JP2006057737A - Shaft support structure of transmission - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To reduce the vibration noise level in a cabin due to gear noise between a final drive gear and a final driven gear on a power transmission path of a transmission. <P>SOLUTION: This shaft support structure of a transmission includes: a first shaft 61 provided with a first gear 63 and a second shaft (a differential case) 72 provided with a second gear 71 meshing with the first gear 63 and having a diameter larger than the first gear 63. Further, the structure includes: a pair of taper roller bearings 601, 602 rotatably supporting both end parts of the first shaft 61 and the second shaft 72 on the transmission case 100; and second taper roller bearings 701, 702. In this case, the preload of the first taper roller bearings 601, 602 is set to a smaller value than the preload of the second taper roller bearings 701, 702 by making the thickness of a shim 610 smaller than a predetermined reference value. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、変速機の軸支持構造に関し、車室内の振動騒音レベルを抑制する技術分野に属する。   The present invention relates to a shaft support structure for a transmission, and belongs to a technical field for suppressing vibration and noise levels in a passenger compartment.

一般に、車室内の振動騒音レベルは、自動車の品質ないし商品性に関わる重要問題の１つである。車室内の振動騒音はいろいろな原因で発生し、さまざまなルートで車室内へ伝播される。エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路上で発生するギヤノイズは、エンジン音やロードノイズあるいは風騒音等と共に、車室内の振動騒音の原因の１つとして看過できないものである。例えば、変速機内で発生したギヤの噛み合い起振力が、ギヤボディから、該ギヤが設けられた軸、及び該軸を回転自在に支持する軸受け等を経由して変速機ケースへ伝達され、該変速機ケースを振動させた場合には、その放射音が車室内で振動騒音として感じられる。あるいは、ギヤの噛み合い起振力が、変速機ケースから、さらに、該変速機ケースを車体に組み付けるマウント部材、及び車体フレーム等を経由して車室へ伝達された場合には、その伝達音が車室内で振動騒音として感じられる。   In general, the vibration and noise level in the passenger compartment is one of the important problems related to the quality or merchantability of automobiles. Vibration noise in the passenger compartment is generated for various reasons and is transmitted to the passenger compartment through various routes. Gear noise generated on the power transmission path between the engine and the drive wheels cannot be overlooked as one of the causes of vibration noise in the passenger compartment, along with engine noise, road noise, wind noise, and the like. For example, a gear meshing vibration generated in a transmission is transmitted from a gear body to a transmission case via a shaft provided with the gear and a bearing that rotatably supports the shaft. When the machine case is vibrated, the radiated sound is felt as vibration noise in the passenger compartment. Alternatively, when the gear meshing vibration force is transmitted from the transmission case to the vehicle compartment via a mount member for assembling the transmission case to the vehicle body, a vehicle body frame, or the like, the transmitted sound is transmitted. It is felt as vibration noise in the passenger compartment.

本出願人の提案による特許文献１に開示の変速機においては、終減速ギヤセット、つまりファイナルドライブギヤとファイナルドリブンギヤとの噛み合い起振力が問題となる。すなわち、図１に示すように、この変速機１０は、ＦＦ車両（フロントエンジン・フロントドライブ車両）に搭載される自動変速機であって、図外の横置きエンジンに直列に連結されている。そして、エンジン側からのトルクを第１遊星歯車機構３０及び第２遊星歯車機構４０に入力するトルクコンバータ２０のタービン軸２７と、大径小径２つの中間ギヤ６２，６３が並設されたアイドル軸６１と、図外の左右の駆動輪が接続される差動装置７０の左右の車軸７３，７４とが、相互に平行に配置されて車幅方向に延びている。そして、タービン軸２７上に配設された出力ギヤ１３と、アイドル軸６１上の大径の第１中間ギヤ６２とが噛み合い、またアイドル軸６１上の小径の第２中間ギヤ（ファイナルドライブギヤ）６３と、差動装置７０のデフケース７１に設けられた大径のリングギヤ（ファイナルドリブンギヤ）７２とが噛み合っている。   In the transmission disclosed in Patent Document 1 proposed by the present applicant, the final reduction gear set, that is, the meshing vibration force between the final drive gear and the final driven gear becomes a problem. That is, as shown in FIG. 1, the transmission 10 is an automatic transmission that is mounted on an FF vehicle (front engine / front drive vehicle), and is connected in series to a lateral engine (not shown). The turbine shaft 27 of the torque converter 20 for inputting torque from the engine side to the first planetary gear mechanism 30 and the second planetary gear mechanism 40 and an idle shaft in which two intermediate gears 62 and 63 having large and small diameters are arranged in parallel. 61 and left and right axles 73 and 74 of a differential device 70 to which left and right drive wheels (not shown) are connected are arranged in parallel to each other and extend in the vehicle width direction. Then, the output gear 13 disposed on the turbine shaft 27 meshes with the first intermediate gear 62 having a large diameter on the idle shaft 61, and the second intermediate gear having a small diameter on the idle shaft 61 (final drive gear). 63 and a large-diameter ring gear (final driven gear) 72 provided in the differential case 71 of the differential device 70 are meshed with each other.

ここで、アイドル軸６１及びデフケース７１は、それぞれ、その両端部が、ラジアル荷重とスラスト荷重の両方を受ける１対のテーパローラ軸受けにより、変速機ケース１００に回転自在に支持されている。ここにおいて、アイドル軸６１上の小径の第２中間ギヤ（ファイナルドライブギヤ）６３と、デフケース７１上の大径のリングギヤ（ファイナルドリブンギヤ）７２とのギヤノイズないし噛み合い起振力が、変速機ケース１００や車室へ伝達されて重大な振動騒音を引き起こすという問題が起こるのである。   Here, each of the idle shaft 61 and the differential case 71 is rotatably supported on the transmission case 100 by a pair of tapered roller bearings that receive both a radial load and a thrust load. Here, gear noise or meshing vibration force between the small-diameter second intermediate gear (final drive gear) 63 on the idle shaft 61 and the large-diameter ring gear (final driven gear) 72 on the differential case 71 causes transmission case 100 or The problem is that it is transmitted to the passenger compartment and causes significant vibration and noise.

特開平８−１００８４２号公報JP-A-8-1000084

本発明者等は、上記構造の変速機において、動力伝達経路上のファイナルドライブギヤとファイナルドリブンギヤとのギヤノイズに起因する車室内の振動騒音レベルを低減することを課題として鋭意検討を重ねた結果、ファイナルドライブギヤが設けられた軸のテーパローラ軸受けのプリロード（予圧）と、ファイナルドリブンギヤが設けられた軸のテーパローラ軸受けのプリロードとが、ある特定の関係に設定されたときに、上記振動騒音レベルが顕著に低減することを見出して、本発明を完成するに至ったものである。以下、その他の課題を含め、本発明を詳しく説明する。   In the transmission having the above structure, the inventors of the present invention have conducted extensive studies with the object of reducing the vibration noise level in the passenger compartment caused by gear noise between the final drive gear and the final driven gear on the power transmission path. When the preload (preload) of the taper roller bearing of the shaft provided with the final drive gear and the preload of the taper roller bearing of the shaft provided with the final driven gear are set in a specific relationship, the above vibration noise level is remarkable. As a result, the present invention has been completed. Hereinafter, the present invention will be described in detail including other problems.

すなわち、本願の請求項１に記載の発明は、第１のギヤが設けられた第１の軸と、上記第１のギヤと噛み合い該第１のギヤよりも径が大きい第２のギヤが設けられた第２の軸と、これらの第１の軸及び第２の軸の両端部をそれぞれ変速機ケースに回転自在に支持する１対の第１テーパローラ軸受け及び第２テーパローラ軸受けとを有する変速機の軸支持構造であって、上記第１テーパローラ軸受けのプリロードが、上記第２テーパローラ軸受けのプリロードよりも、小さな値に設定されていることを特徴とする。   That is, according to the first aspect of the present invention, the first shaft provided with the first gear and the second gear that meshes with the first gear and has a larger diameter than the first gear are provided. And a pair of first taper roller bearings and second taper roller bearings that rotatably support both ends of the first shaft and the second shaft on the transmission case, respectively. The preload of the first taper roller bearing is set to a value smaller than the preload of the second taper roller bearing.

次に、請求項２に記載の発明は、上記請求項１に記載の発明において、第１テーパローラ軸受け及び第２テーパローラ軸受けのプリロードは、該軸受けと変速機ケースとの間に介設されるシムの選択によって設定されていることを特徴とする。   Next, according to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, the preloads of the first taper roller bearing and the second taper roller bearing are shims interposed between the bearing and the transmission case. It is set by the selection of.

次に、請求項３に記載の発明は、上記請求項２に記載の発明において、第１テーパローラ軸受けのシムは、第１のギヤとの間の距離が短い方の軸受けと変速機ケースとの間に介設されていることを特徴とする。   Next, the invention according to claim 3 is the invention according to claim 2, wherein the shim of the first taper roller bearing is formed between the bearing having a shorter distance from the first gear and the transmission case. It is characterized by being interposed between.

次に、請求項４に記載の発明は、上記請求項１又は２に記載の発明において、第１テーパローラ軸受けのうち第１のギヤとの間の距離が短い方の軸受けと、変速機ケースを車体に組み付けるマウント部材との間の距離が、上記第１のギヤとの間の距離が長い方の軸受けと、上記マウント部材との間の距離よりも、長く設定されていることを特徴とする。   Next, according to a fourth aspect of the present invention, in the first or second aspect of the present invention, a bearing having a shorter distance from the first gear among the first tapered roller bearings and a transmission case are provided. The distance between the mount member assembled to the vehicle body is set to be longer than the distance between the bearing having the longer distance from the first gear and the mount member. .

次に、請求項５に記載の発明は、上記請求項１から４のいずれかに記載の発明において、第１のギヤはファイナルドライブギヤであり、第２のギヤはファイナルドリブンギヤであることを特徴とする。   Next, the invention according to claim 5 is the invention according to any one of claims 1 to 4, wherein the first gear is a final drive gear and the second gear is a final driven gear. And

まず、請求項１に記載の発明によれば、動力伝達経路上で互いに噛み合う２つのギヤのうち小径の第１ギヤが設けられた第１軸のテーパローラ軸受けのプリロードが、大径の第２ギヤが設けられた第２軸のテーパローラ軸受けのプリロードよりも、小さな値に設定されている。つまり、第１ギヤは、第２ギヤに比べて径が小さい分、ギヤ同士の噛み合い起振力が発生するギヤの歯の部分から軸受けまでの距離が、第１軸において相対的に短くなり、第２軸において相対的に長くなるため、振動の減衰度が、第１軸において小さくなり、第２軸において大きくなって、振動の伝達が、第１テーパローラ軸受けにおいて大きく、第２テーパローラ軸受けにおいて小さくなる。したがって、そのような振動の伝達がより大きくなる第１テーパローラ軸受け側のプリロードを、もう一方の第２テーパローラ軸受け側のプリロードよりも、小さな値に設定することにより、第１テーパローラ軸受けへ伝わった振動が、該軸受けでより大きく減衰されて、結果的に、第１・第２両軸において振動減衰効果が高まり、第１・第２両軸受けから変速機ケースへの振動伝達が小さくなって、放射音・伝達音のいずれにおいても、車室内の振動騒音レベルが効果的に低減する。   According to the first aspect of the present invention, the preload of the first shaft tapered roller bearing provided with the first small-diameter gear out of the two gears meshing with each other on the power transmission path is the second large-diameter gear. Is set to a value smaller than the preload of the tapered roller bearing of the second shaft provided with. That is, since the first gear has a smaller diameter than the second gear, the distance from the tooth portion of the gear where the gear meshing vibration force is generated to the bearing is relatively short on the first shaft, Since the second shaft is relatively long, the vibration attenuation is small on the first shaft, is large on the second shaft, and the transmission of vibration is large on the first taper roller bearing and small on the second taper roller bearing. Become. Therefore, the vibration transmitted to the first taper roller bearing is set by setting the preload on the first taper roller bearing side where the transmission of such vibration becomes larger than the preload on the other second taper roller bearing side. However, the vibration is further attenuated by the bearing, and as a result, the vibration damping effect is enhanced in both the first and second shafts, and the transmission of vibration from the first and second bearings to the transmission case is reduced. In both sound and transmission sound, the vibration noise level in the passenger compartment is effectively reduced.

なお、上記において、第２ギヤは第１ギヤよりも径が大きい、と表現したが、上記のように、ギヤ同士の噛み合い起振力が発生するギヤの歯の部分から軸受けまでの距離を問題としているから、これに代えて、例えば、第２ギヤは第１ギヤよりもマスが大きい、あるいは寸法が大きい、等と表現してもよい。   In the above description, the second gear is expressed as having a diameter larger than that of the first gear. However, as described above, the distance from the gear tooth portion where the gears mesh and generate vibration force to the bearing is a problem. Therefore, instead of this, for example, the second gear may be expressed as having a larger mass or larger dimension than the first gear.

次に、請求項２に記載の発明によれば、第１、第２テーパローラ軸受けのプリロードは、該軸受けと変速機ケースとの間に介設されるシムの選択によって設定されているから、例えば、シムの厚みを所定の基準値（例えば軸受けの回転抵抗やガタツキ度合い等の状況に依存して設定される目標値）よりも小さく又は大きくすることによって、簡便・確実に、各プリロードの値を独立して小さく又は大きくすることが可能となる。   Next, according to the invention described in claim 2, since the preload of the first and second tapered roller bearings is set by selection of a shim interposed between the bearing and the transmission case, for example, By making the thickness of the shim smaller or larger than a predetermined reference value (for example, a target value set depending on the situation such as the rotational resistance of the bearing or the degree of rattling), the value of each preload can be easily and reliably set. It becomes possible to make it small or large independently.

次に、請求項３に記載の発明によれば、第１テーパローラ軸受けにおいて、シムは、第１ギヤとの間の距離が短く、したがって振動がより伝わり易い方の軸受けと変速機ケースとの間に介設されているから、剛性が比較的小さいシムによって振動が確実に減衰されて、これによっても、振動減衰効果が高められる。   According to a third aspect of the present invention, in the first taper roller bearing, the shim has a short distance from the first gear, so that vibration is more easily transmitted between the bearing and the transmission case. Therefore, the vibration is surely damped by the shim having a relatively small rigidity, and this also enhances the vibration damping effect.

次に、請求項４に記載の発明によれば、第１テーパローラ軸受けにおいて、第１ギヤとの間の距離が短く、したがって振動がより伝わり易い方の軸受けとマウント部材との間の距離が、第１ギヤとの間の距離が長く、したがって振動がより伝わり難い方の軸受けとマウント部材との間の距離よりも、長く設定されているから、振動がより伝わり易い方の軸受けに伝わった振動が、マウント部材へ伝播する前に、変速機ケースによって確実に減衰されて、マウント部材から車室への振動伝達が低減され、これによっても、振動減衰効果が高められる。   Next, according to the invention of claim 4, in the first taper roller bearing, the distance between the first gear and the mount member is shorter because the distance between the first gear and the vibration is more easily transmitted. Since the distance between the first gear and the mount member is set to be longer than the distance between the bearing and the mount member on which vibration is more difficult to be transmitted, vibration transmitted to the bearing on which vibration is more easily transmitted. However, before propagating to the mount member, the transmission case reliably dampens the vibration to reduce the vibration transmission from the mount member to the passenger compartment, thereby enhancing the vibration damping effect.

次に、請求項５に記載の発明によれば、前述したような終減速ギヤセット、つまりファイナルドライブギヤとファイナルドリブンギヤとのギヤノイズないし噛み合い起振力に起因する振動騒音の低減が図られる。以下、発明を実施するための最良の形態を通して、本発明をさらに詳しく説明する。   Next, according to the fifth aspect of the present invention, it is possible to reduce the vibration noise caused by the final reduction gear set as described above, that is, the gear noise between the final drive gear and the final driven gear or the meshing excitation force. Hereinafter, the present invention will be described in more detail through the best mode for carrying out the invention.

本実施形態においては、本発明は、図１に示す変速機１０に適用されている。すなわち、この変速機１０は、ＦＦ車両（フロントエンジン・フロントドライブ車両）に搭載された自動変速機であって、主たる構成要素として、図外の横置きエンジンに直列に連結されたトルクコンバータ２０と、該コンバータ２０の出力により駆動される第１遊星歯車機構３０及び第２遊星歯車機構４０と、これらの遊星歯車機構３０，４０の動力伝達経路を切り換えるクラッチやブレーキ等の複数の摩擦締結要素５１〜５５及びワンウェイクラッチ５６とを有し、これらの摩擦締結要素５１〜５５及びワンウェイクラッチ５６の選択的作動により、Ｄレンジの１〜４速と、Ｓレンジの１〜３速と、Ｌレンジの１〜２速と、Ｒレンジにおける後退速とが得られるようになっている。   In the present embodiment, the present invention is applied to the transmission 10 shown in FIG. That is, the transmission 10 is an automatic transmission mounted on an FF vehicle (front engine / front drive vehicle), and includes a torque converter 20 connected in series to a horizontal engine (not shown) as a main component. The first planetary gear mechanism 30 and the second planetary gear mechanism 40 driven by the output of the converter 20, and a plurality of frictional engagement elements 51 such as clutches and brakes for switching the power transmission paths of the planetary gear mechanisms 30 and 40. -55 and the one-way clutch 56, and by selectively operating the frictional engagement elements 51-55 and the one-way clutch 56, the D range 1-4 speed, the S range 1-3 speed, and the L range The first and second speeds and the reverse speed in the R range can be obtained.

トルクコンバータ２０は、エンジン出力軸１に連結されたコンバータケース２１内に固設されたポンプ２２と、該ポンプ２２に対向状に配置されて該ポンプ２２により作動油を介して駆動されるタービン２３と、これらのポンプ２２とタービン２３との間に介設され、かつ変速機ケース１００にワンウェイクラッチ２４を介して支持されてトルク増大作用を発揮するステータ２５と、コンバータケース２１とタービン２３との間に設けられ、コンバータケース２１を介してエンジン出力軸１とタービン２３とを直結するロックアップクラッチ２６とを含んでいる。そして、上記タービン２３の回転がタービン軸２７を介して第１、第２遊星歯車機構３０，４０側に出力されるようになっている。ここで、タービン軸２７上には、コンバータケース２１を介してエンジン出力軸１により駆動されるオイルポンプ１１が配設されている。   The torque converter 20 includes a pump 22 fixed in a converter case 21 connected to the engine output shaft 1, and a turbine 23 that is disposed opposite to the pump 22 and driven by the pump 22 via hydraulic oil. A stator 25 interposed between the pump 22 and the turbine 23 and supported by the transmission case 100 via the one-way clutch 24 to exert a torque increasing action, and the converter case 21 and the turbine 23. A lockup clutch 26 that is provided between the engine output shaft 1 and the turbine 23 via the converter case 21 is included. The rotation of the turbine 23 is output to the first and second planetary gear mechanisms 30 and 40 via the turbine shaft 27. Here, an oil pump 11 driven by the engine output shaft 1 via the converter case 21 is disposed on the turbine shaft 27.

第１、第２遊星歯車機構３０，４０は、いずれも、サンギヤ３１，４１と、該サンギヤ３１，４１に噛み合う複数のピニオン３２…３２，４２…４２と、これらのピニオン３２…３２，４２…４２を支持するピニオンキャリヤ３３，４３と、上記ピニオン３２…３２，４２…４２に噛み合うリングギヤ３４，４４とを有している。そして、上記タービン軸２７と第１遊星歯車機構３０のサンギヤ３１との間にフォワードクラッチ５１が、上記タービン軸２７と第２遊星歯車機構４０のサンギヤ４１との間にリバースクラッチ５２が、上記タービン軸２７と第２遊星歯車機構４０のピニオンキャリヤ４３との間に３−４クラッチ５３がそれぞれ介設されていると共に、第２遊星歯車機構４０のサンギヤ４１を固定する２−４ブレーキ５４が備えられている。さらに、第１遊星歯車機構３０のリングギヤ３４と第２遊星歯車機構４０のピニオンキャリヤ４３とが連結されて、これらと変速機ケース１００との間にローリバースブレーキ５５とワンウェイクラッチ５６とが並列に配置されていると共に、第１遊星歯車機構３０のピニオンキャリヤ３３と第２遊星歯車機構４０のリングギヤ４４とが連結されて、これらに出力ギヤ１３が接続されている。   Each of the first and second planetary gear mechanisms 30, 40 includes sun gears 31, 41, a plurality of pinions 32, 32, 42, 42 that mesh with the sun gears 31, 41, and these pinions 32, 32, 42,. 42, and pinion carriers 33 and 43 that support the ring 42 and ring gears 34 and 44 that mesh with the pinions 32... 32, 42. A forward clutch 51 is provided between the turbine shaft 27 and the sun gear 31 of the first planetary gear mechanism 30, and a reverse clutch 52 is provided between the turbine shaft 27 and the sun gear 41 of the second planetary gear mechanism 40. A 3-4 clutch 53 is interposed between the shaft 27 and the pinion carrier 43 of the second planetary gear mechanism 40, and a 2-4 brake 54 for fixing the sun gear 41 of the second planetary gear mechanism 40 is provided. It has been. Further, the ring gear 34 of the first planetary gear mechanism 30 and the pinion carrier 43 of the second planetary gear mechanism 40 are connected, and a low reverse brake 55 and a one-way clutch 56 are connected in parallel between the ring gear 34 and the transmission case 100. The pinion carrier 33 of the first planetary gear mechanism 30 and the ring gear 44 of the second planetary gear mechanism 40 are connected to each other, and the output gear 13 is connected to them.

この出力ギヤ１３は、アイドル軸６１上に大径小径２つの中間ギヤ６２，６３が並設された構成の中間伝動機構６０を介して、差動装置７０と連結されており、上記出力ギヤ１３の回転が、中間伝動機構６０を介して、差動装置７０のデフケース７１に設けられたリングギヤ７２に入力され、上記差動装置７０を介して、図外の左右の駆動輪が接続される左右の車軸７３，７４が駆動されるようになっている。その場合に、上記タービン軸２７、中間伝動機構６０のアイドル軸６１、及び差動装置７０の左右の車軸７３，７４は、相互に平行に配置されて車幅方向に延びている。   The output gear 13 is connected to a differential device 70 via an intermediate transmission mechanism 60 having a configuration in which two large and small intermediate gears 62 and 63 are arranged side by side on an idle shaft 61. Is input to the ring gear 72 provided in the differential case 71 of the differential device 70 via the intermediate transmission mechanism 60, and the left and right drive wheels (not shown) are connected to the left and right drive wheels via the differential device 70. The axles 73 and 74 are driven. In this case, the turbine shaft 27, the idle shaft 61 of the intermediate transmission mechanism 60, and the left and right axles 73 and 74 of the differential device 70 are arranged in parallel to each other and extend in the vehicle width direction.

ここで、上記各クラッチやブレーキ等の摩擦締結装置５１〜５５及びワンウェイクラッチ５６の作動状態と変速段との関係をまとめると、次の表１に示すようになる。

































Here, the relationship between the operating states of the frictional engagement devices 51 to 55 such as the clutches and brakes and the one-way clutch 56 and the shift speed is summarized as shown in Table 1 below.

図２に示すように、上記中間伝動機構６０は、車幅方向に延びるアイドル軸６１と、該アイドル軸６１にスプライン結合されて出力ギヤ１３と噛み合う大径の第１中間ギヤ６２と、上記アイドル軸６１に一体形成されて差動装置７０のリングギヤ（ファイナルドリブンギヤ）７２と噛み合う小径の第２中間ギヤ（ファイナルドライブギヤ）６３とを有している。そして、アイドル軸６１は、その両端部において、１対のテーパローラ軸受け６０１，６０２を介して、変速機ケース１００に回転自在に支持されている。また、差動装置７０のデフケース７１も、その両端部において、１対のテーパローラ軸受け７０１，７０２を介して、変速機ケース１００に回転自在に支持されている。   As shown in FIG. 2, the intermediate transmission mechanism 60 includes an idle shaft 61 extending in the vehicle width direction, a first intermediate gear 62 having a large diameter that is splined to the idle shaft 61 and meshes with the output gear 13, and the idle gear 61. A small-diameter second intermediate gear (final drive gear) 63 is formed integrally with the shaft 61 and meshes with a ring gear (final driven gear) 72 of the differential device 70. The idle shaft 61 is rotatably supported by the transmission case 100 via a pair of tapered roller bearings 601 and 602 at both ends thereof. Further, the differential case 71 of the differential device 70 is also rotatably supported by the transmission case 100 via a pair of tapered roller bearings 701 and 702 at both ends thereof.

その場合に、第１テーパローラ軸受け６０１，６０２と変速機ケース１００との間、及び第２テーパローラ軸受け７０１，７０２と変速機ケース１００との間に、それぞれ、第１シム６１０及び第２シム７１０が介設されている。特に、第１テーパローラ軸受け６０１，６０２の第１シム６１０は、第２中間ギヤ６３との間の距離が短い方の軸受け６０２と第２ケース１０２との間に介設されている。   In that case, a first shim 610 and a second shim 710 are provided between the first taper roller bearings 601 and 602 and the transmission case 100 and between the second taper roller bearings 701 and 702 and the transmission case 100, respectively. It is installed. In particular, the first shim 610 of the first taper roller bearings 601 and 602 is interposed between the bearing 602 and the second case 102 having a shorter distance from the second intermediate gear 63.

ここで、本実施形態においては、変速機ケース１００は、遊星歯車機構３０，４０側の第１ケース１０１と、トルクコンバータ２０側の第２ケース１０２とが、互いに合せ面１０１ａ，１０２ａ（図３及び図４参照）で密着・結合された構成である。また、中間伝動機構６０の第１中間ギヤ６２の基部には、駐車レンジで該ギヤ６２の回転を阻止するためのパーキングギヤ６４が一体に接合されており、また、第１中間ギヤ６２の側面には、回転時に該ギヤ６２の振動を抑制するための制振リング６５がボルトで組み付けられている。   Here, in this embodiment, the transmission case 100 includes a first case 101 on the planetary gear mechanisms 30 and 40 side and a second case 102 on the torque converter 20 side, which are mated surfaces 101a and 102a (FIG. 3). And the configuration shown in FIG. 4). Also, a parking gear 64 for preventing rotation of the gear 62 in the parking range is integrally joined to the base of the first intermediate gear 62 of the intermediate transmission mechanism 60, and the side surface of the first intermediate gear 62 is In addition, a damping ring 65 for suppressing vibration of the gear 62 during rotation is assembled with a bolt.

そして、上記のように動力伝達経路上で互いに噛み合う２つのギヤ、すなわち終減速ギヤセットのファイナルドライブギヤ６３とファイナルドリブンギヤ７２とのうち、小径のファイナルドライブギヤ（第１ギヤ）６３が設けられたアイドル軸（第１軸）６１のテーパローラ軸受け（第１テーパローラ軸受け）６０１，６０２のプリロードを、大径のファイナルドリブンギヤ（第２ギヤ）７２が設けられたデフケース（第２軸）７１のテーパローラ軸受け（第２テーパローラ軸受け）７０１，７０２のプリロードよりも、小さな値に設定している。   The idle gear provided with the small-diameter final drive gear (first gear) 63 out of the two gears meshing with each other on the power transmission path as described above, that is, the final drive gear 63 and the final driven gear 72 of the final reduction gear set. Tapered roller bearings (first shaft) 61 (first taper roller bearings) 601 and 602 are preloaded, and a tapered roller bearing (first shaft) of a differential case (second shaft) 71 provided with a large-diameter final driven gear (second gear) 72 is provided. 2 taper roller bearings) 701 and 702 are set to a smaller value than the preload.

つまり、ファイナルドライブギヤ６３は、ファイナルドリブンギヤ７２に比べて径が小さい分、ギヤ６３，７２同士の噛み合い起振力が発生するギヤの歯の部分（図２に符号Ｘで示す）から、軸受け６０１，６０２：７０１，７０２までの距離が、アイドル軸６１において相対的に短くなり、デフケース７１において相対的に長くなるため、振動の減衰度が、アイドル軸６１において小さくなり、デフケース７１において大きくなって、振動の伝達が、第１テーパローラ軸受け６０１，６０２において大きく、第２テーパローラ軸受け７０１，７０２において小さくなる。したがって、そのような振動の伝達がより大きくなる第１テーパローラ軸受け６０１，６０２のプリロードを、もう一方の第２テーパローラ軸受け７０１，７０２のプリロードよりも、小さな値に設定することにより、第１テーパローラ軸受け６０１，６０２へ伝わった振動が、該軸受け６０１，６０２でより大きく減衰されて、結果的に、第１・第２両軸６１，７１において振動減衰効果が高まり、第１・第２両軸受け６０１，６０２：７０１，７０２から変速機ケース１００への振動伝達が小さくなって、放射音・伝達音のいずれにおいても、車室内の振動騒音レベルが効果的に低減する。   That is, the final drive gear 63 has a smaller diameter than that of the final driven gear 72, so that the bearings 601 from the gear tooth portion (indicated by reference numeral X in FIG. 2) that generates the meshing vibration force between the gears 63 and 72. , 602: 701, 702 are relatively short in the idle shaft 61 and relatively long in the differential case 71, so that the vibration attenuation is small in the idle shaft 61 and large in the differential case 71. The transmission of vibration is large at the first taper roller bearings 601 and 602 and is small at the second taper roller bearings 701 and 702. Therefore, by setting the preload of the first taper roller bearings 601 and 602, where the transmission of such vibration is larger, to a smaller value than the preload of the other second taper roller bearings 701 and 702, the first taper roller bearing The vibration transmitted to 601 and 602 is further attenuated by the bearings 601 and 602, and as a result, the vibration damping effect is enhanced in both the first and second shafts 61 and 71, and both the first and second bearings 601 are obtained. , 602: The transmission of vibration from 701, 702 to the transmission case 100 is reduced, and the vibration noise level in the passenger compartment is effectively reduced for both radiated sound and transmitted sound.

次に、上記アイドル軸（第１軸）６１及びデフケース（第２軸）７１を変速機ケース１００へ組み付ける具体的動作の１例を説明する。まず、図３に示すように、第１ケース１０１において、合せ面１０１ａから、第１テーパローラ軸受けの一方６０１が挿入される取付穴部６０１ａの底面６０１ｘまでの長さＡ１と、同じく合せ面１０１ａから、第２テーパローラ軸受けの一方７０１が挿入される取付穴部７０１ａの底面７０１ｘまでの長さＢ１とを測定する。また、同様に、図４に示すように、第２ケース１０２において、合せ面１０２ａから、第１テーパローラ軸受けの他方６０２が挿入される取付穴部６０２ａの底面６０２ｘまでの長さＡ２と、同じく合せ面１０２ａから、第２テーパローラ軸受けの他方７０２が挿入される取付穴部７０２ａの底面７０２ｘまでの長さＢ２とを測定する。そして、上記長さＡ１及びＡ２から第１軸取付穴部寸法Ａを算出する（Ａ＝Ａ１＋Ａ２）。同様に、上記長さＢ１及びＢ２から第２軸取付穴部寸法Ｂを算出する（Ｂ＝Ｂ１＋Ｂ２）。   Next, an example of a specific operation for assembling the idle shaft (first shaft) 61 and the differential case (second shaft) 71 to the transmission case 100 will be described. First, as shown in FIG. 3, in the first case 101, the length A1 from the mating surface 101a to the bottom surface 601x of the mounting hole 601a into which one of the first taper roller bearings 601 is inserted, Then, the length B1 to the bottom surface 701x of the mounting hole portion 701a into which one of the second taper roller bearings 701 is inserted is measured. Similarly, as shown in FIG. 4, in the second case 102, the length A2 from the mating surface 102a to the bottom surface 602x of the mounting hole 602a into which the other one 602 of the first taper roller bearing is inserted is also aligned. The length B2 from the surface 102a to the bottom surface 702x of the mounting hole 702a into which the other 702 of the second taper roller bearing is inserted is measured. Then, the first shaft mounting hole dimension A is calculated from the lengths A1 and A2 (A = A1 + A2). Similarly, the second shaft mounting hole dimension B is calculated from the lengths B1 and B2 (B = B1 + B2).

次いで、図５に示すように、アイドル軸６１において、先に両端部に組み付けた第１テーパローラ軸受け６０１，６０２の両アウタレース間の長さＣを測定し、これを第１軸寸法Ｃとする。また、同様に、図６に示すように、デフケース７１において、先に両端部に組み付けた第２テーパローラ軸受け７０１，７０２の両アウタレース間の長さＤを測定し、これを第２軸寸法Ｄとする。   Next, as shown in FIG. 5, in the idle shaft 61, the length C between the outer races of the first tapered roller bearings 601 and 602 previously assembled to both ends is measured, and this is defined as the first shaft dimension C. Similarly, as shown in FIG. 6, in the differential case 71, the length D between the outer races of the second taper roller bearings 701, 702 previously assembled to both ends is measured, and this is referred to as a second axial dimension D. To do.

次いで、数１に基き、上記第１軸取付穴部寸法Ａと、第１軸寸法Ｃと、第１軸６１における目標締め代Ｔ１とから、必要とされる第１シム６１０（図２参照）の厚みＳ１を算出する。ここにおいて、上記目標締め代Ｔ１は、第１軸６１における目標プリロードＰＬ１に応じて予め定められており、該目標プリロードＰＬ１は、第１テーパローラ軸受け６０１，６０２の回転抵抗（燃費に影響する）や、ガタツキ度合い（軸受け寿命に影響する）等の状況に依存して設定される。











Next, based on Equation 1, the required first shim 610 (see FIG. 2) is obtained from the first shaft mounting hole portion dimension A, the first shaft dimension C, and the target tightening allowance T1 on the first shaft 61. The thickness S1 is calculated. Here, the target tightening allowance T1 is determined in advance according to the target preload PL1 in the first shaft 61, and the target preload PL1 is the rotational resistance of the first taper roller bearings 601 and 602 (which affects fuel consumption), It is set depending on the situation such as the backlash degree (which affects the bearing life).

また、同様に、数２に基き、上記第２軸取付穴部寸法Ｂと、第２軸寸法Ｄと、第２軸７１における目標締め代Ｔ２とから、必要とされる第２シム７１０（図２参照）の厚みＳ２を算出する。ここにおいて、上記目標締め代Ｔ２は、第２軸７１における目標プリロードＰＬ２に応じて予め定められており、該目標プリロードＰＬ２は、第２テーパローラ軸受け７０１，７０２の回転抵抗（燃費に影響する）や、ガタツキ度合い（軸受け寿命に影響する）等の状況に依存して設定される。

































Similarly, based on Equation 2, the required second shim 710 (see FIG. 2) is obtained from the second shaft mounting hole dimension B, the second shaft dimension D, and the target tightening allowance T2 on the second shaft 71. 2) is calculated. Here, the target tightening allowance T2 is determined in advance according to the target preload PL2 in the second shaft 71, and the target preload PL2 is the rotational resistance (influencing fuel consumption) of the second taper roller bearings 701 and 702, It is set depending on the situation such as the backlash degree (which affects the bearing life).

そして、ここで、上記第１軸６１における目標プリロードＰＬ１の値を、上記第２軸７１における目標プリロードＰＬ２の値よりも、小さな値に設定しているのである。その際、例えば第１、第２シム６１０，７１０の厚みＳ１，Ｓ２のバラツキを考慮して、いかなる場合においても、第１軸６１における目標プリロードＰＬ１の値が、第２軸７１における目標プリロードＰＬ２の値よりも、小さくなるように、第１、第２シム６１０，７１０の厚みＳ１，Ｓ２ひいては締め代Ｔ１，Ｔ２を算出する。ただし、図７に例示するように、締め代Ｔ１，Ｔ２が大きくなるほどプリロードＰＬ１，ＰＬ２も大きくなるが、その比例係数は、テーパローラ軸受け６０１，６０２：７０１，７０２毎に異なることはいうまでもない（つまり、締め代Ｔ１，Ｔ２の増減量とプリロードＰＬ１，ＰＬ２の増減量との関係はテーパローラ軸受け６０１，６０２：７０１，７０２毎に異なる）。したがって、例えば、図７の例では、特性アの締め代が特性イの締め代よりも小さいが、特性アのプリロードが特性イのプリロードよりも大きくなる場合がある。   Here, the value of the target preload PL1 on the first axis 61 is set to a value smaller than the value of the target preload PL2 on the second axis 71. At this time, for example, in consideration of variations in the thicknesses S1 and S2 of the first and second shims 610 and 710, the value of the target preload PL1 on the first axis 61 becomes the target preload PL2 on the second axis 71 in any case. The thicknesses S1 and S2 of the first and second shims 610 and 710, and hence the fastening margins T1 and T2, are calculated so as to be smaller than the value of. However, as illustrated in FIG. 7, the preloads PL1 and PL2 increase as the tightening allowances T1 and T2 increase, but it goes without saying that the proportionality coefficient differs for each of the tapered roller bearings 601 and 602: 701 and 702. (That is, the relationship between the increase / decrease amount of the tightening margins T1, T2 and the increase / decrease amount of the preloads PL1, PL2 differs for each taper roller bearing 601, 602: 701, 702). Therefore, for example, in the example of FIG. 7, the margin for characteristic A is smaller than the margin for characteristic A, but the preload for characteristic A may be larger than the preload for characteristic A.

次いで、このようにして算出された厚みＳ１，Ｓ２をもつ第１、第２シム６１０，７１０を選択し、該シム６１０，７１０を第２ケース１０２の各軸受け取付穴部６０２ａ，７０２ａの底面６０２ｘ，７０２ｘに嵌入した後、図５に示したアイドル軸６１のアッシー（第１軸アッシー）及び図６に示したデフケース７１のアッシー（第２軸アッシー）の両端部をそれぞれ第１ケース１０１の各軸受け取付穴部６０１ａ，７０１ａ及び第２ケース１０２の各軸受け取付穴部６０２ａ，７０２ａに挿入しつつ、第１ケース１０１と第２ケース１０２とを合せ面１０１ａ，１０２ａで対接させて、図示しないボルトで締結し、密着・結合させて、変速機ケース１００とする。これにより、特に、第１軸６１における第１シム６１０は、第２中間ギヤ６３との間の距離が短い方の軸受け（第２ケース１０２側の軸受け）６０２のアウタレースと変速機ケース１００（第２ケース１０２）との間に介設されることとなり、前述の図２に示した状態が得られる。   Next, the first and second shims 610 and 710 having the thicknesses S1 and S2 calculated in this manner are selected, and the shims 610 and 710 are selected as the bottom surfaces 602x of the bearing mounting holes 602a and 702a of the second case 102, respectively. , 702x, the both ends of the assembly of the idle shaft 61 (first shaft assembly) shown in FIG. 5 and the assembly of the differential case 71 (second shaft assembly) shown in FIG. The first case 101 and the second case 102 are brought into contact with each other at the mating surfaces 101a and 102a while being inserted into the bearing mounting holes 601a and 701a and the respective bearing mounting holes 602a and 702a of the second case 102, and are not shown. The transmission case 100 is formed by fastening with bolts and closely contacting / bonding. Thereby, in particular, the first shim 610 on the first shaft 61 has the outer race of the bearing 602 (bearing on the second case 102 side) 602 having the shorter distance from the second intermediate gear 63 and the transmission case 100 (first gear). 2), the state shown in FIG. 2 is obtained.

なお、この場合、第１ケース１０１と第２ケース１０２とを結合する際のボルトの締付トルクによって、第１軸６１及び第２軸７１におけるプリロードＰＬ１，ＰＬ２が影響を受けないかが懸念される。しかし、そもそも変速ケース１００を完成する際のボルトの締付トルクは、あらゆる運転状態を予測して変速ケース１００の結合が緩まないというまったく別の観点から規格が設けられており、たとえボルトの締付トルクが変化しても、そのときはボルトの軸力が変化するだけで、軸受けのプリロードには影響しないのである。よって、プリロードＰＬ１，ＰＬ２の管理は、締め代Ｔ１，Ｔ２の管理ひいてはシム６１０，７１０の厚みＳ１，Ｓ２の管理で十分に達成される。   In this case, there is a concern that the preloads PL1 and PL2 on the first shaft 61 and the second shaft 71 are not affected by the bolt tightening torque when the first case 101 and the second case 102 are coupled. . However, in the first place, the bolt tightening torque when the transmission case 100 is completed is standardized from a completely different viewpoint that the coupling of the transmission case 100 is not loosened by predicting all operating conditions. Even if the applied torque changes, only the axial force of the bolt changes at that time, and it does not affect the preload of the bearing. Therefore, the management of the preloads PL1 and PL2 is sufficiently achieved by the management of the tightening margins T1 and T2 and the management of the thicknesses S1 and S2 of the shims 610 and 710.

このように、本実施形態においては、第１、第２テーパローラ軸受け６０１，６０２：７０１，７０２のプリロードＰＬ１，ＰＬ２を、該軸受け６０１，６０２：７０１，７０２と変速機ケース１００との間に介設するシム６１０，７１０の選択によって設定しているから、該シム６１０，７１０の厚みＳ１，Ｓ２を所定の基準値（本実施形態では軸受け６０１，６０２：７０１，７０２の回転抵抗やガタツキ度合い等の状況に依存して設定される目標値）よりも小さく又は大きくすることによって、簡便・確実に、各プリロードＰＬ１，ＰＬ２の値を独立して小さく又は大きくすることが可能となる。   Thus, in the present embodiment, the preloads PL1 and PL2 of the first and second tapered roller bearings 601 and 602: 701 and 702 are interposed between the bearings 601 and 602: 701 and 702 and the transmission case 100. Since the shims 610 and 710 to be set are selected, the thicknesses S1 and S2 of the shims 610 and 710 are set to predetermined reference values (in this embodiment, the bearings 601, 602: 701, 702 have a rotational resistance, a backlash degree, etc. It is possible to make the values of the preloads PL1 and PL2 independently small or large easily and reliably by making the value smaller or larger than the target value set depending on the situation (1).

特に、第１テーパローラ軸受け６０１，６０２においては、第１シム６１０を、第２中間ギヤ６３との間の距離が短く、したがって振動がより伝わり易い方の第２ケース１０２側の軸受け６０２と第２ケース１０２との間に介設したから、剛性が比較的小さいシムによって振動が確実に減衰されて、これによっても、振動減衰効果が高められることとなる。   In particular, in the first taper roller bearings 601 and 602, the second shim 610 has a shorter distance from the second intermediate gear 63, and therefore the second case 102 side bearing 602 and the second bearing 602 on the side where vibration is more easily transmitted. Since it is interposed between the case 102 and the shim having relatively small rigidity, the vibration is surely damped, and this also enhances the vibration damping effect.

そして、変速機ケース１００は、複数の周知のマウント部材によって、車体（より詳しくは車体フレーム）に組み付けられることとなるが、その場合に、図８及び図９に示すように、第１テーパローラ軸受け６０１，６０２のうち、第２中間ギヤ６３との間の距離が短く、したがって振動がより伝わり易い方の第２ケース１０２側の軸受け６０２と、マウント部材８０との間の距離が、もう一方の、第２中間ギヤ６３との間の距離が長く、したがって振動がより伝わり難い方の第１ケース１０１側の軸受け６０１と、マウント部材８０との間の距離よりも、長くなるように、上記マウント部材８０を配置している。   The transmission case 100 is assembled to the vehicle body (more specifically, the vehicle body frame) by a plurality of well-known mount members. In this case, as shown in FIGS. 8 and 9, the first taper roller bearing is used. The distance between the mount member 80 and the bearing 602 on the second case 102 side, on which the distance between the second intermediate gear 63 and the second intermediate gear 63 is shorter, and therefore vibration is more easily transmitted, is the other. The mount is made so that the distance between the second intermediate gear 63 and the mount member 80 is longer than the distance between the bearing 601 on the first case 101 side where vibration is less likely to be transmitted. A member 80 is arranged.

その結果、振動がより伝わり易い方の第２ケース１０２側の軸受け６０２に伝わった振動が、マウント部材８０へ伝播する前に、変速機ケース１００によって確実に減衰されて、マウント部材８０から車室への振動伝達が低減され、これによっても、振動減衰効果が高められる。   As a result, the vibration transmitted to the bearing 602 on the second case 102 side, on which vibration is more easily transmitted, is reliably damped by the transmission case 100 before propagating to the mount member 80, so The vibration transmission to is reduced, and this also increases the vibration damping effect.

以上のように構成した本発明に係る変速機１０において、第１軸（アイドル軸）６１の第１テーパローラ軸受け６０１，６０２の振動レベルの測定結果を図１０に、また、以上のように構成した本発明に係る変速機１０を搭載した車両の車室内騒音レベルの測定結果を図１１にそれぞれ示す。図中、破線は、第１軸６１における目標プリロードＰＬ１の値（１例として２．８Ｎｍ）を、第２軸（デフケース）７１における目標プリロードＰＬ２の値（１例として２．０Ｎｍ）よりも、小さな値に設定しなかった場合（比較例）であり、実線は、第１軸６１における目標プリロードＰＬ１の値（１例として０．２Ｎｍ）を、第２軸（デフケース）７１における目標プリロードＰＬ２の値（１例として２．０Ｎｍ）よりも、小さな値に設定した場合（実施例）である。実線において、図１０、図１１の両レベル共、広い周波数範囲で全体的に相当程度低減しているのが分かる。   In the transmission 10 according to the present invention configured as described above, the measurement result of the vibration level of the first taper roller bearings 601 and 602 of the first shaft (idle shaft) 61 is configured as shown in FIG. 10 and as described above. FIG. 11 shows the measurement results of the vehicle interior noise level of the vehicle equipped with the transmission 10 according to the present invention. In the figure, the broken line indicates that the value of the target preload PL1 on the first axis 61 (2.8 Nm as an example) is greater than the value of the target preload PL2 on the second axis (difference case) 71 (2.0 Nm as an example). This is a case where the value is not set to a small value (comparative example). The solid line shows the value of the target preload PL1 on the first axis 61 (0.2 Nm as an example) and the target preload PL2 on the second axis (difference case) 71. This is a case where the value is set to be smaller than the value (2.0 Nm as an example). As can be seen from the solid line, both levels in FIGS. 10 and 11 are reduced considerably over the wide frequency range.

なお、実線の状態で、第２軸７１における目標プリロードＰＬ２の値を２．０Ｎｍから低下させると、却って図１０、図１１の両レベル共、上昇する傾向を示した。したがって、第２軸７１における目標プリロードＰＬ２の値は、軸受けの回転抵抗（燃費に影響する）やガタツキ度合い（軸受け寿命に影響する）等の状況に依存して設定される本来の基準値のままとし、第１軸６１における目標プリロードＰＬ１の値だけを、第２軸７１における目標プリロードＰＬ２の値よりも小さくすることが肝要であると考えられる。   In addition, when the value of the target preload PL2 on the second axis 71 is decreased from 2.0 Nm in the state of the solid line, both levels in FIGS. 10 and 11 tend to increase. Therefore, the value of the target preload PL2 on the second shaft 71 remains the original reference value set depending on the situation such as the rotational resistance of the bearing (which affects fuel consumption) and the degree of rattling (which affects the bearing life). Thus, it is important to make only the value of the target preload PL1 on the first axis 61 smaller than the value of the target preload PL2 on the second axis 71.

以上説明した実施形態は、本発明を実施するための最良の形態ではあるが、特許請求の範囲を逸脱しない限り、なお種々の変更が可能なことはいうまでもない。例えば、テーパローラ軸受けのプリロードは、シムの選択に代えて、又はシムの選択と共に、テーパローラ軸受けが挿入される変速機ケース側の取付穴部の寸法・深さや、テーパローラ軸受け自体の仕様の選択・変更等によっても、所望の値に設定・変更することが可能である。   The embodiment described above is the best mode for carrying out the present invention, but it goes without saying that various modifications can be made without departing from the scope of the claims. For example, preloading of tapered roller bearings can be done by selecting or changing the dimensions and depth of the mounting hole on the transmission case side where the tapered roller bearing is inserted, or the specifications of the tapered roller bearing itself, instead of or together with the selection of the shim. It is possible to set / change to a desired value also by the above.

また、本発明では、ギヤ同士の噛み合い起振力が発生するギヤの歯の部分から軸受けまでの距離を問題としているから、第１ギヤの径が相対的に小さく、第２ギヤの径が相対的に大きい、という表現に代えて、例えば、第１ギヤのマスが相対的に小さく、第２ギヤのマスが相対的に大きい、と表現してもよく、又は第１ギヤの寸法が相対的に小さく、第２ギヤの寸法が相対的に大きい、と表現してもよい。   Further, in the present invention, since the distance from the gear tooth portion where the gears generate meshing vibration force to the bearing is a problem, the diameter of the first gear is relatively small and the diameter of the second gear is relatively small. For example, the mass of the first gear may be relatively small and the mass of the second gear may be relatively large, or the size of the first gear may be relatively It may be expressed that the size of the second gear is relatively small.

以上、具体例を挙げて詳しく説明したように、本発明によれば、動力伝達経路上のファイナルドライブギヤとファイナルドリブンギヤとのギヤノイズに起因する車室内の振動騒音レベルを低減することができる。本発明は、変速機の軸支持構造の技術分野において幅広い産業上の利用可能性を有する。   As described above in detail with reference to specific examples, according to the present invention, it is possible to reduce the vibration noise level in the vehicle interior caused by the gear noise between the final drive gear and the final driven gear on the power transmission path. The present invention has wide industrial applicability in the technical field of transmission shaft support structures.

本発明の最良の実施形態に係る変速機の骨子図である。1 is a schematic diagram of a transmission according to the best embodiment of the present invention. 上記変速機におけるアイドル軸（第１軸）及びデフケース（第２軸）周辺の拡大展開図である。FIG. 4 is an enlarged development view around an idle shaft (first shaft) and a differential case (second shaft) in the transmission. 変速機ケースを構成する締結前の第１ケースの要部拡大展開図である。It is a principal part expanded development view of the 1st case before the fastening which comprises a transmission case. 変速機ケースを構成する締結前の第２ケースの要部拡大展開図である。It is a principal part expanded development view of the 2nd case before the fastening which comprises a transmission case. 変速機ケースへ組み付け前の第１軸アッシーの拡大断面図である。It is an expanded sectional view of the 1st axis assembly before assembling to a transmission case. 変速機ケースへ組み付け前の第２軸アッシーの拡大断面図である。It is an expanded sectional view of the 2nd axis assembly before attaching to a transmission case. 一般のテーパローラ軸受けにおける締め代とプリロードとの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the interference and the preload in a general taper roller bearing. 変速機ケースを車体に組み付けるためのマウント部材の配置を示す平面図である。It is a top view which shows arrangement | positioning of the mount member for attaching a transmission case to a vehicle body. 図８の矢印方向からの左側面図である。It is a left view from the arrow direction of FIG. 本発明に係る変速機における第１軸のテーパローラ軸受けの振動レベルの測定結果を示すグラフである。It is a graph which shows the measurement result of the vibration level of the taper roller bearing of the 1st axis in the transmission concerning the present invention. 本発明に係る変速機を搭載した車両の車室内騒音レベルの測定結果を示すグラフである。It is a graph which shows the measurement result of the vehicle interior noise level of the vehicle carrying the transmission which concerns on this invention.

符号の説明Explanation of symbols

１０ 変速機
１００ 変速機ケース
１３ 出力ギヤ
６１ アイドル軸（第１の軸）
６３ 第２中間ギヤ（ファイナルドライブギヤ：第１のギヤ）
７０ 差動装置
７１ デフケース（第２の軸）
７２ リングギヤ（ファイナルドリブンギヤ：第２のギヤ）
８０ マウント部材
６０１，６０２ 第１テーパローラ軸受け
７０１，７０２ 第２テーパローラ軸受け
６１０ 第１シム
７１０ 第２シム
１０１ 第１ケース
１０２ 第２ケース
Ａ 第１軸取付穴部寸法
Ｂ 第２軸取付穴部寸法
Ｃ 第１軸寸法
Ｄ 第２軸寸法
Ｔ１ 第１軸締め代
Ｔ２ 第２軸締め代
Ｓ１ 第１シム厚
Ｓ２ 第２シム厚
ＰＬ１ 第１軸プリロード
ＰＬ２ 第２軸プリロード DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Transmission 100 Transmission case 13 Output gear 61 Idle shaft (1st shaft)
63 Second intermediate gear (final drive gear: first gear)
70 Differential device 71 Differential case (second shaft)
72 Ring gear (final driven gear: second gear)
80 Mount member 601, 602 First taper roller bearing 701, 702 Second taper roller bearing 610 First shim 710 Second shim 101 First case 102 Second case A First shaft mounting hole size B Second shaft mounting hole size C 1st shaft dimension D 2nd shaft dimension T1 1st shaft tightening margin T2 2nd shaft tightening margin S1 1st shim thickness S2 2nd shim thickness PL1 1st shaft preload PL2 2nd shaft preload

Claims (5)

第１のギヤが設けられた第１の軸と、上記第１のギヤと噛み合い該第１のギヤよりも径が大きい第２のギヤが設けられた第２の軸と、これらの第１の軸及び第２の軸の両端部をそれぞれ変速機ケースに回転自在に支持する１対の第１テーパローラ軸受け及び第２テーパローラ軸受けとを有する変速機の軸支持構造であって、上記第１テーパローラ軸受けのプリロードが、上記第２テーパローラ軸受けのプリロードよりも、小さな値に設定されていることを特徴とする変速機の軸支持構造。   A first shaft provided with a first gear; a second shaft provided with a second gear that meshes with the first gear and has a larger diameter than the first gear; A shaft support structure for a transmission having a pair of first taper roller bearings and second taper roller bearings that rotatably support both ends of the shaft and the second shaft on a transmission case, respectively. The shaft support structure for a transmission is characterized in that the preload is set to a value smaller than the preload of the second taper roller bearing. 第１テーパローラ軸受け及び第２テーパローラ軸受けのプリロードは、該軸受けと変速機ケースとの間に介設されるシムの選択によって設定されていることを特徴とする請求項１に記載の変速機の軸支持構造。   2. The transmission shaft according to claim 1, wherein the preloading of the first taper roller bearing and the second taper roller bearing is set by selection of a shim interposed between the bearing and the transmission case. Support structure. 第１テーパローラ軸受けのシムは、第１のギヤとの間の距離が短い方の軸受けと変速機ケースとの間に介設されていることを特徴とする請求項２に記載の変速機の軸支持構造。   3. The transmission shaft according to claim 2, wherein the shim of the first taper roller bearing is interposed between the bearing having a shorter distance from the first gear and the transmission case. Support structure. 第１テーパローラ軸受けのうち第１のギヤとの間の距離が短い方の軸受けと、変速機ケースを車体に組み付けるマウント部材との間の距離が、上記第１のギヤとの間の距離が長い方の軸受けと、上記マウント部材との間の距離よりも、長く設定されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の変速機の軸支持構造。   Of the first taper roller bearings, the distance between the bearing having the shorter distance from the first gear and the mount member for assembling the transmission case to the vehicle body is longer than the distance from the first gear. The shaft support structure for a transmission according to claim 1 or 2, wherein the shaft support structure is set to be longer than a distance between the other bearing and the mount member. 第１のギヤはファイナルドライブギヤであり、第２のギヤはファイナルドリブンギヤであることを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の変速機の軸支持構造。
The transmission shaft support structure according to any one of claims 1 to 4, wherein the first gear is a final drive gear, and the second gear is a final driven gear.

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