速への変速時または３速への変速時に生じるスパイクトルクを緩衝できる。上記設定トルクは、上記最大トルクよりもある程度の余裕を持って大きな値に設定されているが、その余裕代は極力小さくすることが好ましい。上記最大トルクを僅かに上回る軽微なスパイクトルクを的確に緩衝するためである。

図５は、変速機Ｍの１速３速共用緩衝機構１３Ｗ、２速４速共用緩衝機構２４Ｗ、５速７速共用緩衝機構５７Ｗ、６速８速共用緩衝機構６８Ｗを示す断面図である。１速３速共用緩衝機構１３Ｗは、１速３速共用ドライブギヤ１３ａと一体的に回転するドライブギヤ摩擦板Ｗ１と、ドライブギヤ摩擦板Ｗ１と重なるように配置され、メインシャフト１と一体的に回転するメインシャフト摩擦板Ｗ２と、メインシャフト摩擦板Ｗ２をドライブギヤ摩擦板Ｗ１に押し付けるための弾性部材Ｗ３とを備えている。メインシャフト１は、ベアリングＢによってミッションケースに軸支されており、１速３速共用ドライブギヤ１３Ｗの位置決め部材となる段差部Ｄを有する。メインシャフト１には、段差部Ｄに当接するようにワッシャＷ４が挿通され、ワッシャＷ４に当接するように１速３速共用ドライブギヤ１３ａが回転自在に挿通されている。

１速３速共用ドライブギヤ１３ａには、カップリングＷ５が相対回転不能に固定されている。カップリングＷ５は、１速３速共用ドライブギヤ１３ａに固定されたリング板状のカップリング本体Ｗ５１と、カップリング本体Ｗ５１から２速４速共用ドライブギヤ２４ａ側に延出された筒状の摩擦面部Ｗ５２とを有する。摩擦面部Ｗ５２の外周面の傾斜角度は、メインシャフト摩擦板Ｗ２の内周面の傾斜角度に合致されており、摩擦面部Ｗ５２の外周面に、メインシャフト摩擦板Ｗ２の内周面が略均等に接触されている。カップリング本体Ｗ５１の外周縁には、周方向に間隔を隔てて保持溝Ｗ５３が複数形成されている。

ドライブギヤ摩擦板Ｗ１は、メインシャフト１の軸方向に所定長さを有するリング状の部材であり、円錐板状に形成されている。ドライブギヤ摩擦板Ｗ１は、１速３速共用ドライブギヤ１３ａ側の端面から２速４速共用ドライブギヤ２４ａ側の端面に向かうに従って徐々に小径となるように形成されており、ドライブギヤ摩擦板Ｗ１の内周面および外周面が、メインシャフト１の軸方向に対して傾斜する形状となっている。ドライブギヤ摩擦板Ｗ１の一端には、カップリングＷ５の保持溝Ｗ５３に係合する保持片Ｗ１１が、周方向に間隔を隔てて複数形成されている。ドライブギヤ摩擦板Ｗ１の保持片Ｗ１１がカップリングＷ５の保持溝Ｗ５３に係合することで、ドライブギヤ摩擦板Ｗ１がカップリングＷ５と一体的に回転して１速３速共用ドライブギヤ１３ａと一体的に回転する。

メインシャフト１には、１速３速共用ドライブギヤ１３ａの隣りに、スプラインを介し、ハブＷ６が相対回転不能に装着されている。ハブＷ６は、メインシャフト１にスプラインを介して装着された筒部Ｗ６１と、筒部Ｗ６１に設けられたリング板状のハブ本体Ｗ６２と、ハブ本体Ｗ６２の外周端から１速３速共用ドライブギヤ１３ａ側に延出された筒状の摩擦面部Ｗ６３とを有する。なお、ハブＷ６の各構成要素は、作図スペースの都合上、図５の緩衝機構Ｗ２４に表示する。摩擦面部Ｗ６３の内周面の傾斜角度は、ドライブギヤ摩擦板Ｗ１の外周面の傾斜角度に合致されており、摩擦面部Ｗ６３の内周面に、ドライブギヤ摩擦板Ｗ１の外周面が略均等に接触されている。ハブ本体Ｗ６２には、周方向に間隔を隔てて保持孔Ｗ６４が複数形成されている。

メインシャフト摩擦板Ｗ２は、メインシャフト１の軸方向に所定長さを有するリング状の部材であり、円錐板状に形成されている。メインシャフト摩擦板Ｗ２は、２速４速共用ドライブギヤ２４ａ側の端面から１速３速共用ドライブギヤ１３ａ側の端面に向かうに従って徐々に大径となるように形成されており、メインシャフト摩擦板Ｗ２の内周面および外周面が、メインシャフト１の軸方向に対して傾斜する形状となっている。メインシャフト摩擦板Ｗ２の一端には、ハブＷ６の保持孔Ｗ６４に係合する保持片Ｗ２１が、周方向に間隔を隔てて複数形成されている。メインシャフト摩擦板Ｗ２の保持片Ｗ２１がハブＷ６の保持孔Ｗ６４に係合することで、メインシャフト摩擦板Ｗ２がハブＷ６と一体的に回転してメインシャフト１と一体的に回転する。

メインシャフト１には、ハブＷ６の隣りに、リテーナＷ７がスプラインを介して相対回転不能に装着されている。リテーナＷ７は、メインシャフト１にスプラインを介して装着されたリング板状のリテーナ本体Ｗ７１と、リテーナ本体Ｗ７１のハブＷ６側の面に突設されたバネ保持部Ｗ７２とを有する。バネ保持部Ｗ７２には、弾性部材Ｗ３を構成する円錐状の板バネＷ３１が装着される。上述した構成の１速３速共用緩衝機構１３Ｗは、所謂摩擦コーンクラッチからなる。以上、１速３速共用緩衝機構１３Ｗの構成について説明したが、２速４速共用緩衝機構２４Ｗ、５速７速共用緩衝機構５７Ｗ、６速８速共用緩衝機構６８Ｗも同様の構成であるので、同様の構成要素には同様の符号を付して説明を省略する。なお、図５において、粗いハッチングの構成要素は、ベアリングＢを除きメインシャフト１と一体的に回転する部品であり、細かなハッチングの構成要素は、メインシャフト１に対して相対回転自在な部品である。

（緩衝機構Ｗの組付構造）
次に、１速３速共用緩衝機構１３Ｗ、２速４速共用緩衝機構２４Ｗ、５速７速共用緩衝機構５７Ｗ、６速８速共用緩衝機構６８Ｗを、メインシャフト１に組み付ける構造について説明する。図５に示すように、メインシャフト１には、１速３速共用緩衝機構１３ＷのリテーナＷ７の隣りに、中空の第１中間シャフトＸ１がスプラインを介して相対回転不能に装着され、第１中間シャフトＸ１の隣りに、中空の第２中間シャフトＸ２がスプラインを介して相対回転不能に装着され、第２中間シャフトＸ２の隣りに、中空の第３中間シャフトＸ３がスプラインを介して相対回転不能に装着され、第３中間シャフトＸ３の隣りに、中空の第４中間シャフトＸ４がスプラインを介して相対回転不能に装着され、第４中間シャフトＸ４の隣りに、中空の第５中間シャフトＸ５が装着されている。

第１中間シャフトＸ１には、２速４速共用ドライブギヤ２４ａが相対回転自在に装着され、第２中間シャフトＸ２には、５速７速共用ドライブギヤ５７ａが相対回転自在に装着され、第４中間シャフトＸ４には、６速８速共用ドライブギヤ６８ａが相対回転自在に装着されている。なお、第３中間シャフトＸ３、第５中間シャフトＸ５は、スペーサとして機能する。また、メインシャフト１には、第５中間シャフトＸ５の隣りにベアリングＢが装着され、ベアリングＢの隣にはワッシャＸ６を介してナットＸ７がネジ部を介して装着されている。この構成によれば、ネジ部に螺合されたナットＸ７を締め込み、各構成要素を所定位置に組み付けることで、各緩衝機構１３Ｗ、２４Ｗ、５７Ｗ、６８Ｗの各板バネＷ３１が予め設定された撓み状態となり、設定されたセット荷重を発生させる。

すなわち、ナットＸ７を所定位置に締め込むことで、各中間シャフトＸ１〜Ｘ５によって各緩衝機構１３Ｗ、２４Ｗ、５７Ｗ、６８Ｗの夫々の板バネＷ３１が押し付けられて所定量撓み、各緩衝機構１３Ｗ、２４Ｗ、５７Ｗ、６８Ｗの夫々のメインシャフト摩擦板Ｗ２とドライブギヤ摩擦板Ｗ１とが相互に押し付けられる。これと同時に、各メインシャフト摩擦板Ｗ２の内周面が各カップリングＷ５の摩擦面部Ｗ５２に押し付けられ、各ドライブギヤ摩擦板Ｗ１の外周面が各ハブＷ６の摩擦面部Ｗ６３に押し付けられる。これにより、各緩衝機構１３Ｗ、２４Ｗ、５７Ｗ、６８Ｗは、各ドライブギヤ１３ａ、２４ａ、５７ａ、６８ａまたはメインシャフト１に生じるトルクが予め設定された設定トルク未満である場合に、各ドライブギヤ１３ａ、２４ａ、５７ａ、６８ａおよびメインシャフト１を一体回転させ、上記トルクが設定トルク以上になると、各ドライブギヤ１３ａ、２４ａ、５７ａ、６８ａとメインシャフト１とを相対回転させる機能を発揮する。上記設定トルクは、各中間シャフトＸ１〜Ｘ５の長さを変更することや、各板バネｗ３１自体を変更することで、調整できる。

（変速）
１速で発進する際には、図１に示す発進用クラッチＣを切った状態で、１速２速セレクタ機構１２Ｓの第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋを１速ドリブンギヤ１ｂ側に移動する。そして、発進クラッチＣを半クラッチ制御して繋げることで、メインシャフト１の回転を１速３速共用ドライブギヤ１３ａ、１速ドリブンギヤ１ｂ、１速２速セレクタ機構１２Ｓを介し、第１カウンタシャフト２に伝達し、第１カウンタシャフト動力取出ギヤ４、出力ギヤ６を介して、出力シャフト７に伝達する。このとき、第１キー１Ｋは、１速ドリブンギヤ１ｂのドグ１Ｄと係合してトルクの伝達を行い、第２キー２Ｋは、１速ドリブンギヤ１ｂのドグ１Ｄと係合しないコースト状態となり、２速ドリブンギヤ２ｂ側に移動可能である。

車両の加速時において１速から２速にシフトアップする際には、発進用クラッチＣを繋いだままの状態で、１速２速セレクタ機構１２Ｓの第２キー２Ｋ（コースト状態）を２速ドリブンギヤ２ｂ側に移動する。これにより、第２キー２Ｋが２速ドリブンギヤ２ｂのドグ２Ｄと係合し、トルク切れの無い１速から２速へのシフトアップを成し得る。シフトアップ時、第２キー２Ｋが２速ドリブンギヤ２ｂのドグ２Ｄと係合した瞬間に、１速ドリブンギヤ１ｂと２速ドリブンギヤ２ｂとの回転数差に因るスパイクトルクが生じるが、このスパイクトルクは、２速４速共用緩衝機構２４Ｗのドライブギヤ摩擦板Ｗ１（図５参照）とメインシャフト摩擦板Ｗ２とが相対的に滑ることで吸収緩衝される。また、第２キー２Ｋが２速ドリブンギヤ２ｂのドグ２Ｄと係合すると、第１キー１Ｋが１速ドリブンギヤ１ｂのドグ１Ｄから離脱してコースト状態となるため、第１キー１Ｋも２速ドリブンギヤ２ｂ側に移動させる。

車両の加速時において２速から３速にシフトアップする際には、発進用クラッチＣを繋いだままの状態で、３速４速セレクタ機構３４Ｓの第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋを３速ドリブンギヤ３ｂ側に移動する。これにより、第１キー１Ｋが３速ドリブンギヤ３ｂのドグ３Ｄと係合してトルクを伝達し、１速２速セレクタ機構１２Ｓの第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋが共にコースト状態となる。よって、１速２速セレクタ機構１２Ｓの第１キー１Ｋ、第２キー２Ｋをニュートラル位置（左右のドグ１Ｄ、２Ｄに係合しない位置）に移動する。これにより、トルク切れの無い２速から３速へのシフトアップが可能である。シフトアップ時、３速４速セレクタ機構３４Ｓの第１キー１Ｋが３速ドリブンギヤ３ｂのドグ３Ｄと係合した瞬間に生じたスパイクトルクは、１速３速共用緩衝機構１３Ｗによって吸収緩衝される。なお、このとき、３速４速セレクタ機構３４Ｓの第２キー２Ｋは、３速ドリブンギヤ３ｂのドグ３Ｄと係合しない状態（コースト状態）となる。

以降、同様にして、３速から４速、４速から５速、５速から６速、６速から７速、７速から８速へのシフトアップを行う。３速から４速へのシフトアップに生じるスパイクトルクは、２速４速共用緩衝機構２４Ｗによって吸収され、４速から５速へのシフトアップ時のスパイクトルクは、５速７速共用緩衝機構５７Ｗによって吸収され、５速から６速へのシフトアップ時のスパイクトルクは、６速８速共用緩衝機構６８Ｗによって吸収され、６速から７速へのシフトアップ時のスパイクトルクは、５速７速共用緩衝機構５７Ｗによって吸収され、７速から８速へのシフトアップ時のスパイクトルクは、６速８速共用緩衝機構６８Ｗによって吸収される。

また、車両の減速時におけるシフトダウンは逆の手順によって行う。すなわち、８速から７速にシフトダウンする場合には、発進用クラッチＣを繋いだままの状態で、７速８速セレクタ機構７８Ｓの第１キー１Ｋおよび第２キー２Ｋの内のコースト状態のキー（例えば第２キー２Ｋ）を８速ドリブンギヤ８ｂ側から７速ドリブンギヤ７ｂ側に移動する。これにより、第２キー２Ｋが７速ドリブンギヤ７ｂのドグ７Ｄと係合し、トルク切れの無いシフトダウンが可能となる。シフトダウン時、第２キー２Ｋが７速ドリブンギヤのドグと係合した瞬間に生じたスパイクトルクは、５速７速共用緩衝機構５７Ｗによって吸収緩衝される。また、第２キー２Ｋが７速ドリブンギヤ７ｂのドグ７Ｄと係合すると、第１キー１Ｋがコースト状態となるため、第１キー１Ｋも７速ドリブンギヤ７ｂ側に移動させる。

以降、同様にして、７速から６速、６速から５速、５速から４速、４速から３速、３速から２速、２速から１速へのシフトダウンを行う。７速から６速へのシフトダウンに生じるスパイクトルクは、６速８速共用緩衝機構６８Ｗによって吸収され、６速から５速へのシフトダウン時のスパイクトルクは、５速７速共用緩衝機構５７Ｗによって吸収され、５速から４速へのシフトダウン時のスパイクトルクは、２速４速共用緩衝機構２４Ｗによって吸収され、４速から３速へのシフトダウン時のスパイクトルクは、１速３速共用緩衝機構１３Ｗによって吸収され、３速から２速へのシフトダウン時のスパイクトルクは、２速４速共用緩衝機構２４Ｗによって吸収され、２速から１速へのシフトダウン時のスパイクトルクは、１速３速共用緩衝機構１３Ｗによって吸収される。

（作用・効果）
以上説明したように、本実施形態に係る変速機Ｍにおいては、一本のメインシャフト１と２本のカウンタシャフト（第１カウンタシャフト２、第２カウンタシャフト３）とを備えており、メインシャフト１に装着された一枚のドライブギヤ（例えば１速３速共用ドライブギヤ１３ａ）が、各カウンタシャフト２、３に装着された二枚のドリブンギヤ（例えば１速ドリブンギヤ１ｂ、３速ドリブンギヤ３ｂ）と夫々噛合している。変速時、１速２速セレクタ機構１２Ｓ、３速４速セレクタ機構３４Ｓにより、１速ドリブンギヤ１ｂまたは３速ドリブンギヤ３ｂをカウンタシャフト２、３に相対回転不能に固定した際に生じたスパイクトルクは、ドリブンギヤ１ｂ、３ｂを介してドライブギヤ１３ａに伝達され、ドライブギヤ１３ａとメインシャフト１との間に介設された１速３速共用緩衝機構１３Ｗによって吸収される。この緩衝機構１３Ｗは、一枚のドライブギヤ（１速３速共用ドライブギヤ１３ａ）と噛合する二枚のドリブンギヤ（１速ドリブンギヤ１ｂ、３速ドリブンギヤ３ｂ）に対して共用となる。よって、各緩衝機構１３Ｗ、２４Ｗ、５７Ｗ、６８Ｗの数（本実施形態では４個）が変速段数（本実施形態では８段変速）の半分で済み、各ドリブンギヤ１ｂ〜８ｂの夫々に緩衝機構を設けていた従来例と比べてコストダウンを推進できる。

また、図１に示すように、緩衝機構Ｗ（１速３速共用緩衝機構１３Ｗ、２速４速共用緩衝機構２４Ｗ、５速７速共用緩衝機構５７Ｗ、６速８速共用緩衝機構６８Ｗ）は、メインシャフト１の軸上に配置され、１速２速セレクタ機構１２Ｓおよび５速６速セレクタ機構５６Ｓは、第１カウンタシャフト２の軸上に配置され、３速４速セレクタ機構３４Ｓおよび７速８速セレクタ機構７８Ｓは、第２カウンタシャフト３の軸上に配置されている。加えて、緩衝機構１３Ｗは、変速機Ｍの側方から見て、ドリブンギヤ１ｂとクラッチＣとの間に配置され、緩衝機構２４Ｗは、ドリブンギヤ１ｂ、２ｂの間に配置され、緩衝機構５７Ｗは、ドリブンギヤ２ｂ、５ｂの間に配置され、緩衝機構６８Ｗは、ドリブンギヤ５ｂ、６ｂの間に配置されている。このように、緩衝機構Ｗが、セレクタ機構Ｓと軸違いで且つセレクタ機構Ｓが配置されるギヤの間に並列に配置されているので、緩衝機構Ｗがセレクタ機構Ｓと同軸上に直列に配置されていた従来例と比べると、変速機Ｍの軸方向の寸法の小型化を図ることができる。

また、この緩衝機構Ｗ（１速３速共用緩衝機構１３Ｗ、２速４速共用緩衝機構２４Ｗ、５速７速共用緩衝機構５７Ｗ、６速８速共用緩衝機構６８Ｗ）は、従来例のようにギヤの内部に組み込まれるものではないので、ギヤ内に組み込むための寸法的な制約から緩衝機能が制限されることはない。また、ギヤの内部に緩衝機構Ｗを組み込むことに起因するギヤの肉厚の薄肉化および剛性の低下は発生せず、剛性低下によりギヤの噛み合い精度が悪化して噛み合い音が増大するといった問題も生じない。

以上要するに本実施形態に係る変速機Ｍによれば、変速時に生じるスパイクトルクの十分な緩衝機能を確保しつつ、コストの削減および小型化を推進することができる。

（変形例）
図６に本発明の第２実施形態に係る自動車用の変速機Ｍｘを模式的に示す。本実施形態に係る変速機Ｍｘは、図１に示す前実施形態の変速機Ｍと共通する構成要素を備えている。よって、前実施形態と共通する構成要素には同一の符号を付して説明を省略する。

本実施形態に係る変速機Ｍｘにおいては、図１に示す前実施形態の変速機のメインシャフト１が、エンジンの回転が入力される第１メインシャフト１ｘと、第１メインシャフト１ｘに対して同心的に相対回転可能に配置された第２メインシャフト１ｙとに分割されている。すなわち、この変速機Ｍｘは、エンジンの回転が入力される第１メインシャフト１ｘと、第１メインシャフト１ｘに対して同心的に相対回転可能に配置された第２メインシャフト１ｙとを有する。

変速機Ｍｘは、第２メインシャフト１ｙに相対回転不能に固定された固定ドライブギヤＤｖｙを有する。固定ドライブギヤＤｖｙは、本実施形態では、第２メインシャフト１ｙに固定された５速７速共用固定ドライブギヤ５７ａｙと、６速８速共用固定ドライブギヤ６８ａｙとから構成されている。なお、固定ドライブギヤＤｖｙの数は、本実施形態のように２個に限られず、１個でもよく、３個以上でも構わない。５速７速共用固定ドライブギヤ５７ａｙは、第１カウンタシャフト２の５速ドリブンギヤ５ｂと噛合すると共に、第２カウンタシャフト３の７速ドリブンギヤ７ｂと噛合している。６速８速共用固定ドライブギヤ６８ａｙは、第１カウンタシャフト２の６速ドリブンギヤ６ｂと噛合すると共に、第２カウンタシャフト３の８速ドリブンギヤ８ｂと噛合している。

変速機Ｍｘは、５速６速セレクタ機構５６Ｓによって５速ドリブンギヤ５ｂまたは６速ドリブンギヤ６ｂを第１カウンタシャフト２に相対回転不能に固定した際の衝撃、７速８速セレクタ機構７８Ｓによって７速ドリブンギヤ７ｂまたは８速ドリブンギヤ８ｂを第２カウンタシャフト３に相対回転不能に固定した際の衝撃を吸収するため、第２メインシャフト１ｙと第１メインシャフト１ｘとの間に介設された緩衝機構（５速〜８速共用緩衝機構ｙＷ）を備えている。また、変速機Ｍｘは、１速３速共用緩衝機構１３Ｗ、２速４速共用緩衝機構２４Ｗを備えている。

図７に、本実施形態に係る変速機Ｍｘの１速３速共用緩衝機構１３Ｗ、２速４速共用緩衝機構２４Ｗの断面図を示す。これら１速３速共用緩衝機構１３Ｗ、２速４速共用緩衝機構２４Ｗは、基本的には、図５に示す前実施形態の１速３速共用緩衝機構１３Ｗ、２速４速共用緩衝機構２４Ｗと同様の構成であり、ドライブギヤ摩擦板Ｗ１、メインシャフト摩擦板Ｗ２、板バネＷ３１、ハブＷ６が、共用するリテーナＷ７ｘを挟んで相互に逆向きに（背中合わせに）配置されている点が相違する。よって、前実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して説明を省略する。リテーナＷ７ｘには、左右両面にバネ保持部Ｗ７２が形成されている。各構成要素は、第１メインシャフト１の外周面に形成されたネジ部に螺合されたナットＸ７ｘにより所定位置に組み付けられ、各板バネＷ３１が前実施形態と同様に所定量撓まされている。

図８に、本実施形態に係る変速機の５速〜８速共用緩衝機構ｙＷの断面図を示す。５速〜８速共用緩衝機構ｙＷは、基本的には、図７に示す２速４速共用緩衝機構２４Ｗと同様の構成である。よって、２速４速共用緩衝機構２４Ｗと同様の構成要素には同一の符号を付して説明を省略する。各構成要素は、第１メインシャフト１ｘの内周面に形成されたネジ部に螺合された蓋部材Ｗ８により所定位置に組み付けられている。第２入力シャフト１ｙの内周面にはフランジ１ｙ１が形成されており、フランジ１ｙ１にはワッシャＷ９が当接されている。ワッシャＷ９をネジ部に螺合された蓋部材Ｗ８によって板バネＷ３１の側に押し付けることで、各構成要素が所定位置に組み付けられ、板バネＷ３１が所定量撓むようになっている。

図６に示す本実施形態に係る変速機Ｍｘによれば、５速〜８速共用緩衝機構ｙＷによって、５速への変速、６速への変速、７速への変速、８速への変速時に生じるスパイクトルクを吸収できる。よって、緩衝機構１３Ｗ、２４Ｗ、ｙＷの数を各ドリブンギヤ１ｂ〜８ｂの夫々に緩衝機構を設けていた従来例と比べて削減することができ、コストダウンを推進できる。その他、基本的な作用効果は、前実施形態と同様であり、変速時に生じるスパイクトルクの十分な緩衝機能を確保しつつ、コストの削減および小型化を推進することができる。

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、本発明は上述した各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。例えば、カウンタシャフト２、３の本数を２本ではなく３本として、所謂４軸タイプの変速機とすることも考えられる。また、セレクタ機構Ｓの構成は上述の構成に限定されるものではなく、従来公知のセレクタ機構にも適用することができる。

本発明は、主に自動車用の変速機に利用できる。

１ メインシャフト
１ｘ 第１メインシャフト
１ｙ 第２メインシャフト
２ 第１カウンタシャフト
３ 第２カウンタシャフト
Ｄｖ ドライブギヤ
１３ａ ドライブギヤとしての１速３速共用ドライブギヤ
２４ａ ドライブギヤとしての２速４速共用ドライブギヤ
５７ａ ドライブギヤとしての５速７速共用ドライブギヤ
６８ａ ドライブギヤとしての６速８速共用ドライブギヤ
Ｄｎ ドリブンギヤ
１ｂ ドリブンギヤとしての１速ドリブンギヤ
２ｂ ドリブンギヤとしての２速ドリブンギヤ
３ｂ ドリブンギヤとしての３速ドリブンギヤ
４ｂ ドリブンギヤとしての４速ドリブンギヤ
５ｂ ドリブンギヤとしての５速ドリブンギヤ
６ｂ ドリブンギヤとしての６速ドリブンギヤ
７ｂ ドリブンギヤとしての７速ドリブンギヤ
８ｂ ドリブンギヤとしての８速ドリブンギヤ
Ｓ セレクタ機構
１２Ｓ セレクタ機構としての１速２速セレクタ機構
３４Ｓ セレクタ機構としての３速４速セレクタ機構
５６Ｓ セレクタ機構としての５速６速セレクタ機構
７８Ｓ セレクタ機構としての７速８速セレクタ機構
１Ｄ ドグ
１ＤＲ リーディング面
１ＤＴ トレーリング面
２Ｄ ドグ
２ＤＲ リーディング面
２ＤＴ トレーリング面
Ｈ ハブ
ＨＡ キー溝
１Ｋ 第１キー
２Ｋ 第２キー
Ｗ 緩衝機構
１３ｗ 緩衝機構としての１速３速共用緩衝機構
２４Ｗ 緩衝機構としての２速４速共用緩衝機構
５７Ｗ 緩衝機構としての５速７速共用緩衝機構
６８Ｗ 緩衝機構としての６速８速共用緩衝機構
ｙＷ 緩衝機構としての５速〜８速共用緩衝機構
Ｗ１ ドライブギヤ摩擦板
Ｗ２ メインシャフト摩擦板
Ｗ３ 弾性部材

Claims (7)

1. エンジンの回転が入力されるメインシャフトと、
   該メインシャフトに回転自在に装着された１または複数のドライブギヤと、
   変速後の回転を出力するため、前記メインシャフトと平行に配置された複数のカウンタシャフトと、
   該カウンタシャフトの夫々に回転自在に装着され、前記ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、
   該ドリブンギヤの何れか一つをそのドリブンギヤが装着された前記カウンタシャフトに相対回転不能に固定するためのセレクタ機構と、
   該セレクタ機構によって前記ドリブンギヤを前記カウンタシャフトに相対回転不能に固定した際の衝撃を吸収するため、前記ドライブギヤと前記メインシャフトとの間に介設された緩衝機構と、を備え、
   前記セレクタ機構は、
   前記カウンタシャフトに回転自在に挿通された複数の前記ドリブンギヤのうち、隣り合うギヤの対向面に夫々突設されたドグと、
   前記隣り合うギヤの間の前記カウンタシャフトに固定されたハブと、
   該ハブに、前記カウンタシャフトの軸方向に移動自在に保持され、一端が前記隣り合うギヤの一方に突設されたドグのリーディング面と係合可能であり、他端が前記隣り合うギヤの他方に突設されたドグのトレーリング面と係合可能である第１キーと、
   該ハブに、前記カウンタシャフトの軸方向に移動自在に保持され、一端が前記隣り合うギヤの一方に突設されたドグのトレーリング面と係合可能であり、他端が前記隣り合うギヤの他方に突設されたドグのリーディング面と係合可能である第２キーと、
   前記第１キー、前記第２キーを前記カウンタシャフトの軸方向に移動させるアクチュエータと、を備えたことを特徴とする変速機。
2. 前記緩衝機構は、
   前記ドライブギヤまたは前記メインシャフトに生じるトルクが予め設定された設定トルク未満である場合に、前記ドライブギヤおよび前記メインシャフトを一体回転させ、
   前記トルクが前記設定トルク以上になると、前記ドライブギヤと前記メインシャフトとを相対回転させる機能を有することを特徴とする請求項１に記載の変速機。
3. 前記緩衝機構は、
   前記ドライブギヤと一体的に回転するドライブギヤ摩擦板と、
   該ドライブギヤ摩擦板と重なるように配置され、前記メインシャフトと一体的に回転するメインシャフト摩擦板と、
   該メインシャフト摩擦板を前記ドライブギヤ摩擦板に押し付けるための弾性部材と、を備えたことを特徴とする請求項１または２に記載の変速機。
4. エンジンの回転が入力される第１メインシャフトと、
   該第１メインシャフトに対して同芯的に相対回転可能に配置された第２メインシャフトと、
   該第２メインシャフトに相対回転不能に固定された１または複数の固定ドライブギヤと、
   変速後の回転を出力するため、前記第２メインシャフトと平行に配置された複数のカウンタシャフトと、
   該カウンタシャフトの夫々に回転自在に装着され、前記固定ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、
   該ドリブンギヤの何れか一つをそのドリブンギヤが装着された前記カウンタシャフトに相対回転不能に固定するためのセレクタ機構と、
   該セレクタ機構によって前記ドリブンギヤを前記カウンタシャフトに相対回転不能に固定した際の衝撃を吸収するため、前記第２メインシャフトと前記第１メインシャフトとの間に介設された緩衝機構と、を備え、
   前記セレクタ機構は、
   前記カウンタシャフトに回転自在に挿通された複数の前記ドリブンギヤのうち、隣り合うギヤの対向面に夫々突設されたドグと、
   前記隣り合うギヤの間の前記カウンタシャフトに固定されたハブと、
   該ハブに、前記カウンタシャフトの軸方向に移動自在に保持され、一端が前記隣り合うギヤの一方に突設されたドグのリーディング面と係合可能であり、他端が前記隣り合うギヤの他方に突設されたドグのトレーリング面と係合可能である第１キーと、
   該ハブに、前記カウンタシャフトの軸方向に移動自在に保持され、一端が前記隣り合うギヤの一方に突設されたドグのトレーリング面と係合可能であり、他端が前記隣り合うギヤの他方に突設されたドグのリーディング面と係合可能である第２キーと、
   前記第１キー、前記第２キーを前記カウンタシャフトの軸方向に移動させるアクチュエータと、を備えたことを特徴とする変速機。
5. 前記緩衝機構は、
   前記第２メインシャフトまたは前記第１メインシャフトに生じるトルクが予め設定された設定トルク未満である場合に、前記第２メインシャフトおよび前記第１メインシャフトを一体回転させ、
   前記トルクが前記設定トルク以上になると、前記第２メインシャフトと前記第１メインシャフトとを相対回転させる機能を有することを特徴とする請求項４に記載の変速機。
6. 前記緩衝機構は、
   前記第２メインシャフトと一体的に回転する第２メインシャフト摩擦板と、
   該第２メインシャフト摩擦板と重なるように配置され、前記第１メインシャフトと一体的に回転する第１メインシャフト摩擦板と、
   該第１メインシャフト摩擦板を前記第２メインシャフト摩擦板に押し付けるための弾性部材と、を備えたことを特徴とする請求項４または５に記載の変速機。
7. 前記ハブの外周面に、周方向に間隔を隔てて軸方向に沿ったキー溝が複数形成され、
   これらキー溝に、前記第１キー、第２キーが周方向に交互に保持されていることを特徴とする請求項１から６の何れか１項に記載の変速機。

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