(57)【要約】  【課題】  変速機の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する。  【解決手段】  第１のギヤ６３が設けられた第１の軸６１と、上記第１のギヤ６３と噛み合い該第１のギヤ６３よりも径が大きい第２のギヤ７１が設けられた第２の軸（デフケース）７２と、これらの第１の軸６１及び第２の軸７２の両端部をそれぞれ変速機ケース１００に回転自在に支持する１対の第１テーパローラ軸受け６０１，６０２及び第２テーパローラ軸受け７０１，７０２とを有する変速機の軸支持構造において、上記第１テーパローラ軸受け６０１，６０２のプリロードを、上記第２テーパローラ軸受け７０１，７０２のプリロードよりも、シム６１０の厚みを所定の基準値よりも小さくすることにより、小さな値に設定する。  【選択図】  図２
2006057737.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
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。
【請求項２】
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。
【請求項３】
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。
【請求項４】
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。
【請求項５】
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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
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。
【背景技術】
【０００２】
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。
【０００３】
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。
【０００４】
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。
【０００５】
【特許文献１】特開平８−１００８４２号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
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。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
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。
【０００８】
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。
【０００９】
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。
【００１０】
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。
【００１１】
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。
【発明の効果】
【００１２】
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。
【００１３】
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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
【表１】
2006057737.tif 000003
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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）。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
【数１】
2006057737.tif 000004
【００３３】
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。
【００３４】
【数２】
2006057737.tif 000005
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【産業上の利用可能性】
【００４６】
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。
【図面の簡単な説明】
【００４７】
【図１】本発明の最良の実施形態に係る変速機の骨子図である。
【図２】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。
【図３】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。
【図４】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。
【図５】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。
【図６】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。
【図７】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。
【図８】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。
【図９】図８の矢印方向からの左側面図である。
【図１０】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。
【図１１】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。
【符号の説明】
【００４８】
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
【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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【図１０】
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【図１１】
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