(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
同一軸線上に隣り合うようにして配置された入力軸および出力軸と、これら両軸の下方において両軸と平行に配置されたカウンタ軸と、各変速段位にそれぞれ対応して上記入力軸および出力軸と上記カウンタ軸とに対をなして設けられ互いに噛合する複数の変速歯車対と、選択された変速段位に対応した所定の変速歯車対で入力軸からカウンタ軸を介して又は直接に出力軸へ動力が伝達されるように動力伝達経路を切り換える動力伝達切換機構とを備え、上記変速歯車対のうちカウンタ軸の回転を出力軸へ減速して伝達し得る減速歯車対の各歯車が共にカウンタ軸と出力軸との間で軸と一体回転する歯車式変速機において、
上記動力伝達切換機構が、軸に対して相対回転自在な前後の遊転歯車のいずれか一方を選択的に当該軸に対して一体回転するように連結させることにより変速段位を切り換え得る複数のシンクロメッシュ装置を備えており、これらシンクロメッシュ装置のうち、入力軸から直接に出力軸へ動力を伝達する直結段位に切り換え得る直結段位のシンクロメッシュ装置が入力軸上に配設され、上記直結段位よりも低速段位の切換を行い得る低速段位のシンクロメッシュ装置が入力軸上に配設される一方、上記直結段位よりも高速段位の切換を行い得る高速段位のシンクロメッシュ装置がカウンタ軸上に配設されていることを特徴とする歯車式変速機構造。
【請求項２】
上記直結段位が前進第４速段であり、上記変速歯車対は、入力側から、前進第５速用歯車対，後退用歯車対，前進第１速用歯車対，前進第２速用歯車対，前進第３速用歯車対および前進第４速用歯車対の順に配列されていることを特徴とする請求項１記載の歯車式変速機構造。
【請求項３】
上記直結段位が前進第４速段であり、上記変速歯車対は、入力側から、後退用歯車対，前進第５速用歯車対，前進第１速用歯車対，前進第２速用歯車対，前進第３速用歯車対および前進第４速用歯車対の順に配列されていることを特徴とする請求項１記載の歯車式変速機構造。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、手動操作の歯車式変速機構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば、エンジン縦置き型の車両における手動操作の歯車式変速機として、入力軸と出力軸とが同一軸線上に隣り合うようにして配置されるとともに、これら両軸と平行にカウンタ軸が配置され、上記入力軸および出力軸と上記カウンタ軸とに対をなして互いに噛合する複数の変速歯車対が設けられた構造のものは、一般に良く知られている。
かかる歯車式変速機では、まず、入力軸の回転駆動力を減速歯車により一定の減速比で減速してカウンタ軸に伝達入力し、このカウンタ軸に伝達された回転駆動力を各段位毎に変速比の異なる変速歯車対によって出力軸側に伝達するタイプのものが一般的である。このタイプは、入力軸（インプットシャフト）とカウンタ軸との間で減速が行われるので、「インプット・リダクションギヤ・タイプ」と呼ばれている。
【０００３】
ところが、このインプット・リダクションギヤ・タイプの変速機の場合、上記減速歯車が入力軸側／カウンタ軸側ともに軸に固定して設けられており、例えば以下に述べるような種々の難点がある。すなわち、
▲１▼  カウンタ軸と出力軸の変速歯車対において、まず減速された大きな駆動トルクが入力されるため、例えば、歯幅や軸径さらには入力軸とカウンタ軸の軸間距離などを大きく設定するなど、各歯車および軸について強度・剛性を高く設定する必要があり、変速機の小型軽量化を図ることが困難となる。
▲２▼  車両停止状態でエンジンを回転させる、所謂、アイドリング時、全ての遊転歯車がカウンタ軸の回転に伴って空転させられる関係上、エンジンの回転変動に伴う歯車騒音（所謂、アイドル歯打ち音）が大きくなる。
▲３▼  カウンタ軸が上記減速歯車対によって減速されて大きなトルクで駆動され、さらに各変速歯車対でそのギヤ比に応じてトルク増幅されるため、例えばシンクロメッシュ機構を含む変速段位の切換機構に作用する慣性重量が（つまり、所謂イナーシャが）大きくなり、シフト操作力の低減を図ることが難しい。
【０００４】
このような諸問題に対して、例えばヨーロッパ特許出願第２１９２４０号に示されるように、カウンタ軸と出力軸（アウトプットシャフト）との間で減速を行う「アウトプット・リダクションギヤ・タイプ」のものが考えられている。
かかるタイプの歯車式変速機の場合には、カウンタ軸には入力軸の回転トルクが増幅されることなく伝達されるので、各変速歯車への入力負荷が小さくなる。また、入力軸とカウンタ軸との間に固定的な減速歯車対が介在していないので、従来のようにシンクロメッシュ装置の作動にかかる減速歯車対のギヤ比の影響が及ぶことはなく、シンクロメッシュ装置に作用するイナーシャもそれだけ小さくなる。
更に、上記従来技術の場合には、変速段位の切換を行うシンクロメッシュ装置が全て入力軸上に配置されており、入力軸上の変速歯車は全て軸に対して相対回転自在な遊転歯車となるので、アイドル時（つまりニュートラル時）には入力軸のみが回転し、該軸上の変速歯車は全く回転せず、したがって、変速歯車によるアイドル歯打ち音を無くすることができる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
以上のように、アウトプット・リダクションギヤ・タイプとすることにより、従来のインプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機における不具合に対処することが基本的には可能となるのであるが、このアウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機においても、その実用化に際しては、様々の解決すべき技術的課題あるいはより一層の改良が望まれる種々の具体的な技術事項がある。
【０００６】
その一つに、変速時のシフト操作力をより一層低減することが挙げられる。上述のように、アウトプット・リダクションギヤ・タイプとすることにより、一般にシンクロメッシュ装置に作用するイナーシャが小さくなり、シフト操作力も小さくて済むようになるのであるが、これをより一層小さくすることが望まれている。
ところで、周知のように、従来のインプット・リダクションギヤ・タイプの変速機の場合、カウンタ軸は入力軸との間に設けられた減速歯車対のギヤ比に応じて減速され、その減速比は基本的に変速段位に関係なく一定である。つまり、この場合には、カウンタ軸の回転数は、変速段位に拘わらず、入力軸の回転数よりも低くなる。
【０００７】
ところが、上記アウトプット・リダクションギヤ・タイプの変速機の場合には、カウンタ軸は選択された変速段位の歯車対のギヤ比に応じて変速され、ある程度以下の低速段位では減速されて入力軸よりも回転速度が低くなる一方、ある程度以上の高速段位では増速されて入力軸よりも回転速度が高くなる。尚、この場合、各変速歯車対のギヤ比が同じであるとすれば、一定以上の変速段位では、カウンタ軸の回転速度は、インプット・リダクションギヤ・タイプの場合に比べてかなり高くなる。
換言すれば、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機では、カウンタ軸について、低速段位では、入力軸に比べて回転トルクが大きく、それだけイナーシャも大きくなり、一方、高速段位では、入力軸に比べて回転トルクが小さくなり、それだけイナーシャも小さくなる。
【０００８】
そこで、この発明は、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機においては、入力軸側とカウンタ軸側のイナーシャの大小関係が変速段位によって異なることに着目することにより、変速時のシフト操作力をより一層低減することを、基本的な目的としてなされたものである。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
このため、本願の請求項１に係る発明(以下、第１の発明という)は、同一軸線上に隣り合うようにして配置された入力軸および出力軸と、これら両軸の下方において両軸と平行に配置されたカウンタ軸と、各変速段位にそれぞれ対応して上記入力軸および出力軸と上記カウンタ軸とに対をなして設けられ互いに噛合する複数の変速歯車対と、選択された変速段位に対応した所定の変速歯車対で入力軸からカウンタ軸を介して又は直接に出力軸へ動力が伝達されるように動力伝達経路を切り換える動力伝達切換機構とを備え、上記変速歯車対のうちカウンタ軸の回転を出力軸へ減速して伝達し得る減速歯車対の各歯車が共にカウンタ軸と出力軸との間で軸と一体回転する歯車式変速機、つまり、所謂アウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機を前提としたもので、上記動力伝達切換機構が、軸に対して相対回転自在な前後の遊転歯車のいずれか一方を選択的に当該軸に対して一体回転するように連結させることにより変速段位を切り換え得る複数のシンクロメッシュ装置を備えている。
そして、これらシンクロメッシュ装置のうち、入力軸から直接に出力軸へ動力を伝達する直結段位に切り換え得る直結段位のシンクロメッシュ装置が入力軸上に配設され、上記直結段位よりも低速段位の切換を行い得る低速段位のシンクロメッシュ装置が入力軸上に配設される一方、上記直結段位よりも高速段位の切換を行い得る高速段位のシンクロメッシュ装置がカウンタ軸上に配設されていることを特徴としたものである。
【００１０】
また、本願の請求項２に係る発明(以下、第２の発明という)は、上記第１の発明において、上記直結段位が前進第４速段であり、上記変速歯車対は、入力側から、前進第５速用歯車対，後退用歯車対，前進第１速用歯車対，前進第２速用歯車対，前進第３速用歯車対および前進第４速用歯車対の順に配列されていることを特徴としたものである。
【００１１】
更に、本願の請求項３に係る発明(以下、第３の発明という)は、上記第１の発明において、上記直結段位が前進第４速段であり、上記変速歯車対は、入力側から、後退用歯車対，前進第５速用歯車対，前進第１速用歯車対，前進第２速用歯車対，前進第３速用歯車対および前進第４速用歯車対の順に配列されていることを特徴としたものである。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に基づいて詳細に説明する。
図１は本実施の形態に係る歯車式変速機ＴＭ１の全体構成を概略的に示す縦断面説明図、また、図２は上記変速機ＴＭ１の歯車機構等の要部を拡大して示す縦断面説明図である。
これらの図に示すように、上記変速機ＴＭ１では、変速機ケース１０内において、入力軸Ｓｉと出力軸Ｓｏとが同一軸線上に隣り合うようにして配置されると共に、その下方に、これら両軸Ｓｉ,Ｓｏと平行にカウンタ軸Ｓｃが配置されている。そして、各変速段位にそれぞれ対応し相互に噛合する複数の歯車対１Ｇ〜６Ｇが、上記入力軸Ｓｉおよび出力軸Ｓｏとカウンタ軸Ｓｃとに対をなして設けられている。
【００１３】
尚、上記変速機ＴＭ１は、後で詳しく説明するように、カウンタ軸Ｓｃの回転を出力軸Ｓｏへ減速して伝達し得る減速歯車対４Ｇの各歯車４Ｇｃ,４Ｇｏが共にカウンタ軸Ｓｃと出力軸Ｓｏとの間で軸と一体回転するように構成された、所謂、アウトプット・リダクションギヤ・タイプのもので、上記減速歯車対４Ｇは、好ましくは、カウンタ軸Ｓｃの後端部（出力側端部）に配置されている。
また、上記変速機ＴＭ１は、例えば、エンジン縦置きの所謂ＦＲ型の自動車に搭載されるもので、前進５段，後退１段の変速段を有し、その前進第４速段が、入力軸Ｓｉと出力軸Ｓｏとを直結して直接に動力伝達を行わせる直結段位を構成するようになっている。
【００１４】
上記歯車式変速機ＴＭ１の入力軸Ｓｉは、その入力側（前端側：図１における左端側）がクラッチ１を介してエンジン出力軸（不図示）に連結される一方、出力側（後端側：図１における右端側）は出力軸Ｓｏの入力側端部（前端部）と組み合わされている。また、この出力軸Ｓｏの出力側（後端側：図１における右端側）は、後輪側へ駆動力を伝えるプロペラシャフト（不図示）に最終的に連結されるようになっている。
そして、上記変速機ケース１０には、ケース内壁から内側へ張り出す複数の軸支部１１〜１３が設けられ、これら軸支部１１〜１３に、上記入力軸Ｓｉ，出力軸Ｓｏおよびカウンタ軸Ｓｃを各々回転自在に支承する軸受がそれぞれ配設されている。尚、最も入力側（前側：図１における左側）の軸支部１１はフロントカバー１５によってその入力側が覆われている。
【００１５】
上記変速機ＴＭ１は、上述のように、前進５段，後退１段の変速段を有するもので、これらの各変速段位に対応して６組の変速歯車対１Ｇ〜６Ｇが設けられている。
本実施の形態では、これら６組の歯車対１Ｇ〜６Ｇについて、５速用歯車対５Ｇと後退用歯車対６Ｇとが組み合わされて５−Ｒ歯車ユニットが、１速用歯車対１Ｇと２速用歯車対２Ｇとが組み合わされて１−２歯車ユニットが、また、３速用歯車対３Ｇと４速用歯車対４Ｇとが組み合わされて３−４歯車ユニットが、それぞれ構成されている。
【００１６】
そして、これら歯車ユニットは、上記歯車列において入力側（前側）から、５−Ｒ歯車ユニット，１−２歯車ユニットおよび３−４歯車ユニットの順に配置されている。つまり、各歯車ユニットのうち、１−２歯車ユニットが歯車列の中央に配置されている。
また、上記５−Ｒ歯車ユニットでは後退用変速歯車対６Ｇが、１−２歯車ユニットでは２速用変速歯車対２Ｇが、３−４歯車ユニットでは４速用変速歯車対４Ｇが、それぞれ当該歯車ユニットにおける出力側（後側）に配置されている。
すなわち、上記６組の変速歯車対１Ｇ〜６Ｇは、入力側（前側）から、５速用歯車対５Ｇ，後退用歯車対６Ｇ，１速用歯車対１Ｇ，２速用歯車対２Ｇ，３速用歯車対３Ｇおよび４速用歯車対４Ｇの順番で配列されている。
【００１７】
また、本実施の形態では、上記各歯車対１Ｇ〜６Ｇについて、カウンタ軸Ｓｃ側に設けられた歯車（カウンタ歯車１Ｇｃ〜６Ｇｃ）のうち、１速用〜４速用のもの１Ｇｃ〜４Ｇｃが、軸（カウンタ軸Ｓｃ）と共に一体的に回転する固定歯車として形成される一方、５速用および後退用のカウンタ歯車５Ｇｃ及び６Ｇｃは軸（カウンタ軸Ｓｃ）に対して相対的に回転自在な遊転歯車として形成されている。また、入力軸Ｓｉ側に設けられた歯車（入力歯車１Ｇｉ〜３Ｇｉ,５Ｇｉ及び６Ｇｉ）並びに出力軸Ｓｏ側に設けられた歯車（出力歯車４Ｇｏ）のうち、１速用〜４速用のもの１Ｇｉ〜３Ｇｉ及び４Ｇｏが入力軸Ｓｉに対する遊転歯車として形成される一方、５速用および後退用の入力歯車５Ｇｉ及び６Ｇｉは入力軸Ｓｉに対する固定歯車として形成されている。
尚、従来、良く知られているように、後退用歯車対６Ｇの場合は、その固定歯車６Ｇｃと遊転歯車６Ｇｉとは、図示しないアイドル歯車（リバース・アイドル歯車）を介して噛み合っており、このリバース・アイドル歯車によって、被駆動歯車が前進用の歯車対の場合と反対方向に回転するようになっている。
【００１８】
上記４速用歯車対（減速歯車対）４Ｇについては、片方（カウンタ歯車４Ｇｃ）がカウンタ軸Ｓｃの後端部（出力側端部）に該軸Ｓｃと共に一体的に回転する固定歯車として設けられる一方、他方（出力歯車４Ｇｏ）は出力軸Ｓｏの前端部（入力側端部）の近傍に該軸Ｓｏと一体的に回転する固定歯車として設けられている。尚、この４速用の出力歯車４Ｇｏは、例えば、出力軸Ｓｏの前端部（入力側端部）に装着されたニードル軸受Ｂ４を介して入力軸Ｓｉの後端部（出力側端部）に回転自在に組み付けられており、入力軸Ｓｉに対しては相対的に回転自在である。
そして、上記４速用のカウンタ歯車４Ｇｃと出力歯車４Ｇｏとで所定のギヤ比の減速歯車対４Ｇが形成されている。
【００１９】
すなわち、カウンタ軸Ｓｃの回転を出力軸Ｓｏへ減速して伝達し得る減速歯車対４Ｇの各歯車４Ｇｃ,４Ｇｏが共にカウンタ軸Ｓｃと出力軸Ｓｏとの間で軸と一体回転するようになっており、減速歯車対４Ｇをこのようにレイアウトすることにより、上述のように、所謂アウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機ＴＭ１が構成されている。このアウトプット・リダクションギヤ・タイプの変速機ＴＭ１では、アイドリング時など、ニュートラル状態でカウンタ軸Ｓｃが空転することはない。
【００２０】
上記各遊転歯車の間には、前後の遊転歯車のいずれか一方を選択的に軸（入力軸Ｓｉまたはカウンタ軸Ｓｃ）に対して一体回転するように連結させることにより変速段位を切り換え得るシンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃが配設されている。この場合、５−Ｒ歯車ユニットについては、そのカウンタ歯車が遊転歯車とされている関係上、５速と後退段（リバース）とを切り換える５速−Ｒ切換用シンクロＹｃはカウンタ軸Ｓｃ上に設けられる。
一方、１−２歯車ユニットおよび３−４歯車ユニットについては、その入力歯車が全て遊転歯車とされている関係上、１速と２速とを切り換える１−２速切換用シンクロＹａおよび３速と４速とを切り換える３−４速切換用シンクロＹｂは、ともに入力軸Ｓｉ上に設けられることになる。
【００２１】
すなわち、上記３つのシンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃについては、入力軸から直接に出力軸へ動力を伝達する直結段位に切り換え得る直結段位のシンクロメッシュ装置である３−４速切換用シンクロＹｂは、その機能上、出力軸Ｓｏと同一軸線上に隣り合うようにして配置された入力軸Ｓｉの出力側端部近傍に配設されており、直結段位（４速）よりも低速段位の切換を行い得る（つまり１速と２速とを切り換え得る）低速段位のシンクロメッシュ装置である１−２速切換用シンクロＹａが入力軸Ｓｉ上に配設されている。
一方、上記直結段位（４速）よりも高速段位の切換を行い得る（つまり５速への切換を行い得る）高速段位のシンクロメッシュ装置である５速−Ｒ切換用シンクロＹｃはカウンタ軸Ｓｃ上に配設されている。
【００２２】
上記各シンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃは、従来から良く知られているものと同じものであるが、例えば５速−Ｒ切換用のものＹｃを例にとって、その基本的な構成の概略を説明すれば、例えば図３に示すように、軸（カウンタ軸Ｓｃ）に対して例えばスプライン嵌合されたシンクロナイザハブ２１と、該ハブ２１の外周上に複数個設けられたシンクロナイザキー２２と、前後一対のシンクロナイザリング２３,２４と、各シンクロナイザリング２３,２４と対向配置されたギヤ側リング部材２５,２６と、上記シンクロナイザキー２２の外側に位置してシフトフォーク３０によって前後いずれかに移動させられ得るシンクロナイザスリーブ２７とを備えて構成され、このシンクロナイザスリーブ２７の前後いずれかへの移動に応じて、歯車５Ｇｃ又は６Ｇｃが軸Ｓｃと一体的に回転させられるようになっている。
【００２３】
以上の構成において、シフトレバー２の切換操作で４速以外の他の変速段のいずれかが選択されると、当該変速段の遊転歯車が軸と一体的に回転するように該軸に対して連結され、この遊転歯車が対をなす固定歯車と噛み合った状態で回転するすることによりカウンタ軸Ｓｃが駆動される。このカウンタ軸Ｓｃの回転が上記減速歯車対４Ｇで減速されながら出力軸Ｓｏに伝達される。
一方、シフトレバー２が他の変速段から４速に切り換えられた場合には、出力軸Ｓｏが入力軸Ｓｉに対して連結されることにより、入力側と出力側とが直結されるようになっている。
【００２４】
本実施の形態では、各変速歯車対１Ｇ〜６Ｇの変速比や各歯車の歯数を、例えば表１のように設定するとともに、当該歯車式変速機を実車に搭載して、種々の実験やシュミレーションを行った。
上記表１より、減速比は、１速用歯車対１Ｇが最も大きく、次いで、リバース用歯車対６Ｇ、２速用歯車対２Ｇの順であることが分かる。尚、比較例としては、従来のインプット・リダクションギヤ・タイプで、変速比が同一に設定されたものを用いた。
【００２５】
【表１】
0003658886.tif 000002
【００２６】
ところで、歯車の計算寿命は、歯車の歯元応力σと回転数Ｎとに直接的に関係し、これらの間には、次式▲１▼に示す関係が成立することが知られている。
σx・Ｎ＝constant（定数） … ▲１▼
上記歯元応力σは当該歯車の伝達トルクに比例するので、計算寿命は、伝達トルクのｘ乗および回転数Ｎにそれぞれ比例して減少することになる。
本実施の形態に係る歯車式変速機ＴＭの場合、アウトプット・リダクションギヤ・タイプであり、入力軸Ｓｉからカウンタ軸Ｓｃに動力が伝達される際には回転数が減速されない（つまり、入力軸Ｓｉの回転トルクが増幅されない）ので、入力軸とカウンタ軸との間にそれぞれ軸と一体回転する固定歯車でなる減速歯車対が設けられた従来タイプ（インプット・リダクションギヤ・タイプ）のものに比べて、減速歯車対４Ｇを除く他の変速歯車対１Ｇ〜３Ｇ,５Ｇの寿命は大幅に向上する。
【００２７】
従って、この変速歯車対の寿命向上分だけ、各変速歯車の径あるいは幅方向についてサイズダウンが可能となる。尚、歯幅方向のサイズダウンについては、歯車ノイズとの関係で制限されることもあるので、本実施の形態では、主として、各変速歯車の径方向のサイズダウンを行うことにより、入力軸Ｓｉとカウンタ軸Ｓｃとの軸間距離を短くし、変速機ＴＭ１の小型化を図るようにした。
【００２８】
尚、減速歯車対４Ｇについては、カウンタ軸Ｓｃの回転がこの歯車対４Ｇで減速されて（回転トルクが増幅されて）出力軸Ｓｏに伝達される関係上、従来タイプに比べて計算寿命が短くなる。
そこで、本実施の形態では、この減速歯車対４Ｇについては、歯幅を大きくし、また、歯車表面に施すショットピーニング条件を向上させることなどにより、その寿命低下を補う対策を施した。
【００２９】
また、変速時のシフト操作力については、シフト操作力をＦｓ，歯車列のイナーシャをＩｇ，クラッチのイナーシャをＩｃ，回転速度差をＮｄ，回転抵抗をＴｒ，シンクロ容量Ｃｓ，リンク効率をηとすれば、次式▲２▼で表されることが知られている。
Ｆｓ＝｛（Ｉｇ＋Ｉｃ）・Ｎｄ＋Ｔｒ｝／（Ｃｓ・η） … ▲２▼
このように、シフト操作力Ｆｓは、歯車列およびクラッチのイナーシャＩｇ及びＩｃの影響を大きく受ける。従って、これらのイナーシャを低減することによってシフト操作力Ｆｓを軽くすることができる。
【００３０】
表２は、例えば２速へのシフト時を例にとって、イナーシャの算出結果を示したものである。この表２は、従来のインプット・リダクションギヤ・タイプで、全シンクロメッシュ装置が入力軸上に配置されたもの（比較例）のイナーシャを１００とし、これを基準にして各場合におけるイナーシャ比を表したものである。尚、参考例として、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機において、全シンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃを入力軸Ｓｉ上に配置したもの，１−２速切換用シンクロのみ，および１−２速切換用シンクロと５速−Ｒ切換用シンクロの両方を、それぞれカウンタ軸Ｓｃ上に配置した場合のイナーシャも示した。
【００３１】
【表２】
0003658886.tif 000003
【００３２】
表２より、変速機をアウトプット・リダクションギヤ・タイプとすることによってイナーシャが大幅に低減されることが分かる。
従って、変速機をアウトプット・リダクションギヤ・タイプとすることによってシフト操作力が大幅に低減され、これにより、各シンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃのシンクロ容量を従来よりも低く設定することが可能になる。すなわち、シンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃを小型化することができるのである。
【００３３】
上記表２は、２速へのシフト時を例にとって示したものであり、この例では、全シンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃを入力軸Ｓｉ上に配置すればイナーシャが最も低減されることになるのであるが、本実施の形態では、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの変速機の場合、入力軸Ｓｉ側とカウンタ軸Ｓｃ側のイナーシャの大小関係が変速段位によって異なることに着目し、前進走行段の全段位において、変速時のシフト操作力のより一層の低減を図ることができるように、全シンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃの配置を決定するようにした。
【００３４】
すなわち、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの変速機では、上述のように、カウンタ軸Ｓｃの回転数は、従来タイプのもの（常に入力軸よりも減速され、また、この入力回転数に比例する）と違って、選択された変速段位によって異なり、ある程度以下の低速段位では減速されて入力軸Ｓｉよりも回転速度が低くなる一方、ある程度以上の高速段位では増速されて入力軸Ｓｉよりも回転速度が高くなる。尚、この場合、各変速歯車対のギヤ比が同じであるとすれば、一定以上の変速段位では、カウンタ軸の回転速度は、インプット・リダクションギヤ・タイプの場合に比べてかなり高くなる。
換言すれば、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機では、カウンタ軸Ｓｃについて、低速段位では、入力軸Ｓｉに比べて回転トルクが大きく、それだけイナーシャも大きくなり、一方、高速段位では、入力軸に比べて回転トルクが小さくなり、それだけイナーシャも小さくなると言える。
【００３５】
図４は、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの変速機と従来タイプの変速機とについて、エンジン回転数が一定という条件下で各変速段位におけるカウンタ軸の回転数の違いをグラフ化して示したものである。□印がアウトプット・リダクションギヤ・タイプを示し、■印が従来タイプを示している。
このグラフから良く分かるように、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの場合には、カウンタ軸Ｓｃは変速段位によって回転数が変わり、しかも、高速段位では、従来タイプのものよりも超高速で回転し、更にリバースでは逆転方向に回転してしまう。
【００３６】
また、このグラフでは具体的には示されていないが、カウンタ軸Ｓｃの回転数は、１速および２速では入力軸Ｓｉの回転数よりも低く、３速以上の前進段では入力軸Ｓｉの回転数よりも高くなるように設定されている。
したがって、この場合、直結段位（４速）よりも低速段位である１速および２速では、カウンタ軸Ｓｃの回転トルクは入力軸Ｓｉに比べて大きく、それだけイナーシャも大きくなる。一方、直結段位（４速）よりも高速段位である５速では、カウンタ軸Ｓｃの回転トルクは入力軸Ｓｉに比べて小さくなり、それだけイナーシャも小さくなると言える。
【００３７】
本実施の形態では、上述のように、前述のように、シンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃは、直結段位のシンクロメッシュ装置である３−４速切換用シンクロＹｂは、その機能上、入力軸Ｓｉの出力側端部近傍に配設されており、直結段位（４速）よりも低速段位の切換を行い得る（つまり１速と２速とを切り換え得る）低速段位のシンクロメッシュ装置である１−２速切換用シンクロＹａが、これらの変速段位でイナーシャがより小さい入力軸Ｓｉ上に配設されている。また、上記直結段位（４速）よりも高速段位の切換を行い得る（つまり５速への切換を行い得る）高速段位のシンクロメッシュ装置である５速−Ｒ切換用シンクロＹｃは、この変速段位でイナーシャがより小さいカウンタ軸Ｓｃ上に配設されている。
したがって、１速，２速および５速のいずれの切換においても、より小さいシフト操作力で変速操作を行うことができる。
そして、このシフト操作力の低減により、各シンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃのより一層のコンパクト化を図ることが可能になる。
【００３８】
アウトプット・リダクションギヤ・タイプの変速機では、上述のように（図４参照）、カウンタ軸Ｓｃの回転数は、従来タイプのもの（常に入力軸よりも減速され、また、この入力回転数に比例する）と違って、変速段位によって異なり、ある程度以上の高速段位では、増速されて入力軸Ｓｉよりも高くなる。
このようにカウンタ軸の回転速度が増大した場合、前述の従来技術のように、５速−Ｒ切換用シンクロＹｃが入力軸上に配置されていると、入力軸上の５速用歯車および後退用歯車が軸に対して相対回転自在な遊転歯車となり、特に減速比の大きい後退用（リバース）歯車対について、小径歯車が入力軸上の遊転歯車となる関係上、高速段位においてこの歯車の軸（入力軸）に対する遊転時の相対回転速度が非常に高くなり、その軸受について焼き付き等の不具合が生じるおそれがある。特に、リバース遊転歯車の場合、アイドル歯車の作用により軸の回転とは逆方向に回転し、当該軸との相対回転差が極めて大きくなるという現象が生じる。
【００３９】
このため、本実施の形態では、５速と後退段（リバース）とを切り換える５速−Ｒ切換用シンクロＹｃがカウンタＳｃ軸上に配置されており、リバース歯車対６Ｇの小径歯車６Ｇｉは入力軸Ｓｉと一体的に回転する固定歯車として設けられることになり、変速段位に拘わらず一定の回転数（入力軸Ｓｉの回転数）で回転する。
また、遊転歯車としてカウンタ軸Ｓｃ上に設けられる大径歯車は、これよりもカウンタ軸Ｓｃとの相対回転数が低くなるので、アウトプット・リダクションギヤ・タイプで上記５速−Ｒ切換用シンクロＹｃを入力軸Ｓｉ上に配置した場合のように、リバース歯車対６Ｇの遊転歯車と入力軸Ｓｉとの間に生じるような大きな相対回転数差は生じることがなくなる。
【００４０】
しかしながら、上述のように、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの場合には、高速段位でのカウンタ軸Ｓｃの回転数が極めて高いので、やはり、カウンタ軸Ｓｃ上の遊転歯車５Ｇｃ及び６Ｇｃについては、遊転時における軸受の潤滑条件は厳しいものとなる。
本実施の形態では、図２に示されるように、変速機ケース１０の最も前側（入力側）の軸支部１１の壁部を貫通して給油通路１６が設けられ、該給油通路１６の前端は、フロントカバー１５の内周部に装着されたシール部材１５ｓでその前部が閉塞されたオイル溜め１７内に開口している。一方、上記給油通路１６の後端は、軸支部１１の後方の変速機ケース１０内に開口している。
【００４１】
上記５速用変速歯車対５Ｇ及び後退用変速歯車対６Ｇの上方には、斜め前方に傾斜した樋状のオイルパス１９が配設されており、このオイルパス１９の前端部は、上記給油通路１６の後端開口部の直上方に位置している。
また、カウンタ軸Ｓｃには、その軸線に沿って延びる軸内のオイル通路Ｌｃが設けられており、この軸内オイル通路Ｌｃから分岐して各遊転歯車５Ｇｃ及び６Ｇｃの軸受部に至る分岐オイル孔がそれぞれ設けられている。
このような構成によれば、カウンタ軸Ｓｃ上の歯車で掻き上げられて変速機ケース１０の内壁に衝突し、この内壁にある程度沿って落下する潤滑油は、上記オイルパス１９に収集された後、給油通路１６およびオイル溜め１７を介して、上記軸内通路Ｌｃ内へ効率良く導かれ、上記各遊転歯車５Ｇｃ及び６Ｇｃの軸受部に供給されるようにすることができる。
【００４２】
また、本実施の形態では、通常の歯車式変速機の場合と同様に、上記変速機ＴＭのケース１０内における下部には潤滑油が一定レベル（図２における破線直線参照）まで貯えられており、各変速歯車対１Ｇ〜６Ｇの噛み合い部分や遊転歯車１Ｇｉ〜３Ｇｉ,５Ｇｃ及び６Ｇｃの軸受部、あるいはその他の潤滑を要する部分への潤滑油の供給は、上記変速機ケース１０内の下部に貯えられた潤滑油を、下方側の軸であるカウンタ軸Ｓｃに設けられた歯車の回転力で掻き上げて行われる。そして、このとき、掻き上げられた潤滑油は、その大部分がケース１０の内壁に衝突し、この内壁にある程度沿って落下することにより、熱を奪われてある程度冷却された上で必要箇所に供給されるようになっている。
なお、潤滑油の液面レベルは、エンジン停止状態では、図２の破線直線よりも高く、カウンタ軸Ｓｃの中心軸付近にあるが、エンジンが駆動されると上記のようにオイルが掻き上げられるので、この状態での液面レベルは図２の破線直線程度まで低下するのである。
【００４３】
ただし、カウンタ軸Ｓｃが高速回転するため、オイル量については従来と同程度に多くすることはできない。
図５のグラフは、カウンタ軸Ｓｃの回転数が最も高くなる５速における潤滑油の油温の車速に対する変化特性を測定した結果を示したものである。
このグラフにおいて、黒の丸印（●：実線折れ線Ａ１）はアウトプット・リダクションギヤ・タイプで潤滑油量を従来と同様とした場合を示し、白の丸印（○：破線折れ線Ａ２）はアウトプット・リダクションギヤ・タイプで潤滑油量を従来よりも少なくした場合を示している。また、黒の三角印（▲：実線折れ線Ｂ）は、比較例として従来のインプット・リダクションギヤ・タイプ（つまり、カウンタ軸の回転数が変速段位に拘わらず一定で入力回転数に比例するタイプ）の変速機で潤滑油量を従来通りとした場合を示している。
【００４４】
更に、図５における一点鎖線のグラフＣは、噛み合い損失だけの場合の油温の計算値を示しており、後述する計算式（▲３▼）により、実車における油温データ（図５参照）及び撹拌抵抗の実測データ（以下に述べる図６参照）に基づいて算出したものである。
図６のグラフは、図５における場合と同様の変速機における撹拌抵抗トルクの車速および入力軸回転数に対する変化を示したもので、各符号（●，○，▲）の示すところは図５の場合と同様である。
【００４５】
単位時間当たりの発熱量と放熱量の算出式より、油温安定時における熱平衡式として次式▲３▼が得られる。上述のように、図５における一点鎖線のグラフは、この式▲３▼による演算結果に基づいたものである。
ＴD・２π・Ｎ／６０＝Ｋ・（Ｔ1−Ｔ2） … ▲３▼
ここに、各符号は以下の内容を表している。
・ＴD：ギヤ噛み合い損失トルク＋撹拌抵抗トルク
・Ｎ ：入力回転数
・Ｋ ：放熱性を表す係数で、変速機の外形形状や冷却風量などによって定まる。カウンタ軸の回転に伴うギヤによるオイルの掻き上げ性は、この係数に影響を及ぼす。
・Ｔ1：潤滑油温
・Ｔ2：外気温
【００４６】
以上より、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機では、潤滑油温度の上昇を抑制する上で、潤滑油量を少なくした方が有利であることが分かる。尚、この潤滑油量の低減に伴うオイル撹拌抵抗増大の抑制により、動力伝達効率の低下も抑制されることになる。
【００４７】
上記カウンタ軸Ｓｃの下方に貯えられた潤滑油は、車両走行中、急加速や急減速が行われた際や坂道を走行する際などには、図２において１点鎖線の傾斜直線で示されるように、その油面が変速機ケース１０に対して相対的に傾斜し、カウンタ軸Ｓｃの歯車列の端部側に設けた歯車では潤滑油の有効な掻き上げは期待できず、潤滑油は歯車列の比較的中央側に設けられた歯車によってのみ掻き上げられることになる。
そして、このような場合、カウンタ軸Ｓｃの歯車列の比較的中央側に設けられた歯車のサイズが小さければ、オイル掻き上げ量が不足し、潤滑油の冷却や必要箇所への供給に支障を来すおそれがある。
【００４８】
特に、撹拌抵抗を小さくするために潤滑油の量をある程度減らしてオイルレベルを下げた場合、この油面の傾斜によるオイル掻き上げ量の不足の問題がより顕著なものとなるのであるが、本実施の形態では、このような場合でも、オイルの掻き上げ量を十分に確保できるように、カウンタ軸Ｓｃに設けられたカウンタ歯車１Ｇｃ,２Ｇｃ,５Ｇｃ,６Ｇｃについて、径方向サイズが大きいものほど歯車列の中央に近くなるように各歯車１Ｇｃ,２Ｇｃ,５Ｇｃ,６Ｇｃを配列した。
【００４９】
すなわち、前述のように、３組の歯車ユニットのうち１−２歯車ユニットがカウンタ歯車列の中央に配置されるとともに、上記６組の歯車対１Ｇ〜６Ｇは、入力側（前側）から、５速用歯車対５Ｇ，後退用歯車対６Ｇ，１速用歯車対１Ｇ，２速用歯車対２Ｇ，３速用歯車対３Ｇおよび４速用歯車対４Ｇの順番で配列されている。これを、カウンタ歯車１Ｇｃ,２Ｇｃ,５Ｇｃ,６Ｇｃについて言えば、最も変速比が大きい１速用変速歯車１Ｇｃが歯車列の中央に配置され、５速用変速歯車５Ｇｃがカウンタ軸の入力側端部に設けられると共に、２番目に変速比大きい後退用変速歯車６Ｇｃがその中央側に配置されている。
【００５０】
したがって、車両走行中、急加速や急減速が行われた際や坂道を走行する際などに、上記カウンタ軸Ｓｃの下方に貯えられた潤滑油の油面が変速機ケース１０に対して相対的に傾斜し、カウンタ軸Ｓｃの歯車列の端部側に設けた歯車では潤滑油の有効な掻き上げが期待できない場合でも、油面の傾斜に追随して歯車列の比較的中央側に設けられた歯車１Ｇｃ,２Ｇｃ及び６Ｇｃにより効果的に潤滑油を掻き上げることができる。
すなわち、潤滑油量を少なくした場合において潤滑油の油面に傾斜が生じた際でも、かかる状況に対応して有効にオイル掻き上げ量を確保することができるのである。
【００５１】
特に、径方向サイズが最も大きい１速用カウンタ歯車１Ｇｃと３番目に大きい２速用カウンタ歯車２Ｇｃとをカウンタ歯車としてを有する１−２歯車ユニットがカウンタ歯車列の中央に配置されるとともに、径方向サイズが２番目に大きいリバース遊転歯車６Ｇｃが上記１速用カウンタ歯車１Ｇｃに隣り合って配設されおり、しかも、径方向サイズが最も大きい１速用カウンタ歯車１Ｇｃがカウンタ軸Ｓｃ上の歯車列の中央に位置しているので、より確実に、潤滑油の油面に傾斜に対応することができる。
また、カウンタ軸上の後退用変速歯車（リバース遊転歯車）を中央側に配置したことにより、該歯車は常に潤滑油と接触することとなるので、アウトプット・リダクションギヤ・タイプにおいて問題となるリバース遊転歯車の潤滑条件が有利となる。
【００５２】
ところで、歯車式変速機の場合、車両走行中に変速機内部から歯車のガタ打ち音（いわゆる走行歯打ち音）が発生する場合があることが知られている。
これは、駆動軸系がエンジンのトルク変動（つまり回転変動）を受けて捩り振動する際に、バックラッシュをもって噛み合っている歯車の歯面が叩き合うために生じるもので、一般には、駆動軸系の捩り振動の共振点で生じることが多く、この共振時のフライホイールの回転変動が大きいほど駆動軸系の振動レベルも大きくなり、走行歯打ち音対策上不利になる。なお、上記捩り振動の加振力としては、上記エンジンの回転変動の他、駆動軸系のユニバーサルジョイントの角速度変動や路面の不整による反力トルクなどが挙げられる。
【００５３】
上記走行歯打ち音の発生度合（つまり発生し易さ）を評価する場合、回転軸まわりのモーメントに作用するイナーシャＩ（アイ）と、評価対象歯車の噛み合い部での角速度変動△ω（デルタ・オメガ）の積（Ｉ・△ω）を指標として用いることができる。
上記イナーシャＩは、各歯車あるいは部品毎に回転軸を設定して、積分計算等により算出することができ、対象部品の形状および回転軸の設定位置等によって決定付けられる。また、上記角速度変動△ωについては、走行歯打ち音であるので、出力軸上の角速度変動によって生じるものであり、各歯車対の歯数比（減速比）に基づいて算出することができる。
【００５４】
この走行歯打ち音については、各歯車対の減速比にもよるが、一般に、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの方がインプット・リダクションギヤ・タイプよりも大きくなることが考えられる。
例えば、４速（直結）時における４速用歯車対４Ｇの噛み合い部分について、表１の数値に基づいて説明すれば、出力軸上の角速度変動△ωOを基準（△ωO＝１）として、カウンタ軸上の角速度変動△ωは、それぞれ以下のようになる。
・インプット・リダクションギヤ・タイプの場合
△ω＝△ωO・Ｚ1／Ｚ2＝△ωO・２３／３８＝０.６１△ωO＝０.６１
・アウトプット・リダクションギヤ・タイプの場合
△ω＝△ωO・Ｚ2／Ｚ1＝△ωO・３８／２３＝１.６５△ωO＝１.６５
したがって、カウンタ軸の単体でのイナーシャＩが同じであれば、カウンタ軸上の角速度変動△ωは（従って、走行歯打ち音の発生度合（Ｉ・△ω）は）、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの方がかなり大きくなる。
【００５５】
図７は、従来タイプ（インプット・リダクションギヤ・タイプ：比較例）とアウトプット・リダクションギヤ・タイプ（本発明実施例）とについて、５速時における各変速歯車対における走行歯打ち音の発生度合（Ｉ・△ω）を示したもので、比較例１は５速−Ｒ切換用シンクロのみをカウンタ軸上に配置した従来タイプのものを、また、比較例２は全シンクロメッシュ装置が入力軸上に配置した従来タイプのものを、それぞれ示している。
尚、図７のグラフ中に、参考例として、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機において、全シンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃを入力軸Ｓｉ上に配置したもの，１−２速切換用シンクロのみ，及び１−２速切換用シンクロと５速−Ｒ切換用シンクロの両方を、それぞれカウンタ軸Ｓｃ上に配置した場合のＩ・△ωも示した。
【００５６】
上記図７から、５速−Ｒ切換用シンクロＹｃのみをカウンタ軸Ｓｃ上に配置した本発明実施例の場合、Ｉ・△ωの最大値は３速用歯車対３Ｇにおける０.９７であり、従来タイプよりも低く、また、アウトプット・リダクションギヤ・タイプでは、１−２速切換用シンクロと５速−Ｒ切換用シンクロの両方をカウンタ軸Ｓｃ上に配置した参考例と並んで最も低い値を示している。
なお、この参考例（１−２,５−Ｒカウンタシンクロ）の場合には、１速用歯車対１ＧでのＩ・△ω値が本発明実施例に比べてかなり高く、また、アイドル歯打ち音を考えた場合、カウンタ軸上の遊転歯車の数が多くなる関係上、本発明実施例よりも不利である。
【００５７】
このように、本実施の形態によれば、５速−Ｒ切換用シンクロＹｃのみをカウンタ軸Ｓｃ上に配置したことにより、通常、アウトプット・リダクションギヤ・タイプにおいて大きくなるＩ・△ω値を低く抑えることができ、走行歯打ち音の発生を抑制することができるのである。
【００５８】
尚、上記実施の形態（以下、第１の実施の形態という）は、６組の変速歯車対１Ｇ〜６Ｇを、入力側（前側）から、５速用歯車対５Ｇ，後退用歯車対６Ｇ，１速用歯車対１Ｇ，２速用歯車対２Ｇ，３速用歯車対３Ｇおよび４速用歯車対４Ｇの順番で配列したものであったが、この代わりに、５速用歯車対５Ｇと後退用歯車対６Ｇの順番を入れ替えるようにしても良い。
次に、本発明の第２の実施の形態について説明する。尚、以下の説明において、上記第１の実施の形態における場合と同じものには同一の符号を付し、それ以上の説明は省略する。
【００５９】
図８に示すように、この第２の実施の形態に係る歯車式変速機ＴＭ２では、シンクロメッシュ装置Ｙａ〜Ｙｃについては、上記第１の実施の形態における場合と同じく、５速と後退段（リバース）とを切り換える５速−Ｒ切換用シンクロＹｃのみがカウンタＳｃ軸上に配置され、残りのシンクロメッシュ装置Ｙａ,Ｙｂは入力軸Ｓｉ上に配置されている。
一方、６組の変速歯車対１Ｇ〜６Ｇについては、入力側（前側）から、後退用歯車対６Ｇ，５速用歯車対５Ｇ，１速用歯車対１Ｇ，２速用歯車対２Ｇ，３速用歯車対３Ｇおよび４速用歯車対４Ｇの順番で配列されている。
【００６０】
この場合にも、径方向サイズが最も大きい１速用カウンタ歯車１Ｇｃと３番目に大きい２速用カウンタ歯車２Ｇｃとをカウンタ歯車としてを有する１−２歯車ユニットがカウンタ歯車列の中央に配置されているので、第１の実施の形態における程ではないが、効果的に潤滑油を掻き上げることができる。
しかも、減速比の大きい（つまり回転トルクの増幅度合いの大きい）後退用歯車対６Ｇと１速用歯車対１Ｇとが隣り合うことがない。
【００６１】
したがって、図９に模式的に示すように、カウンタ軸Ｓｃに入力される荷重は軸の長手方向について余り集中することなく分散される。また、入力荷重が大きくなる後退用歯車対６Ｇが軸の中央側ではなく軸端に近い側で受けられるので、カウンタ軸Ｓｃの強度および剛性が低くて済み（つまり、軸径が小さくて済み）、また、このカウンタ軸Ｓｃの支持部（軸支部１１〜１３）についても余り強固で剛性の高いものにする必要はなくなる。
すなわち、カウンタ軸Ｓｃ自体およびその支持部１１〜１３の強度・剛性を低く設定することができ、変速機ＴＭ２のより一層の小型軽量化を図ることができるのである。
【００６２】
また、本実施の形態では、変速歯車対１Ｇ〜６Ｇのうち後退用歯車対６Ｇ（リバース歯車対）が歯車列の最も入力側に配置されているので、これが歯車列の中間部分に配置されている場合に比べて、リバース遊転歯車６Ｇｉの軸受６Ｂへの潤滑油の供給が容易に行えるようになっている。
すなわち、上記カウンタ軸Ｓｃにはその軸線に沿って延びる軸内オイル通路Ｌｃが設けられており、該軸内オイル通路Ｌｃにはカウンタ軸Ｓｃ上の歯車列よりも前方から潤滑油が供給されるので、カウンタ軸Ｓｃ上の歯車のうちで上記リバース遊転歯車６Ｇｃが最も潤滑油の供給条件が良くなり、遊転時の不具合発生を有効に防止することができるのである。
【００６３】
尚、本発明は、以上の実施態様に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲において、種々の改良あるいは設計上の変更が可能であることは言うまでもない。
【００６４】
【発明の効果】
本願の第１の発明によれば、所謂アウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機において、直結段位への切換を行い得る直結段位のシンクロメッシュ装置は、その機能上、入力軸に配設されており、上記直結段位よりも低速段位の切換を行い得る低速段位のシンクロメッシュ装置が入力軸上に配設されるとともに、上記直結段位よりも高速段位の切換を行い得る高速段位のシンクロメッシュ装置はカウンタ軸上に配設されている。
一方、アウトプット・リダクションギヤ・タイプの歯車式変速機においては、各変速歯車対の変速比を適当に設定することにより、直結段位よりも低速段位では、カウンタ軸の回転トルクは入力軸に比べて大きく、それだけイナーシャも大きくなる一方、直結段位よりも高速段位では、カウンタ軸の回転トルクは入力軸に比べて小さくなり、それだけイナーシャも小さくなる。
すなわち、本発明に係る歯車式変速機によれば、上記低速段位のシンクロメッシュ装置が、この低速段位でイナーシャが小さい入力軸上に配設される一方、上記高速段位のシンクロメッシュ装置は、この高速段位でイナーシャが小さいカウンタ軸上に配設されているので、いずれの変速段位の切換においても、より小さいシフト操作力で変速操作を行うことができる。そして、このシフト操作力の低減により、各シンクロメッシュ装置のより一層のコンパクト化を図ることが可能になる。
【００６５】
また、本願の第２の発明によれば、基本的には、上記第１の発明と同様の効果を奏することができる。特に、変速歯車対が、入力側から、５速用歯車対，後退用歯車対，１速用歯車対，２速用歯車対，３速用歯車対および４速用歯車対の順番で配列されており、径方向サイズが大きい１速用カウンタ歯車と２速用カウンタ歯車とをカウンタ歯車としてを有する１−２歯車ユニットがカウンタ歯車列の中央に配置され、これに隣接して、径方向サイズが大きい後退用カウンタ歯車を有する後退用歯車対が配設されることとなり、カウンタ歯車のうち径方向サイズが大きい３つの歯車が中央側に並ぶこととなり、常にこの３つの歯車でオイルを掻き上げることができるので、より確実に潤滑油の油面の傾斜に対応することができる。
したがって、車両走行中、急加速や急減速が行われた際や坂道を走行する際などに、上記カウンタ軸の下方に貯えられた潤滑油の油面が変速機ケースに対して相対的に傾斜し、カウンタ軸の歯車列の端部側に設けた歯車では潤滑油の有効な掻き上げが期待できない場合でも、油面の傾斜に追随して歯車列の比較的中央側に設けられた歯車により効果的に潤滑油を掻き上げることができる。すなわち、潤滑油量を少なくした場合において潤滑油の油面に傾斜が生じた際でも、かかる状況に対応して有効にオイル掻き上げ量を確保することができる。
また、カウンタ軸上の後退用変速歯車（リバース遊転歯車）を中央側に配置したことにより、該歯車は常に潤滑油と接触することとなるので、アウトプット・リダクションギヤ・タイプにおいて問題となるリバース遊転歯車の潤滑条件が有利となる。
【００６６】
更に、本願の第３の発明によれば、基本的には、上記第１の発明と同様の効果を奏することができる。特に、カウンタ軸上に設けられた遊転歯車では、後退用歯車（リバース遊転歯車）が歯車列の最も入力側に配置されているので、遊転歯車でその軸受部の使用条件が厳しい上記リバース遊転歯車について、これが歯車列の中間部分に配置されている場合に比べて、回転支持部への潤滑油の供給が行い易くなる。
この場合において、径方向サイズが大きい１速用カウンタ歯車１Ｇｃと２速用カウンタ歯車２Ｇｃとをカウンタ歯車としてを有する１−２歯車ユニットがカウンタ歯車列の中央に配置されることになるので、効果的に潤滑油を掻き上げることができる。
しかも、減速比の大きい（つまり回転トルクの増幅度合いの大きい）後退用歯車対と１速用歯車対とが隣り合うことがないので、カウンタ軸に入力される荷重は軸の長手方向について余り集中することなく分散される。また、入力荷重が大きくなる後退用歯車対が軸の中央側ではなく軸端に近い側で受けられるので、カウンタ軸の強度および剛性が低くて済み（つまり、軸径が小さくて済み）、また、このカウンタ軸の支持部についても余り強固で剛性の高いものにする必要はなくなる。すなわち、カウンタ軸自体およびその支持部の強度・剛性を低く設定することができ、変速機のより一層の小型軽量化を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  本発明の第１の実施の形態に係る歯車式変速機の全体構成を概略的に示す縦断面説明図である。
【図２】  上記歯車式変速機の要部を拡大して示す縦断面説明図である。
【図３】  上記歯車式変速機のシンクロメッシュ装置の基本構成を概略的に示す説明図である。
【図４】  各変速段位におけるカウンタ軸の回転数を示すグラフである。
【図５】  潤滑油の油温の車速に対する変化を示すグラフである。
【図６】  潤滑油の撹拌抵抗トルクの車速および入力軸回転数に対する変化を示すグラフである。
【図７】  各変速歯車対における走行歯打ち音の発生度合を示すグラフである。
【図８】  本発明の第２の実施の形態に係る歯車式変速機の要部を拡大して示す縦断面説明図である。
【図９】  上記第２の実施の形態に係る歯車式変速機のカウンタ軸への入力荷重分布を示す説明図である。
【符号の説明】
１Ｇ…１速用変速歯車対
１Ｇｃ…１速用カウンタ遊転歯車
２Ｇ…２速用変速歯車対
２Ｇｃ…２速用カウンタ遊転歯車
３Ｇ…３速用変速歯車対
３Ｇｃ…３速用カウンタ歯車
４Ｇ…４速用変速歯車対（減速歯車対）
５Ｇ…５速用変速歯車対
５Ｇｃ…５速用カウンタ遊転歯車
６Ｇ…後退用変速歯車対
６Ｇｃ…後退用カウンタ遊転歯車
Ｓｃ…カウンタ軸
Ｓｉ…入力軸
Ｓｏ…出力軸
ＴＭ１,ＴＭ２…歯車式変速機
Ｙａ…１−２速切換用シンクロメッシュ装置
Ｙｂ…３−４速切換用シンクロメッシュ装置
Ｙｃ…５速−Ｒ切換用シンクロメッシュ装置
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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