(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
自動車のエンジン側の入力軸に連動される副軸と、副軸に設けられた副軸歯車と、駆動車輪側の出力軸に連動される主軸と、副軸歯車と常時歯合する歯部を外周面に一体に有し、内周面に軌道面を有する主軸歯車と、主軸と主軸歯車との間に介装された円すいころ軸受と、円すいころ軸受の円すいころ及び保持器の組付体に円周方向の重量アンバランスを生じさせるアンバランス手段と、主軸歯車に連結されたクラッチギヤと、セレクタの作動により、クラッチギヤを介して主軸歯車と主軸との間でエンジントルクを伝達又は遮断するシンクロ機構とを備え、前記円すいころ軸受の軸受内輪の大鍔面及び円すいころの大端面の粗さをそれぞれ０．０５μｍＲａ以下とし、その大端面の曲率半径をその加工精度を含めた最大値が、円すいころの円すい角の頂点から、その円すいころの大端面が軸受内輪の大鍔面と接する点までの距離とほぼ等しくなるようにして滑り摩擦抵抗を低減させ、前記円すいころの転動面にフルクラウニングを施してミスアライメントによるころスキューを促進させることを特徴とする自動車変速機の主軸歯車機構。
【請求項２】
前記円すいころ軸受の軸受内輪の大鍔面の粗さを０．０１〜０．０４μｍＲａとすると共に、円すいころの大端面の粗さを０．０１〜０．０５μｍＲａとしたことを特徴とする請求項１記載の自動車変速機の主軸歯車機構。
【請求項３】
前記フルクラウニングの曲率半径を１００００ｍｍ以下としたことを特徴とする請求項１記載の自動車変速機の主軸歯車機構。
【請求項４】
前記円すいころの表面にＭｏＳ2系のコーティング膜を形成したことを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項記載の自動車変速機の主軸歯車機構。
【請求項５】
内周面に軌道面を有する軸受外輪と、外周面に軌道面を有する軸受内輪と、軸受外輪の軌道面と軸受内輪の軌道面との間に配され、保持器によって円周所定間隔に保持された円すいころと、円すいころ及び保持器の組付体に円周方向の重量アンバランスを生じさせるアンバランス手段とを備え、前記軸受内輪の大鍔面及び円すいころの大端面の粗さをそれぞれ０．０５μｍＲａ以下とし、その大端面の曲率半径をその加工精度を含めた最大値が、円すいころの円すい角の頂点から、その円すいころの大端面が軸受内輪の大鍔面と接する点までの距離とほぼ等しくなるようにして滑り摩擦抵抗を低減させ、前記円すいころの転動面にフルクラウニングを施してミスアライメントによるころスキューを促進させることを特徴とする円すいころ軸受。
【請求項６】
前記軸受内輪の大鍔面の粗さを０．０１〜０．０４μｍＲａとすると共に、円すいころの大端面の粗さを０．０１〜０．０５μｍＲａとしたことを特徴とする請求項５記載の円すいころ軸受。
【請求項７】
前記フルクラウニングの曲率半径を１００００ｍｍ以下としたことを特徴とする請求項５記載の円すいころ軸受。
【請求項８】
前記円すいころの表面にＭｏＳ2系のコーティング膜を形成したことを特徴とする請求項５〜７のいずれか一項記載の円すいころ軸受。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車（乗用車、トラック、バス等）の変速機における主軸歯車機構及びそれに用いる円すいころ軸受に関する。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、自動車の変速機は、広範囲に変化する走行条件に対応して変速比を変えることによりエンジントルクを変換させ、スムーズで快適な走行を可能にする役割をもつ。一般に、変速機は、適切な変速比、充分な強度、耐久性、信頼性、高い動力伝達効率、静粛性の他、小型軽量であることが要求される。
【０００３】
この変速機の一例として、図１２に示す同期噛合式変速機がある。この変速機では、所定間隔で平行配置された主軸１１と副軸１２とがミッションケース（図示せず）に回転自在に支持され、その主軸１１は出力軸（駆動車輪側）に連動され、副軸１２は入力軸（エンジン側）に連動される。
【０００４】
前述した副軸１２には、副軸歯車１３が一体に設けられ、主軸１１には、軸受内輪１４及び針状ころ１５を介して、副軸歯車１３と常時噛合した主軸歯車１６（軸受外輪と兼用）が回転自在に装着される。主軸歯車１６の一側にはスプライン歯１７とコーン１８が形成され、コーン１８の端面に近接してハブ１９が配設され、主軸１１に一体に係合連結される。ハブ１９とコーン１８との間にはシンクロ機構２０が介装され、また、ハブ１９の外周にはスリーブ２１が軸方向に移動自在にスプライン連結される。
【０００５】
同図に示す状態では、主軸歯車１６は副軸歯車１３の回転を受けて主軸１１に対して空転する。一方、スリーブ２１が同図に示す状態から軸方向右側に移動すると、このスリーブ２１がシンクロ機構２０を介して主軸歯車１６のスプライン歯１７に係合し、主軸歯車１６と主軸１１との間が連結される。これにより、副軸歯車１３の回転が主軸歯車１６によって所定の変速比で減速されて主軸１１に伝達される。この変速時、主軸歯車１６は、主軸１１及び軸受内輪１４と同期回転する。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、前述した変速時、主軸歯車１６と軸受内輪１４とが同期回転することにより、転動体である針状ころ１５が両者１４、１６の軌道面上で停止した状態となる。一方、外部からの振動などが繰り返し作用すると、針状ころ１５と軌道面との間に繰り返しの微小滑りが生じ、相対的な繰り返しの微小滑りにより接触面が摩耗するフレッティングと称する現象が問題となることがある。
【０００７】
そこで、前述したフレッティングを抑制するために主軸歯車１６及び軸受内輪１４の軌道面や針状ころ１５の転動面にパーカー処理（リン酸被膜処理）を施して針状ころ１５と軌道面との摩擦抵抗を低減したものもあるが、パーカー処理被膜の損耗により、長期にわたる良好なフレッティング抑制効果を期待することはできない可能性がある。
【０００８】
本出願人は、主軸歯車及び軸受内輪の軌道面、転動体の転動面のフレッティングを長期にわたり防止できる手段として、転動体の円周不等配、転動体を保持する保持器の円周方向の重量アンバランス、転動体の重量の不等によるアンバランス手段を備えたものを先に提案している（特開平９−２９２００８号公報）。しかしながら、回転変動（加減速）の大小や振動の大きさによっては、良好なフレッティング抑制効果を発揮させることが困難な可能性があった。
【０００９】
それ故に、本発明は前述した点を改善するために提案されたもので、その目的とするところは、回転変動（加減速）の大小や振動の大きさに影響されることなく、所期のフレッティング抑制効果を発揮し得る自動車変速機の主軸歯車機構及びそれに用いる円すいころ軸受を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
前述した目的を達成するための技術的手段として、本発明に係る自動車変速機の主軸歯車機構は、自動車のエンジン側の入力軸に連動される副軸と、副軸に設けられた副軸歯車と、駆動車輪側の出力軸に連動される主軸と、副軸歯車と常時歯合する歯部を外周面に一体に有し、内周面に軌道面を有する主軸歯車と、主軸と主軸歯車との間に介装された円すいころ軸受と、円すいころ軸受の円すいころ及び保持器の組付体に円周方向の重量アンバランスを生じさせるアンバランス手段と、主軸歯車に連結されたクラッチギヤと、セレクタの作動により、クラッチギヤを介して主軸歯車と主軸との間でエンジントルクを伝達又は遮断するシンクロ機構とを備え、前記円すいころ軸受の軸受内輪の大鍔面及び円すいころの大端面の粗さをそれぞれ０．０５μｍＲａ以下とし、その大端面の曲率半径をその加工精度を含めた最大値が、円すいころの円すい角の頂点から、その円すいころの大端面が軸受内輪の大鍔面と接する点までの距離とほぼ等しくなるようにして滑り摩擦抵抗を低減させ、前記円すいころの転動面にフルクラウニングを施してミスアライメントによるころスキューを促進させることを特徴とする。
【００１１】
また、本発明に係る円すいころ軸受は、内周面に軌道面を有する軸受外輪と、外周面に軌道面を有する軸受内輪と、軸受外輪の軌道面と軸受内輪の軌道面との間に配され、保持器によって円周所定間隔に保持された円すいころと、円すいころ及び保持器の組付体に円周方向の重量アンバランスを生じさせるアンバランス手段とを備え、前記軸受内輪の大鍔面及び円すいころの大端面の粗さをそれぞれ０．０５μｍＲａ以下とし、その大端面の曲率半径をその加工精度を含めた最大値が、円すいころの円すい角の頂点から、その円すいころの大端面が軸受内輪の大鍔面と接する点までの距離とほぼ等しくなるようにして滑り摩擦抵抗を低減させ、前記円すいころの転動面にフルクラウニングを施してミスアライメントによるころスキューを促進させることを特徴とする。
【００１２】
なお、本発明に係る自動車変速機の主軸歯車機構及び円すいころ軸受において、軸受内輪の大鍔面の粗さは０．０１〜０．０４μｍＲａとし、円すいころの大端面の粗さを０．０１〜０．０５μｍＲａとすることが望ましい。
【００１３】
本発明では、円すいころの円周不等配、円すいころを保持する保持器の円周方向の重量アンバランス、円すいころの重量の不等によるアンバランス手段を備えたものにおいて、軸受内輪の大鍔面及び円すいころの大端面の粗さを前述した所定の許容範囲内としたことにより、主軸歯車又は軸受外輪の軌道面及び軸受内輪の軌道面と円すいころの転動面との間の滑り摩擦抵抗の低減が図れる。また、円すいころの大端面の曲率半径をその加工精度を含めた最大値が、円すいころの円すい角の頂点から、その円すいころの大端面が軸受内輪の大鍔面と接する点までの距離とほぼ等しくなるようにしたことにより、その大端面の曲率半径を大きくし、接触面圧を低減することによっても、前述した滑り摩擦抵抗の低減が図れる。さらに、円すいころの転動面にフルクラウニングを施すことにより、主軸歯車又は軸受外輪と軸受内輪の同期回転中、アキシャル荷重及びラジアル荷重が同時に作用し、また、主軸歯車又は軸受外輪と軸受内輪の両軌道面間に存在する空間に円すいころが配されているために発生するミスアライメントによるころスキューの促進が図れる。なお、前述したフルクラウニングはその曲率半径を１００００ｍｍ以下にすることが望ましい。
【００１４】
なお、円すいころの表面にＭｏＳ2 系のコーティング膜を形成したりすれば、前述した滑り摩擦抵抗の低減をより一層容易に実現することができる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
本発明の実施形態を以下に詳述する。
【００１７】
図１に示す実施形態は、自動車の同期噛合式変速機の主軸歯車機構及びそれに用いる円すいころ軸受Ａである。この主軸歯車機構において、主軸５と副軸（図示せず）とが所定間隔で平行配置され、ミッションケース（図示せず）に回転自在に支持される。主軸５は駆動車輪側の出力軸（図示せず）に連動され、副軸はエンジン側の入力軸（図示せず）に連動される。
【００１８】
副軸には、副軸歯車６が一体（又は別体）に設けられ、主軸５には円すいころ軸受Ａを介して主軸歯車１が回転自在に装着される。主軸歯車１の外周面の中央部分には副軸歯車６と常時歯合する歯部１ａが一体に設けられ、両端部分にはクラッチギヤ７が係合連結される。クラッチギヤ７は、外周にスプライン歯７ａ、一側に円錐形のコーン７ｂを一体に有し、クラッチギヤ７に近接してシンクロ機構８が配設される。
【００１９】
シンクロ機構８は、セレクタ（図示せず）の作動によって軸方向（同図で左右方向）に移動するスリーブ８１と、スリーブ８１の内周に軸方向移動自在に装着されたシンクロナイザーキー８２と、主軸５の外周に係合連結されたハブ８３と、クラッチギヤ７のコーン７ｂの外周に摺動自在に装着されたシンクロナイザーリング８４と、シンクロナイザーキー８２をスリーブ８１の内周に弾性的に押圧する押さえピン８５及びスプリング８６とを具備する。
【００２０】
同図に示す状態では、スリーブ８１及びシンクロナイザーキー８２が押さえピン８５によって中立位置に保持されている。この時、主軸歯車１は副軸歯車６の回転を受けて主軸５に対して空転する。一方、セレクタの作動により、スリーブ８１が同図に示す状態から例えば軸方向左側に移動すると、スリーブ８１に従動してシンクロナイザーキー８２が軸方向左側に移動し、シンクロナイザーリング８４をクラッチギヤ７のコーン７ｂの傾斜面に押し付ける。これにより、クラッチギヤ７側の回転速度が落ち、逆にシンクロ機構８側の回転速度が高められる。
【００２１】
そして、両者の回転速度が同期した頃、スリーブ８１がさらに軸方向左側に移動して、クラッチギヤ７のスプライン歯７ａに噛み合い、主軸歯車１と主軸５との間がシンクロ機構８を介して連結される。これにより、副軸歯車６の回転が主軸歯車１によって所定の変速比で減速されて、主軸５に伝達される。この時、主軸歯車１は、主軸５及び円すいころ軸受Ａの軸受内輪２と同期回転する。
【００２２】
図２は前述した自動車の同期噛合式変速機の主軸歯車機構に用いた円すいころ軸受Ａを示し、この円すいころ軸受Ａは、軸受外輪と兼用した主軸歯車１と、外周面に軌道面２ａを有し、主軸５の外周に嵌装された一対の軸受内輪２と、主軸歯車１の複列の軌道面１ｃと一対の軸受内輪２の軌道面２ａとの間に配された複列の円すいころ３と、各列の円すいころ３をそれぞれ保持する一対の保持器４とで構成される。
【００２３】
前述した主軸歯車１は、副軸歯車６と常時噛合する歯部１ａ及びクラッチギヤ７が係合連結される歯部１ｂを外周面に一体に有し、内周面に複列の軌道面１ｃを有する。なお、前述した歯部１ｂは、クラッチギヤ７を図１に示すような態様で連結する場合に設ける。ただし、主軸歯車１とクラッチギヤ７との連結は図１に示す態様に限定されない。
【００２４】
ニュートラル時或いは他の主軸歯車による変速時、主軸歯車１は軸受内輪２（及び主軸５）に対して空転するが、この主軸歯車１による変速時、主軸歯車１は内輪２（及び主軸５）と同期回転する。なお、図１に示すように一対の軸受内輪２は間座９を介して主軸５の外周に嵌装され、ハブ８３の端面と端面部材１０との間で軸方向位置決めされる。
【００２５】
この実施形態では、図２（ｂ）に示すように保持器４のポケット４ａは不等ピッチであり、ポケット４ａに収容された円すいころ３が円周不等配になっている。そのため、各保持器４と各列の円すいころ３とからなる組付体の重心Ｇが軸中心Ｏから半径ｒだけずれ、組付体に円周方向の重量アンバランスが生じる。
【００２６】
図２（ｂ）において、円すいころ３のピッチ角度θｎ（ｎ：１〜７）は、少なくとも２つの値を持っている。ここで、円すいころ３の重量をＷｒ、保持器４の柱部４ｂの重量をＷｃｎ（ｎ：１〜７）とし、それぞれの軸中心Ｏからの重心位置半径をＲｒ、Ｒｃとすると、半径ｒの位置におけるアンバランス量ｍは、アンバランス量ｍ＝（Ｘ2 ＋Ｙ2 ）1/2 ／ｒとなる。ここで、
Ｘ＝Ｗｒ・Ｒｒ・Σ（ｃｏｓαｎ）＋Ｒｃ・Σ（Ｗｃｎ・ｃｏｓβｎ）
Ｙ＝Ｗｒ・Ｒｒ・Σ（ｓｉｎαｎ）＋Ｒｃ・Σ（Ｗｃｎ・ｓｉｎβｎ）
αｎ＝Σθn 、  βｎ＝Σθ（ｎ−１）＋θｎ／２
主軸歯車１が副軸歯車６の回転を受けて軸受内輪２（及び主軸５）と同期回転する時、重量アンバランスｍに対する重力の位置エネルギーが運動エネルギーへと変換されることにより、例えば図３（ａ）に示す位置では反時計方向に、図３（ｂ）に示す位置では時計方向に、前述した組付体を主軸歯車１及び軸受内輪２に対して相対回転運動させようとする力（＝ｍ×ｒ）が作用する。そのため、円すいころ３と主軸歯車１の軌道面１ｃ及び軸受内輪２の軌道面２ａとの接触位置が変動し、これによりフレッティングが防止される。
【００２７】
アンバランス量ｍは使用条件等に応じて適宜設定すれば良いが、この種の変速機においては、軸中心Ｏからの半径５０ｍｍに対し、１〜２０ｇ程度とするのが良い。つまり、モーメント量（ｍ×ｒ）として５０〜１０００ｇ・ｍｍ程度とするのがフレッティング防止に効果的である。
【００２８】
ところで、前述したようにポケット４ａが不等ピッチの保持器４においては、組立工程上、基準となる角度位置が明確にわかるのが好ましい（この種の円すいころ軸受では、保持器を加締めて円すいころを保持するが、加締型が円すいころのピッチに適合する形状になっているため、保持器と加締型との位相合せを行なう必要がある）。図４〜図６に示す実施形態は、保持器４の角度基準位置を表す識別マークを設けたものである。
【００２９】
図４に示す実施形態は保持器４の大径側又は小径側の基準位置外周に凸部４ｃを設けたもの  〔同図（ａ）〕、基準位置内周に凸部４ｃを設けたもの〔同図（ｂ）〕、図５に示す実施形態は保持器４の大径側又は小径側の基準位置外周に切欠き４ｄを設けたもの〔同図（ａ）〕、基準位置内周に切欠き４ｄを設けたもの〔同図（ｂ）〕、図６に示す実施形態は保持器４の大径側又は小径側の基準位置端面に切欠き４ｅ（凸部でも可能）を設けたものである。
【００３０】
図７及び図８に示す実施形態は、保持器に円周方向の重量アンバランスを設けたものである。保持器が重量アンバランスを有することにより、保持器と円すいころとからなる組付体の重心が軸中心からずれ、組付体に円周方向の重量アンバランスが生じる。
【００３１】
図７は保持器４１の大径側の１箇所又は複数箇所に切欠き４１ａを設けた構成、図８は保持器４２の大径側の１箇所又は複数箇所に凸部４２ａを設けた構成をそれぞれ例示している。図４〜図６に示す凸部４ｃ、切欠き４ｄ、４ｅが識別マークとして設けられ、実質的な重量アンバランスを生じさせるものではないのに対し、ここでの切欠き４１ａ、凸部４２ａは重量アンバランスを生じさせるために設けられたものである。
【００３２】
ただし、切欠き４１ａ、凸部４２ａは識別マークとしても利用することができる。尚、切欠き４１ａ、凸部４２ａは、保持器４１（４２）の小径側にのみ或いは小径側と大径側の双方に設けても良い。
【００３３】
図９及び図１０に示す実施形態は、各列における円すいころの重量を不等にしたものである。円すいころの重量が不等であることにより、保持器と円すいころとからなる組付体の重心が軸中心からずれ、組付体に円周方向の重量アンバランスが生じる。
【００３４】
図９は少なくとも１つの円すいころ３１を中空状にした構成、図１０は少なくとも１つの円すいころ３２の大端面３２ｂにぬすみ３２ｄを設けた構成（ぬすみ３２ｄは小端面或いは小端面と大端面の双方に設けても良い）をそれぞれ例示している。
【００３５】
図１１に示す円すいころ軸受Ｂは、左右の軸受部分の軸方向寸法Ｌ１、Ｌ２、内径寸法Ｄ１、Ｄ２を異ならせたものである（Ｌ１＞Ｌ２、Ｄ１＜Ｄ２）。ミッションケース内のレイアウト上の問題や、負荷されるアキシャル荷重の違い（一般的には、片側にのみアキシャル荷重が負荷される）に配慮したものである。
【００３６】
この実施形態において、Ｌ１は同図で左側（エンジン側）の内輪２' の軸方向幅寸法、Ｌ２は同図で右側（駆動車輪側）の内輪２" の軸方向幅寸法であるが、それらの軌道面２ａ' 、２ａ" の軸方向寸法、左右の円すころ３' 、３" の軸方向寸法、主軸歯車１' の左右の軌道面１ｃ' 、１ｃ" の軸方向寸法もそれぞれＬ１とＬ２との比率に対応して相互に異なる寸法になっている。尚、レイアウトや、アキシャル荷重の負荷態様によっては、（Ｌ１＞Ｌ２、Ｄ１＞Ｄ２）、（Ｌ１＜Ｌ２、Ｄ１＜Ｄ２）、（Ｌ１＜Ｌ２、Ｄ１＞Ｄ２）とすることもできる。その他の構成は、前述した円すいころ軸受Ａに準ずる。
【００３７】
本発明では、前述したように円すいころの円周不等配、円すいころを保持する保持器の円周方向の重量アンバランス、円すいころの重量の不等によるアンバランス手段を備えた各実施形態において、軸受内輪２，２' ，２" の大鍔面２ｂ，２ｂ' ，２ｂ" （図１、図２及び図１１参照）の粗さをスーパー（超）仕上げにより０．０１〜０．０４μｍＲａ程度（例えば０．０４μｍＲａ）とする（従来では、研削仕上げにより０．１〜０．３μｍＲａ程度であった）。
【００３８】
また、円すいころ３（図１及び図２参照），３１，３２（図９及び図１０参照），３' ，３" （図１１参照）の大端面３ｂ，３１ｂ，３２ｂ，３ｂ' ，３ｂ" の粗さをスーパー（超）仕上げにより０．０１〜０．０５μｍＲａ程度（例えば０．０４μｍＲａ）とする（従来では、研削仕上げにより０．０６〜０．２μｍＲａ程度であった）。
【００３９】
このように軸受内輪２，２' ，２" の大鍔面２ｂ，２ｂ' ，２ｂ" 及び円すいころ３，３１，３２，３' ，３" の大端面３ｂ，３１ｂ，３２ｂ，３ｂ' ，３ｂ" の粗さを所定の許容範囲内としたことにより、主軸歯車１，１' ，１" （軸受外輪を兼用）の軌道面１ｃ，１ｃ' ，１ｃ" 及び軸受内輪２，２' ，２" の軌道面２ａ，２ａ' ，２ａ" と円すいころ３，３１，３２，３' ，３" の転動面３ａ，３１ａ，３２ａ，３ａ' ，３ａ" との間の滑り摩擦抵抗の低減が図れる。
【００４０】
また、その大端面３ｂ，３１ｂ，３２ｂ，３ｂ’，３ｂ”の曲率半径をその加工精度を含めた最大値が、円すいころの円すい角の頂点から、その円すいころの大端面が軸受内輪の大鍔面と接する点までの距離とほぼ等しくなるようにする（例えば、曲率半径の最大値／基準半径＝９９．８％）。このように円すいころ３，３１，３２，３’，３”の大端面３ｂ，３１ｂ，３２ｂ，３ｂ’，３ｂ”の曲率半径をその加工精度を含めた最大値が、円すいころの円すい角の頂点から、その円すいころの大端面が軸受内輪の大鍔面と接する点までの距離とほぼ等しくなるにしたことにより、その大端面３ｂ，３１ｂ，３２ｂ，３ｂ’，３ｂ”の曲率半径を大きくし、接触面圧を低減することでもっても、前述した滑り摩擦抵抗の低減が図れる。
【００４１】
さらに、円すいころ３，３１，３２，３' ，３" の表面にＭｏＳ2 系のコーティング膜を形成すれば、前述した滑り摩擦抵抗の低減をより一層容易に実現することができる。なお、ＭｏＳ2 系のコーティング膜としては、ゾルベストを使用することが好適である。
【００４２】
また、円すいころ３，３１，３２，３' ，３" の転動面３ａ，３１ａ，３２ａ，３ａ' ，３ａ" にフルクラウニングを施すことにより、主軸歯車１，１' ，１" と軸受内輪２，２' ，２" の同期回転中、アキシャル荷重及びラジアル荷重が同時に作用し、また、主軸歯車１，１' ，１" の軌道面１ｃ，１ｃ' ，１ｃ" と軸受内輪２，２' ，２" の軌道面２ａ，２ａ' ，２ａ" 間に存在する空間に円すいころ３，３１，３２，３' ，３" が配されているために発生するミスアライメントによるころスキューの促進が図れ、円すいころ３，３１，３２，３' ，３" の相対運動が得られる。なお、前述したクラウニングの曲率半径は、１００００ｍｍ以下（例えば、６８００ｍｍ）とする。
【００４３】
【実施例】
以下、比較品（不等配ピッチの保持器のみ）と本発明品（不等配ピッチの保持器に前述した軸受内輪の大鍔面及び円すいころの大端面の粗さ、大端面の曲率半径、円すいころの転動面のフルクラウニング及びコーティング処理を付加したもの）とについて比較試験（モータ駆動による台上試験）を行なった。
【００４４】
その結果を下表に示す。尚、試験は、ラジアル荷重Ｆｒ＝２０５０ｋｇｆ、アキシャル荷重Ｆａ＝２３１０ｋｇｆ、回転数＝１４００ｒｐｍ（内外同期）、アキシャルすきま＝８０μｍの条件下で運転時間＝８ｈ経過後における主軸歯車又は軸受外輪の軌道面の摩耗深さを測定し、外観を観察することにより行なった。
【００４５】
【表１】
0004118427.tif 000002
【００４６】
上表から明らかなように本発明品では、軸受内輪の大鍔面及び円すいころの大端面の粗さ、大端面の曲率半径、円すいころの転動面のフルクラウニング及びコーティング処理を付加していない比較品に比べ、フレッティングによる摩耗が大幅に低減している。
【００４７】
【発明の効果】
本発明によれば、軸受内輪の大鍔面及び円すいころの大端面の粗さを所定の許容範囲内としたことにより、主軸歯車又は軸受外輪の軌道面及び軸受内輪の軌道面と円すいころの転動面との間の滑り摩擦抵抗の低減が図れる。また、円すいころの大端面の曲率半径をその加工精度を含めた最大値が、円すいころの円すい角の頂点から、その円すいころの大端面が軸受内輪の大鍔面と接する点までの距離とほぼ等しくなるようにしたことにより、その大端面の曲率半径を大きくし、接触面圧を低減することによっても、前述した滑り摩擦抵抗の低減が図れる。また、円すいころの表面にＭｏＳ2系のコーティング膜を形成すれば、前述した滑り摩擦抵抗の低減をより一層容易に実現することができる。
【００４８】
さらに、円すいころの転動面にフルクラウニングを施すことにより、主軸歯車又は軸受外輪と軸受内輪の同期回転中、アキシャル荷重及びラジアル荷重が同時に作用し、また、主軸歯車又は軸受外輪と軸受内輪の両軌道面間に存在する空間に円すいころが配されているために発生するミスアライメントによるころスキューの促進が図れる。
【００４９】
以上のように滑り摩擦抵抗の低減やミスアライメントによるころスキューの促進により、変速機のニュートラル時等において主軸歯車又は軸受外輪と軸受内輪とが同期回転する場合でも、円すいころが相対回転運動することにより、良好なフレッティング抑制効果を長期に亘って発揮する。
【００５０】
また、フレッティングが長期にわたって防止されることにより、軸受の耐久寿命が向上し、かつ、軸受のサイズダウンも可能になる。そのため、主軸やその他周辺部品の小型化が可能となり、耐久性、信頼性を維持しつつ、変速機のより一層の小型軽量を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態における自動車変速機の主軸歯車機構を示す断面図
【図２】（ａ）は本発明の実施形態における円すいころ軸受を示す断面図
（ｂ）は保持器と円すいころとの組付体を示す断面図
【図３】重量アンバランスの位置と組付体の相対回転方向を示す概念図
【図４】保持器の一部分を示す正面図又は背面図
【図５】保持器の一部分を示す正面図又は背面図
【図６】保持器の一部分を示す正面図又は背面図
【図７】（ａ）は本発明の他の実施形態の保持器を示す一部平面図
（ｂ）は（ａ）のｂ−ｂに沿う断面図
【図８】（ａ）は本発明の他の実施形態の保持器を示す一部平面図
（ｂ）は（ａ）のｂ−ｂに沿う断面図
【図９】本発明の他の実施形態の円すいころを示す断面図
【図１０】本発明の他の実施形態の円すいころを示す一部断面図
【図１１】本発明の他の実施形態の円すいころ軸受を示す断面図
【図１２】従来の同期噛合式変速機を示す要部断面図
【符号の説明】
１    主軸歯車（軸受外輪）
１ａ  歯部
１ｃ  軌道面
２    内輪
２ａ  軌道面
２ｂ  大鍔面
３    円すいころ
３ａ  転動面
３ｂ  大端面
４    保持器
５    主軸
６    副軸歯車
７    クラッチギヤ
８    シンクロ機構
【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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【図１２】
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