JP2015166603A - 変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】製造コストを低減することができる変速機を提供する。
【解決手段】入力軸１１１と、入力軸１１１と並行に設けられた第一出力軸１２１と、入力軸１１１と並行に設けられた第二出力軸１２２と、入力軸１１１に設けられた複数のドライブギヤ１３２〜１３４と、第一出力軸１２１に設けられ、複数のドライブギヤ１３２〜１３４とそれぞれ噛合する複数の第一出力軸側ドリブンギヤ１４２、１４４、１４６と、第二出力軸１２２に設けられ、複数のドライブギヤ１３２〜１３４とそれぞれ噛合する複数の第二出力軸側ドリブンギヤ１４３、１４５、１４７と、を有し、入力軸１１１と第一出力軸１２１の軸間距離ａと、入力軸１１１と第二出力軸１２２の軸間距離が同一に構成されている。
【選択図】図１

Description

本発明は、入力軸の回転を複数段に変速して出力軸に伝達する変速機に関するものである。

従来から、特許文献１に示されるように、入力軸と並行に２つの出力軸を設け、入力軸に設けられたドライブギヤが、２つの出力軸のそれぞれに設けられたドリブンギヤの両方と噛合している構成の変速機がある。このような変速機は、出力軸が１つの構成と比較して、軸方向の寸法を抑えることができるので、多段化が容易である。

特開２０１３−２１３５６８号公報（図１）

しかしながら、変速機が多段化されると、ドリブンギヤの種類が増えてしまい、変速機の製造コストが上昇してしまう。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、製造コストを低減することができる変速機を提供することを目的とする。

上述した課題を解決するためになされた、請求項１に係る変速機の発明は、原動機の駆動力が入力される入力軸と、前記入力軸に対して並行に設けられた第一出力軸と、前記入力軸に対して並行に設けられた第二出力軸と、前記入力軸に対して相対回転不能に、前記入力軸に設けられた複数のドライブギヤと、前記第一出力軸に対して相対回転可能に、前記第一出力軸に設けられ、前記複数のドライブギヤとそれぞれ噛合する複数の第一出力軸側ドリブンギヤと、前記第二出力軸に対して相対回転可能に、前記第二出力軸に設けられ、前記複数のドライブギヤとそれぞれ噛合する複数の第二出力軸側ドリブンギヤと、を有し、前記入力軸と前記第一出力軸の軸間距離と、前記入力軸と前記第二出力軸の軸間距離が同一に構成されている。

このように、本発明の変速機では、入力軸と第一出力軸の軸間距離と、入力軸と第二出力軸の軸間距離が同一である。このため、第一出力軸側ドリブンギヤと、当該第一出力軸側ドリブンギヤが噛合しているドライブギヤと噛合する第二出力軸側ドリブンギヤとを同一の部品にすることができる。このため、ドリブンギヤの種類を低減することができ、変速機の製造コストを低減することができる。

請求項２に係る発明は、請求項１に記載の発明において、前記複数の第一出力軸側ドリブンギヤは、変速機の偶数段を形成し、前記複数の第二出力軸側ドリブンギヤは、変速機の奇数段を形成し、車輪に回転連結された最終ギヤと、前記第一出力軸に設けられ、前記最終ギヤと噛合する第一出力ギヤと、前記第二出力軸に設けられ、前記最終ギヤと噛合する第二出力ギヤと、を有し、前記最終ギヤの歯数を前記第一出力ギヤの歯数によって除した値を第一最終減速比とし、前記第一最終減速比と異なる値であり、前記最終ギヤの歯数を前記第二出力ギヤの歯数によって除した値を第二最終減速比とし、前記第一最終減速比と前記第二最終減速比のうち大きい方の減速比を小さい方の減速比によって除した値を第一比とし、前記複数のドライブギヤのうちいずれか一つの前記ドライブギヤを低速段側ドライブギヤとし、前記複数のドライブギヤのうち前記低速段側ドライブギヤよりも次に歯数が多い前記ドライブギヤを高速段側ドライブギヤとし、前記低速段側ドライブギヤと噛合している前記第一出力軸側ドリブンギヤ又は前記第二出力軸側ドリブンギヤの歯数を前記低速段側ドライブギヤの歯数によって除した値を低速段側減速比とし、前記高速段側ドライブギヤと噛合している前記第一出力軸側ドリブンギヤ又は前記第二出力軸側ドリブンギヤの歯数を前記高速段側ドライブギヤの歯数によって除した値を高速段側減速比とし、前記低速段側減速比を前記高速段側減速比によって除した値を第二比とし、前記第一比の二乗値が前記第二比と殆ど同じに設定されている。

このように、第一比の二乗値が第二比と殆ど同じに設定されているので、各変速段のステップ比が殆ど同一となる。このため、原動機から出力された駆動トルクが、変速機において適正な駆動トルクに変換されて、車輪に出力される。

請求項３に係る発明は、請求項１又は請求項２に記載の発明において、前記第二出力軸に対して相対回転可能に、前記第二出力軸に設けられ、前記第一出力軸側ドリブンギヤと噛合するリバースアイドラーギヤ又は、前記第一出力軸に対して相対回転可能に、前記第一出力軸に設けられ、前記第二出力軸側ドリブンギヤと噛合するリバースアイドラーギヤを有する。

このように、リバース段を形成するリバースアイドラーギヤは第二出力軸又は第一出力軸に設けられている。このため、リバースアイドラーギヤを軸支する専用の軸を設ける必要が無く、変速機の大型化が防止される。

請求項４に係る発明は、請求項１〜請求項３に記載の発明において、前記複数の第一出力軸側ドリブンギヤ及び前記複数の第二出力軸側ドリブンギヤのうちいずれか一つは、変速機の１速を形成する１速ドリブンギヤであり、前記１速ドリブンギヤが設けられている軸に設けられている第一出力軸側ドリブンギヤ又は前記複数の第二出力軸側ドリブンギヤのうち、前記１速ドリブンギヤは、軸線方向に関して前記入力軸において前記駆動力が入力される側に設けられている。

一般的に、変速機の筐体は、原動機やクラッチが取り付く部分、つまり、軸線方向に関して入力軸において駆動力が入力される側が径方向に大きい。上記のとおり、ギヤ径の大きい１速ドリブンギヤは、軸線方向に関して入力軸において駆動力が入力される側、つまり、変速機の筐体が径方向に大きい部分に設けられているので、軸線方向に関して入力軸において駆動力が入力される側と反対側の筐体の大型化が防止される。このため、軸線方向に関して入力軸において駆動力が入力される側と反対側の筐体の外周側に、補機等の機器を配置することができ、当該部分を有効に使用することができる。

本実施形態の変速機が搭載された車両の説明図である。 図１のＡ−Ａ断面図である。 図１のＢ−Ｂ断面図である。 変速機の係合表である。 変速機の各変速段の減速比を表した表である。 各変速段の総減速比及びステップ比を表した図である。

（車両の構成）
図１に基づき、本実施形態の変速機１００が搭載された車両１について説明する。図１に示すように、車両１は、エンジン２、クラッチ３、制御部５、デファレンシャル８、車輪９、変速機１００を有している。

エンジン２は、ガソリンや軽油等の炭化水素系燃料を使用するガソリンエンジンやディーゼルエンジン等である。クラッチ３は、エンジン２の駆動軸２１と変速機１００の入力軸１１１との間に設けられている。クラッチ３は、駆動軸２１と入力軸１１１を接続又は切断するものである。クラッチ３は、制御部５によって制御されるクラッチアクチュエータ３１によって、接続状態又は切断状態にされる。

変速機１００は、入力軸１１１の回転速度をデファレンシャル８のリングギヤ８ａの回転速度によって除した変速比が異なる複数の変速段のうち１の変速段を形成して、変速比を変化させて変速を実行する有段変速機である。この変速機１００の構造については、後で詳細に説明する。

一対の車輪９は、一対のドライブシャフト７を介して、デファレンシャル８に連結されている。デファレンシャル８は、一対の車輪９の差動を吸収するものである。デファレンシャル８は、後述する第一出力ギヤ１５１及び第二出力ギヤ１５２と噛合し、回転駆動力が入力されるリングギヤ８ａ（最終ギヤ）を有している。このような構成によって、デファレンシャル８のリングギヤ８ａは、車輪９に回転連結されている。制御部５は、変速機１００を制御するものである。

（変速機の構成）
変速機１００は、入力軸１１１、第一出力軸１２１、第二出力軸１２２、第一ドライブギヤ１３１〜第四ドライブギヤ１３４、第一ドリブンギヤ１４１〜第七ドリブンギヤ１４７、リバースアイドラーギヤ１４８、第一出力ギヤ１５１、第二出力ギヤ１５２、第一連結機構Ｔ１〜第四連結機構Ｔ４を有する。

入力軸１１１は、変速機１００の筐体（不図示）に回転可能に支承されている。入力軸１１１には、クラッチ３を介してエンジン２の駆動力が入力される。なお、軸線方向に関して入力軸１１１において駆動力が入力される側を変速機１００の前方とし、これと反対側を変速機１００の後方とする。

図１〜図３に示すように、第一出力軸１２１及び第二出力軸１２２は、入力軸１１１に対して並行に、変速機１００の筐体に回転可能に支承されている。図１や図２に示すように、入力軸１１１と第一出力軸１２１の軸間距離ａと、入力軸１１１と第二出力軸１２２の軸間距離ｂは、等しくなっている。

第一ドライブギヤ１３１〜第四ドライブギヤ１３４は、入力軸１１１に対して相対回転不能に、入力軸１１１に設けられた固定ギヤである。第一ドライブギヤ１３１〜第四ドライブギヤ１３４の順にギヤ径が大きくなっていて、歯数が多くなっている。

第一ドリブンギヤ１４１、第二ドリブンギヤ１４２、第四ドリブンギヤ１４４、及び第六ドリブンギヤ１４６は、第一出力軸１２１に対して遊転可能に、第一出力軸１２１に設けられた遊転ギヤである。なお、第一ドリブンギヤ１４１は、第一出力軸１２１の前方に設けられ、第二ドリブンギヤ１４２、第四ドリブンギヤ１４４、及び第六ドリブンギヤ１４６は、第一ドリブンギヤ１４１の後方に設けられている。

第三ドリブンギヤ、第五ドリブンギヤ１４５、第七ドリブンギヤ１４７は、及びリバースアイドラーギヤ１４８は、第二出力軸１２２に対して遊転可能に、第二出力軸１２２に設けられた遊転ギヤである。

第一ドライブギヤ１３１は、第一ドリブンギヤ１４１と噛合している。第二ドライブギヤ１３２は、第二ドリブンギヤ１４２と第三ドリブンギヤ１４３の両方と噛合している。第三ドライブギヤ１３３は、第四ドリブンギヤ１４４と第五ドリブンギヤ１４５の両方と噛合している。第四ドライブギヤ１３４は、第六ドリブンギヤ１４６と第七ドリブンギヤ１４７の両方と噛合している。

第一ドリブンギヤ１４１、第二ドリブンギヤ１４２、第四ドリブンギヤ１４４、第六ドリブンギヤ１４６の順に、ギヤ径が小さくなっていて、歯数が少なくなっている。第三ドリブンギヤ１４３、第五ドリブンギヤ１４５、第七ドリブンギヤ１４７の順に、ギヤ径が小さくなっていて、歯数が少なくなっている。

上述したように、軸間距離ａと軸間距離ｂは等しいので、第二ドリブンギヤ１４２と第三ドリブンギヤ１４３のギヤ径（歯数）は、同一となっている。同様に、第四ドリブンギヤ１４４と第五ドリブンギヤ１４５のギヤ径（歯数）は、同一となっている。同様に、第六ドリブンギヤ１４６と第七ドリブンギヤ１４７のギヤ径（歯数）は、同一となっている。本実施形態では、第二ドリブンギヤ１４２と第三ドリブンギヤ１４３、第四ドリブンギヤ１４４と第五ドリブンギヤ１４５、第六ドリブンギヤ１４６と第七ドリブンギヤ１４７は、それぞれ、同一部品となっている。

第一出力ギヤ１５１は、第一出力軸１２１に相対回転不能に設けられている。第二出力ギヤ１５２は、第二出力軸１２２に相対回転不能に設けられている。図２に示すように、第一出力ギヤ１５１と第二出力ギヤ１５２はデファレンシャル８のリングギヤ８ａと噛合している。このような構成によって、第一出力ギヤ１５１及び第二出力ギヤ１５２は、車輪９に回転連結されている。図３に示すように、リバースアイドラーギヤ１４８と第一ドリブンギヤ１４１は、噛合している。

第一連結機構Ｔ１は、第一ドリブンギヤ１４１を第一出力軸１２１に相対回転不能に連結し、第二ドリブンギヤ１４２を第一出力軸１２１に相対回転不能に連結するものである。第一連結機構Ｔ１は、第一ドリブンギヤ１４１と第二ドリブンギヤ１４２の間に設けられている。第一連結機構Ｔ１は、第一ハブＨ１、第一係合部材Ｅ１、第二係合部材Ｅ２、第一スリーブＳ１、及び第一シフトフォークＦ１を有している。

第一ハブＨ１は、第一出力軸１２１に相対回転不能に設けられている。第一係合部材Ｅ１は、第一ドリブンギヤ１４１に固定されている部材である。第二係合部材Ｅ２は、第二ドリブンギヤ１４２に固定されている部材である。第一スリーブＳ１は、第一ハブＨ１の外周に軸方向移動自在にスプライン嵌合されている。第一スリーブＳ１は、第一係合部材Ｅ１と第二係合部材Ｅ２とそれぞれ係合する。

第一連結機構Ｔ１の第一スリーブＳ１は、図１に示す「中立位置」（図４のＮ）では第一係合部材Ｅ１及び第二係合部材Ｅ２のいずれにも係合されていない。第一スリーブＳ１の外周には、第一シフトフォークＦ１が係合している。

第一シフトフォークＦ１により第一スリーブＳ１が第一ドリブンギヤ１４１側に移動されれば、第一スリーブＳ１が第一係合部材Ｅ１と係合し、第一ドリブンギヤ１４１が第一出力軸１２１に相対回転不能に連結される。第一シフトフォークＦ１により第一スリーブＳ１が第二ドリブンギヤ１４２側にシフトされれば、第一スリーブＳ１が第二係合部材Ｅ２と係合し、第二ドリブンギヤ１４２が第一出力軸１２１に相対回転不能に連結される。

第二連結機構Ｔ２は、第四ドリブンギヤ１４４を第一出力軸１２１に相対回転不能に連結し、第六ドリブンギヤ１４６を第一出力軸１２１に相対回転不能に連結するものである。第二連結機構Ｔ２は、第四ドリブンギヤ１４４と第六ドリブンギヤ１４６の間に設けられている。第二連結機構Ｔ２は、第二ハブＨ２、第四係合部材Ｅ４、第六係合部材Ｅ６、第二スリーブＳ２、第二シフトフォークＦ２を有している。第二連結機構Ｔ２は、第二ハブＨ２が第四ドリブンギヤ１４４と第六ドリブンギヤ１４６の間の第一出力軸１２１に固定され、第四係合部材Ｅ４が第四ドリブンギヤ１４４に固定され、第六係合部材Ｅ６が第六ドリブンギヤ１４６に固定されている点が、第一連結機構Ｔ１と異なっているだけである。

第二シフトフォークＦ２により第二スリーブＳ２が第四係合部材Ｅ４側に移動されれば、第四ドリブンギヤ１４４が第一出力軸１２１に相対回転不能に連結される。第二シフトフォークＦ２により第二スリーブＳ２が第六係合部材Ｅ６側に移動されれば、第六ドリブンギヤ１４６が第一出力軸１２１に相対回転不能に連結される。

第三連結機構Ｔ３は、リバースアイドラーギヤ１４８を第二出力軸１２２に相対回転不能に連結し、第三ドリブンギヤ１４３を第二出力軸１２２に相対回転不能に連結するものである。第三連結機構Ｔ３は、リバースアイドラーギヤ１４８と第三ドリブンギヤ１４３の間に設けられている。第三連結機構Ｔ３は、第三ハブＨ３、リバース係合部材ＥＲ、第三係合部材Ｅ３、第三スリーブＳ３、及び第三シフトフォークＦ３を有している。第三連結機構Ｔ３は、第三ハブＨ３がリバースアイドラーギヤ１４８と第三ドリブンギヤ１４３の間の第二出力軸１２２に固定され、リバース係合部材ＥＲがリバースアイドラーギヤ１４８に固定され、第三係合部材Ｅ３が第三ドリブンギヤ１４３に固定されている点が、第一連結機構Ｔ１と異なっているだけである。

第三シフトフォークＦ３により第三スリーブＳ３がリバース係合部材ＥＲ側に移動されれば、リバースアイドラーギヤ１４８が第二出力軸１２２に相対回転不能に連結される。第三シフトフォークＦ３により第三スリーブＳ３が第三係合部材Ｅ３側に移動されれば、第三ドリブンギヤ１４３が第二出力軸１２２に相対回転不能に連結される。

第四連結機構Ｔ４は、第五ドリブンギヤ１４５を第二出力軸１２２に相対回転不能に連結し、第七ドリブンギヤ１４７を第二出力軸１２２に相対回転不能に連結するものである。第四連結機構Ｔ４は、第五ドリブンギヤ１４５と第七ドリブンギヤ１４７の間に設けられている。第四連結機構Ｔ４は、第四ハブＨ４、第五係合部材Ｅ５、第七係合部材Ｅ７、第四スリーブＳ４、第四シフトフォークＦ４を有している。第四連結機構Ｔ４は、第四ハブＨ４が第五ドリブンギヤ１４５と第七ドリブンギヤ１４７の間の第二出力軸１２２に固定され、第五係合部材Ｅ５が第五ドリブンギヤ１４５に固定され、第七係合部材Ｅ７が第七ドリブンギヤ１４７に固定されている点が、第一連結機構Ｔ１と異なっているだけである。

第四シフトフォークＦ４により第四スリーブＳ４が第五係合部材Ｅ５側に移動されれば、第五ドリブンギヤ１４５が第二出力軸１２２に相対回転不能に連結される。第四シフトフォークＦ４により第四スリーブＳ４が第七係合部材Ｅ７側に移動されれば、第七ドリブンギヤ１４７が第二出力軸１２２に相対回転不能に連結される。

なお、上述した第一連結機構Ｔ１〜第四連結機構Ｔ４には、シンクロナイザリングを備えたシンクロナイザ機構と、シンクロナイザリングを有さないドグクラッチの両方が含まれる。

変速機１００は、制御部５の指令に基づいて、第一シフトフォークＦ１〜第四シフトフォークを移動させるシフトアクチュエータ（不図示）を備えている。制御部５は、図４に示す係合表に従って、シフトアクチュエータを駆動させて、各変速段を形成する。

なお、第三連結機構Ｔ３によって、リバースアイドラーギヤ１４８が第二出力軸１２２に連結されて、リバース段が形成されると、エンジン２からの回転駆動力が、入力軸１１１、第一ドライブギヤ１３１、第一ドリブンギヤ１４１、リバースアイドラーギヤ１４８、第二出力軸１２２、第二出力ギヤ１５２、リングギヤ８ａの順に伝達されて、回転駆動力が逆転される。

（減速比及び最終減速比）
本実施形態の変速機１００の各変速段の「減速比」、「総減速比」、第一最終減速比Ｒｆ１、第二最終減速比Ｒｆ２は、図５の表に示すように設定されている。
ここで、「減速比」とは、ドリブンギヤ１４１〜１４７の歯数を、当該ドリブンギヤ１４１〜１４７と噛合しているドライブギヤ１３１〜１３４の歯数によって除した値である。
第一最終減速比Ｒｆ１とは、リングギヤ８ａの歯数を、第一出力ギヤ１５１の歯数によって除した値である。
第二最終減速比Ｒｆ２とは、リングギヤ８ａの歯数を、第二出力ギヤ１５２の歯数によって除した値である。
「総減速比」とは、「減速比」と第一最終減速比Ｒｆ１を乗算した値、又は「減速比」と第二最終減速比Ｒｆ２を乗算した値である。

本実施形態の変速機１００では、図６に示すように、１速と２速の関係を除いて、２速から７速に関して、各変速段間のステップ比（低速段側総減速比／高速段側総減速比）が殆ど同一となっている。以下に、２速から７速に関して、各変速段間のステップ比が殆ど同一となるような各「減速比」と第一最終減速比Ｒｆ１、第二最終減速比Ｒｆ２の設定方法について説明する。

まず、第一比Ａを、下式（１）のように設定する。
Ａ＝Ｒｆ１／Ｒｆ２…（１）
Ａ：第一比
Ｒｆ１：第一最終減速比
Ｒｆ２：第二最終減速比
Ｒｆ１＞Ｒｆ２

同一の値である２速の減速比Ｒ２と３速の減速比Ｒ３を、第一減速比Ｒ１ｓｔとする。同一の値である４速の減速比Ｒ４と５速の減速比Ｒ５を、第二減速比Ｒ２ｎｄとする。同一の値である６速の減速比Ｒ６と７速の減速比Ｒ７を、第三減速比Ｒ３ｒｄとする。

第二比Ｂを、下式（２）のように設定する。
Ｂ＝低速段側減速比／高速段側減速比＝Ｒ１ｓｔ／Ｒ２ｎｄ＝Ｒ２ｎｄ／Ｒ３ｒｄ…（２）
Ｂ：第二比
Ｒ１ｓｔ：第一減速比（低速段側減速比）
Ｒ２ｎｄ：第二減速比（高速段側減速比（第一減速比が低速段側減速比の場合）、低速段側減速比（第三減速比が高速段側減速比の場合））
Ｒ３ｒｄ：第三減速比（高速段側減速比）

本実施形態の変速機１００では、第一比Ａと第二比Ｂが、下式（３）となるように設定されている。
Ａ^２≒Ｂ…（３）
すると、上式（１）〜（３）により、第一最終減速比Ｒｆ１及び第二最終減速比Ｒｆ２は、下式（４）の関係となり、下式（５）の関係となる。
（Ｒｆ１／Ｒｆ２）^２≒Ｒ１ｓｔ／Ｒ２ｎｄ≒Ｒ２ｎｄ／Ｒ３ｒｄ
Ｒｆ１／Ｒｆ２≒√（Ｒ１ｓｔ／Ｒ２ｎｄ）≒√（Ｒ２ｎｄ／Ｒ３ｒｄ）…（４）

このように、第一減速比Ｒ１ｓｔ〜第三減速比Ｒ３ｒｄ、第一最終減速比Ｒｆ１、及び第二最終減速比Ｒｆ２を設定することにより、図６に示すように、２速から７速に関して、各変速段間のステップ比が殆ど同一となる。

なお、１速に関しては、車両１の登坂性能を確保するために、１速の減速比Ｒ１が大きく設定されている。

（本実施形態の効果）
以上の説明から明らかなように、入力軸１１１と第一出力軸１２１の軸間距離ａと、入力軸１１１と第二出力軸１２２の軸間距離ｂが同一である。このため、第一出力軸１２１に設けられているドリブンギヤ１４２、１４４、１４６（第一出力軸側ドリブンギヤ）と、当該第一出力軸側ドリブンギヤが噛合しているドライブギヤ１３２、１３３、１３４と噛合する第二出力軸１２２に設けられているドリブンギヤ１４３、１４５、１４７（第二出力軸側ドリブンギヤ）とを同一の部品にすることができる。このため、ドリブンギヤの種類を低減することができ、変速機の製造コストを低減することができる。

上述したように、上式（３）に示すように、第一比Ａの二乗値と第二比Ｂが殆ど同じとなるように、ドライブギヤ１３２〜１３４やドリブンギヤ１４２〜１４７、出力ギヤ１５１、１５２の歯数を設定すると、図６に示すように、２速〜７速に関して、各変速段のステップ比が殆ど同一となる。このため、エンジン２等の原動機から出力された駆動トルクが、変速機１００において適正な駆動トルクに変換されて車輪９に出力される。また、変速機１００においてアップ変速が実行された場合に、２速〜７速に関して、各変速段間において原動機の回転速度の減少割合が殆ど同一となり、車両１の加速性能が向上する。

上述したように、リバースアイドラーギヤ１４８は第二出力軸１２２に設けられている。このため、リバースアイドラーギヤ１４８を軸支する専用の軸を設ける必要が無く、変速機１００の大型化が防止される。

一般的に、変速機１００の筐体は、エンジン２やクラッチ３が取り付く部分、つまり、変速機１００の前方側が径方向に大きい。ドリブンギヤ１４１、１４２、１４４、１４６のうち、ギヤ径の大きい第一ドリブンギヤ１４１（１速ドリブンギヤ）は、変速機１００の前方側、つまり、変速機１００の筐体が径方向に大きい部分に設けられているので、変速機１００後方側の筐体の大型化が防止される。このため、変速機１００後方側の筐体の外周側に、補機等の機器を配置することができ、当該部分を有効に使用することができる。

（別の実施形態）
以上説明した実施形態では、変速機１００は自動変速機である。しかし、変速機１００は、手動変速機であっても差し支え無く、このような実施形態にも、本発明の技術的思想が適用可能なことは言うまでも無い。また、入力軸１１１に駆動力を出力する原動機は、モータであっても差し支え無い。

以上説明した実施形態では、２速〜７速について、各変速段間のステップ比が殆ど同一となるように、ドライブギヤ１３２〜１３４、ドリブンギヤ１４２〜１４７、及び出力ギヤ１５１、１５２の歯数を設定している。しかし、１速以上について、各変速段間のステップ比が殆ど同一となるように、ドライブギヤ１３１〜１３４、ドリブンギヤ１４１〜１４７、及び出力ギヤ１５１、１５２の歯数を設定した実施形態であっても差し支え無い。

本実施形態では、リバースアイドラーギヤ１４８は、第二出力軸１２２に設けられている。しかし、リバースアイドラーギヤ１４８が第一出力軸１２１に対して相対回転可能に、第一出力軸１２１に設けられ、このリバースアイドラーギヤ１４８が、第二出力軸１２２に設けられたドリブンギヤと噛合する実施形態であっても差し支え無い。

ドライブギヤ１３２〜１３４やドリブンギヤ１４２〜１４７、出力ギヤ１５１、１５２の歯数は整数であることから、第一比Ａの二乗値と第二比Ｂが完全に同一となるように、ドライブギヤ１３２〜１３４やドリブンギヤ１４２〜１４７、出力ギヤ１５１や１５２の歯数を設定することは困難である。しかし、上述した手法によって、各変速段間のステップ比が殆ど同一となるように設定された変速機は、本発明の技術的範囲に包含されるものとして理解されなければならない。

２…エンジン（原動機）、８ａ…リングギヤ（最終ギヤ）、１００…変速機、１１１…入力軸、１２１…第一出力軸、１２２…第二出力軸、１３１…第一ドライブギヤ、１３２…第二ドライブギヤ、１３３…第三ドライブギヤ、１３４…第四ドライブギヤ、１４１…第一ドリブンギヤ（１速ドリブンギヤ）、１４２…第二ドリブンギヤ（第一出力軸側ドリブンギヤ）、１４３…第三ドリブンギヤ（第二出力軸側ドリブンギヤ）、１４４…第四ドリブンギヤ（第一出力軸側ドリブンギヤ）、１４５…第五ドリブンギヤ（第二出力軸側ドリブンギヤ）、１４６…第六ドリブンギヤ（第一出力軸側ドリブンギヤ）、１４７…第七ドリブンギヤ（第二出力軸側ドリブンギヤ）、１４８…リバースアイドラーギヤ

Claims (4)

1. 原動機の駆動力が入力される入力軸と、
   前記入力軸に対して並行に設けられた第一出力軸と、
   前記入力軸に対して並行に設けられた第二出力軸と、
   前記入力軸に対して相対回転不能に、前記入力軸に設けられた複数のドライブギヤと、
   前記第一出力軸に対して相対回転可能に、前記第一出力軸に設けられ、前記複数のドライブギヤとそれぞれ噛合する複数の第一出力軸側ドリブンギヤと、
   前記第二出力軸に対して相対回転可能に、前記第二出力軸に設けられ、前記複数のドライブギヤとそれぞれ噛合する複数の第二出力軸側ドリブンギヤと、を有し、
   前記入力軸と前記第一出力軸の軸間距離と、前記入力軸と前記第二出力軸の軸間距離が同一に構成されている変速機。
2. 前記複数の第一出力軸側ドリブンギヤは、変速機の偶数段を形成し、
   前記複数の第二出力軸側ドリブンギヤは、変速機の奇数段を形成し、
   車輪に回転連結された最終ギヤと、
   前記第一出力軸に設けられ、前記最終ギヤと噛合する第一出力ギヤと、
   前記第二出力軸に設けられ、前記最終ギヤと噛合する第二出力ギヤと、を有し、
   前記最終ギヤの歯数を前記第一出力ギヤの歯数によって除した値を第一最終減速比とし、
   前記第一最終減速比と異なる値であり、前記最終ギヤの歯数を前記第二出力ギヤの歯数によって除した値を第二最終減速比とし、
   前記第一最終減速比と前記第二最終減速比のうち大きい方の減速比を小さい方の減速比によって除した値を第一比とし、
   前記複数のドライブギヤのうちいずれか一つの前記ドライブギヤを低速段側ドライブギヤとし、
   前記複数のドライブギヤのうち前記低速段側ドライブギヤよりも次に歯数が多い前記ドライブギヤを高速段側ドライブギヤとし、
   前記低速段側ドライブギヤと噛合している前記第一出力軸側ドリブンギヤ又は前記第二出力軸側ドリブンギヤの歯数を前記低速段側ドライブギヤの歯数によって除した値を低速段側減速比とし、
   前記高速段側ドライブギヤと噛合している前記第一出力軸側ドリブンギヤ又は前記第二出力軸側ドリブンギヤの歯数を前記高速段側ドライブギヤの歯数によって除した値を高速段側減速比とし、
   前記低速段側減速比を前記高速段側減速比によって除した値を第二比とし、
   前記第一比の二乗値が前記第二比と殆ど同じに設定されている請求項１に記載の変速機。
3. 前記第二出力軸に対して相対回転可能に、前記第二出力軸に設けられ、前記第一出力軸側ドリブンギヤと噛合するリバースアイドラーギヤ又は、
   前記第一出力軸に対して相対回転可能に、前記第一出力軸に設けられ、前記第二出力軸側ドリブンギヤと噛合するリバースアイドラーギヤを有する請求項１又は請求項２に記載の変速機。
4. 前記複数の第一出力軸側ドリブンギヤ及び前記複数の第二出力軸側ドリブンギヤのうちいずれか一つは、変速機の１速を形成する１速ドリブンギヤであり、
   前記１速ドリブンギヤが設けられている軸に設けられている第一出力軸側ドリブンギヤ又は前記複数の第二出力軸側ドリブンギヤのうち、前記１速ドリブンギヤは、軸線方向に関して前記入力軸において前記駆動力が入力される側に設けられている請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載の変速機。

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