WO2011016396A1 - 多段変速機 - Google Patents

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WO2011016396A1
WO2011016396A1 PCT/JP2010/062882 JP2010062882W WO2011016396A1 WO 2011016396 A1 WO2011016396 A1 WO 2011016396A1 JP 2010062882 W JP2010062882 W JP 2010062882W WO 2011016396 A1 WO2011016396 A1 WO 2011016396A1
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WO
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gear
claw
engagement
annular plate
plate member
Prior art date
Application number
PCT/JP2010/062882
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
松本　真也
純 宮崎
Original Assignee
本田技研工業株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 本田技研工業株式会社 filed Critical 本田技研工業株式会社
Priority to US13/382,082 priority Critical patent/US8616078B2/en
Priority to EP10806395.9A priority patent/EP2463555B1/en
Priority to CN201080034120.3A priority patent/CN102472370B/zh
Priority to ES10806395T priority patent/ES2428753T3/es
Priority to CA2767559A priority patent/CA2767559C/en
Priority to JP2011525868A priority patent/JP5247886B2/ja
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/02—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H3/08—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts
    • F16H3/083—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts with radially acting and axially controlled clutching members, e.g. sliding keys
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19219—Interchangeably locked
    • Y10T74/19242—Combined gear and clutch

Definitions

  • the present invention relates to a multi-stage transmission in which a plurality of drive gears and driven gears are supported on gear shafts that are parallel to each other in a state where they are always meshed with each other in each gear stage.
  • one of the driving gear and the driven gear is fixed to the gear shaft, the other is rotatably supported on the gear shaft, and the gear shaft of the rotatable gear by the engaging means is mounted on the gear shaft. Shifting is performed by switching the gears to be engaged.
  • a configuration in which a swinging claw member operated by a cam member is used for the engagement between the gear and the gear shaft is an example filed earlier by the same applicant (Patent Document 1).
  • an engaging projection is formed on the inner peripheral surface of each gear, and the other gear shaft is pivotally supported by a support pin and swings.
  • the moving claw member is provided in such a manner that the claw tip can be protruded and projected outward in the radial direction.
  • the claw tip protrudes to engage with the engagement convex portion of the inner peripheral surface of the gear, and the claw tip is submerged to The engagement with the engaging projection is released.
  • the claw tip of the swinging claw member When the engaging means is engaged, the claw tip of the swinging claw member is brought into contact with the engaging convex portion of the inner peripheral surface of the gear while the gear and the gear shaft are rotating relative to each other. Therefore, if the protrusion of the claw tip of the swinging claw member is small and engages with the engaging projection of the gear, an excessive load may be applied to a part of the claw tip, so it is necessary to enlarge the claw was there.
  • the present invention has been made in view of such a point, and an object of the present invention is that an excessive load is applied to a part of the engaging claw when the engaging claw of the engaging means engages with the engaging convex portion of the gear.
  • the point is to provide a multi-stage transmission that avoids the addition of.
  • the present invention provides: A plurality of drive gears (m) and driven gears (n) are respectively supported by gears that are parallel to each other in a constantly meshing state for each gear, and a plurality of ones of the drive gears (m) and the driven gears (n).
  • the gear is fixed to the gear shaft, and the engaging projection (R) formed on the inner peripheral surface of the other gear and the engaging claw (R
  • the inner peripheral ridge (30C) protruding annularly on the inner peripheral surface of the gear (n) ) Is formed with the engaging protrusion (31), and is relatively close to the side surface of the inner peripheral protrusion (30C) where the engaging protrusion (31) of the gear (n) is formed.
  • the annular plate member (35) has an inner peripheral surface.
  • a contact convex part (36) is formed to project with an inclined surface that can contact the engaging claw (R) in the circumferential direction, and at least the inclined surface forming part of the contact convex part (36) is excluded.
  • the return spring (38) is positioned so that the portion overlaps the engagement convex portion (31) in the axial direction, and the inclined surface of the contact convex portion (36) is formed by the engagement claw (R).
  • a multi-stage transmission including a bottom inclined surface (36pb) having an engageable inclination angle and a top inclined surface (36ps) having an inclination angle at which the engaging claw (R) cannot slide and slide is provided.
  • Preferred embodiments of the present invention include: The engaging claw (R) swings with respect to the gear shaft, and the claw tip portion (Rp) protrudes and protrudes in the radial direction, and the claw tip portion (Rp) of the engaging claw (R) A straight line (PQ) connecting the contact (Q) when contacting the bottom inclined surface (36pb) of the portion (36) and the swing center (P) of the engaging claw (R) and the bottom inclined surface (36pb)
  • the obtuse angle close to a right angle is the angle formed by
  • Preferred embodiments of the present invention include: An angle ( ⁇ ) formed by the straight line (PQ) and the bottom inclined surface (36pb) is an angle exceeding 90 degrees and not more than 100 degrees.
  • Preferred embodiments of the present invention include: Engage with at least the engaging claw (Ra) for shifting up among the bases on both sides in the circumferential direction of the engaging convex part (31) formed on the inner peripheral ridge part (30C) of the gear (n).
  • a groove (31v) is formed in the base on the side.
  • Preferred embodiments of the present invention include: An arcuate groove (32) is provided along the circumferential direction on the side surface of the inner peripheral ridge (30C) where the engagement protrusion (31) of the gear (n) is formed, An arc-shaped notch (37) corresponding to the arc-shaped groove (32) is formed on a side surface of the annular plate member (35) facing the inner peripheral protrusion (30C), and the arc-shaped groove (32).
  • the return spring (38) is interposed across the arc-shaped notch (37), and the opposite surface of the annular plate member (35) opposite the side surface facing the inner peripheral protrusion (30C) is locked. Locking by the member (39) restricts the axial movement of the annular plate member (35).
  • Preferred embodiments of the present invention include:
  • the circumferential width of the abutment convex portion (36) of the annular plate member (35) is such that both the claw tip portion (Rp) of the engaging claw (Ra) for shifting up and the gear for shifting down are in a protruding state.
  • the engagement claw (Rb) has a smaller distance from the claw tip (Rp) in the circumferential direction.
  • Preferred embodiments of the present invention include:
  • the gear (n) is externally fitted so as to straddle between adjacent bearing collar members (13, 13) externally mounted on the gear shaft (12), and is rotatably supported by the bearing collar member (13).
  • the outer peripheral edge on the side where the annular plate member (35) is provided is cut out annularly to form an edge step (13d), and the inner periphery of the gear (n) is formed on the edge step (13d).
  • the end edge is fitted and pivotally supported.
  • Preferred embodiments of the present invention include: Instead of positioning by the return spring (38) between the annular plate member (35) and at least the smallest gear (n6) of the gears having the smallest or largest reduction ratio, the annular plate member (35 ) Is configured to follow the gear (n6) with a predetermined friction.
  • the friction structure is a structure in which an annular wave spring (60) is sandwiched between a side surface of the inner peripheral protrusion (30C) of the gear (n6) and the annular plate member (35). It is characterized by.
  • the friction structure is a structure in which an annular disc spring (70) is sandwiched between a side surface of the inner peripheral protrusion (30C) of the gear (n6) and the annular plate member (35). It is characterized by.
  • the annular plate member (35) is positioned (centered) by the return spring (38) so that at least the portion of the contact convex portion (36) excluding the inclined surface forming portion overlaps the engaging convex portion (31) in the axial direction. Therefore, when the engagement claw (R) is engaged, the annular plate is engaged before engaging the engagement protrusion (31) formed on the inner peripheral protrusion (30C) of the gear (n). The contact claw (R) is engaged with the inclined surface of the contact projection (36) of the annular plate member (35).
  • the engaging claw (R) Since the bottom inclined surface (36pb) having a possible inclination angle and the top inclined surface (36ps) having an inclination angle where the engaging claw cannot be engaged and slidably contacted, the engaging claw (R)
  • the engagement projection of the gear (n) is slid by sliding the annular plate member (35) against the return spring (38) while being in contact with the bottom inclined surface (36pb) of the contact projection (36).
  • the top inclined surface (36 ps) of the contact protrusion (36) in a state where the engagement claw (R) protrudes small. Slidably contacted without engaging and over the contact projection (36), it is avoided that an excessive load is applied to a part of the engagement claw (R), and the contact projection (36) is overcome.
  • the engaging claw (R) can come into contact with the coming contact protrusion (36) in a state of largely protruding. Therefore, the engagement claw (R) can be engaged with the engagement protrusion (31) of the gear (n) without receiving an excessive load.
  • the angle ( ⁇ ) formed between the straight line (PQ) and the bottom inclined surface (36pb) is an obtuse angle close to a right angle, so that the plurality of engagement claws (R) respectively correspond to the corresponding contact protrusions (36). Even if it does not contact the bottom inclined surface (36pb) at the same time with high accuracy, it can swing and contact sequentially, and some of the engaging claws (R) engage with the engaging convex part (31). You can avoid situations where you can't.
  • the engagement claw (R) is in contact with the projecting protrusion (36).
  • the bottom inclined surface (36pb) When it comes into contact with the bottom inclined surface (36pb), it can be reliably engaged without slipping, and a situation where some of the engaging claws (R) cannot be engaged with the engaging convex portion (31) can be reliably avoided.
  • a return spring (38) is interposed between the arc-shaped groove (32) of the gear (n) and the arc-shaped notch (37) of the annular plate member (35), and the inner peripheral protrusion of the annular plate member (35). Since the opposite surface of the side facing the portion (30C) is locked by the locking member (39) to restrict the axial movement of the annular plate member (35), the gear (n
  • the annular plate member (35) can be positioned in the circumferential direction with a simple and compact structure.
  • the circumferential width of the contact convex portion (36) of the annular plate member (35) is the same as that of the nail tip (Rp) of the shift-up engagement claw (Ra) and the shift-down engagement claw (Rb). ) Of the annular plate member (35) is smaller than the circumferential distance between the claw tip portion (Rp) and the engagement claw (Ra) for shifting up and the engaging claw for shifting down are (Rb) can be put in a state that can immediately respond to either upshifting or downshifting.
  • the gear (n) is externally fitted so as to straddle between adjacent bearing collar members (13, 13), which are externally mounted on the gear shaft (12), and is rotatably supported by an annular plate of the bearing collar member (13).
  • the outer peripheral edge on the side where the member (35) is provided is cut into an annular shape to form an edge step (13d), and the inner peripheral edge of the gear (n) is fitted to the edge step (13d). Since the gear (n) is pivotally supported, the axial thrust force of the gear (n) is received by the edge step (13d) of the bearing collar member (13), so that the inner circumference of the gear (n) The distance between the strip (30C) and the bearing collar member (13) is maintained.
  • the annular plate member (35) adjacent to the inner peripheral ridge (30C) is pushed by the bearing collar member (13) and pressed against the inner peripheral ridge (30C), and the annular plate member (35) Since the smooth relative rotation with respect to the gear (n) is not hindered, the engagement claw (R) should be guided accurately and engaged with the engagement protrusion (31) of the gear (n) at an appropriate timing. Can do.
  • At least the smallest gear (n6) having the reduction ratio of the smallest or largest is provided with an annular plate member (35) instead of positioning by the return spring (38) between the annular plate member (35).
  • a friction structure that follows the gear (n6) with the above friction is configured. That is, since the gear having the smallest reduction ratio that has been effectively shifted up is not further shifted up, the annular plate member (35) does not need to be centered by the return spring (38).
  • the member (35) has only to follow the gear (n6) with a predetermined friction, and therefore a simple friction structure is used instead of the return spring (38), the structure is simplified, and the workability and assembly of parts are also improved. It is possible to improve the cost. The same applies to the gear with the largest reduction ratio.
  • the friction structure is such that an annular wave spring (60) is sandwiched between the side surface of the inner peripheral protrusion (30C) of the gear (n6) and the annular plate member (35), the structure is simplified and assembled. Further improvement in applicability and cost reduction can be achieved.
  • the friction structure is such that an annular disc spring (70) is sandwiched between the side surface of the inner peripheral ridge (30C) of the gear (n6) and the annular plate member (35). Further improvement in applicability and cost reduction can be achieved.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view (a cross-sectional view taken along the line II-II in FIGS. 4 and 5) showing the counter gear shaft and the structure around it.
  • FIG. 6 is another cross-sectional view (a cross-sectional view taken along the line III-III in FIGS. 4 and 5) showing the counter gear shaft and the structure around it.
  • FIG. 4 is a sectional view taken along line IV-IV in FIGS. 2 and 3.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view taken along line VV in FIGS. 2 and 3. It is a disassembled perspective view of a control rod and a lost motion mechanism.
  • FIG. 5 is an exploded perspective view of a state in which a lost motion mechanism is assembled to a control rod and a cam rod and the like. It is a disassembled perspective view of a part of a counter gear shaft, a pin member, and a spring.
  • FIG. 9 is a left side view of the counter gear shaft (a view taken along arrow IX in FIG. 8). It is a disassembled perspective view of a rocking claw member, a spindle pin, a pin member, and a spring. It is a perspective view which shows the state which assembled
  • FIG. 12 is a perspective view showing a state in which a bearing collar member is packaged on the counter gear shaft in the state shown in FIG. 11.
  • FIG. 26 is a sectional view taken along line XXVI-XXVI in FIG. 25.
  • FIG. 4 is an exploded cross-sectional view of a driven transmission gear, an annular plate member, a wave spring, and the like.
  • m drive transmission gear, m1 to m6 ... first to sixth drive transmission gears, n: driven transmission gears, n1 to n6: first to sixth driven transmission gears, 10 ... multi-speed transmission, 11 ... main gear shaft, 12 ... counter gear shaft, 13 ... bearing collar member, 20 ... engaging means, 22 ... compression spring, 23 ... pin member, 26 ... spindle pin, 30L ... left annular hole, 30R ... right annular hole, 30C ... inner circumferential protrusion, 31 ... engaging convex part, 31p ... engaging surface, 31v ... groove, 32 ... arc groove, 33 ... inner circumferential groove, 35 ... Annular plate member, 36 ...
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of the multi-stage transmission 10.
  • the multi-stage transmission 10 is provided in an engine case 1 that is common to an internal combustion engine.
  • the engine case 1 formed by combining the left engine case 1L and the right engine case 1R which are divided into left and right forms a transmission chamber 2, in which the main gear shaft 11 and the counter gear shaft 12 are parallel to each other.
  • the shaft is supported so as to be rotatable in the left-right direction.
  • the main gear shaft 11 is rotatably supported on the side wall of the left engine case 1L and the side wall 1RR of the right engine case 1R via bearings 3L and 3R, and passes through the right bearing 3R and protrudes from the transmission chamber 2 to the right end. Is provided with a multi-plate friction clutch 5.
  • a primary driven gear 4 to which rotation of a crankshaft (not shown) is transmitted is rotatably supported by the main gear shaft 11.
  • the rotation of the crankshaft of the internal combustion engine is transmitted from the primary driven gear 4 to the main gear shaft 11 via the engaged friction clutch 5.
  • the counter gear shaft 12 is also rotatably supported on the side wall of the left engine case 1L and the side wall 1RR of the right engine case 1R via bearings 7L and 7R, and protrudes from the transmission chamber 2 through the left bearing 7L.
  • An output sprocket 70 is fixed by spline fitting to the left end.
  • the drive chain wound around the output sprocket 70 is wound around a sprocket that drives a rear wheel (not shown) on the rear side, the rotational power of the counter gear shaft 12 is transmitted to the rear wheel, and the vehicle travels.
  • a drive transmission gear m group is configured between the left and right bearings 3L, 3R so as to be rotatable integrally with the main gear shaft 11.
  • a first drive transmission gear m1 is formed integrally with the main gear shaft 11 along the right bearing 3R, and a spline formed between the first drive transmission gear m1 of the main gear shaft 11 and the left bearing 3L is viewed from the right.
  • the second, third, fourth, fifth, and sixth drive transmission gears m2, m3, m4, m5, and m6, whose diameters are sequentially increased to the left, are spline-fitted.
  • a group of driven transmission gears n is rotatably supported via an annular bearing collar member 13 between the left and right bearings 7L and 7R.
  • a right end bearing collar member 13 is provided through a collar member 14R interposed to the left of the right bearing 7R, and an outer case is provided through a collar member 14L interposed to the right of the left bearing 7L.
  • Five bearing collar members 13 are packaged at equal intervals between the bearing collar member 13 at the left end, and a total of seven bearing collar members 13 straddle between adjacent bearing collar members 13 and 13.
  • the first, second, third, fourth, fifth, and sixth driven transmission gears n1, n2, n3, n4, n5, and n6, whose diameters are sequentially reduced from right to left, are rotatably supported.
  • the first, second, third, fourth, fifth, and sixth drive transmission gears m1, m2, m3, m4, m5, and m6 that rotate integrally with the main gear shaft 11 are rotatable on the counter gear shaft 12.
  • the corresponding first, second, third, fourth, fifth and sixth driven transmission gears n1, n2, n3, n4, n5 and n6 are always meshed with each other.
  • the meshing of the first drive transmission gear m1 and the first driven transmission gear n1 constitutes the first speed with the largest reduction ratio, and the meshing of the sixth drive transmission gear m6 and the sixth driven transmission gear n6 has the smallest reduction ratio.
  • Sixth speed is configured, and during that period, the reduction gear ratio is gradually decreased to form second speed, third speed, fourth speed, and fifth speed.
  • the counter gear shaft 12 has odd-numbered gears (first, third, and fifth driven gears n1, n3, and n5) with odd-numbered gears and even-numbered gears (second, fourth, and fourth) with even-numbered gears.
  • 6 driven transmission gears n2, n4, n6) are alternately arranged.
  • the counter gear shaft 12 having a hollow cylindrical shape is incorporated so that the engagement means 20 that can be engaged with each driven transmission gear n will be described later.
  • a total of eight cam rods C (Cao, Cao, Cae, Cae, Cbo, Cbo, Cbe, Cbe) are formed in the hollow inner peripheral surface of the counter gear shaft 12 and fit into a cam guide groove 12g described later. In addition, they are provided so as to be movable in the axial direction.
  • a control rod 51 which is one component of the speed change driving means 50 that drives the cam rod C to change the speed, is inserted into the hollow central axis of the counter gear shaft 12, and the movement of the control rod 51 in the axial direction is lost motion.
  • the cam rod C is moved in the axial direction in conjunction with each other via the mechanisms 52 and 53.
  • a mechanism for moving the control rod 51 in the axial direction is provided in the right engine case 1R.
  • the movement of the control rod 51 in the axial direction interlocks the cam rod C in the axial direction via the lost motion mechanisms 52 and 53, and the movement of the cam rod C is changed to each driven speed change by the engaging means 20 incorporated in the counter gear shaft 12.
  • the gear n is selectively engaged with the counter gear shaft 12 for shifting.
  • the control rod 51 of the speed change drive means 50 has a cylindrical rod shape, and outer peripheral recesses 51a and 51b formed by reducing the diameter in two axial positions on the left and right sides respectively over a predetermined length. Is formed.
  • the right end of the control rod 51 is a male screw end portion 51bb formed with a male screw, and a hexagonal nut portion 51c is formed in front of the male screw end portion 51bb.
  • the lost motion mechanisms 52 and 53 are assembled corresponding to the left and right outer peripheral recesses 51a and 51b of the control rod 51, respectively.
  • the left and right lost motion mechanisms 52, 53 are arranged so as to be symmetrical with respect to each other.
  • the left lost motion mechanism 52 has a spring holder 52h into which a control rod 51 is slidably inserted and is configured by connecting a long holder 52hl and a short holder 52hs, and corresponds to the outer peripheral recess 51a of the control rod 51 on the inner peripheral surface.
  • An inner peripheral recess 52ha is formed.
  • a pair of left and right cotters 52c and 52c which are spring receivers, are fitted oppositely so as to straddle both spaces of the inner peripheral recess 52ha of the spring holder 52h and the outer peripheral recess 51a of the control rod 51, and the control is performed between the two cotters 52c and 52c.
  • a compression coil spring 52 s wound around the rod 51 is interposed to urge both the cotters 52 c and 52 c in a separating direction.
  • the cotter 52c has a hollow disk shape in which the inner diameter of the inner peripheral recess 52ha of the spring holder 52h is the outer diameter, and the outer diameter of the outer peripheral recess 51a of the control rod 51 is the inner diameter. Yes.
  • the lost motion mechanism 53 on the right side (spring holder 53h, long holder 53hl, short holder 53hs, inner peripheral recess 53ha, cotter 53c, compression coil spring 53s) has the same structure and is disposed in the outer peripheral recess 51b of the control rod 51. The Therefore, when the control rod 51 moves in the axial direction, the spring holders 52h, 53h move in the axial direction via the compression coil springs 52s, 53s of the left and right lost motion mechanisms 52, 53.
  • cam rods C (Cao, Cao, Cae, Cae, Cbo, Cbo) are provided on the outer peripheral surfaces of the spring holders 52h, 53h of the lost motion mechanisms 52, 53 attached to the left and right outer peripheral recesses 51a, 51b of the control rod 51. , Cbe, Cbe) are in contact with each other at the radiation position (see FIG. 7).
  • the cam rod C is a rectangular rod-like member having a rectangular cross section and extending in the axial direction.
  • the outer peripheral side opposite to the inner peripheral side contacting the spring holders 52h, 53h forms a cam surface, and the cam surface Grooves v are formed at the required three locations, and a pair of locking claws p that locks either one of the spring holders 52h and 53h from the left and right protrude from the inner peripheral side surface. Since the cam rod C is a rectangular prismatic member having a simple cross section and a generally simple outer shape, the cam rod C can be easily manufactured.
  • rotation rotation direction in which force is applied from the driven transmission gear n to the driven gear shaft during acceleration
  • reverse rotation rotation direction in which force is applied from the driven transmission gear n to the driven gear shaft during deceleration
  • the forward rotation odd-numbered cam rod Cao has a locking claw p that engages with the right spring holder 53h on the inner peripheral side surface, and the other reverse rotation odd-numbered cam rod Cbo is engaged with the left spring holder 52h on the inner peripheral side surface. It has the latching claw p which stops (refer FIG. 7).
  • Cbe are of two types, forward rotation and reverse rotation, and one forward rotation even-stage cam rod Cae has a locking claw p that locks to the left spring holder 52h on the inner peripheral side, The reverse rotation even-stage cam rod Cbe has a locking claw p that locks to the right spring holder 53h on the inner peripheral side surface (see FIG. 7).
  • a cylindrical control rod operating element 55 is attached to the right end portion on the right side of the nut portion 51c of the control rod 51 via a ball bearing 56 fitted inside.
  • Two ball bearings 56 are connected in the axial direction.
  • the ball bearings 56 are inserted into the right end portion on the right side of the nut portion 51c of the control rod 51, and are engaged with the nut portion 51c by a nut 57 screwed into the male screw end portion 51bb. It is sandwiched and fastened.
  • control rod operator 55 holds the right end portion of the control rod 51 rotatably.
  • a pin hole 55h pierced in the diametrical direction is formed in a cylindrical portion extending to the right side of the nut 57 to which the control rod operating element 55 is screwed, and the shift pin 58 penetrates the pin hole 55h.
  • the shift pin 58 penetrated through the control rod operating element 55 is protruded at both ends with reference to FIG.
  • a groove 60 is formed in the guide portion 1Ra projecting to the right of the side wall 1RR of the right engine case 1R so as to be directed in the left-right direction.
  • One end head of the shift pin 58 projecting on the groove 60 is slidable. The shift pin 58 is prevented from rotating by fitting.
  • a support shaft 65 is implanted in the side wall 1RR so as to protrude rightward, and a shift drum 67 is rotatably supported on the support shaft 65 via a bearing 66.
  • a shift groove 67v of the shift drum 67 is provided.
  • the other end of the shift pin 58 is slidably fitted.
  • the shift groove 67v of the shift drum 67 is formed so as to draw a spiral on the outer peripheral surface of the drum, and each gear position from the first speed to the sixth speed at every predetermined rotation angle (for example, 60 degrees) therebetween. And the neutral position is formed in the middle.
  • the shift drum 67 is rotated via shift transmission means (not shown) by manual operation of a shift select lever (not shown).
  • the shift transmission means is provided with a mechanism such as a shift cam member that stably holds the shift drum 67 at the gear position for each predetermined angle, and the operation power of the shift select lever is transmitted to a gear 67g formed on the side edge of the shift drum 67. Then, the shift drum 67 is sequentially rotated to the gear position.
  • the shift drive means 50 moves in the axial direction while the shift drum 67 is rotated by manual operation of the shift select lever, and the rotation of the shift drum 67 guides the shift pin 58 fitted in the shift groove 67v. Then, the movement of the shift pin 58 moves the control rod 51 in the axial direction via the control rod operator 55, and the movement of the control rod 51 moves through the eight motion rods Cao of the engaging means 20 via the lost motion mechanisms 52 and 53. , Cao, Cae, Cae, Cbo, Cbo, Cbe, and Cbe.
  • the control rod 51 assembled with the lost motion mechanisms 52 and 53 is inserted into the hollow of the counter gear shaft 12 and disposed on the central shaft.
  • the hollow cylindrical counter gear shaft 12 has an inner diameter substantially equal to the outer diameter of the spring holders 52h and 53h of the lost motion mechanisms 52 and 53, and the spring holders 52h and 53h attached to the control rod 51 are slidably fitted. Insert.
  • cam guide grooves 12g having a rectangular cross section are formed extending in the axial direction at eight radial positions on the hollow inner peripheral surface of the counter gear shaft 12 (see FIG. 9).
  • the eight cam rods Cao, Cao, Cae, Cae, Cbo, Cbo, Cbe, and Cbe are slidably fitted into the corresponding cam guide grooves 12g in the arrangement shown in FIG.
  • the same kind of cam rod C is disposed at a symmetrical position.
  • the cam guide groove 12g that serves as a detent for the cam rod C with respect to the counter gear shaft 12 has a simple U-shaped cross section and can be easily machined.
  • the cam guide groove 12g has a depth equal to the radial width of the cam rod C. Therefore, the cam surface which is the outer peripheral side surface of the cam rod C is in sliding contact with the bottom surface of the cam guide groove 12g, and the inner peripheral side surface is substantially the same as the hollow inner peripheral surface.
  • a locking claw p which forms a surface and contacts the outer peripheral surface of the spring holders 52h and 53h and protrudes from the inner peripheral side surface grips either of the spring holders 52h and 53h from both sides.
  • the counter gear shaft 12 having a hollow cylindrical shape includes a left cylindrical portion 12b and a right cylindrical portion whose outer diameters are reduced on both the left and right sides of the central cylindrical portion 12a on which the driven transmission gear n is pivotally supported via a bearing collar member 13. 12c is formed (see FIG. 8).
  • the left cylindrical portion 12b is fitted with a bearing 7L via a washer 14L, and a spline 12s is partially formed to fit the output sprocket 70, while the right cylindrical portion 12c is fitted with a washer 14R.
  • the bearing 7R is fitted (see FIGS. 1, 2 and 3).
  • the inner diameter of the small-diameter inner surface where the cam guide groove 12g is formed is equal to the outer diameter of the spring holders 52h, 53h, and the inner diameters on both sides of the small-diameter inner peripheral surface are the cam guide grooves 12g.
  • a large-diameter inner peripheral surface that forms substantially the same peripheral surface as the bottom surface is formed (see FIGS. 2 and 3). About half of the control rod operating element 55 is inserted inside the enlarged inner diameter part on the right side.
  • the lost motion mechanisms 52 and 53 are arranged in the axial direction of the counter gear shaft 12 and interposed between the outer peripheral surface of the control rod 51 and the inner surfaces of the plurality of cam rods C, the lost motion mechanisms 52 and 53 are located in the hollow of the counter gear shaft 12.
  • the control rod 51, the lost motion mechanism 52, 53, and the cam rod C are overlapped in the radial direction to avoid the expansion of the multi-stage transmission 10 in the axial direction, and the lost motion mechanism 52, 53 can be compactly accommodated in the hollow of the counter gear shaft 12.
  • the housing can be accommodated to reduce the size of the multi-stage transmission 10 itself.
  • Two lost motion mechanisms 52 and 53 are provided on the control rod 51 in the axial direction, and each lost motion mechanism 52 and 53 is linked to another cam rod C.
  • the cam rod C can be made to move in two different ways to make the speed change smooth, and the lost motion mechanisms 52 and 53 are made symmetrical to reduce the manufacturing cost and facilitate the management of parts during assembly. .
  • Lost motion mechanisms 52 and 53 are interposed between the outer peripheral surface of the control rod 51 and the inner surfaces of the plurality of cam rods C.
  • the central cylindrical portion 12a on which the driven transmission gear n is pivotally supported via the bearing collar member 13 of the counter gear shaft 12 has a large outer diameter and is configured to be thick.
  • a narrow circumferential groove 12cv that goes around in the circumferential direction on the outer periphery corresponds to the first, second, third, fourth, fifth, and sixth driven transmission gears n1, n2, n3, n4, n5, and n6.
  • six axial grooves 12av are formed at equal intervals in the axial direction, and four axial grooves 12av oriented in the axial direction are formed at equal intervals in the circumferential direction.
  • each axial groove 12av is adjacent to each other in the circumferential direction.
  • a long rectangular recess 12p that is elongated equally between the grooves 12av and 12av in the left and right direction, and a short length in which the groove width of the circumferential groove 12cv is evenly enlarged in the left and right directions in part between the adjacent axial grooves 12av and 12av.
  • Rectangular recesses 12q are alternately formed in the axial direction.
  • Spring receiving portions 12d and 12d are formed in two axially elongated oval shapes in the axial direction and slightly recessed over the circumferential groove 12cv at two locations on the bottom surface of the long rectangular recess 12p. Further, a pin hole 12h is formed in the radial direction up to the cam guide groove 12g on the circumferential groove 12cv at a thick portion between the short rectangular recess 12q and the axial groove 12av.
  • the pin hole 12h is drilled in the radial direction of the cam guide groove 12g formed at eight locations in the circumferential direction from the hollow inner peripheral surface of the counter gear shaft 12.
  • Four pin holes 12h are formed on each circumferential groove 12cv.
  • the spring receiving portion 12d is provided with a compression spring 22 wound in an elliptical shape with its end fitted.
  • a pin member 23 is slidably inserted into the pin hole 12h.
  • the cam guide groove 12g communicating with the pin hole 12h is smaller than the outer diameter width of the pin member 23. Therefore, the pin member 23 that advances and retreats through the pin hole 12h does not fall into the cam guide groove 12g, so that the engagement means 20 can be easily assembled to the counter gear shaft 12.
  • the pin member 23 fitted in the pin hole 12h comes into contact with the cam surface of the corresponding cam rod C at the center end, and the cam rod C moves.
  • the cam groove v corresponds to the pin hole 12h
  • the pin member 23 falls into the cam groove v
  • the slidable contact surface other than the cam groove v corresponds
  • the pin member rides on the slidable contact surface and moves forward and backward by the movement of the cam rod C.
  • the advancement and retraction of the pin member 23 in the pin hole 12h causes the distal end portion of the pin member 23 to protrude outward from the bottom surface of the circumferential groove 12cv.
  • the swinging claw member R is formed in the circumferential groove 12cv that communicates between the long rectangular recess 12p and the short rectangular recess 12q formed on the outer peripheral portion of the central cylindrical portion 12a of the counter gear shaft 12 having the above-described structure. Is embedded, and a support pin 26 is embedded in the axial groove 12av to pivotally support the swing claw member R.
  • FIG. 11 shows a state in which all the swinging claw members R are assembled in this way.
  • the circumferential grooves 12cv, the long rectangular recesses 12p, and the short rectangular recesses 12q corresponding to the odd-numbered gears are embedded.
  • Four oscillating claw members R, and circumferential grooves 12cv and long rectangular recesses 12p corresponding to even-numbered even gears (second, fourth and sixth driven transmission gears n2, n4, n6),
  • the four swinging claw members R embedded in the short rectangular recess 12q are illustrated in a posture maintaining the relative angular positional relationship with each other, and in addition, a support pin that pivotally supports each swinging claw member R. 26 and a compression spring 22 and a pin member 23 acting on each swing claw member R are shown.
  • the swinging claw members R are all of the same shape, have a substantially arc shape when viewed in the axial direction, and the outer peripheral portion of the through-hole through which the support shaft pin 26 penetrates is lost in the center so that the bearing recess Rd is formed.
  • a wide rectangular engagement claw Rp is formed on one side with respect to the swing center of the bearing recess Rd, and a narrow pin receiving portion Rr extends on the other side.
  • a wide end portion Rq that is widened is formed.
  • the pin receiving portion Rr is slidably fitted in the circumferential groove 12cv in which the pin hole 12h is formed, and one engagement claw portion Rp is swingable in the long rectangular recess 12p.
  • the bearing recess Rd is fitted to the axial groove 12av and the other wide end Rq is fitted to the short rectangular recess 12q.
  • the support pin 26 is fitted into the matched bearing recess Rd and the axial groove 12av.
  • the swinging claw member R is formed symmetrically with respect to the circumferential groove 12cv to be fitted, and one wide rectangular engagement claw Rp is heavier than the other pin receiving part Rr and the wide end Rq,
  • the swinging claw member R swings so that the engaging claw Rp acts as a weight against the centrifugal force and protrudes in the centrifugal direction.
  • the swinging claw member R is formed such that the pin receiving portion Rr is narrower than the engaging claw Rp side on the opposite side with respect to the swinging center. Further, since the pin receiving portion Rr only needs to have a width sufficient to receive the pin member 23, the swinging claw member R can be formed in a small size, and the other engaging claw portion Rp can be swung by the centrifugal force. The movement can be facilitated.
  • the engaging claw portions Rp, Rp facing each other with a predetermined interval are the same long rectangular recess 12p.
  • the other wide end Rq adjacent to each other is fitted into a common short rectangular recess 12q.
  • a compression spring 22 supported at one end by a spring receiving portion 12d of the counter gear shaft 12 is interposed inside the engaging claw portion Rp of the swing claw member R, and is inserted into the pin hole 12h inside the pin receiving portion Rr.
  • the pin member 23 is interposed between the cam rod C and the pin member 23.
  • the swing claw member R is pivotally supported by the support pin 26 and is embedded in the long rectangular recess 12p, the short rectangular recess 12q, and the circumferential groove 12cv of the counter gear shaft 12,
  • the engaging claw Rp of the compression spring 22 is urged outward by the compression spring 22, and the other pin receiving portion Rr is pressed by the advancement and retraction of the pin member 23, whereby the urging force of the compression spring 22 and the centrifugal force of the engagement claw Rp
  • the swinging claw member R swings against the force.
  • the swinging claw member R When the pin member 23 advances in the centrifugal direction and swings the swinging claw member R, the swinging claw member R has the engagement claw portion Rp submerged in the long rectangular recess 12p and the central cylinder of the counter gear shaft 12 There is nothing protruding outward from the outer peripheral surface of the portion 12a.
  • the engaging claw portion Rp urged by the compression spring 22 to act on the centrifugal force projects outward from the outer peripheral surface of the central cylindrical portion 12a of the counter gear shaft 12, and the driven transmission gear n Engageable.
  • the compression spring 22 is interposed between the inner side surface of the engaging claw Rp of the swing claw member R and the long rectangular recess 12p of the counter gear shaft 12, the space dedicated to the spring is not required in the axial direction.
  • the size of the counter gear shaft 12 in the axial direction can be avoided, and the compression spring 22 is arranged in the center of the axial width of the swing claw member R so that the swing claw member R itself is disposed on both sides in the axial direction.
  • Two types of swinging claw members that can be formed symmetrically and thus engaged and disengaged in both directions of the relative rotational direction of the driven transmission gear n and the counter gear shaft 12 are the same shape of the swinging claw member R. It is not necessary to prepare swinging claw members having different shapes.
  • the compression spring 22 has an elliptical shape whose major axis is the axial direction of the counter gear shaft 12.
  • the elliptical compression spring 22 has a major axis larger than the width of the pin receiving portion Rr of the swinging claw member R, and the pin receiving portion Rr. Since the counter gear shaft 12 can be easily machined and the swinging claw member R can be stabilized stably.
  • the counter gear shaft 12 can be assembled.
  • the four swinging claw members R corresponding to the even-numbered gears (second, fourth, and sixth driven transmission gears n2, n4, and n6) are brought into contact with each other in the forward rotation direction of the gears, and each even-numbered gear is driven.
  • a forward rotation even-numbered-stage swinging claw member Rae engaged so that the transmission gears n2, n4, n6 and the counter gear shaft 12 rotate in synchronization with each other, and the even-numbered driven gears in contact with each other in the reverse rotation direction of the gear.
  • a pair of counter-rotating even-numbered swinging claw members Rbe that are engaged so that n2, n4, and n6 and the counter gear shaft 12 rotate in synchronization with each other are provided in pairs at symmetrical positions.
  • the forward rotation odd-numbered swinging claw member Rao is swung by the pin member 23 that moves forward and backward by the movement of the forward rotation odd-numbered cam rod Cao, and the reverse-rotation odd-numbered swinging claw member Rbo is rotated by the reverse-rotation odd-numbered cam rod Cbo. It swings by the pin member 23 that moves forward and backward by movement.
  • the forward rotation even-stage swinging claw member Rae is swung by the pin member 23 that moves forward and backward by the movement of the forward rotation even-numbered cam rod Cae, and the reverse rotation even-stage swinging claw member Rbe is used for the reverse rotation even-numbered stage.
  • the pin member 23 is moved back and forth by the movement of the cam rod Cbe.
  • the engagement means 20 When the engagement means 20 is incorporated in the counter gear shaft 12, first, the right end bearing collar member 13 is externally mounted on the outer peripheral end of the central cylindrical portion 12a, and the support pin 26 is inserted into the axial groove 12av inside the bearing collar member 13.
  • the right end engaging means 20 is incorporated so that one end of the shaft is inserted, and the next bearing collar member 13 is packaged so as to cover the other end of the support pin 26, and then the next stage engagement is performed in the same manner as the previous stage.
  • the incorporation of the combining means 20 is sequentially repeated, and finally the bearing collar member 13 at the left end is packaged to finish.
  • the bearing collar member 13 is sheathed in an axial position other than the long rectangular recess 12p and the short rectangular recess 12q of the central cylindrical portion 12a, and is continuously embedded in a line in the axial groove 12av.
  • the support pin 26 is disposed across the adjacent support pins 26 and 26 to prevent the support pin 26 and the swinging claw member R from falling off. Since the support pin 26 embedded in the axial groove 12av of the central cylindrical portion 12a of the counter gear shaft 12 is embedded at a depth in contact with the outer peripheral surface of the central cylindrical portion 12a, when the bearing collar member 13 is sheathed. It is fixed without play.
  • each driven transmission gear n is formed with left and right annular holes 30 ⁇ / b> L and 30 ⁇ / b> R by notching the left and right peripheral edge portions of the inner peripheral surface, and the inner peripheral collision between the left and right annular holes 30 ⁇ / b> L and 30 ⁇ / b> R.
  • the strip 30C is formed in an annular shape.
  • the right annular hole 30R is slightly smaller in diameter than the left annular hole 30L of the driven transmission gear n, but is formed deeper.
  • the outer peripheral surface of the bearing collar member 13 is formed by a substantially central step in the axial direction.
  • the left small diameter portion and the right large diameter portion are formed on the left and right, and the left small diameter portion of the right bearing collar member 13 is slidably fitted into the right annular hole 30R with a small inner diameter of the driven transmission gear n, so that the inner diameter is large.
  • the right large diameter portion of the left bearing collar member 13 is slidably fitted into the left annular hole 30L, and the driven transmission gear n is pivotally supported by the left and right bearing collar members 13 and 13 (FIGS. 2 and 2). 3).
  • the first, second, third, fourth, fifth and sixth driven transmission gears n1, n2, n3, n4, n5, and n6 are freely rotatable on the counter gear shaft 12 via the bearing collar member 13. Is pivotally supported.
  • the engaging convex portion 31 has an arc shape when viewed from the side (in the axial direction shown in FIG. 13), and both end surfaces in the circumferential direction are in contact with and engageable with the engaging claw portion Rp of the swinging claw member R.
  • the inclined engaging surfaces 31p and 31p are formed.
  • Grooves 31v and 31v are formed in the bases where the engaging surfaces 31p and 31p on both sides of the engaging convex part 31 rise so as to cut the engaging convex part 31 from both sides.
  • the groove 31v is formed so that stress is not concentrated on the base portion of the engaging convex portion 31.
  • the strength of the engaging convex portion 31 can be increased structurally by being dispersed.
  • an inner peripheral groove 33 is formed at a predetermined position in the axial direction on the inner peripheral surface of the right annular hole 30R (see FIG. 15).
  • An annular plate member 35 having an annular shape whose outer diameter is substantially equal to the inner diameter of the right annular hole 30R and whose inner diameter is substantially equal to the inner diameter of the inner peripheral protrusion 30C is inserted into the right annular hole 30R so as to be relatively rotatable. .
  • the annular plate member 35 is in sliding contact with the right side surface of the inner peripheral protrusion 30C.
  • the annular plate member 35 is formed with four contact protrusions 36 at the inner periphery and protruding at equal intervals in the circumferential direction.
  • the contact convex portion 36 has an arc shape when viewed from the side (as viewed in the axial direction shown in FIG. 14), like the engagement convex portion 31 of the driven transmission gear n, and both end surfaces in the circumferential direction thereof are the rocking claws.
  • the inclined surfaces 36pb and 36ps that can come into contact with the engaging claw Rp of the member R are formed.
  • the contact protrusion 36 of the annular plate member 35 is longer in the circumferential direction than the engagement protrusion 31 of the driven transmission gear n.
  • annular plate member 35 On the left side surface of the annular plate member 35, arc-shaped cutouts 37 are formed between the four contact convex portions 36 in the circumferential direction (see FIGS. 13 and 15).
  • the circular arc-shaped notches 37 of the annular plate member 35 are equal in length in the circumferential direction to the circular arc groove 32 of the driven transmission gear n (see FIG. 15).
  • the coil springs 38 are half-fitted into both the four opposing arc grooves 32 and the arc-shaped notches 37. To intervene.
  • the four coil springs 38 elastically position the annular plate member 35 with respect to the driven transmission gear n, and remove at least the inclined surface forming portion of the contact convex portion 36 of the annular plate member 35 in the positioned state. The portion overlaps with the engagement convex portion 31 of the driven transmission gear n as viewed in the axial direction (see FIGS. 5 and 17).
  • the contact protrusions 36 that are long in the circumferential direction have both end portions that form the inclined surfaces 36 pb and 36 ps at both end surfaces in the circumferential direction of the engagement protrusions 31 (engagement surfaces 31 p and 31 p ) Protrudes outside.
  • the top arc surface of the contact convex portion 36 is equal to or slightly extends to the rotation center side of the top arc surface of the engagement convex portion 31.
  • a circlip 39 is fitted into an inner circumferential groove 33 formed in the inner circumferential surface of the right annular hole 30R, and the annular plate member 35 is positioned in the axial direction with respect to the driven transmission gear n (see FIG. 16). .
  • the annular plate member 35 fitted in the right annular hole 30R of the driven transmission gear n is elastically positioned by the coil spring 38, so that the relative rotation with respect to the driven transmission gear n is possible. If there is, the spring force of the coil spring 38 acts in a direction to return the annular plate member 35 to its original state.
  • the contact projection 36 of the annular plate member 35 has an inclined surface that contacts the engagement claw Rp of the swing claw member R at both ends in the circumferential direction, and the engagement claw Rp is engaged. It consists of a bottom inclined surface 36pb having an inclinable inclination angle and a top inclined surface 36ps having an inclination angle with which the engaging claw Rp cannot engage and slide.
  • the bottom inclined surface 36pb on the bottom side close to the inner peripheral surface of the annular plate member 35 of the contact convex portion 36 has an inclination angle with respect to the tangent of the inner circle at the rising point from the inner peripheral surface is steeper than the top inclined surface 36ps.
  • the top inclined surface 36ps on the top side away from the inner peripheral surface of the annular plate member 35 of the contact convex portion 36 is bent from the bottom inclined surface 36pb to form a gentle slope with a gentle slope angle.
  • the engaging claw Rp comes into contact with the top inclined surface 36ps, the engaging claw Rp receives a large force pressed from the top inclined surface 36ps toward the rotation center side and swings against the compression spring 22. It slides on the top inclined surface 36ps and gets over the contact convex part 36 without engaging.
  • the annular plate member 35 elastically positioned by the coil spring 38 hardly rotates relative to the driven transmission gear n.
  • FIG. 17 to 20 show the annular plate member 35, the driven transmission gear n, and the countershaft when the engaging claw Rp of the swinging claw member R is largely swung outward just before contacting the annular plate member 35. 12 movements are shown.
  • the driven transmission gear n is rotated together with the annular plate member 35 elastically positioned by the coil spring 38, and the swinging claw member R swings and engages by the spring force of the compression spring 22.
  • the bottom inclined surface 36pb which is the steeply inclined surface of the contact convex portion 36, is about to contact the engaging claw portion Rp.
  • FIG. 18 shows a state in which the bottom inclined surface 36pb of the contact protrusion 36 of the annular plate member 35 is in contact with the claw tip of the engaging claw Rp of the swing claw member R, and the bottom inclined surface 36pb is abrupt. Since it is an inclined surface, the engaging claw Rp engages with the bottom inclined surface 36pb without slipping. Accordingly, the rotation of the annular plate member 35 is restricted by the engagement of the engaging claw Rp, and the driven transmission gear n rotates relative to the annular plate member 35 against the coil spring 38, as shown in FIG. Further, the engagement surface 31p of the engagement protrusion 31 of the driven transmission gear n is brought into contact with and engaged with the engagement claw portion Rp.
  • 21 to 24 show the annular plate member 35, the driven transmission gear n, and the countershaft when the engaging claw Rp of the swinging claw member R is slightly swung outward just before contacting the annular plate member 35. 12 movements are shown.
  • the driven claw gear n rotates with the annular plate member 35, the swing claw member R swings, the engagement claw portion Rp protrudes outward, and the engagement projection portion 31 precedes the engagement convex portion 31.
  • the state immediately before contact with the contact projection 36 is shown, and the engaging claw Rp protrudes small and is not sufficient. Therefore, the top inclined surface 36ps, which is a gentle slope of the contact projection 36, contacts the engagement claw Rp. Trying to touch.
  • FIG. 22 shows a state in which the top inclined surface 36ps of the contact projection 36 of the annular plate member 35 is in contact with the claw tip of the engaging claw Rp of the swing claw member R, and the top inclined surface 36ps is loose. Since it is a slope, the engaging claw Rp receives a large force that is pressed toward the center of rotation from the top inclined surface 36ps. Therefore, as shown in FIG. 23, the swinging claw member R swings against the compression spring 22, and the engaging claw Rp slides on the top inclined surface 36ps without engaging the top inclined surface 36ps. Swing and retract to the center of rotation.
  • the engaging claw portion Rp of the swing claw member R is, as shown in FIG. 24, the abutting convex portion 36 of the annular plate member 35 that hardly rotates relative to the driven transmission gear n by the coil spring 38.
  • the engaging claw portion Rp gets over the abutting convex portion 36.
  • the fact that the engagement claw Rp gets over the contact projection 36 means that the engagement claw Rp gets over the engagement projection 31 of the driven transmission gear n, and the engagement claw Rp does not contact the engagement projection 31. The power is not transmitted through the engaging convex portion 31.
  • the contact protrusion 36 of the annular plate member 35 to be rotated next has a margin for projecting the engagement claw Rp so that the process shown in FIGS. 18 to 21 is followed.
  • the engaging claw Rp engages with the engaging projection 31 to transmit power.
  • the annular plate member 35 selects the protruding amount of the swinging claw member R to the outside of the engaging claw Rp by the inclined surfaces 36pb, 36ps, and the engaging claw Rp of the swinging claw member R is selected.
  • the claw tip of the engagement claw portion Rp becomes the engagement convex portion 31. It is possible to prevent an excessive load from being applied to a part of the tip of the nail due to a collision and being damaged.
  • the contact projection 36 of the annular plate member 35 is also inclined at the both ends in the circumferential direction 36pb.
  • the annular plate member 35 also acts on the engagement between the swinging claw member R and the engagement convex portion 31 of the driven transmission gear n in the reverse rotation direction, and the engagement claw portion Rp A situation in which an excessive load is applied to a part of the door is avoided.
  • a pair of swinging claw members R that are engaged simultaneously with the engaging convex portion 31 of the driven transmission gear n are provided symmetrically with respect to the central axis of the counter gear shaft 12, and one is engaged and the other is engaged.
  • the engaging claws Rp of the pair of swinging claw members R must always come into contact with and engage with the pair of bottom inclined surfaces 36pb of the annular plate member 35. In order to abut at the same time accurately, high accuracy is required for processing and assembling accuracy of parts such as the swinging claw member R and the annular plate member 35, and the cost increases.
  • the present annular plate member 35 is devised with respect to the inclination angle of the bottom inclined surface 36pb. That is, referring to FIG. 18, the contact Q when the engaging claw Rp of the swing claw member R contacts the bottom inclined surface 36pb and the swing center P of the swing claw member R (the axis center of the pin 26). Is an obtuse angle close to a right angle, and in the state shown in FIG. 18, the angle ⁇ is 93 degrees.
  • the processing and assembling accuracy of parts such as the swing claw member R and the annular plate member 35 are not so high, and one of the engagement claw portions Rp of the pair of swing claw members R comes first to the pair of bottom portions of the annular plate member 35. Even if it contacts and engages one of the inclined surfaces 36pb, the angle ⁇ exceeds 90 degrees and the bottom inclined surface 36pb is open, so that the other engaging claw Rp swings on the other bottom inclined surface 36pb later. It is possible to engage by moving.
  • the angle ⁇ formed by the straight line PQ and the bottom inclined surface 36pb is preferably 90 degrees ⁇ ⁇ 100 degrees. Note that when the angle ⁇ exceeds 100 degrees, the engaging claw Rp may slide without engaging the bottom inclined surface 36pb.
  • the forward rotation odd-stage swing claw member Rao forward rotation even-stage swing claw member Rae
  • the reverse rotation odd-stage swing claw member Rbo reverse rotation even-stage swing claw member Rbe
  • the claw portions Rp, Rp are extended, and the positive rotation odd-numbered swinging claw member Rao (positive rotation even-numbered swinging claw member Rae) is engaged in the positive rotation direction of the driven transmission gear n (and the counter gear shaft 12).
  • the reverse rotation odd-numbered-stage swinging claw member Rbo (reverse rotation even-numbered swinging claw member Rbe) is brought into contact with and engaged with the convex portion 31 in the reverse rotation direction of the driven transmission gear n. Engage in contact.
  • the forward rotation odd-numbered swinging claw member Rao forward rotation even-numbered swinging claw member Rae
  • the reverse rotation odd-numbered swinging claw member Rbo reverse rotation even-numbered swinging claw engaging member Rbe
  • the pin member 23 enters the cam groove v by the movement position of the engagement means 20 other than the neutral position of the cam rod C, the swing claw member R swings, and the engagement claw portion Rp protrudes outward. Then, the engaging convex portion 31 of the corresponding driven gear n is brought into contact with the engaging claw Rp after the contacting convex portion 36 of the annular plate member 35, and the rotation of the driven transmission gear n is counter gear shaft. 12 or the rotation of the counter gear shaft 12 is transmitted to the driven transmission gear n.
  • the shift drum 67 is rotated by a predetermined amount by manual operation of the shift select lever, and the rotation of the shift drum 67 is moved in the axial direction via the shift pin 58 fitted in the shift groove 67v. It moves by a predetermined amount and interlocks the eight cam rods Cao, Cao, Cae, Cae, Cbo, Cbo, Cbe, Cbe of the engaging means 20 through the lost motion mechanisms 52, 53.
  • the shift drum 67 is rotated by manual operation of the shift select lever to change the speed.
  • the speed change drive motor is driven to rotate the shift drum via a Geneva stop mechanism or the like. In this way, a shift may be performed.
  • the power of the internal combustion engine is transmitted to the main gear shaft 11 through the friction clutch 5, and the first, second, third, fourth, fifth and sixth drive transmission gears m1, m2, m3, m4, m5 , M6 are integrally rotated, and the first, second, third, fourth, fifth, and sixth driven transmission gears n1, n2, n3, n4, n5, and n6, which are always meshed with them, are respectively connected. It is rotating at the rotation speed. 2 to 5 show the first speed state. In FIG. 4, the first driven transmission gear n1 rotates in the direction of the arrow, and in FIG. 5, the second driven transmission gear n2 rotates in the direction of the arrow. The second driven transmission gear n2 rotates at a higher speed than the first driven transmission gear n1.
  • the positive rotation odd-numbered swinging claw member Rao that operates via the pin member 23 is engaged with the engagement convex portion 31 of the first driven gear n1, so that the first driven gear n1. Since the power is received from, there is a considerable frictional resistance to swing the forward rotation odd-numbered swinging claw member Rao to release the engagement, and it does not move immediately at the beginning, so the reverse rotation even-numbered cam rod Although Cbe also remains stopped, the forward rotation even stage cam rod Cae and the reverse rotation odd stage cam rod Cbo move without resistance.
  • the first-speed reverse rotation odd-numbered swinging claw member Rbo retracts the engaging claw Rp inward.
  • the pin member 23 enters the cam groove v2, so that the positive rotation even-numbered swing claw member Rae corresponding to the second driven transmission gear n2 has the biasing force and engagement of the compression spring 22.
  • the engaging claw portion Rp is swung by the centrifugal force of the claw portion Rp and protrudes to the outside, can be engaged with the second driven transmission gear n2, and rotates at a higher speed than the counter gear shaft 12 that rotates together with the first driven transmission gear n1.
  • the engaging convex portion 31 of the second driven transmission gear n2 that catches up comes into contact with the engaging claw portion Rp that protrudes to the outside of the forward rotation even-stage swinging claw member Rae.
  • the counter gear shaft 12 starts to rotate at the same rotational speed as that of the second driven transmission gear n2 by the second driven transmission gear n2 rotating at a higher speed, and is positively moved from the engagement convex portion 31 of the first driven transmission gear n1.
  • the engaging claw portion Rp of the rotating odd-numbered swinging claw member Rao is released, and the actual upshift from the first speed to the second speed is executed.
  • the engagement convex portion 31 of the first driven transmission gear n1 is engaged with the positive rotation odd-number stage swing claw member Rao.
  • the engaging convex portion 31 of the second driven transmission gear n2 that rotates at a higher speed in a state where the counter gear shaft 12 is rotated at the same speed as the first driven transmission gear n1 by contacting and engaging with the claw portion Rp.
  • the first driven transmission gear n1 Since the engaging claw Rp of the positive rotation odd-numbered swinging claw member Rao is separated from the engaging convex portion 31 naturally and the engagement is smoothly released, the engagement is smoothly released without requiring a force for releasing the engagement. And smooth shift up.
  • each shift-up from 2nd to 3rd, 3rd to 4th, 4th to 5th, and 5th to 6th is performed with the driven transmission gear n engaged with the swinging claw member R. Since the driven transmission gear n with a reduction ratio of one step is engaged with the swinging claw member R and shifted up, no force is required to release the engagement and the clutch is not required for shifting. In addition, there is no loss in the switching time at the time of upshifting, there is no loss of driving force, and the shift shock is small, so that smooth upshifting can be performed.
  • the driven claw member R is engaged with the driven transmission gear n whose gear ratio is one step larger while the driven transmission gear n is engaged with the swing claw member R, and the downshift is performed. Therefore, no force is required for disengagement, it operates smoothly and does not require a clutch for shifting, there is no loss in switching time at the time of downshifting, there is no loss of driving force, and the shift shock is small Smooth downshifting can be done.
  • the protruding amount of the engaging claw portion Rp of the swinging claw member R is selected by the inclined surfaces 36pb, 36ps of the annular plate member 35. Therefore, the engagement with the engagement convex portion 31 of the driven transmission gear n in a state where there is no sufficient protrusion and a small protrusion is avoided, and the engagement is ensured in a state where the driven transmission gear n protrudes greatly. An excessive load can be prevented from being applied to a part of the claw tip of the joint claw Rp, and the swing claw member can be made small.
  • the multi-stage transmission in the present embodiment has the same structure as the multi-stage transmission 10 according to the above-described embodiment except for the following two differences. Therefore, the same reference numerals are used for the same members.
  • the multi-stage transmission 10 includes first, second, third, fourth, fifth and sixth driven transmission gears n1, n2, which are rotatably supported on a counter gear shaft 12 via a bearing collar member 13.
  • Engaging convex portions 31 that engage with the engaging claw portions Rp of the swinging claw member R are formed on the inner peripheral ridge portions 30C of n3, n4, n5, and n6, and both sides of the engaging convex portions 31 are formed.
  • Grooves 31v and 31v are formed at the bases on both sides where the engagement surfaces 31p and 31p rise, whereas this multi-stage transmission has one side on both sides of the engagement protrusion 31 as shown in FIG.
  • the groove 31v is not formed only on the side that engages with the swinging claw member R for shifting up (forward rotation odd-numbered swinging claw member Rao, positive rotation even-numbered swinging claw member Rae).
  • This groove 31v is structurally dispersed and not concentrated on the base of the engaging protrusion 31 when the engaging claw Rp abuts against the engaging surface 31p of the engaging protrusion 31 and is pressed. Although the strength is increased, the engaging pressing force at the time of downshifting is smaller than the engaging pressing force at the time of shifting up, and the swinging claw member R for shifting down at the engaging convex portion 31 (reverse rotation odd-numbered stage)
  • the groove 31v may be shallowly formed or not required at the base of the engaging surface 31p on the side where the swinging claw member Rbo and the reverse rotation even-numbered swinging claw member Rbe) are engaged.
  • the second difference is that the sixth driven transmission gear n6 having the smallest reduction ratio is interposed between the inner peripheral protrusion 30C formed on the inner peripheral surface and the annular plate member 35.
  • the coil spring (return spring) 38 is removed, and instead of positioning by the coil spring 38, an annular wave spring 60 is sandwiched between the side surface of the inner peripheral protrusion 30C and the annular plate member 35 with an appropriate pressure.
  • a friction structure in which the annular plate member 35 is caused to follow the sixth driven transmission gear n6 with a predetermined friction is configured.
  • FIG. 27 An exploded sectional view of the wave spring 60, the annular plate member 35, the circlip 39 and the bearing collar member 13 assembled to the inner periphery of the sixth driven transmission gear n6 is shown in FIG. 27, and the assembled state is shown in FIG. Show.
  • the inner peripheral surface of the sixth driven transmission gear n6 is formed with an inner peripheral protrusion 30C between the left and right annular holes 30L, 30R, and the inner peripheral surface of the right annular hole 30R is positioned at a predetermined axial position.
  • An inner circumferential groove 33 into which the circlip 39 is fitted is formed.
  • the sixth driven transmission gear n6 is not formed with the arc groove 32 with the coil spring 38 interposed on the side surface of the inner peripheral protrusion 30C.
  • the circular plate member 35 is not formed with an arc-shaped notch 37 with a coil spring 38 interposed therebetween. Accordingly, the sixth driven transmission gear n6 and the annular plate member 35 can be easily processed and manufactured.
  • the annular plate member 35 is the same as the annular plate member 35 of the above embodiment except that it does not have the arc-shaped notch 37, and the same reference numerals are used.
  • the wave spring 60 is formed into a ring shape while forming a wave (wave shape) on a flat wire, and has a spring characteristic. Can work.
  • the wave spring 60 has an outer diameter slightly smaller than the inner diameter of the right annular hole 30R of the sixth driven transmission gear n6, and is fitted into the right annular hole 30R.
  • annular plate member 35 is further fitted over the inserted wave spring 60, and the annular plate member 35 attaches the wave spring 60 to the sixth driven transmission gear n6.
  • the circlip 39 is fitted into the inner circumferential groove 33 formed on the inner circumferential surface of the right annular hole 30R while the annular plate member 35 is positioned in a state where the inner circumferential projection 30C is appropriately pressed.
  • annular wave spring 60 is sandwiched between the side surface of the inner peripheral ridge 30C of the sixth driven transmission gear n6 and the annular plate member 35 with an appropriate pressure, and the annular plate member 35 is predetermined.
  • a friction structure that follows the sixth driven transmission gear n6 with this friction is configured.
  • an annular disc spring 70 as shown in FIGS. 31 and 32 may be used.
  • Bearing collar members 13 and 13 are fitted in the left annular hole 30L and the right annular hole 30R of the sixth driven transmission gear n6 and interposed between the counter gear shaft 12 and a friction structure is configured.
  • the bearing collar member 13 fitted into the right annular hole 30R has an outer peripheral edge on the annular plate member 35 side cut out in an annular shape to form an edge step 13d. This edge step 13d is the sixth driven The inner peripheral edge of the transmission gear n6 is fitted.
  • the bearing collar member 13 fitted in the right annular hole 30R with the edge step 13d forms a gap 40 between the circlip 39 on the inner side in the axial direction. That is, the axial thrust force of the sixth driven transmission gear n6 is received by the edge step 13d of the bearing collar member 13, so that the distance between the inner peripheral protrusion 30C of the sixth driven transmission gear n6 and the bearing collar member 13 is increased. Is maintained.
  • the annular plate member 35 that sandwiches the wave spring 60 with the appropriate pressure on the inner peripheral ridge 30C is pushed by the bearing collar member 13, and the wave spring 60 is further strongly sandwiched to cause the sixth driven of the annular plate member 35. Since the relative rotation with respect to the transmission gear n6 is not hindered, the swinging claw member R can be accurately guided and engaged with the engagement convex portion 31 of the sixth driven transmission gear n6 at an appropriate timing. .
  • the outer peripheral end of the bearing collar member 13 on the annular plate member 35 side is cut out in an annular shape to form an edge step 13d, which is the first, second, third, fourth, fifth and sixth driven transmission gears n1, n2, n3, n4. , N5, and a clearance 40 is secured between the bearing collar member 13 and the circlip 39.
  • the bearing collar member 13 does not press the annular plate member 35.
  • smooth relative rotation of each annular plate member 35 with respect to the first, second, third, fourth, and fifth driven transmission gears n1, n2, n3, n4, and n5 is not hindered.
  • the member R can be guided with high accuracy and can be engaged with the engaging convex portion 31 at an appropriate timing.
  • the same structure is formed, and a gap 40 is secured between the bearing collar member 13 and the circlip 39 as shown in FIG.
  • the sixth driven transmission gear n6 having the smallest reduction ratio is different from the other first, second, third, fourth, and fifth driven transmission gears n1, n2, n3, n4, and n5.
  • a friction structure is adopted in which the annular wave spring 60 is sandwiched between the side surface of the inner peripheral protrusion 30C and the annular plate member 35 with an appropriate pressure.
  • the annular plate member 35 is caused to follow the sixth driven transmission gear n6 with a predetermined friction.
  • the sixth driven transmission gear n6 has an even number of forward rotations whose engaging projections 31 protrude from the engaging claws Rp. Power is transmitted by being engaged with the moving claw member Rae, and the annular plate member 35 is pushed by the abutting convex portion 36 by the even-numbered swinging claw member Rae in the forward rotation, and on the reverse rotation side from the engaging convex portion 31. Has moved.
  • the circumferential width W of the abutment protrusion (36) of the annular plate member (35) is the same as that of the forward rotation even-numbered swing claw member Rae for shifting up. Since the circumferential distance D between the engaging claw Rp and the engaging claw Rp of the reverse-rotation even-numbered swinging claw member Rbe for downshifting is smaller than the contact projection 36 of the annular plate member 35 is rotated forward. It can be placed between the even-numbered swinging claw member Rae and the reverse-rotating even-numbered swinging claw member Rbe so as to be ready for both upshifting and downshifting.
  • the protruding engagement claw Rp of the reverse rotation even-numbered swinging claw member Rbe first comes into contact with the contact projection 36 of the annular plate member 35 on the reverse rotation side from the engagement projection 31. While moving the convex portion 36 to the positive rotation side, it securely engages with the engaging convex portion 31 of the sixth driven transmission gear n6 (see the two-dot chain line in FIG. 34).
  • the speed is increased and the upshift is performed while decelerating and the forward rotation swing claw member Ra is separated from the engaging convex portion 31 (see FIG. 33).
  • the engaging claw Rp of the forward rotation swing claw member Ra is previously in contact with the abutment convex portion 36 of the annular plate member 35. Therefore, the engaging protrusion 31 may receive an excessive load on a part of the engaging claw Rp.
  • the contact projection 36 of the annular plate member 35 is engaged by the coil spring 38. It is always biased so that it is positioned so as to overlap the center of 31.
  • a friction structure is adopted in which the abutment protrusion 36 of the annular plate member 35 is made to follow the engagement protrusion 31 by the wave spring 60. Has been.
  • the side surface of the inner peripheral ridge 30C of the sixth driven transmission gear n6 is replaced with the positioning structure of the annular plate member 35 by the coil spring 38.
  • the first driven transmission gear n1 having the maximum reduction ratio is not subjected to a downshift operation when the first speed is established, and may have a friction structure as necessary.

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Abstract

　歯車の内周面に環状に突出した内周突条部30Cに係合凸部31が形成され、歯車の係合凸部31が形成される前記内周突条部30Cの側面に相対回動自在に近接する環状部材35は、内周面に周方向に係合爪Ｒｐと当接可能な傾斜面を有した当接凸部36が突出形成され、当接凸部36の少なくとも傾斜面形成部分を除いた部分が軸方向視で係合凸部31に重なるように戻しばね38により位置決めされ、当接凸部36の傾斜面は、係合爪Ｒｐが係合可能な傾斜角を有する底部傾斜面36pbと係合爪が係合不能で摺接する傾斜角を有する頂部傾斜面36psとからなり、係合手段の係合爪が歯車の係合凸部に係合する際に係合爪の一部に過大な荷重が加わることを回避する。

Description

多段変速機
　本発明は、互いに平行な歯車軸にそれぞれ複数の駆動歯車と被動歯車が変速段毎に常時噛み合い状態で軸支された多段変速機に関する。
　この常時噛合い式の多段変速機は、駆動歯車と被動歯車の一方が歯車軸に固定され、他方が歯車軸に回転自在に軸支され、係合手段により回転自在の歯車のうち歯車軸に係合する歯車を切り換えることで変速を行う。
　この歯車と歯車軸の係合に、カム部材により作動する揺動爪部材を用いた構成が、同じ出願人により先に出願された例にある（特許文献１）。
特願２００８－２４６７５５
　同特許文献１に開示された多段変速機の係合手段は、各歯車の内周面に係合凸部が形成され、他方の歯車軸には支軸ピンに軸支されて揺動する揺動爪部材が径方向外側に爪先端部を出没可能に設けられ、爪先端部が突出することで歯車の内周面の係合凸部に係合し、爪先端部が没することで歯車の係合凸部との係合を解除するものである。
　この係合手段が係合するときは、歯車と歯車軸とが相対回転している状態で、歯車の内周面の係合凸部に揺動爪部材の爪先端部が衝接して係合するので、揺動爪部材の爪先端部の突出が小さい状態で歯車の係合凸部に係合すると、爪先端部の一部に過大な荷重が加わる場合があるため、爪を大きくする必要があった。
　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、係合手段の係合爪が歯車の係合凸部に係合する際に係合爪の一部に過大な荷重が加わることを回避した多段変速機を供する点にある。
　上記目的を達成するために、本発明は、
　互いに平行な歯車軸にそれぞれ複数の駆動歯車(m)と被動歯車(n)が変速段毎に常時噛み合い状態で軸支され、前記駆動歯車(m)と前記被動歯車(n)の一方の複数の歯車が歯車軸に固定され、他方の各歯車の内周面に形成された係合凸部(31)と歯車軸(12)に径方向外側に出没可能に設けられた係合爪(R)の突出により互いの係合を行う係合手段が各歯車ごとに切り換えられて変速を行う多段変速機において、前記歯車(n)の内周面に環状に突出した内周突条部(30C)に前記係合凸部(31)が形成され、前記歯車(n)の前記係合凸部(31)が形成される前記内周突条部(30C)の側面に相対回動自在に近接する環状板部材(35)と、前記歯車(n)と前記環状板部材(35)との間に介装され両者の所定の相対位置関係を弾性的に維持する戻しばね(38)とを備え、前記環状板部材(35)は、内周面に周方向に前記係合爪(R)と当接可能な傾斜面を有して当接凸部(36)が突出形成され、前記当接凸部(36)の少なくとも前記傾斜面形成部分を除いた部分が軸方向視で前記係合凸部(31)に重なるように前記戻しばね(38)により位置決めされ、前記当接凸部(36)の傾斜面は、前記係合爪(R)が係合可能な傾斜角を有する底部傾斜面(36pb)と前記係合爪(R)が係合不能で摺接する傾斜角を有する頂部傾斜面(36ps)とからなる多段変速機とした。
　本発明の好適な実施形態は、
　前記係合爪(R)は前記歯車軸に対して揺動して爪先端部(Rp)を径方向に出没し、前記係合爪(R)の爪先端部(Rp)が前記当接凸部(36)の底部傾斜面(36pb)に接したときの接点(Q)と前記係合爪(R)の揺動中心(P)とを結ぶ直線(PQ)と前記底部傾斜面(36pb)とのなす角度を直角に近い鈍角としたことを特徴とする。
　本発明の好適な実施形態は、
　前記直線(PQ)と前記底部傾斜面(36pb)とのなす角度(θ)は、90度を超えて100度以下の角度であることを特徴とする。
　本発明の好適な実施形態は、
　前記歯車(n)の前記内周突条部(30C)に形成された前記係合凸部(31)の周方向両側基部のうち少なくともシフトアップ用の前記係合爪(Ra)と係合する側の基部に溝(31v)を形成したことを特徴とする。
　本発明の好適な実施形態は、
　前記歯車(n)の前記係合凸部(31)が形成される前記内周突条部(30C)の側面に周方向に沿って円弧状溝(32)を設け、
　前記環状板部材(35)の前記内周突条部(30C)に対向する側面に前記円弧状溝(32)に対応する円弧状切欠き(37)を形成し、前記円弧状溝(32)と前記円弧状切欠き(37)に跨って前記戻しばね(38)を介装し、前記環状板部材(35)の前記内周突条部(30C)に対向する側面の反対面を係止部材(39)により係止して前記環状板部材(35)の軸方向の移動を規制したことを特徴とする。
　本発明の好適な実施形態は、
　前記環状板部材(35)の前記当接凸部(36)の周方向幅は、ともに突出状態にあるシフトアップ用の前記係合爪(Ra)の爪先端部(Rp)とシフトダウン用の前記係合爪(Rb)の爪先端部(Rp)との周方向間隔より小さいことを特徴とする。
　本発明の好適な実施形態は、
　前記歯車(n)は、前記歯車軸(12)に外装された隣り合う軸受カラー部材(13,13)間に跨るように外嵌して回転自在に軸支され、前記軸受カラー部材(13)の前記環状板部材(35)が設けられた側の外周端縁が環状に切り欠かれて縁取り段部(13d)が形成され、同縁取り段部(13d)に前記歯車(n)の内周端縁が嵌合して軸支されることを特徴とする。
　本発明の好適な実施形態は、
　減速比が最小または最大の歯車のうち少なくとも最小の歯車(n6)には、前記環状板部材(35)との間に、前記戻しばね(38)による位置決めに代えて、前記環状板部材(35)を所定のフリクションを持って前記歯車(n6)に追随させるフリクション構造が構成されることを特徴とする。
　本発明の好適な実施形態は、
　前記フリクション構造は、前記歯車(n6)の前記内周突条部(30C)の側面と前記環状板部材(35)との間に環状のウェーブスプリング(60)が挟装される構造であることを特徴とする。
　本発明の好適な実施形態は、
　前記フリクション構造は、前記歯車(n6)の前記内周突条部(30C)の側面と前記環状板部材(35)との間に環状の皿ばね(70)が挟装される構造であることを特徴とする。
　本発明によれば、
　環状板部材(35)は当接凸部(36)の少なくとも傾斜面形成部分を除いた部分が軸方向視で係合凸部(31)に重なるように戻しばね(38)により位置決め（センタリング）されているので、係合爪(R)が係合するときは、歯車(n)の内周突条部(30C)に形成された係合凸部(31)に係合する前に環状板部材(35)の当接凸部(36)の傾斜面に当接することになり、環状板部材(35)の当接凸部(36)の傾斜面は、係合爪(R)が係合可能な傾斜角を有する底部傾斜面(36pb)と係合爪が係合不能で摺接する傾斜角を有する頂部傾斜面(36ps)とからなるので、係合爪(R)は大きく突出した状態では当接凸部(36)の底部傾斜面(36pb)に当接して係合したまま戻しばね(38)に抗して環状板部材(35)を摺動して歯車(n)の係合凸部(31)に係合するが、係合爪(R)が小さく突出した状態では当接凸部(36)の頂部傾斜面(36ps)に係合せずに摺接して当接凸部(36)を乗り越えてしまうので、係合爪(R)の一部に過大な荷重が加わることが回避され、当接凸部(36)を乗り越えた係合爪(R)は次に来る当接凸部(36)には大きく突出した状態で当接できる。
　よって、歯車(n)の係合凸部(31)により係合爪(R)が一部に過大な荷重を受けることなく係合することができる。
　係合爪(R)の爪先端部(Rp)が当接凸部(36)の底部傾斜面(36pb)に接したときの接点(Q)と係合爪(R)の揺動中心(P)とを結ぶ直線(PQ)と底部傾斜面(36pb)とのなす角度(θ)を直角に近い鈍角としたので、複数の係合爪(R)がそれぞれ対応する当接凸部(36)の底部傾斜面(36pb)に高い精度で同時に当接しなくても、順次揺動して当接することが可能で、一部の係合爪(R)が係合凸部(31)に係合できない事態を回避することができる。
　前記直線(PQ)と前記底部傾斜面(36pb)とのなす角度(θ)は、90度を超えて100度以下の角度であるので、係合爪(R)が当接凸部(36)の底部傾斜面(36pb)に接すると滑らずに確実に係合するとともに、一部の係合爪(R)が係合凸部(31)に係合できない事態を確実に回避することができる。
　歯車(n)の内周面に形成された係合凸部(31)の周方向両側基部のうち少なくともシフトアップ用の前記係合爪(Ra)と係合する側の基部に溝(31v)を形成したので、係合凸部(31)の係合面に係合爪(R)が当接して押圧された際に、この溝(31v)が形成されていることにより係合凸部(31)の基部に応力が集中せずに分散して構造的に係合凸部(31)の強度を高めることができる。
　歯車(n)の円弧状溝(32)と環状板部材(35)の円弧状切欠き(37)に跨って戻しばね(38)を介装し、環状板部材(35)の内周突条部(30C)に対向する側面の反対面を係止部材(39)により係止して環状板部材(35)の軸方向の移動を規制したので、戻しばね(38)を介して歯車(n)に対する環状板部材(35)の周方向の位置決めが簡単でコンパクトな構造でできる。
　環状板部材(35)の当接凸部(36)の周方向幅は、ともに突出状態にあるシフトアップ用係合爪(Ra)の爪先端部(Rp)とシフトダウン用係合爪(Rb)の爪先端部(Rp)との間の周方向間隔より小さいので、環状板部材(35)の当接凸部(36)がシフトアップ用係合爪(Ra)とシフトダウン用係合爪(Rb)との間に納まってシフトアップとシフトダウンのいずれにも即応できる状態とすることができる。
　歯車(n)は、歯車軸(12)に外装された隣り合う軸受カラー部材(13,13)間に跨るように外嵌して回転自在に軸支され、軸受カラー部材(13)の環状板部材(35)が設けられた側の外周端縁が環状に切り欠かれて縁取り段部(13d)が形成され、同縁取り段部(13d)に歯車(n)の内周端縁が嵌合して歯車(n)が軸支されるので、歯車(n)の軸方向のスラスト力は軸受カラー部材(13)の縁取り段部(13d)が受けることで、歯車(n)の内周突条部(30C)と軸受カラー部材(13)との間隔は維持される。
　したがって、内周突条部(30C)に近接する環状板部材(35)が軸受カラー部材(13)に押されて内周突条部(30C)に圧接されて、環状板部材(35)の歯車(n)に対する円滑な相対回転を妨げられることがないため、係合爪(R)を精度良く案内して歯車(n)の係合凸部(31)に適正なタイミングで係合することができる。
　減速比が最小または最大の歯車のうち少なくとも最小の歯車(n6)には、環状板部材(35)との間に、戻しばね(38)による位置決めに代えて、環状板部材(35)を所定のフリクションを持って歯車(n6)に追随させるフリクション構造が構成される。
　すなわち、シフトアップされて有効に働いている減速比が最小の歯車は、さらなるシフトアップ作業がなされないため、環状板部材(35)は戻しばね(38)によりセンタリングされる必要がなく、環状板部材(35)が所定のフリクションを持って歯車(n6)に追随すればよく、よって戻しばね(38)に代えて簡単なフリクション構造にし、構造を簡素化し、部品の加工性および組付け性も良好にしてコストの削減を図ることができる。
　なお、減速比が最大の歯車も同様である。
　歯車(n6)の内周突条部(30C)の側面と環状板部材(35)との間に環状のウェーブスプリング(60)が挟装されるフリクション構造とするので、構造の簡素化、組付け性の向上、コスト削減をさらに図ることができる。
　歯車(n6)の内周突条部(30C)の側面と環状板部材(35)との間に環状の皿ばね(70)が挟装されるフリクション構造とするので、構造の簡素化、組付け性の向上、コスト削減をさらに図ることができる。
本発明の一実施の形態に係る多段変速機の断面図である。 カウンタ歯車軸およびその周りの構造を示す断面図（図４，図５のII－II線断面図）である。 カウンタ歯車軸およびその周りの構造を示す別の断面図（図４，図５のIII－III線断面図）である。 図２，図３のIV－IV線断面図である。 図２，図３のＶ－Ｖ線断面図である。 コントロールロッドとロストモーション機構の分解斜視図である。 コントロールロッドにロストモーション機構組み付けた状態とカムロッド等の分解斜視図である。 カウンタ歯車軸およびピン部材とスプリングの一部の分解斜視図である。 カウンタ歯車軸の左側面図（図８のIX矢視図）である。 揺動爪部材および支軸ピン，ピン部材，スプリングの分解斜視図である。 コントロールロッドに変速駆動手段の一部および係合手段を組み付けた状態を示す斜視図である。 図１１に示す状態のカウンタ歯車軸に軸受カラー部材を外装した状態を示す斜視図である。 被動変速歯車の右側面図である。 環状板部材の右側面図である。 被動変速歯車と環状板部材等の分解断面図である。 被動変速歯車と環状板部材等の組付けた状態の断面図である。 揺動爪部材の係合爪部が大きく突出しているときにおける環状板部材の当接凸部が係合爪部に当接する直前の状態を示す要部拡大図である。 次いで、環状板部材の当接凸部が係合爪部に当接した状態を示す要部拡大図である。 次いで、被動変速歯車の係合凸部が係合爪部に当接した状態を示す要部拡大図である。 次いで、被動変速歯車の係合凸部が係合爪部に係合してカウンタ歯車軸をともに回転している状態を示す要部拡大図である。 揺動爪部材の係合爪部が小さく突出しているときにおける環状板部材の当接凸部が係合爪部に当接する直前の状態を示す要部拡大図である。 次いで、環状板部材の当接凸部が係合爪部に当接した状態を示す要部拡大図である。 次いで、当接凸部の頂部傾斜面上を係合爪部が滑りながら揺動している状態を示す要部拡大図である。 次いで、環状板部材の当接凸部を係合爪部が乗り越えている状態を示す要部拡大図である。 別の実施の形態に係る多段変速機のカウンタ歯車軸およびその周りの構造を示す断面図である。 図２５のXXVI－XXVI線断面図である。 被動変速歯車と環状板部材とウェーブスプリング等の分解断面図である。 被動変速歯車と環状板部材とウェーブスプリング等の組付けた状態の断面図である。 ウェーブスプリングの正面図である。 同ウェーブスプリングの側面図である。 皿ばねの正面図である。 皿ばねの断面図である。 第６被動変速歯車と揺動爪部材と環状板部材の６速が確立した状態を示す要部拡大図である。 次いで、減速して第６被動変速歯車の係合凸部から正回転偶数段揺動爪部材の係合爪部Ｒｐが離れた状態を示す要部拡大図である。
　ｍ…駆動変速歯車、ｍ１～ｍ６…第１～第６駆動変速歯車、
　ｎ…被動変速歯車、ｎ１～ｎ６…第１～第６被動変速歯車、
　10…多段変速機、11…メイン歯車軸、12…カウンタ歯車軸、13…軸受カラー部材、
　20…係合手段、22…圧縮スプリング、23…ピン部材、26…支軸ピン、
　30Ｌ…左側環状穴、30Ｒ…右側環状穴、30Ｃ…内周突条部、31…係合凸部、31ｐ…係合面、31ｖ…溝、32…円弧溝、33…内周溝、35…環状板部材、36…当接凸部、36pb…底部傾斜面、36ps…頂部傾斜面、38…コイルばね、39…サークリップ、
　Ｃ…カムロッド、Ｒ…揺動爪部材、Ｒｐ…係合爪部、Ｒｑ…幅広端部、51…コントロールロッド、
　60…ウェーブスプリング、70…皿ばね
　以下、本発明に係る一実施の形態について図１ないし図２４に基づいて説明する。
　本実施の形態に係る多段変速機10は、自動二輪車に搭載される内燃機関に組み込まれて構成されている。
　図１は、該多段変速機10の断面図であり、同図１に示すように、該多段変速機10は、内燃機関と共通の機関ケース１に設けられている。
　左右割りの左機関ケース１Ｌと右機関ケース１Ｒが合体して構成された機関ケース１は、変速室２を形成しており、同変速室２にメイン歯車軸11とカウンタ歯車軸12が互いに平行に左右方向に指向して回転自在に軸支されている。
　メイン歯車軸11は、左機関ケース１Ｌの側壁と右機関ケース１Ｒの側壁１RRにベアリング３Ｌ，３Ｒを介して回転自在に軸支され、右ベアリング３Ｒを貫通して変速室２から突出した右端部には多板式の摩擦クラッチ５が設けられている。
　摩擦クラッチ５の左側には、図示されないクランク軸の回転が伝達されるプライマリ被動ギヤ４がメイン歯車軸11に回転自在に軸支されている。
　内燃機関のクランク軸の回転がプライマリ被動ギヤ４から係合状態の摩擦クラッチ５を介してメイン歯車軸11に伝達される。
　他方、カウンタ歯車軸12も、左機関ケース１Ｌの側壁と右機関ケース１Ｒの側壁１RRにベアリング７Ｌ，７Ｒを介して回転自在に軸支され、左ベアリング７Ｌを貫通して変速室２から突出した左端部には出力スプロケット70がスプライン嵌合して固定される。
　出力スプロケット70に巻き掛けられた駆動チェーンが後方の図示されない後輪を駆動するスプロケットに巻き掛けられ、カウンタ歯車軸12の回転動力が後輪に伝達され、車両が走行する。
　メイン歯車軸11には、左右のベアリング３Ｌ，３Ｒの間に駆動変速歯車ｍ群がメイン歯車軸11と一体に回転可能にメイン歯車軸11に構成されている。
　右ベアリング３Ｒに沿って第１駆動変速歯車ｍ１がメイン歯車軸11に一体に形成され、メイン歯車軸11の同第１駆動変速歯車ｍ１と左ベアリング３Ｌとの間に形成されたスプラインに右から左へ順に順次径を大きくした第２，第３，第４，第５，第６駆動変速歯車ｍ２，ｍ３，ｍ４，ｍ５，ｍ６がスプライン嵌合されている。
　他方、カウンタ歯車軸12には、左右のベアリング７Ｌ，７Ｒの間に被動変速歯車ｎ群が円環状の軸受カラー部材13を介して回転自在に軸支されている。
　カウンタ歯車軸12において、右ベアリング７Ｒの左に介装されたカラー部材14Ｒを介して外装された右端の軸受カラー部材13と、左ベアリング７Ｌの右に介装されたカラー部材14Ｌを介して外装された左端の軸受カラー部材13との間に、等間隔に５つの軸受カラー部材13が外装され、この全部で７つの軸受カラー部材13の隣り合う軸受カラー部材13，13間に跨るようにして右から左へ順次径を小さくした第１，第２，第３，第４，第５，第６被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５，ｎ６が回転自在に軸支されている。
　メイン歯車軸11と一体に回転する第１，第２，第３，第４，第５，第６駆動変速歯車ｍ１，ｍ２，ｍ３，ｍ４，ｍ５，ｍ６は、カウンタ歯車軸12に回転自在に軸支される対応する第１，第２，第３，第４，第５，第６被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５，ｎ６にそれぞれ常時噛み合っている。
　第１駆動変速歯車ｍ１と第１被動変速歯車ｎ１の噛合が、最も減速比の大きい１速を構成し、第６駆動変速歯車ｍ６と第６被動変速歯車ｎ６の噛合が、最も減速比の小さい６速を構成し、その間順次減速比が小さくなって２速、３速、４速、５速が構成される。
　カウンタ歯車軸12に変速段が奇数段の奇数段歯車（第１，第３，第５被動変速歯車ｎ１，ｎ３，ｎ５）と変速段が偶数段の偶数段歯車（第２，第４，第６被動変速歯車ｎ２，ｎ４，ｎ６）が交互に配列されることになる。
　中空筒状をなすカウンタ歯車軸12は、各被動変速歯車ｎと係合可能な係合手段20が後記するように組み込まれ、後記するように係合手段20の１構成要素である種類ごと２本ずつ４種類の計８本のカムロッドＣ（Ｃao，Ｃao，Ｃae，Ｃae，Ｃbo，Ｃbo，Ｃbe，Ｃbe）がカウンタ歯車軸12の中空内周面に形成された後記するカム案内溝12ｇに嵌合して軸方向に移動自在に設けられる。
　このカムロッドＣを駆動して変速する変速駆動手段50の１構成要素であるコントロールロッド51が、カウンタ歯車軸12の中空中心軸に挿入されており、コントロールロッド51の軸方向の移動は、ロストモーション機構52，53を介して連動してカムロッドＣを軸方向に移動する。
　このコントロールロッド51を軸方向に移動する機構が、右機関ケース１Ｒに設けられている。
　コントロールロッド51の軸方向の移動は、ロストモーション機構52，53を介してカムロッドＣを軸方向に連動し、このカムロッドＣの移動がカウンタ歯車軸12に組み込まれた係合手段20により各被動変速歯車ｎを選択的にカウンタ歯車軸12と係合して変速を行う。
　図６を参照して、変速駆動手段50のコントロールロッド51は、円柱棒状をなし、軸方向の左右２か所に縮径して形成された外周凹部51ａ，51ｂがそれぞれ所定長さに亘って形成されている。
　コントロールロッド51の右端は雄ねじが形成された雄ねじ端部51bbとなっており、雄ねじ端部51bbの手前に６角形状のナット部51ｃが形成されている。
　このコントロールロッド51の左右の外周凹部51ａ，51ｂにそれぞれ対応してロストモーション機構52，53が組み付けられる。
　左右のロストモーション機構52，53は、同じ構造のものを互いに左右対称になるように配設している。
　左側のロストモーション機構52は、コントロールロッド51を摺動自在に嵌挿するスプリングホルダ52ｈが長尺ホルダ52hlと短尺ホルダ52hsの連結で構成され、内周面にコントロールロッド51の外周凹部51ａに対応する内周凹部52haが形成されている。
　このスプリングホルダ52ｈにコントロールロッド51を貫通させてスプリングホルダ52ｈを外周凹部51ａに位置させたとき、スプリングホルダ52ｈの内周凹部52haとコントロールロッド51の外周凹部51ａの両空間が共通の空間を構成する。
　スプリングホルダ52ｈの内周凹部52haとコントロールロッド51の外周凹部51ａの両空間に跨るようにスプリング受けである左右一対のコッタ52ｃ，52ｃが対向して嵌挿され、両コッタ52ｃ，52ｃ間にコントロールロッド51に巻回される圧縮コイルスプリング52ｓが介装されて両コッタ52ｃ，52ｃを離間する方向に付勢する。
　なお、コッタ52ｃは、スプリングホルダ52ｈの内周凹部52haの内径を外径とし、コントロールロッド51の外周凹部51ａの外径を内径とした中空円板状をなし、組み付けのため半割りにされている。
　右側のロストモーション機構53（スプリングホルダ53ｈ，長尺ホルダ53hl，短尺ホルダ53hs，内周凹部53ha，コッタ53ｃ，圧縮コイルスプリング53ｓ）も同じ構造をしてコントロールロッド51の外周凹部51ｂに配設される。
　したがって、コントロールロッド51が軸方向に移動すると、左右のロストモーション機構52，53の圧縮コイルスプリング52ｓ，53ｓを介してスプリングホルダ52ｈ，53ｈが軸方向に移動する。
　このコントロールロッド51の左右の外周凹部51ａ，51ｂに取り付けられたロストモーション機構52，53のスプリングホルダ52ｈ，53ｈの外周面に、８本のカムロッドＣ（Ｃao，Ｃao，Ｃae，Ｃae，Ｃbo，Ｃbo，Ｃbe，Ｃbe）が放射位置にあって当接される（図７参照）。
　カムロッドＣは、断面が矩形で軸方向に長尺に延びる角柱棒状部材であり、スプリングホルダ52ｈ，53ｈと接する内周側面の反対側の外周側面がカム面を形成しており、カム面にカム溝ｖが所要３か所に形成され、内周側面にはスプリングホルダ52ｈ，53ｈのいずれか一方を左右から挟むように係止する一対の係止爪ｐが突出している。
　カムロッドＣは、断面が特別な形状をしておらず概ね外形が単純な矩形の角柱棒状部材であるので、カムロッドＣを容易に製造することができる。
　カム溝ｖ１，ｖ３，ｖ５が奇数段歯車（第１，第３，第５被動変速歯車ｎ１，ｎ３，ｎ５）に対応する３か所に形成された奇数段用カムロッドＣao，Ｃboには、正回転（加速時に被動変速歯車ｎから被動歯車軸に力が加わる回転方向）用と逆回転（減速時に被動変速歯車ｎから被動歯車軸に力が加わる回転方向）用の２種類があり、一方の正回転奇数段用カムロッドＣaoは、内周側面に右側スプリングホルダ53ｈに係止する係止爪ｐを有し、他方の逆回転奇数段用カムロッドＣboは、内周側面に左側スプリングホルダ52ｈに係止する係止爪ｐを有する（図７参照）。
　同様に、カム溝ｖ２，ｖ４，ｖ６が偶数段の偶数段歯車（第２，第４，第６被動変速歯車ｎ２，ｎ４，ｎ６）に対応する３か所に形成された偶数段用カムロッドＣae，Ｃbeには、正回転用と逆回転用の２種類があり、一方の正回転偶数段用カムロッドＣaeは、内周側面に左側スプリングホルダ52ｈに係止する係止爪ｐを有し、他方の逆回転偶数段用カムロッドＣbeは、内周側面に右側スプリングホルダ53ｈに係止する係止爪ｐを有する（図７参照）。
　したがって、コントロールロッド51の軸方向の移動により、右側のロストモーション機構53の圧縮コイルスプリング53ｓを介してスプリングホルダ53ｈとともに正回転奇数段用カムロッドＣaoと逆回転偶数段用カムロッドＣbeが軸方向に連動し、左側のロストモーション機構52のコイルスプリング52ｓを介してスプリングホルダ52ｈとともに逆回転奇数段用カムロッドＣboと正回転偶数段用カムロッドＣaeが軸方向に連動する。
　図７に示すように、コントロールロッド51のナット部51ｃより右側の右端部分には、円筒状をしたコントロールロッド操作子55が、その内側に嵌装されたボールベアリング56を介して取り付けられる。
　ボールベアリング56は、軸方向に２個連結したもので、コントロールロッド51のナット部51ｃより右側の右端部分に嵌入され、雄ねじ端部51bbに螺合されるナット57によりナット部51ｃとの間で挟まれて締結される。
　したがって、コントロールロッド操作子55は、コントロールロッド51の右端部を回転自在に保持している。
　このコントロールロッド操作子55の螺着されたナット57より右側に延出した円筒部に直径方向に穿孔したピン孔55ｈが形成されており、同ピン孔55ｈにシフトピン58が貫通する。
　コントロールロッド操作子55に貫通されたシフトピン58は、図１を参照して、両端を突出させている。
　右機関ケース１Ｒの側壁１RRの右方に突出したガイド部１Raに溝条60が左右方向に指向して形成されており、この溝条60にシフトピン58の突出した一端頭部が摺動自在に嵌合してシフトピン58の回り止めとしている。
　側壁１RRには右方に突出して支軸65が植設されて、同支軸65にベアリング66を介してシフトドラム67が回動自在に軸支されており、このシフトドラム67のシフト溝67ｖにシフトピン58の突出した他端部が摺動自在に嵌合している。
　シフトドラム67のシフト溝67ｖは、ドラム外周面に略一周に亘って螺旋を描くように形成され、その間に所定回動角度（例えば60度）毎に１速から６速までの各変速段位置およびその途中にニュートラル位置が形成されている。
　したがって、シフトドラム67の回動は、シフト溝67ｖに嵌合するシフトピン58をコントロールロッド操作子55とともに軸方向に移動させる。
　コントロールロッド操作子55はコントロールロッド51の右端部を回転自在に保持しているので、結局シフトドラム67の回動はコントロールロッド51を軸方向に移動させる。
　このシフトドラム67は、図示されないシフトセレクトレバーの手動操作によってシフト伝達手段（図示せず）を介して回動する。
　シフト伝達手段は、シフトドラム67を所定角度毎の変速段位置に安定して保持させるシフトカム部材などの機構を備えてシフトセレクトレバーの操作動力をシフトドラム67の側縁に形成されたギヤ67ｇに伝達してシフトドラム67を順次変速段位置に回動する。
　以上のように、変速駆動手段50は、シフトセレクトレバーの手動操作によってシフトドラム67が回動し、シフトドラム67の回動がシフト溝67ｖに嵌合したシフトピン58を案内して軸方向に移動し、シフトピン58の移動がコントロールロッド操作子55を介してコントロールロッド51を軸方向に移動し、コントロールロッド51の移動がロストモーション機構52，53を介して係合手段20の８本のカムロッドＣao，Ｃao，Ｃae，Ｃae，Ｃbo，Ｃbo，Ｃbe，Ｃbeを連動する。
　ロストモーション機構52，53が組み付けられたコントロールロッド51は、カウンタ歯車軸12の中空内に挿入され中心軸に配設される。
　この中空円筒状のカウンタ歯車軸12は、内径がロストモーション機構52，53のスプリングホルダ52ｈ，53ｈの外径に略等しく、コントロールロッド51に取り付けられたスプリングホルダ52ｈ，53ｈを摺動自在に嵌挿する。
　そして、カウンタ歯車軸12の中空の内周面における８か所の放射位置に断面が矩形の８本のカム案内溝12ｇが軸方向に指向して延出形成されている（図９参照）。
　８本のカムロッドＣao，Ｃao，Ｃae，Ｃae，Ｃbo，Ｃbo，Ｃbe，Ｃbeは、図７に示す配列で対応するカム案内溝12ｇに摺動自在に嵌合する。
　同種類のカムロッドＣは、対称位置に配設される。
　カウンタ歯車軸12に対するカムロッドＣの回り止めとなるカム案内溝12ｇは、断面コ字状の単純な形状をして簡単に加工成形できる。
　カム案内溝12ｇの深さはカムロッドＣの放射方向の幅に等しく、よってカムロッドＣの外周側面であるカム面はカム案内溝12ｇの底面に摺接し、内周側面は中空内周面と略同一面をなしてスプリングホルダ52ｈ，53ｈの外周面に接し、内周側面から突出した係止爪ｐはスプリングホルダ52ｈ，53ｈのいずれかを両側から挟むようにして掴む。
　中空筒状をなすカウンタ歯車軸12は、軸受カラー部材13を介して被動変速歯車ｎが軸支される中央円筒部12ａの左右両側に外径が縮径された左側円筒部12ｂと右側円筒部12ｃが形成されている（図８参照）。
　左側円筒部12ｂにはワッシャ14Ｌを介してベアリング７Ｌが嵌合されるとともに、一部スプライン12ｓが形成されて出力スプロケット70がスプライン嵌合され、他方、右側円筒部12ｃにはワッシャ14Ｒを介してベアリング７Ｒが嵌合される（図１，図２，図３参照）。
　カウンタ歯車軸12の中空内は、カム案内溝12ｇが形成される内径がスプリングホルダ52ｈ，53ｈの外径に等しい小径内周面と、同小径内周面の両側の内径がカム案内溝12ｇの底面と略同一周面をなす大径内周面とが形成されている（図２，図３参照）。
　右側の拡大内径部の内側に前記コントロールロッド操作子55が半分程挿入されている。
　このように、カウンタ歯車軸12の中空内にコントロールロッド51とロストモーション機構52，53と８本のカムロッドＣao，Ｃao，Ｃae，Ｃae，Ｃbo，Ｃbo，Ｃbe，Ｃbeが組み込まれると、これら全てが一緒に回転し、コントロールロッド51が軸方向に移動すると、左側ロストモーション機構52のコイルスプリング52ｓを介して逆回転奇数段用カムロッドＣboと正回転偶数段用カムロッドＣaeが軸方向に連動し、右側ロストモーション機構53のコイルスプリング53ｓを介して正回転奇数段用カムロッドＣaoと逆回転偶数段用カムロッドＣbeが軸方向に連動する。
　ロストモーション機構52，53がカウンタ歯車軸12の軸方向に並んでコントロールロッド51の外周面と複数のカムロッドＣの内側面との間に介装されるので、カウンタ歯車軸12の中空内にあってコントロールロッド51，ロストモーション機構52，53，カムロッドＣと径方向に重なる構造で多段変速機10の軸方向の拡大を避け、ロストモーション機構52，53をカウンタ歯車軸12の中空内にコンパクトに収容して、多段変速機10自体の小型化を図ることができる。
　ロストモーション機構52，53は、コントロールロッド51上に軸方向に２つ設け、各ロストモーション機構52，53は互いに別のカムロッドＣを連動するので、１本のコントロールロッド51の移動に対して複数のカムロッドＣに２種類の異なる動きをさせて変速を滑らかにさせることを可能とするとともに、ロストモーション機構52，53を対称な構造として、製造コストを抑えるとともに組立て時の部品管理を容易とする。
　ロストモーション機構52，53がコントロールロッド51の外周面と複数のカムロッドＣの内側面との間に介装されるスプリングホルダ52ｈ，53ｈの内周凹部52ha，53haとコントロールロッド51の外周凹部51ａ，51ｂで形成される空間にコイルスプリング52ｓ，53ｓが介装されるので、同じ形状のロストモーション機構52，53をコントロールロッド51上に構成することができる。
　図８に示すように、カウンタ歯車軸12の軸受カラー部材13を介して被動変速歯車ｎが軸支される中央円筒部12ａは、外径が大きく厚肉に構成されており、この厚肉の外周部に周方向に一周する幅狭の周方向溝12cvが第１，第２，第３，第４，第５，第６被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５，ｎ６に対応して軸方向に亘って等間隔に６本形成されるとともに、軸方向に指向した軸方向溝12avが周方向に亘って等間隔に４本形成されている。
　さらに、カウンタ歯車軸12の中央円筒部12ａの外周部には、４本の軸方向溝12avで区画された４つの部分が各周方向溝12cvにおいて周方向溝12cvの溝幅を隣り合う軸方向溝12av，12av間に亘って長尺に左右均等に拡大した長尺矩形凹部12ｐと、周方向溝12cvの溝幅を隣り合う軸方向溝12av，12av間の一部で左右均等に拡大した短尺矩形凹部12ｑとが、軸方向に交互に形成されている。
　長尺矩形凹部12ｐの底面の周方向に離れた２か所に軸方向に長尺の楕円形をして周方向溝12cvに跨って若干凹んだスプリング受部12ｄ，12ｄが形成されている。
　また、短尺矩形凹部12ｑと軸方向溝12avとの間の厚肉部で周方向溝12cv上にピン孔12ｈが前記カム案内溝12ｇまで径方向に穿孔されている。
　すなわち、カウンタ歯車軸12の中空内周面から周方向の８か所に刻設されたカム案内溝12ｇの放射方向にピン孔12ｈが穿孔される。
　各周方向溝12cv上にはそれぞれ４か所ピン孔12ｈが形成される。
　スプリング受部12ｄには、楕円形に巻回された圧縮スプリング22がその端部を嵌装させて設けられる。
　ピン孔12ｈにはピン部材23が摺動自在に嵌挿される。
　なお、ピン孔12ｈが連通するカム案内溝12ｇの幅は、ピン部材23の外径幅より小さい。
　したがって、ピン孔12ｈを進退するピン部材23がカム案内溝12ｇに脱落することがないので、カウンタ歯車軸12への係合手段20の組み付けを容易にする。
　カム案内溝12ｇにはカムロッドＣが摺動自在に嵌合されるので、ピン孔12ｈに嵌挿されたピン部材23は中心側端部が対応するカムロッドＣのカム面に接し、カムロッドＣの移動でカム溝ｖがピン孔12ｈに対応するとピン部材23がカム溝ｖに落ち込み、カム溝ｖ以外の摺接面が対応するとピン部材は摺接面に乗り上げ、カムロッドＣの移動により進退する。
　ピン孔12ｈ内でのピン部材23の進退は、その遠心側端部を周方向溝12cvの底面より外側に出没させる。
　以上のような構造のカウンタ歯車軸12の中央円筒部12ａの外周部に形成された長尺矩形凹部12ｐと短尺矩形凹部12ｑと両凹部間を連通する周方向溝12cvに、揺動爪部材Ｒが埋設され、軸方向溝12avに揺動爪部材Ｒを揺動自在に軸支する支軸ピン26が埋設される。
　このようにして、全ての揺動爪部材Ｒが組み付けられた状態を図１１に示す。
　図１０の分解斜視図には、奇数段歯車（第１，第３，第５被動変速歯車ｎ１，ｎ３，ｎ５）に対応する周方向溝12cvおよび長尺矩形凹部12ｐ，短尺矩形凹部12ｑに埋設される４個の揺動爪部材Ｒと、偶数段の偶数段歯車（第２，第４，第６被動変速歯車ｎ２，ｎ４，ｎ６）に対応する周方向溝12cvおよび長尺矩形凹部12ｐ，短尺矩形凹部12ｑに埋設される４個の揺動爪部材Ｒとが、互いの相対角度位置関係を維持した姿勢で図示されており、加えて各揺動爪部材Ｒを軸支する支軸ピン26および各揺動爪部材Ｒに作用する圧縮スプリング22とピン部材23が示されている。
　揺動爪部材Ｒは、全て同じ形状のものを使用しており、軸方向視で略円弧状をなし、中央に支軸ピン26が貫通する貫通孔の外周部が欠損して軸受凹部Ｒｄが形成されており、同軸受凹部Ｒｄの揺動中心に関して一方の側に幅広矩形の係合爪部Ｒｐが形成され、他方の側には幅狭のピン受部Ｒｒが延出し、その端部は幅広に拡大した幅広端部Ｒｑが形成されている。
　揺動爪部材Ｒは、ピン受部Ｒｒがピン孔12ｈが形成された周方向溝12cvに揺動自在に嵌合し、一方の係合爪部Ｒｐが長尺矩形凹部12ｐに揺動自在に嵌合するとともに軸受凹部Ｒｄが軸方向溝12avに合致し、他方の幅広端部Ｒｑが短尺矩形凹部12ｑに嵌合する。
　そして、合致した軸受凹部Ｒｄと軸方向溝12avに支軸ピン26が嵌合される。
　揺動爪部材Ｒは、嵌合する周方向溝12cvに関して左右対称に形成されており、一方の幅広矩形の係合爪部Ｒｐが他方のピン受部Ｒｒおよび幅広端部Ｒｑより重く、支軸ピン26に軸支されてカウンタ歯車軸12とともに回転したとき、遠心力に対して係合爪部Ｒｐが重錘として作用して遠心方向に突出するように揺動爪部材Ｒを揺動させる。
　揺動爪部材Ｒは、ピン受部Ｒｒが揺動中心に関して反対側の係合爪部Ｒｐ側より幅が狭く形成されている。
　また、ピン受部Ｒｒは、ピン部材23を受け止めるだけの幅を具えれば足りるので、揺動爪部材Ｒを小型に形成することができ、かつ他方の係合爪部Ｒｐの遠心力による揺動を容易にすることができる。
　周方向に隣り合う揺動爪部材Ｒは、互いに対称な姿勢にカウンタ歯車軸12に組み付けられるので、互いに所定間隔を存して対向する係合爪部Ｒｐ，Ｒｐは共通の長尺矩形凹部12ｐに嵌合し、他方の互いの近接する幅広端部Ｒｑは共通の短尺矩形凹部12ｑに嵌合する。
　揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐの内側にカウンタ歯車軸12のスプリング受部12ｄに一端を支持された圧縮スプリング22が介装され、ピン受部Ｒｒの内側にピン孔12ｈに嵌挿されたピン部材23がカムロッドＣとの間に介装される。
　このようにして、揺動爪部材Ｒが、支軸ピン26に揺動自在に軸支されてカウンタ歯車軸12の長尺矩形凹部12ｐ，短尺矩形凹部12ｑ，周方向溝12cvに埋設され、一方の係合爪部Ｒｐが圧縮スプリング22により外側に付勢され、他方のピン受部Ｒｒがピン部材23の進退により押圧されることで、圧縮スプリング22の付勢力および係合爪部Ｒｐの遠心力に抗して揺動爪部材Ｒが揺動する。
　ピン部材23が遠心方向に進行して揺動爪部材Ｒを揺動したときは、揺動爪部材Ｒは係合爪部Ｒｐが長尺矩形凹部12ｐに没してカウンタ歯車軸12の中央円筒部12ａの外周面より外側に突出するものはない。
　また、ピン部材23が退行したときは、圧縮スプリング22により付勢され遠心力が作用する係合爪部Ｒｐがカウンタ歯車軸12の中央円筒部12ａの外周面より外側に突出し被動変速歯車ｎと係合可能とする。
　揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐの内側面と対向するカウンタ歯車軸12の長尺矩形凹部12ｐとの間に圧縮スプリング22が介装されるので、軸方向にスプリング専用のスペースが不要であり、カウンタ歯車軸12の軸方向の大型化を避けることができるとともに、圧縮スプリング22を揺動爪部材Ｒの軸方向幅の中央に配置して揺動爪部材Ｒ自体を軸方向両側を対称に形成することができ、よって被動変速歯車ｎとカウンタ歯車軸12の相対回転方向の両方向で係合および係合解除がなされる２種類の揺動爪部材を同じ形状の揺動爪部材Ｒとすることができ、形状の異なる揺動爪部材を用意する必要がない。
　圧縮スプリング22がカウンタ歯車軸12の軸方向を長径とする楕円形状をなし、楕円形状をした圧縮スプリング22は、長径が揺動爪部材Ｒのピン受部Ｒｒの幅より大きく、ピン受部Ｒｒを揺動可能に嵌合する周方向に一周に亘って形成される周方向溝12cvを跨いで受け止められるので、カウンタ歯車軸12の加工を容易にするとともに、揺動爪部材Ｒを安定してカウンタ歯車軸12に組み付けることができる。
　奇数段歯車（第１，第３，第５被動変速歯車ｎ１，ｎ３，ｎ５）に対応する４個の揺動爪部材Ｒと、偶数段の偶数段歯車（第２，第４，第６被動変速歯車ｎ２，ｎ４，ｎ６）に対応する４個の揺動爪部材Ｒは、互いに軸中心に90度回転した相対角度位置関係にある。
　奇数段歯車（第１，第３，第５被動変速歯車ｎ１，ｎ３，ｎ５）に対応する４個の揺動爪部材Ｒは、歯車の正回転方向で当接して各奇数段被動変速歯車ｎ１，ｎ３，ｎ５とカウンタ歯車軸12とが同期して回転するように係合する正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoと、歯車の逆回転方向で当接して各奇数段被動変速歯車ｎ１，ｎ３，ｎ５とカウンタ歯車軸12とが同期して回転するように係合する逆回転奇数段揺動爪部材Ｒboとが、それぞれ対称位置に一対ずつ設けられる。
　同様に、偶数段歯車（第２，第４，第６被動変速歯車ｎ２，ｎ４，ｎ６）に対応する４個の揺動爪部材Ｒは、歯車の正回転方向で当接して各偶数段被動変速歯車ｎ２，ｎ４，ｎ６とカウンタ歯車軸12とが同期して回転するように係合する正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeと、歯車の逆回転方向で当接して各偶数段被動変速歯車ｎ２，ｎ４，ｎ６とカウンタ歯車軸12とが同期して回転するように係合する逆回転偶数段揺動爪部材Ｒbeとが、それぞれ対称位置に一対ずつ設けられる。
　正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoが前記正回転奇数段用カムロッドＣaoの移動により進退するピン部材23により揺動し、逆回転奇数段揺動爪部材Ｒboが前記逆回転奇数段用カムロッドＣboの移動により進退するピン部材23により揺動する。
　同様に、正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeが前記正回転偶数段用カムロッドＣaeの移動により進退するピン部材23により揺動し、逆回転偶数段揺動爪部材Ｒbeが前記逆回転偶数段用カムロッドＣbeの移動により進退するピン部材23により揺動する。
　カウンタ歯車軸12に係合手段20を組み込む場合、まず右端の軸受カラー部材13を中央円筒部12ａの外周端部に外装し、その軸受カラー部材13の内側の軸方向溝12avに支軸ピン26の一端を嵌入するようにして右端の係合手段20を組み込み、次の軸受カラー部材13を前記支軸ピン26の他端を覆うように外装した後、前段と同じようにして次段の係合手段20を組み込むことを、順次繰り返して、最後に左端の軸受カラー部材13を外装して終了する。
　図１２に示すように、軸受カラー部材13は、中央円筒部12ａの長尺矩形凹部12ｐおよび短尺矩形凹部12ｑ以外の軸方向位置に外装され、それは軸方向溝12avに一列に連続して埋設される支軸ピン26の隣り合う支軸ピン26，26に跨って配置され、支軸ピン26および揺動爪部材Ｒの脱落を防止する。
　カウンタ歯車軸12の中央円筒部12ａの軸方向溝12avに埋設される支軸ピン26は、中央円筒部12ａの外周面に接する深さに埋設されるので、軸受カラー部材13が外装されると、ガタなく固定される。
　７個の軸受カラー部材13がカウンタ歯車軸12に等間隔に外装され、隣り合う軸受カラー部材13，13間に跨るようにして被動変速歯車ｎが回転自在に軸支される。
　各被動変速歯車ｎは、図１３および図１５に示すように、内周面の左右周縁部を切り欠いて左右環状穴30Ｌ，30Ｒが形成され、この左右環状穴30Ｌ，30Ｒ間に内周突条部30Ｃが円環状に形成されている。
　被動変速歯車ｎの左側環状穴30Ｌに対して右側環状穴30Ｒは、径が若干小さいがより深く形成されており、一方、軸受カラー部材13は、外周面が軸方向の略中央の段部によって左側小径部と右側大径部とが左右に形成されていて、被動変速歯車ｎの内径の小さい右側環状穴30Ｒに右側の軸受カラー部材13の左側小径部が滑動自在に嵌入し、内径の大きい左側環状穴30Ｌに左側の軸受カラー部材13の右側大径部が滑動自在に嵌入し、左右の軸受カラー部材13，13により被動変速歯車ｎは回動自在に軸支される（図２，図３参照）。
　このようにしてカウンタ歯車軸12に軸受カラー部材13を介して第１，第２，第３，第４，第５，第６被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５，ｎ６が回転自在に軸支される。
　図１３および図１５を参照して、被動変速歯車ｎの内周中央に環状に突出した内周突条部30Ｃの内周面にはさらに係合凸部31が周方向に等間隔に４箇所突出形成されている。
　係合凸部31は、側面視（図１３に示す軸方向視）で円弧状をなし、その周方向の両端面が前記揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐと当接し係合可能な傾斜した係合面31ｐ，31ｐをなす。
　係合凸部31の両側の係合面31ｐ，31ｐが立ち上がる各基部には溝31ｖ，31ｖが係合凸部31を両側から縊るように切り込んで形成されている。
　係合凸部31の係合面31ｐに係合爪部Ｒｐが当接して押圧された際に、この溝31ｖが形成されていることにより係合凸部31の基部に応力が集中せずに分散して構造的に係合凸部31の強度を高めることができる。
　右側環状穴30Ｒの底面である内周突条部30Ｃの右側面には、周方向で４つの係合凸部31の各間に４つの円弧溝32が形成されている（図１３，図１５参照）。
　また、右側環状穴30Ｒの内周面には軸方向所定箇所に内周溝33が形成されている（図１５参照）。
　この右側環状穴30Ｒには、外径が右側環状穴30Ｒの内径に略等しく内径が内周突条部30Ｃの内径に略等しい円環状をした環状板部材35が相対回動自在に嵌挿される。
　環状板部材35は内周突条部30Ｃの右側面に摺接する。
　環状板部材35は、図１４および図１５に示すように、内周に当接凸部36が周方向に等間隔に４箇所突出形成されている。
　当接凸部36は、前記被動変速歯車ｎの係合凸部31と同様に、側面視（図１４に示す軸方向視）で円弧状をなし、その周方向の両端面が前記揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐと当接可能な傾斜面36pb，36psをなす。
　環状板部材35の当接凸部36は、被動変速歯車ｎの係合凸部31より周方向に長尺である。
　環状板部材35の左側面には、周方向で４つの当接凸部36の各間にそれぞれ円弧状切欠き37が形成されている（図１３，図１５参照）。
　この環状板部材35の円弧状切欠き37は、被動変速歯車ｎの円弧溝32と周方向の長さは等しく、互いに対向する（図１５参照）。
　被動変速歯車ｎの右側環状穴30Ｒに環状板部材35を嵌挿する際に、４か所の相対向する円弧溝32と円弧状切欠き37の双方にコイルばね38を半体ずつ嵌合して介装する。
　４本のコイルばね38は、被動変速歯車ｎに対して環状板部材35を弾性的に位置決めし、位置決めされた状態で、環状板部材35の当接凸部36の少なくとも傾斜面形成部分を除く部分が軸方向視で被動変速歯車ｎの係合凸部31に重なる（図５，図１７参照）。
　すなわち、図１７に示すように、周方向に長尺の当接凸部36は、傾斜面36pb，36psを形成する両側部分が係合凸部31の周方向両端面（係合面31ｐ，31ｐ）よりも外側にはみ出している。
　また、軸方向視で、当接凸部36の頂上円弧面は、係合凸部31の頂上円弧面と等しいか若干回転中心側に延出している。
　そして、右側環状穴30Ｒの内周面に形成された内周溝33にサークリップ39が嵌合されて環状板部材35は被動変速歯車ｎに対して軸方向に位置決めされる（図１６参照）。
　このように、被動変速歯車ｎの右側環状穴30Ｒに嵌挿された環状板部材35は、コイルばね38により弾性的に位置決めされているので、被動変速歯車ｎに対して相対的な回動があると、コイルばね38のばね力が環状板部材35を元に戻す方向に働く。
　被動変速歯車ｎに対して環状板部材35が外力の影響を受けずにコイルばね38により弾性的に位置決めされている状態における環状板部材35の当接凸部36およびその近傍を拡大して図１７に示している。
　同図１７に示すように、環状板部材35の当接凸部36は、周方向の両端の揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐと当接する傾斜面が、係合爪部Ｒｐが係合可能な傾斜角を有する底部傾斜面36pbと係合爪部Ｒｐが係合不能で摺接する傾斜角を有する頂部傾斜面36psとからなる。
　当接凸部36の環状板部材35の内周面に近い底部側の底部傾斜面36pbは、内周面からの立ち上がり点での内周円の接線に対する傾斜角が頂部傾斜面36psより急傾斜面をなし、この底部傾斜面36pbに係合爪部Ｒｐが当接すると、係合爪部Ｒｐは滑ることなく係合する。
　一方、当接凸部36の環状板部材35の内周面から離れた頂部側の頂部傾斜面36psは、底部傾斜面36pbから屈曲して傾斜角が緩い緩斜面をなすことで、この緩斜面の頂部傾斜面36psに係合爪部Ｒｐが当接すると、係合爪部Ｒｐは頂部傾斜面36psから回転中心側に押し付けられる大きな力を受けて、圧縮スプリング22に抗して揺動して頂部傾斜面36psを滑り、係合することなく当接凸部36を乗り越える。
　このとき、コイルばね38により弾性的に位置決めされた環状板部材35は、被動変速歯車ｎに対して殆ど相対的に回動しない。
　図１７ないし図２０は、揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐが環状板部材35に当接する直前に大きく外側に揺動していたときの環状板部材35と被動変速歯車ｎおよびカウンタ軸12の動きを示したものである。
　図１７は、被動変速歯車ｎがコイルばね38により弾性的に位置決めされた環状板部材35とともに回転しているところに、揺動爪部材Ｒが圧縮スプリング22のばね力により揺動して係合爪部Ｒｐが外側に突出し、係合凸部31より先行して回転する当接凸部36に当接する直前の状態を示しており、係合爪部Ｒｐは十分に大きく突出しているため、当接凸部36の急傾斜面である底部傾斜面36pbが係合爪部Ｒｐに当接しようとしている。
　図１８は、環状板部材35の当接凸部36の底部傾斜面36pbが揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐの爪先端に当接した状態を示しており、底部傾斜面36pbは急傾斜面であるので、係合爪部Ｒｐが滑ることなく底部傾斜面36pbに係合する。
　したがって、係合爪部Ｒｐの係合により環状板部材35は回転が規制され、被動変速歯車ｎが環状板部材35に対してコイルばね38に抗して相対回転して、図１９に示すように、被動変速歯車ｎの係合突起31の係合面31ｐが係合爪部Ｒｐに当接し係合する。
　係合爪部Ｒｐは十分に大きく突出した状態で、被動変速歯車ｎの係合突起31に衝接するので、係合爪部Ｒｐの一部に過大な荷重が加わることなく係合し、図２０に示すように、被動変速歯車ｎの回転が揺動爪部材Ｒを介してカウンタ歯車軸12に伝達される。
　図２１ないし図２４は、揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐが環状板部材35に当接する直前に小さく外側に揺動していたときの環状板部材35と被動変速歯車ｎおよびカウンタ軸12の動きを示したものである。
　図２１は、被動変速歯車ｎが環状板部材35とともに回転しているところに、揺動爪部材Ｒが揺動して係合爪部Ｒｐが外側に突出し、係合凸部31より先行する当接凸部36に当接する直前の状態を示しており、係合爪部Ｒｐは小さく突出して十分でないため、当接凸部36の緩斜面である頂部傾斜面36psが係合爪部Ｒｐに当接しようとしている。
　図２２は、環状板部材35の当接凸部36の頂部傾斜面36psが揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐの爪先端に当接した状態を示しており、頂部傾斜面36psは緩斜面であるので、係合爪部Ｒｐは頂部傾斜面36psから回転中心側に押し付けられる大きな力を受ける。
　よって、図２３に示すように、揺動爪部材Ｒは圧縮スプリング22に抗して揺動して係合爪部Ｒｐは頂部傾斜面36psに係合することなく頂部傾斜面36ps上を滑りながら回転中心側に揺動して引っ込む。
　したがって、揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐは、図２４に示すように、コイルばね38により被動変速歯車ｎに対して殆ど相対的に回動しない環状板部材35の当接凸部36の頂上円弧面に至り、よって係合爪部Ｒｐは当接凸部36を乗り越えることになる。
　係合爪部Ｒｐが当接凸部36を乗り越えることことは、被動変速歯車ｎの係合凸部31を乗り越えることであり、係合爪部Ｒｐは係合凸部31に当接することもなく、当該係合凸部31では動力の伝達はなされない。
　ただし、次に回転してくる環状板部材35の当接凸部36に対しては、係合爪部Ｒｐを大きく突出する余裕があるので、前記図１８ないし図２１に示した経過をたどって、係合爪部Ｒｐが係合凸部31に係合して動力伝達がなされることになる。
　以上のように、環状板部材35は傾斜面36pb，36psにより揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐの外側への突出量を選別しており、揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐが、十分に突出する余裕がなく小さく突出した状態での被動変速歯車ｎの係合凸部31との係合は回避されるので、係合爪部Ｒｐの爪先端が係合凸部31に衝接して爪先端の一部に過大な荷重が加わり、損傷を受けるようなことは防止することができる。
　なお、被動変速歯車ｎの係合凸部31が周方向両端に係合面31ｐと係合面31ｐを有すると同様に、環状板部材35の当接凸部36も周方向両端に傾斜面36pb，36psと傾斜面36pb，36psを有するので、逆回転方向における揺動爪部材Ｒと被動変速歯車ｎの係合凸部31との係合についても環状板部材35が働き、係合爪部Ｒｐの一部に過大な荷重が加わるような事態は回避される。
　また、被動変速歯車ｎの係合凸部31と同時に係合する揺動爪部材Ｒを、カウンタ歯車軸12の中心軸対称に一対備えており、一方が係合して他方が係合していない事態は避けなければならない。
　そのためには、環状板部材35の一対の底部傾斜面36pbに一対の揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐが必ずともに当接し係合する必要がある。
　正確に同時に当接するためには、揺動爪部材Ｒおよび環状板部材35等の部品の加工・組付け精度に高い精度が要求され、コストが増加する。
　そこで、本環状板部材35は、底部傾斜面36pbの傾斜角度を工夫している。
　すなわち、図１８を参照して、揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐが底部傾斜面36pbに接したときの接点Ｑと揺動爪部材Ｒの揺動中心Ｐ（ピン26の軸中心）とを結ぶ直線ＰＱと、底部傾斜面36pbとのなす角度θを直角に近い鈍角としたものであり、図１８に示す状態では角度θは93度である。
　揺動爪部材Ｒおよび環状板部材35等の部品の加工・組付け精度がそれ程高くなく、一対の揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐの一方が先に環状板部材35の一対の底部傾斜面36pbの一方に当接し係合したとしても、角度θが90度を超えて底部傾斜面36pbが開いているので、他方の係合爪部Ｒｐが他方の底部傾斜面36pbに後から揺動して係合することが可能である。
　よって、一対の揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐが同時に環状板部材35の一対の底部傾斜面36pbに当接しなくても、順次係合爪部Ｒｐが揺動して当接することが可能で、一方の揺動爪部材Ｒが被動変速歯車ｎの係合凸部31に係合できない事態を回避することができる。
　なお、直線ＰＱと底部傾斜面36pbとのなす角度θとしては、90度＜θ≦100度が好ましい角度である。
　なお、角度θが100度を超えて大きくなると、係合爪部Ｒｐが底部傾斜面36pbに係合せずに滑る可能性がある。
　正回転奇数段揺動爪部材Ｒao（正回転偶数段揺動爪部材Ｒae）と逆回転奇数段揺動爪部材Ｒbo（逆回転偶数段揺動爪部材Ｒbe）は、互いに対向する側に係合爪部Ｒｐ，Ｒｐを延出しており、正回転奇数段揺動爪部材Ｒao（正回転偶数段揺動爪部材Ｒae）は被動変速歯車ｎ（およびカウンタ歯車軸12）の正回転方向で係合凸部31に当接して係合し、逆回転奇数段揺動爪部材Ｒbo（逆回転偶数段揺動爪部材Ｒbe）は被動変速歯車ｎの逆の回転方向で、係合凸部31に当接して係合する。
　なお、正回転奇数段揺動爪部材Ｒao（正回転偶数段揺動爪部材Ｒae）は被動変速歯車ｎの逆の回転方向では係合爪部Ｒｐが外側に突出していても係合せず、同様に、逆回転奇数段揺動爪部材Ｒbo（逆回転偶数段揺動爪係合部材Ｒbe）は被動変速歯車ｎの正回転方向では係合爪部Ｒｐが外側に突出していても係合しない。
　カムロッドＣがニュートラル位置にあれば、全ての被動変速歯車ｎは、それぞれ対応する係合手段20のカムロッドＣの移動位置によりピン部材23が突出して揺動爪部材Ｒのピン受部Ｒｑを内側から押し上げ係合爪部Ｒｐを内側に引っ込めた係合解除状態にあって、カウンタ歯車軸12に対して自由に回転する。
　一方、係合手段20のカムロッドＣのニュートラル位置以外の移動位置によりピン部材23がカム溝ｖに入り揺動爪部材Ｒが揺動して係合爪部Ｒｐを外側に突出した係合可能状態となれば、対応する被動変速歯車ｎの係合凸部31が環状板部材35の当接凸部36の後に係合爪部Ｒｐに当接して、該被動変速歯車ｎの回転がカウンタ歯車軸12に伝達されるか、またはカウンタ歯車軸12の回転が該被動変速歯車ｎに伝達される。
　前記変速駆動手段50において、シフトセレクトレバーの手動操作によってシフトドラム67を所定量回動し、シフトドラム67の回動がシフト溝67ｖに嵌合したシフトピン58を介してコントロールロッド51を軸方向に所定量移動し、ロストモーション機構52，53を介して係合手段20の８本のカムロッドＣao，Ｃao，Ｃae，Ｃae，Ｃbo，Ｃbo，Ｃbe，Ｃbeを連動する。
　カムロッドＣが軸方向に移動することで、カムロッドＣのカム面に摺接するピン部材23がカム溝ｖに入ったり抜けたりして進退し、揺動爪部材Ｒを揺動して、被動変速歯車ｎとの係合を解除し、他の被動変速歯車ｎと係合してカウンタ歯車軸12と係合する被動変速歯車ｎを変えることで変速が行われる。
　なお、変速駆動手段として、シフトセレクトレバーの手動操作によってシフトドラム67を回転して変速を行うようにしているが、変速駆動モータを駆動してゼネバ・ストップ機構等を介してシフトドラムを回転させるようにして変速を行うようにしてもよい。
　内燃機関の動力は、摩擦クラッチ５を介してメイン歯車軸11に伝達されて、第１，第２，第３，第４，第５，第６駆動変速歯車ｍ１，ｍ２，ｍ３，ｍ４，ｍ５，ｍ６を一体に回転しており、これらにそれぞれ常時噛合する第１，第２，第３，第４，第５，第６被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５，ｎ６をそれぞれの回転速度で回転させている。
　図２ないし図５は、１速状態を示しており、図４では第１被動変速歯車ｎ１が矢印方向に回転し、図５では第２被動変速歯車ｎ２が矢印方向に回転しており、第１被動変速歯車ｎ１よりも第２被動変速歯車ｎ２が高速で回転している。
　第１被動変速歯車ｎ１に対応する係合手段20のピン部材23のみが正回転奇数段用カムロッドＣaoおよび逆回転奇数段用カムロッドＣboのカム溝ｖ１に入っており（図２参照）、したがって該係合手段20の正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoが係合爪部Ｒｐを外側に突出して、回転する第１被動変速歯車ｎ１の係合凸部31が正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoの係合爪部Ｒｐに係合して（図４参照）、カウンタ歯車軸12を第１被動変速歯車ｎ１とともに第１被動変速歯車ｎ１と同じ回転速度で回転している。
　この１速状態では、第２被動変速歯車ｎ２は、対応する係合手段20のピン部材23が偶数段用カムロッドＣae，Ｃbeのカム溝ｖ２から出て突出し（図３参照）、該係合手段20の偶数段揺動爪部材Ｒae，Ｒbeが係合爪部Ｒｐを内側に引っ込めているので、空回りしている。
　他の第３，第４，第５，第６被動変速歯車ｎ３，ｎ４，ｎ５，ｎ６も同様で空回りしている（図２，図３参照）。
　ここで、２速に変速すべく、シフトセレクトレバーの手動操作によってシフトドラム67を回動してコントロールロッド51が軸方向右方に移動すると、ロストモーション機構52，53のコイルスプリング52ｓ，53ｓを介して８本のカムロッドＣao，Ｃao，Ｃae，Ｃae，Ｃbo，Ｃbo，Ｃbe，Ｃbeを連動して軸方向右方に移動しようとする。
正回転奇数段用カムロッドＣaoは、ピン部材23を介して作動する正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoが第１被動変速歯車ｎ１の係合凸部31と係合して第１被動変速歯車ｎ１から動力を受けているので、正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoを揺動して係合を解除するのに相当大きな摩擦抵抗があり、当初直ぐには移動せず、よって逆回転偶数段用カムロッドＣbeも停止したままであるが、正回転偶数段用カムロッドＣaeと逆回転奇数段用カムロッドＣboは抵抗なく移動する。
　逆回転奇数段用カムロッドＣboの移動で１速の逆回転奇数段揺動爪部材Ｒboが係合爪部Ｒｐを内側に引っ込める。
正回転偶数段用カムロッドＣaeの移動で、カム溝ｖ２にピン部材23が入り、よって第２被動変速歯車ｎ２に対応する正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeが圧縮スプリング22の付勢力および係合爪部Ｒｐの遠心力により揺動して係合爪部Ｒｐを外側に突出し、第２被動変速歯車ｎ２に係合可能となり、第１被動変速歯車ｎ１とともに回転するカウンタ歯車軸12より高速で回転する第２被動変速歯車ｎ２の係合凸部31が正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeの外側に突出した係合爪部Ｒｐに追いつき当接する。
この直後から、より高速で回転する第２被動変速歯車ｎ２によりカウンタ歯車軸12が第２被動変速歯車ｎ２と同じ回転速度で回転し始め、第１被動変速歯車ｎ１の係合凸部31から正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoの係合爪部Ｒｐが離れ、実際の１速から２速へのシフトアップが実行される。
　第１被動変速歯車ｎ１の係合凸部31から正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoの係合爪部Ｒｐが離れることで、正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoを固定する摩擦抵抗が無くなり、ロストモーション機構53のコイルスプリング53ｓにより付勢されていた正回転奇数段用カムロッドＣaoが後れて右方に移動してカム溝ｖ１に入っていたピン部材23が抜け出し、１速の正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoを揺動してその係合爪部Ｒｐを内側に引っ込める。
　以上のように、１速状態から減速比が１段小さい２速状態にシフトアップする際に、第１被動変速歯車ｎ１の係合凸部31が正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoの係合爪部Ｒｐに当接して係合しカウンタ歯車軸12を第１被動変速歯車ｎ１と同速度で回転させている状態で、より高速で回転する第２被動変速歯車ｎ２の係合凸部31が正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeの係合爪部Ｒｐに追いつき当接してカウンタ歯車軸12を第２被動変速歯車ｎ２とともにより高速度で回転させて変速するので、第１被動変速歯車ｎ１の係合凸部31から正回転奇数段揺動爪部材Ｒaoの係合爪部Ｒｐは自然と離れていき係合が円滑に解除されるため、係合解除に力を要せず滑らかに作動して滑らかなシフトアップを行うことができる。
　２速から３速、３速から４速、４速から５速、５速から６速の各シフトアップも同様に、被動変速歯車ｎが揺動爪部材Ｒに係合している状態で、減速比が１段小さい被動変速歯車ｎが揺動爪部材Ｒに係合してシフトアップがなされるので、係合解除に力を要せず滑らかに作動して変速用のクラッチを必要とせず、かつシフトアップ時の切換え時間に全くロスがなく、駆動力の抜けがないとともに変速ショックも小さく、滑らかなシフトアップを行うことができる。
シフトダウンも同様に、被動変速歯車ｎが揺動爪部材Ｒに係合している状態で、減速比が１段大きい被動変速歯車ｎに揺動爪部材Ｒが係合してシフトダウンがなされるので、係合解除に力を要せず滑らかに作動して変速用のクラッチを必要とせず、かつシフトダウン時の切換え時間に全くロスがなく、駆動力の抜けがないとともに変速ショックも小さく、滑らかなシフトダウンを行うことができる。
　被動変速歯車ｎが揺動爪部材Ｒに係合するに際しては、前記したように、環状板部材35の傾斜面36pb，36psにより揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐの突出量を選別して、十分に突出する余裕がなく小さく突出した状態での被動変速歯車ｎの係合凸部31との係合は回避され、大きく突出した状態で確実に係合するようにしているため、係合爪部Ｒｐの爪先端の一部に過大な荷重が加わるのを防止することができ、揺動爪部材を小さくすることができる。
　次に、別の実施の形態について図２５ないし図３４に基づいて説明する。
　本実施の形態における多段変速機は、前記実施の形態に係る多段変速機10と以下の２つの相違点を除き同じ構造のものであり、よって、同じ部材には同じ符号を用いる。
　前記多段変速機10は、カウンタ歯車軸12に軸受カラー部材13を介して回転自在に軸支される第１，第２，第３，第４，第５，第６被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５，ｎ６の各内周突条部30Ｃに揺動爪部材Ｒの係合爪部Ｒｐと係合する係合凸部31が形成されていて、同係合凸部31の両側の係合面31ｐ，31ｐが立ち上がる両側基部には溝31ｖ，31ｖが形成されているのに対して、本多段変速機は、図２６に示すように、係合凸部31の両側の一方、シフトアップ用の揺動爪部材Ｒ（正回転奇数段揺動爪部材Ｒao、正回転偶数段揺動爪部材Ｒae）と係合する側にのみ溝31ｖが形成されていない。
　これが第１の相違点である。
　この溝31ｖは、係合凸部31の係合面31ｐに係合爪部Ｒｐが当接して押圧された際に、係合凸部31の基部に応力を集中させず分散して構造的に強度を高めるものであるが、シフトアップ時の係合押圧力に比べ、シフトダウン時の係合押圧力は小さく、係合凸部31におけるシフトダウン用の揺動爪部材Ｒ（逆回転奇数段揺動爪部材Ｒbo、逆回転偶数段揺動爪部材Ｒbe）が係合する側の係合面31ｐの基部に溝31ｖを浅く形成したり、必要とされない場合がある。
　係合凸部31の一方の溝31ｖを形成しないことで、加工作業が削減される。
　次に、第２の相違点は、減速比が最小の第６被動変速歯車ｎ６について、その内周面に形成される内周突条部30Ｃと環状板部材35との間に介装されていたコイルばね（戻しばね）38を取り外し、コイルばね38による位置決めに代えて、内周突条部30Ｃの側面と環状板部材35との間に環状のウェーブスプリング60が適度な圧力で挟装され、環状板部材35を所定のフリクションを持って第６被動変速歯車ｎ６に追随させるフリクション構造が構成されている点である。
　第６被動変速歯車ｎ６の内周に組付けられるウェーブスプリング60，環状板部材35，サークリップ39および軸受カラー部材13の分解断面図を図２７に示し、その組付けられた状態を図２８に示す。
　第６被動変速歯車ｎ６の内周面は、左右環状穴30Ｌ，30Ｒ間に内周突条部30Ｃが円環状に形成されており、右側環状穴30Ｒの内周面には所定軸方向位置に、サークリップ39が嵌合される内周溝33が形成されている。
　しかし、他の歯車とは違って、第６被動変速歯車ｎ６は内周突条部30Ｃの側面にコイルばね38を介装する円弧溝32は形成されていない。
　同様に、環状板部材35にもコイルばね38を介装する円弧状切欠き37が形成されていない。
　したがって、第６被動変速歯車ｎ６および環状板部材35の加工製造が容易にできる。
　なお、環状板部材35は、円弧状切欠き37を有しないこと以外は、前記実施の形態の環状板部材35と同じで、符号も同じとする。
　ウェーブスプリング60は、図２９および図３０に示すように、フラットワイヤにウェーブ（波形状）を形成しながら環状に成形し、ばね特性を持たせたもので、狭い間隙でも挟装して付勢力を働かせることができる。
　このウェーブスプリング60は、外径が第６被動変速歯車ｎ６の右側環状穴30Ｒの内径より若干小さく、右側環状穴30Ｒに嵌挿される。
　第６被動変速歯車ｎ６の右側環状穴30Ｒには、嵌挿されたウェーブスプリング60に重ねて環状板部材35がさらに嵌挿され、環状板部材35がウェーブスプリング60を第６被動変速歯車ｎ６の内周突条部30Ｃに対して適当に押圧する状態で、右側環状穴30Ｒの内周面に形成された内周溝33にサークリップ39が嵌合されて環状板部材35が位置決めされる。
　したがって、第６被動変速歯車ｎ６の内周突条部30Ｃの側面と環状板部材35との間に環状のウェーブスプリング60が適度な圧力で挟装されることになり、環状板部材35を所定のフリクションを持って第６被動変速歯車ｎ６に追随させるフリクション構造が構成される。
　なお、ウェーブスプリング60の代わりに、図３１および図３２に図示するような環状の皿ばね70を用いてもよい。
　第６被動変速歯車ｎ６の左側環状穴30Ｌと右側環状穴30Ｒには、軸受カラー部材13，13が嵌合されてカウンタ歯車軸12との間に介装されるが、フリクション構造が構成される右側環状穴30Ｒに嵌合される軸受カラー部材13は、環状板部材35側の外周端縁が環状に切り欠かれて縁取り段部13ｄが形成されており、この縁取り段部13ｄが第６被動変速歯車ｎ６の内周端縁に嵌合する。
　図２８に示すように、右側環状穴30Ｒに縁取り段部13ｄで嵌合した軸受カラー部材13は、その軸方向内側のサークリップ39との間に隙間40を形成している。
　すなわち、第６被動変速歯車ｎ６の軸方向のスラスト力は軸受カラー部材13の縁取り段部13ｄが受けることで、第６被動変速歯車ｎ６の内周突条部30Cと軸受カラー部材13との間隔は維持される。
　したがって、内周突条部30Ｃにウェーブスプリング60を適当な圧力で挟みつける環状板部材35が軸受カラー部材13に押されてウェーブスプリング60がさらに強く挟圧されて環状板部材35の第６被動変速歯車ｎ６に対する相対回転を妨げられるようなことがないため、揺動爪部材Ｒを精度良く案内して第６被動変速歯車ｎ６の係合凸部31に適正なタイミングで係合することができる。
　第６被動変速歯車ｎ６以外の第１，第２，第３，第４，第５被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５についても、軸受カラー部材13の環状板部材35側の外周端縁は環状に切り欠かれて縁取り段部13ｄが形成されて、この縁取り段部13ｄが第１，第２，第３，第４，第５，第６被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５の内周端縁に嵌合するようになっていて、軸受カラー部材13とサークリップ39との間に隙間40が確保されている。
　したがって、第１，第２，第３，第４，第５被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５がスラスト力を受けても軸受カラー部材13が各環状板部材35を押圧することはなく、各環状板部材35の第１，第２，第３，第４，第５被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５に対する円滑な相対回転を妨げられることがないため、揺動爪部材Ｒを精度良く案内して係合凸部31に適正なタイミングで係合することができる。
　なお、先の実施の形態においても、同様の構造をなし、図１６に示すように、軸受カラー部材13とサークリップ39との間に隙間40が確保されている。
　減速比が最小の第６被動変速歯車ｎ６については、前記したように、他の第１，第２，第３，第４，第５被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５とは異なり、コイルばね38による環状板部材35の位置決め構造に代えて、内周突条部30Ｃの側面と環状板部材35との間に環状のウェーブスプリング60が適度な圧力で挟装されるフリクション構造にして、環状板部材35を所定のフリクションを持って第６被動変速歯車ｎ６に追随させるようにしている。
　減速比が最小の６速が確立している状態では、図３３に示すように、第６被動変速歯車ｎ６は、その係合凸部31が係合爪部Ｒｐを突出した正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeに係合して動力が伝達されており、環状板部材35は当接凸部36を正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeに押されて係合凸部31より逆回転側に移動している。
　なお、図３４に示すように、環状板部材(35)の前記当接凸部(36)の周方向幅Ｗは、ともに突出状態にあるシフトアップ用の正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeの係合爪部Ｒｐとシフトダウン用の逆回転偶数段揺動爪部材Ｒbeの係合爪部Ｒｐとの間の周方向間隔Ｄより小さいので、環状板部材35の当接凸部36は正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeと逆回転偶数段揺動爪部材Ｒbeとの間に納まってシフトアップとシフトダウンのいずれにも即応できる状態とすることができる。
　６速が確立している図３３に示す状態で、減速されてシフトダウン操作がなされると、第６被動変速歯車ｎ６は、カウンタ歯車軸12とともに旋回する正回転偶数段揺動爪部材Ｒae，逆回転偶数段揺動爪部材Ｒbeより回転が遅くなり、図３４に示すように、正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeは係合凸部31から離れるが、このとき環状板部材35の当接凸部36はウェーブスプリング60のフリクションにより係合凸部31に追随して相対位置を変えず、係合凸部31より逆回転側に移動したままであり、この係合凸部31に逆回転偶数段揺動爪部材Ｒbeの突出していた係合爪部Ｒｐが近づいてくる。
　したがって、逆回転偶数段揺動爪部材Ｒbeの突出した係合爪部Ｒｐは、係合凸部31より逆回転側にある環状板部材35の当接凸部36にまず当接して、当接凸部36を正回転側に移動しながら第６被動変速歯車ｎ６の係合凸部31に確実に係合する（図３４の２点鎖線を参照）。
　このように、係合凸部31から正回転偶数段揺動爪部材Ｒaeの係合爪部Ｒｐが離れたときに、戻しばね等により環状板部材35の当接凸部36を係合凸部31と中央で重なる位置に移動させる必要がない。
　シフトアップ操作がなされる５速以下の変速段では、減速して正回転揺動爪部材Ｒａが係合凸部31から離れた状態で（図３３参照）、増速してシフトアップがなされることがあり、そのときはもし環状板部材35が逆回転方向に移動したままであると、正回転揺動爪部材Ｒａの係合爪部Ｒｐが事前に環状板部材35の当接凸部36に当接することなく、直接係合凸部31に衝接することになるので、係合凸部31により係合爪部Ｒｐの一部に過大な荷重を受けることがある。
　そのため、第１，第２，第３，第４，第５被動変速歯車ｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４，ｎ５については、コイルばね38により環状板部材35の当接凸部36が係合凸部31と中央で重なるように位置決めされるように、常に付勢されている。
　そして、増速してシフトアップがなされることがない第６被動変速歯車ｎ６については、ウェーブスプリング60により環状板部材35の当接凸部36を係合凸部31に追随させるフリクション構造が採用されている。
　以上のように、減速比が最小の第６被動変速歯車ｎ６については、コイルばね38による環状板部材35の位置決め構造に代えて、第６被動変速歯車ｎ６の内周突条部30Ｃの側面と環状板部材35との間に環状のウェーブスプリング60が適度な圧力で挟装される簡単なフリクション構造にしたので、構造を簡素化し、部品の加工性および組付け性も良好にしてコストの削減を図ることができる。
　なお、減速比が最大の第１被動変速歯車ｎ１についても、１速が確立しているときに、シフトダウン操作はしないので、必要に応じてフリクション構造としてもよい。

Claims (10)

  1. 　互いに平行な歯車軸にそれぞれ複数の駆動歯車(m)と被動歯車(n)が変速段毎に常時噛み合い状態で軸支され、前記駆動歯車(m)と前記被動歯車(n)の一方の複数の歯車が歯車軸に固定され、他方の各歯車の内周面に形成された係合凸部(31)と歯車軸(12)に径方向外側に出没可能に設けられた係合爪(R)の突出により互いの係合を行う係合手段が各歯車ごとに切り換えられて変速を行う多段変速機において、
    　前記歯車(n)の内周面に環状に突出した内周突条部(30C)に前記係合凸部(31)が形成され、
    　前記歯車(n)の前記係合凸部(31)が形成される前記内周突条部(30C)の側面に相対回動自在に近接する環状板部材(35)と、
    　前記歯車(n)と前記環状板部材(35)との間に介装され両者の所定の相対位置関係を弾性的に維持する戻しばね(38)とを備え、
    　前記環状板部材(35)は、内周面に周方向に前記係合爪(R)と当接可能な傾斜面を有して当接凸部(36)が突出形成され、前記当接凸部(36)の少なくとも前記傾斜面形成部分を除いた部分が軸方向視で前記係合凸部(31)に重なるように前記戻しばね(38)により位置決めされ、
    　前記当接凸部(36)の傾斜面は、前記係合爪(R)が係合可能な傾斜角を有する底部傾斜面(36pb)と前記係合爪(R)が係合不能で摺接する傾斜角を有する頂部傾斜面(36ps)とからなることを特徴とする多段変速機。
  2. 　前記係合爪(R)は前記歯車軸に対して揺動して爪先端部(Rp)を径方向に出没し、
    　前記係合爪(R)の爪先端部(Rp)が前記当接凸部(36)の底部傾斜面(36pb)に接したときの接点(Q)と前記係合爪(R)の揺動中心(P)とを結ぶ直線(PQ)と前記底部傾斜面(36pb)とのなす角度(θ)を直角に近い鈍角としたことを特徴とする請求項１記載の多段変速機。
  3. 　前記直線(PQ)と前記底部傾斜面(36pb)とのなす角度(θ)は、90度を超えて100度以下の角度であることを特徴とする請求項２記載の多段変速機。
  4. 　前記歯車(n)の前記内周突条部(30C)に形成された前記係合凸部(31)の周方向両側基部のうち少なくともシフトアップ用の前記係合爪(Ra)と係合する側の基部に溝(31v)を形成したことを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項記載の多段変速機。
  5. 　前記歯車(n)の前記係合凸部(31)が形成される前記内周突条部(30C)の側面に周方向に沿って円弧状溝(32)を設け、
    　前記環状板部材(35)の前記内周突条部(30C)に対向する側面に前記円弧状溝(32)に対応する円弧状切欠き(37)を形成し、
    　前記円弧状溝(32)と前記円弧状切欠き(37)に跨って前記戻しばね(38)を介装し、
    　前記環状板部材(35)の前記内周突条部(30C)に対向する側面の反対面を係止部材(39)により係止して前記環状板部材(35)の軸方向の移動を規制したことを特徴とする請求項１記載の多段変速機。
  6. 　前記環状板部材(35)の前記当接凸部(36)の周方向幅は、ともに突出状態にあるシフトアップ用の前記係合爪(Ra)の爪先端部(Rp)とシフトダウン用の前記係合爪(Rb)の爪先端部(Rp)との間の周方向間隔より小さいことを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか１項記載の多段変速機。
  7. 　前記歯車(n)は、前記歯車軸(12)に外装された隣り合う軸受カラー部材(13,13)間に跨るように外嵌して回転自在に軸支され、
    　前記軸受カラー部材(13)の前記環状板部材(35)が設けられた側の外周端縁が環状に切り欠かれて縁取り段部(13d)が形成され、同縁取り段部(13d)に前記歯車(n)の内周端縁が嵌合して前記歯車(n)が軸支されることを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか１項記載の多段変速機。
  8. 　減速比が最小または最大の歯車のうち少なくとも最小の歯車(n6)には、前記環状板部材(35)との間に、前記戻しばね(38)による位置決めに代えて、前記環状板部材(35)を所定のフリクションを持って前記歯車(n6)に追随させるフリクション構造が構成されることを特徴とする請求項１記載の多段変速機。
  9. 　前記フリクション構造は、前記歯車(n6)の前記内周突条部(30C)の側面と前記環状板部材(35)との間に環状のウェーブスプリング(60)が挟装される構造であることを特徴とする請求項８記載の多段変速機。
  10. 　前記フリクション構造は、前記歯車(n6)の前記内周突条部(30C)の側面と前記環状板部材(35)との間に環状の皿ばね(70)が挟装される構造であることを特徴とする請求項８記載の多段変速機。
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Families Citing this family (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9114458B2 (en) * 2009-08-21 2015-08-25 Illinois Tool Works Inc. Pipe end machining device with axial autofeed
KR101241217B1 (ko) * 2010-11-30 2013-03-13 현대자동차주식회사 자동차의 수동 변속기
JP5899086B2 (ja) * 2012-08-23 2016-04-06 本田技研工業株式会社 多段変速機の変速駆動機構
US9636836B2 (en) 2013-10-03 2017-05-02 Illinois Tool Works Inc. Pivotal tool support for a pipe machining apparatus
DE102016207103B4 (de) 2016-04-27 2018-06-07 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Getriebe mit Kupplung und unterbrechungsfrei schaltbarer Schalteinheit zum Schalten zwischen den Getriebeeingangswellen
DE102016208932A1 (de) 2016-05-24 2017-11-30 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Doppelkupplung mit unterbrechungsfrei schaltbarer Schalteinheit und Antriebsstrang mit Doppelkupplung
CN112728021B (zh) * 2020-12-28 2022-05-17 重庆市佳南工贸有限公司 一种变速箱

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5074650U (ja) * 1973-11-13 1975-06-30
JPS54108169A (en) * 1978-02-15 1979-08-24 Yamaha Motor Co Ltd Change gear device
JPS5888043U (ja) * 1981-12-10 1983-06-15 本田技研工業株式会社 自動変速装置
JP2008246755A (ja) 2007-03-29 2008-10-16 Fujifilm Corp インクジェット記録媒体の製造方法

Family Cites Families (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1102427A (en) * 1911-01-05 1914-07-07 Ralph L Morgan Transmission-gearing.
JPS5074560U (ja) * 1973-11-08 1975-06-30
US3889547A (en) * 1973-09-13 1975-06-17 Sun Jun Kai Hydraulically selectable gear transmission
US5689998A (en) * 1994-03-31 1997-11-25 The Anchored Corporation Continuous-torque variable-speed transmission
US5570608A (en) * 1995-02-06 1996-11-05 Miller; Robert H. Power transmission
FR2805587B1 (fr) * 2000-02-28 2002-05-17 Valeo Dispositif de transmission automatise a engrenages, en particulier pour vehicule automobile
JP2004529294A (ja) * 2001-03-15 2004-09-24 ヴァレオ 自動車用のトルク変換機付き自動変速装置
US7484605B2 (en) * 2005-06-09 2009-02-03 Means Industries, Inc. Overrunning radial coupling assembly and method for controlling the engagement of inner and outer members of the assembly
FR2913661B1 (fr) * 2007-03-16 2009-04-24 Guy Cavalerie Boite de vitesses a engrenages pour velo,systeme de changement des vitesses
EP2065606A1 (en) * 2007-09-21 2009-06-03 HONDA MOTOR CO., Ltd. Transmission and method of up-shifting for transmission
JP4998728B2 (ja) * 2007-09-28 2012-08-15 本田技研工業株式会社 ツインクラッチ式変速装置
JP5142789B2 (ja) * 2008-03-31 2013-02-13 本田技研工業株式会社 多段変速機
JP5184942B2 (ja) * 2008-03-31 2013-04-17 本田技研工業株式会社 多段変速機
JP5086870B2 (ja) * 2008-03-31 2012-11-28 本田技研工業株式会社 多段変速機
JP5036613B2 (ja) * 2008-03-31 2012-09-26 本田技研工業株式会社 多段変速機
JP5049183B2 (ja) * 2008-03-31 2012-10-17 本田技研工業株式会社 多段変速機
JP5386100B2 (ja) * 2008-03-31 2014-01-15 本田技研工業株式会社 多段変速機
JP5086957B2 (ja) 2008-09-25 2012-11-28 本田技研工業株式会社 多段変速機

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5074650U (ja) * 1973-11-13 1975-06-30
JPS54108169A (en) * 1978-02-15 1979-08-24 Yamaha Motor Co Ltd Change gear device
JPS5888043U (ja) * 1981-12-10 1983-06-15 本田技研工業株式会社 自動変速装置
JP2008246755A (ja) 2007-03-29 2008-10-16 Fujifilm Corp インクジェット記録媒体の製造方法

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
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