"前輪と、前記前輪の径より大きい径を有する後輪と、前記前輪及び前記後輪に動力を伝達する多軸式トランスミッションと、を備えたバックホーローダであって、前記多軸式トランスミッションは、動力が入力される入力軸と、前輪に連結される前出力軸と、前記前出力軸より高い位置に配置され、後輪に連結される後出力軸と、前記入力軸と前記前出力軸との間に配置された中間軸と、前記入力軸から前記中間軸に動力を伝達するための第1動力伝達機構と、前記中間軸から前記前出力軸に動力を伝達するとともに、前記前出力軸から前記後出力軸に動力を伝達するための第2動力伝達機構と、を備えたことを特徴とするバックホーローダ。前記第2動力伝達機構は、前記中間軸の回転を減速して前記前出力軸側に伝達する第1歯車対と、前記前出力軸の回転を減速して前記後出力軸に伝達する第2歯車対と、を有している、請求項1に記載のバックホーローダ。前記第1歯車対は、前記中間軸に固定された中間歯車と、前記前出力軸に回転自在に支持され前記中間歯車に噛み合う第1前出力軸歯車と、を有し、前記第2歯車対は、前記前出力軸に回転自在に支持されるとともに前記第1前出力軸歯車に固定された第2前出力軸歯車と、前記後出力軸に固定され前記第2前出力軸歯車に噛み合う後出力軸歯車と、を有し、前記第2動力伝達機構は、前記第1及び第2前出力軸歯車と前記前出力軸との間に設けられ、前記第1及び第2前出力軸歯車と前記前出力軸との間で動力の伝達及び遮断を行う駆動方式切換用クラッチをさらに有している、請求項2に記載のバックホーローダ。前記中間軸に配置され、少なくとも1つ以上の変速用クラッチをさらに備えた、請求項1から3のいずれかに記載のバックホーローダ。前記入力軸に配置された前後進切換用のクラッチをさらに備えた、請求項1から4のいずれかに記載のバックホーローダ。バックホーローダにおいては、前述のように、後輪の径が前輪の径よりも大きく構成されているために、前後の出力軸の高さ位置を変える必要がある。また、同様の理由により、前後の出力軸までのギア比を変えて、前出力軸に比べて、後出力軸の回転数を低くする必要がある。例えば、2つの中間軸を有する従来の多軸式トランスミッションでは、入力軸から第1及び第2中間軸への動力伝達経路における歯車機構で、速度段の切換が行われている。具体的には、入力軸の回転は、入力軸から減速して第1中間軸に伝達され、第1中間軸からさらに減速されて第2中間軸に伝達される。第2中間軸は後出力軸でもある。そして、第2中間軸後出力軸の回転は、増速されて前出力軸に伝達される。以上のような従来の多軸式トランスミッションでは、入力軸から後出力軸にかけて歯車機構によって回転が減速されるので、後出力軸での負荷トルクは複数の軸のうちで最大となる。このため、後出力軸と同じ軸で形成された第2中間軸の軸径も太くする必要がある。また、第2中間軸には、変速用の複数の油圧クラッチが設けられるが、前記同様の理由により、これらの油圧クラッチのクラッチ容量を大きくする必要がある。以上のように、従来の多軸式トランスミッションでは、後出力軸である中間軸の径を太くする必要があり、またこの中間軸に設けられる油圧クラッチのクラッチ容量を大きくする必要がある。このため、トランスミッションの重量が増加し、省燃費化の妨げとなっている。本発明の課題は、バックホーローダのトランスミッションにおいて、特に中間軸の負荷トルクを小さくして、軽量化を図り、燃費を低減することにある。第1発明に係るバックホーローダは、前輪と、前輪の径より大きい径を有する後輪と、前輪及び後輪に動力を伝達する多軸式トランスミッションと、を備えている。そして、多軸式トランスミッションは、動力が入力される入力軸と、前輪に連結される前出力軸と、前出力軸より高い位置に配置され後輪に連結される後出力軸と、入力軸と前出力軸との間に配置された中間軸と、入力軸から中間軸に動力を伝達するための第1動力伝達機構と、中間軸から前出力軸に動力を伝達するとともに前出力軸から後出力軸に動力を伝達するための第2動力伝達機構と、を備えている。このトランスミッションでは、入力軸に入力された動力は、第1動力伝達機構を介して中間軸に伝達される。また、中間軸に伝達された動力は、第2動力伝達機構を介して、前出力軸に伝達されるとともに前出力軸から後出力軸に伝達される。ここでは、中間軸の動力は、第2動力伝達機構を介して後出力軸に伝達される。このため、中間軸と後出力軸とを切り離すことができる。また、第2動力伝達機構によって回転を減速することによって、後出力軸のトルクを大きくでき、一方で中間軸のトルクを後出力軸のトルクに比較して小さくできる。したがって、従来のトランスミッションに比べて、中間軸の径を細くでき、また中間軸に装着されるクラッチの容量を小さくすることができる。結果的に、トランスミッションの重量を軽減でき、燃費を低減することができる。また、中間軸と後出力軸とを同軸で配置する必要がないので、各軸の配置について、設計の自由度が増す。第2発明に係るバックホーローダは、第1発明のバックホーローダにおいて、第2動力伝達機構は、中間軸の回転を減速して前出力軸側に伝達する第1歯車対と、前出力軸の回転を減速して後出力軸に伝達する第2歯車対と、を有している。ここでは、中間軸の回転を、簡単な構成で、かつ大きい減速比で後出力軸に伝達することができる。第3発明に係るバックホーローダは、第2発明のバックホーローダにおいて、第1歯車対は、中間軸に固定された中間歯車と、前出力軸に回転自在に支持され中間歯車に噛み合う第1前出力軸歯車と、を有している。また、第2歯車対は、前出力軸に回転自在に支持されるとともに第1前出力軸歯車に固定された第2前出力軸歯車と、後出力軸に固定され第2前出力軸歯車に噛み合う後出力軸歯車と、を有する。また、第2動力伝達機構は、第1及び第2前出力軸歯車と前出力軸との間に設けられ、第1及び第2前出力軸歯車と前出力軸との間で動力の伝達及び遮断を行う駆動方式切換用クラッチをさらに有している。ここでは、駆動方式切換用クラッチをオン動力伝達することにより、第1前出力歯車及び第2前出力歯車は前出力軸に連結される。この場合は、中間軸からの動力はこれらの歯車対を介して前出力軸にも伝達される。すなわち、4輪駆動にすることができる。一方、クラッチをオフ動力伝達の遮断して第1前出力歯車及び第2前出力歯車と前出力軸との連結を解除することにより、中間軸からの動力は前出力軸には伝達されず、後出力軸のみに伝達される。すなわち、2輪駆動になる。第4発明に係るバックホーローダは、第1から第3発明のいずれかのバックホーローダにおいて、中間軸に配置され、少なくとも1つ以上の変速用クラッチをさらに備えている。ここでは、中間軸に配置されたクラッチをオンあるいはオフすることによって、動力伝達経路が切り換えられ、変速が行われる。そして、このトランスミッションでは、中間軸と後出力軸とが切り離されているので中間軸のトルクを小さくすることができ、中間軸のクラッチの容量を小さくできる。したがって、トランスミッション全体の重量を軽減でき、燃費の低減することができる。第5発明に係るバックホーローダは、第1から第4発明のいずれかのバックホーローダにおいて、入力軸に配置された前後進切換用のクラッチをさらに備えている。バックホーローダ用のトランスミッションでは、一般的に、入力軸の回転数がもっとも高く、この回転が減速されて前出力軸及び後出力軸に伝達される。したがって、入力軸のトルクが最も小さい。この入力軸に、使用頻度の高い前後進切換用のクラッチが配置されているので、このクラッチの摩耗を抑えることができる。以上のような本発明では、バックホーローダにおいて、中間軸の負荷トルクを小さくして、中間軸の径を従来に比較して細くでき、また中間軸に配置されるクラッチの容量を小さくすることができる。このため、トランスミッション全体の重量を軽減でき、燃費の低減を図ることができる。[全体構成]図1に本発明の一実施形態によるバックホーローダ1の外観図を示している。バックホーローダ1は、1台で掘削作業及び積み込み作業を行うことができる作業車両である。このバックホーローダは主に、本体2と、ローダ3と、バックホー4と、左右のスタビライザ5と、を備えている。本体2は、エンジン及びトランスミッション6図2参照等の機器類を支持するフレーム10と、フレーム10に搭載された運転室11と、それぞれ1対の前輪12及び後輪13と、を備えている。バックホーローダ1の特徴的な構成として、前輪12の径に比較して後輪13の径は大きくなっている。したがって、前輪12に連結されたアクスルは後輪13に連結されたアクスルの位置より低い位置に配置されている。エンジン及びトランスミッション等の機器類は、外装カバー14によって覆われている。運転室11の内部には、オペレータが着座する運転席16が設けられている。運転席16は、前方向きの位置と後方向きの位置とで回転が可能である。また、運転室11の内部には、ステアリングや、各種のペダル、ローダ3やバックホー4を操作するための操作部材が設けられている。エンジンはフレーム10の前部に搭載されている。エンジンは、トランスミッション及びアクスルを介して前輪12及び後輪13を駆動し、また各種油圧機器を作動させるための油圧ポンプを駆動する。トランスミッション6は、詳細は後述するが、図2に示すように、複数の軸を有しており、リバース軸を除く各軸には、油圧クラッチ又は油圧ブレーキが設けられている。ローダ3は、運転室11の前方に配置されており、積み込み作業を行うための作業機である。ローダ3は、ローダアーム20と、ブラケット21と、リンク22と、ローダバケット23と、バケットシリンダ24と、アームシリンダ25と、を有している。ローダアーム20は、基端部がフレーム10に回動自在に支持され、先端にローダバケット23が回動自在に装着されている。ブラケット21は、基端部がローダアーム20に回動自在に支持され、先端にはバケットシリンダ24のロッドの先端とリンク22の一端とが回動自在に連結されている。バケットシリンダ24の基端部はフレーム10に回動自在に支持されている。また、リンク22の先端はバケット23に回動自在に連結されている。アームシリンダ25は、基端部がフレーム10に回動自在に支持され、アームシリンダ25のロッドの先端がローダアーム20の長手方向の中間部に回動自在に連結されている。以上のような構成によって、アームシリンダ25のロッドが突出するとローダアーム20が上方に回動し、アームシリンダ25のロッドが後退するとローダアーム20が下方に回動する。また、バケットシリンダ24のロッドが突出すると、ブラケット21が前方に回動し、リンク22が前方に移動してローダバケット23が下方に回動する。逆に、アームシリンダ24のロッドが後退すると、ブラケット21が後方に回動し、リンク22が後方に移動してローダバケット23が上方に回動する。バックホー4は、運転室11の後方に配置されており、掘削作業を行うための作業機である。バックホー4は、ブーム30と、アーム31と、バケットリンク32と、バックホーバケット33と、ブームシリンダ34と、アームシリンダ35と、バケットシリンダ36と、を有している。ブーム30は、基端部が図示しないブラケットを介してフレーム10に左右方向に回動可能に支持されている。ブーム30の先端部にはアーム31の基端部が回動自在に連結され、アーム31の先端にバックホーバケット33が回動自在に連結されている。ブームシリンダ34は、一端がフレーム10に固定されたブラケット図示せずに回動自在に連結され、他端がブーム30に固定されたブームブラケット37に回動自在に連結されている。アームシリンダ35は、一端がブームブラケット37に回動自在に連結され、他端がアーム31の基端部に回動自在に連結されている。バケットシリンダ36は、基端部がアーム31に回動自在に連結され、先端がバケットリンク32に回動自在に連結されている。以上のような構成によって、ブームシリンダ34のロッドが突出するとブーム30は下方に回動し、ブームシリンダ34のロッドが後退するとブーム30は上方に回動する。また、アームシリンダ35のロッドが突出するとアーム31は下方に回動し、アームシリンダ35のロッドが後退するとアーム31は上方に回動する。さらに、バケットシリンダ36のロッドが突出すると、バケットリンク32を介してバックホーバケット33が回動し、バックホーバケット33の開口部がアーム31に接近する。一方、バケットシリンダ36のロッドが後退すると、バケットリンク32を介してバックホーバケット33が回動し、バックホーバケット33の開口部がアーム31から離間する。なお、図示していないが、バックホー4は、ブーム30をフレーム10に連結しているブームブラケットを左右方向に回動するためのブラケットシリンダを有している。ブラケットシリンダの一端はフレーム10に回動自在に連結され、他端はブームブラケットに回動自在に連結されている。ブラケットシリンダのロッドが突出すると、ブームブラケットは左右方向の一方側に回動し、ブラケットシリンダのロッドが後退すると、ブームブラケットは左右方向の他方側に回動する。左右のスタビライザ5は、バックホー4による作業時に、バックホーローダ1の姿勢を安定させて転倒を防止するためのものである。左右のスタビライザ5はそれぞれフレーム10の後左部及び後右部に設けられている。このスタビライザ5を、バックホーローダ1の左右側方に張り出した状態で接地し、後輪13が地面から離れるまでバックホーローダ1の本体後部を持ち上げることにより、掘削作業時のバックホーローダ1の姿勢を安定させることができる。[トランスミッション]図2にトランスミッション6の概略構成を示す。このトランスミッション6は、動力が入力される入力軸40と、第1中間軸41と、第2中間軸42と、前出力軸43と、後出力軸44と、リバース軸45と、を有している。各軸40~45は互いに平行に配置されている。また、このトランスミッション6は、ロックアップクラッチ46を有するトルクコンバータ47を有している。<入力軸40>入力軸40は、トルクコンバータ47を介して、あるいはロックアップクラッチ46を介してエンジンからの動力が入力される。各軸40~45のうちで、この入力軸40が最も高い位置に配置されている。入力軸40には、入力軸ギアGiと、後進用クラッチRと、前進低速用クラッチFLと、が設けられている。入力軸ギアGiは入力軸40に相対回転不能に固定されている。後進用クラッチRと前進低速用クラッチFLの入力側は共通の入力軸クラッチパック50を有しており、入力軸クラッチパック50は入力軸40に相対回転不能に固定されている。後進用クラッチRの出力側には後進用クラッチギアGcrが設けられ、前進低速用クラッチFLの出力側には前進低速用クラッチギアGcflが設けられている。後進用クラッチギアGr及び前進低速用ギアGcflは、ともに入力軸40に対して相対回転自在に支持されている。<第1中間軸41>第1中間軸41は入力軸40と前出力軸43との間に配置されている。第1中間軸41には、第1中間軸ギアGm1と、1速用クラッチC1と、前進高速用クラッチFHと、が設けられている。第1中間軸ギアGm1は第1中間軸41に相対回転不能に固定されている。1速用クラッチC1と前進高速用クラッチFHの入力側は共通の第1クラッチパック51を有しており、第1クラッチパック51は第1中間軸41に相対回転不能に固定されている。第1クラッチパック51の外周には第1パックギアGp1が設けられている。第1パックギアGp1は前進低速用クラッチギアGcflに噛み合っている。1速用クラッチC1の出力側には1速用クラッチギアGc1が設けられ、前進高速用クラッチFHの出力側には前進高速用クラッチギアGcfhが設けられている。前進高速用クラッチギアGcfhは入力軸ギアGiに噛み合っている。1速用クラッチギアGc1及び前進高速用ギアGcfhは、ともに第1中間軸41に対して相対回転自在に支持されている。<第2中間軸42>第2中間軸42は入力軸40と前出力軸43との間に配置されている。第2中間軸42には、第2中間軸ギアGm2と、2速用クラッチC2と、3速用クラッチC3と、が設けられている。第2中間軸ギアGm2は、第2中間軸42に相対回転不能に固定され、前進高速用クラッチギアGcfhに噛み合っている。2速用クラッチC2と3速用クラッチC3の入力側は共通の第2クラッチパック52を有しており、第2クラッチパック52は第2中間軸42に相対回転不能に固定されている。第2クラッチパック52の外周には第2パックギアGp2が設けられている。第2パックギアGp2は1速用クラッチギアGc1に噛み合っている。2速用クラッチC2の出力側には2速用クラッチギアGc2が設けられ、3速用クラッチC3の出力側には3速用クラッチギアGc3が設けられている。3速用クラッチギアGc3は第1パックギアGp1に噛み合っている。2速用クラッチギアGc2及び3速用ギアGc3は、ともに第2中間軸42に対して相対回転自在に支持されている。<前出力軸43>前出力軸43は、各軸40~45のうちで最も低い位置に配置されている。また、前出力軸43は前輪12に連結可能である。前出力軸43には、駆動方式切換用クラッチCSが設けられている。この駆動方式切換用クラッチCSは、クラッチオンによって第2中間軸42の動力を前出力軸43に伝達し、クラッチオフによって第2中間軸42と前出力軸43との間の動力伝達を遮断する。すなわち、2輪駆動と4輪駆動とを切り換えるためのクラッチである。駆動方式切換用クラッチCSのクラッチパック53は前出力軸43に相対回転不能に固定されている。また、このクラッチCSの入力側には、第1前出力軸ギアGf1と第2前出力軸ギアGf2とが設けられている。これらの前出力軸ギアGf1,Gf2は、ともに前出力軸43に回転自在に支持されており、また両ギアGf1,Gf2は互いに相対回転不能に固定されている。なお、両ギアGf1,Gf2は1つの部材で構成されていてもよい。<後出力軸44>後出力軸44は、前出力軸43より高い位置に配置されている。また、後出力軸44は、従来のトランスミッションとは異なり、第2中間軸42と別の軸で構成され、両者は切り離されている。後出力軸44は後輪13に連結可能である。後出力軸44には、後出力軸ギアGrと、パーキングブレーキPBとが設けられている。後出力軸ギアGrは、後出力軸44に相対回転不能に固定されており、第2前出力軸ギアGf2と噛み合っている。<リバース軸45>リバース軸45には、後進用の第1ギアGb1及び第2ギアGb2が相対回転不能に設けられている。後進用第1ギアGb1は後進用クラッチギアGcrに噛み合っている。後進用第2ギアGb2は第1パックギアGp1に噛み合っている。<動力伝達機構>以上のように、複数のギア及びクラッチによって、入力軸40から第1中間軸41及び第2中間軸42に動力を伝達する第1動力伝達機構が構成されている。また、第2中間軸ギアGm2と、第1及び第2前出力軸ギアGf1,Gf2と、駆動方式切換用クラッチCSと、によって、第2中間軸42から前出力軸43に動力を伝達するとともに、前出力軸43から後出力軸44に動力を伝達する第2動力伝達機構が構成されている。なお、以上の各クラッチ及びパーキングブレーキPBは、複数の摩擦板を有し、油圧によって作動するピストンを備えた油圧クラッチブレーキによって構成されている。[動作]次に、各変速段における動力伝達経路について説明する。各変速段において、使用されるクラッチ、すなわち動力伝達状態オンにされるクラッチと、各変速段における前輪側の減速比と後輪側の減速比を示している。なお、ここでは、駆動方式切換用クラッチCSは常にオンで、前輪12及び後輪13にエンジンからの動力が伝達される4輪駆動の場合について説明する。<前進1速>前進1速F1の場合は、前進低速用クラッチCFL及び1速用クラッチC1がオンされ、他のクラッチはオフされる。この場合は、図4の一点鎖線の矢印で示すように、入力軸40に入力された動力は、以下の経路で前出力軸43及び後出力軸44に伝達される。入力軸40→前進低速用クラッチFL→前進低速用クラッチギアGcfl→第1パックギアGp1→1速用クラッチC1→1速用クラッチギアGc1→第2パックギアGp2→第2中間軸42→第2中間軸ギアGm2→第1前出力軸ギアGf1第1前出力軸ギアGf1からは、前輪側と後輪側に分かれて、次のように伝達される。前輪側:→駆動方式切換用クラッチCS→前出力軸43後輪側:→第2前出力軸ギアGf2→後出力軸ギアGr→後出力軸44ここで、前進1速の動力伝達経路における各ギアの歯数の一例を以下に示す。前進低速用クラッチギアGcfl/第1パックギアGp1=38/671速用クラッチギアGc1/第2パックギアGp2=33/65第2中間軸ギアGm2/第1前出力軸ギアGf1=51/64第2前出力軸ギアGf2/後出力軸ギアGr=33/41この場合の前輪側減速比は、67×65×64/38×33×51=4.358後輪側減速比は、67×65×64×41/38×33×51×33=5.415となる。<前進2速>前進2速F2の場合は、前進低速用クラッチFL及び2速用クラッチC2がオンされ、他のクラッチはオフされる。この場合は、図5の一点鎖線の矢印で示すように、入力軸40に入力された動力は、以下の経路で前出力軸43及び後出力軸44に伝達される。入力軸40→前進低速用クラッチFL→前進低速用クラッチギアGcfl→第1パックギアGp1→第1中間軸41→第1中間軸ギアGm1→2速用クラッチギアGc2→2速用クラッチC2→第2中間軸42→第2中間軸ギアGm2→第1前出力軸ギアGf1第1前出力軸ギアGf1からは、前輪側と後輪側に分かれて、次のように伝達される。前輪側:→駆動方式切換用クラッチCS→前出力軸43後輪側:→第2前出力軸ギアGf2→後出力軸ギアGr→後出力軸44ここで、前進2速の動力伝達経路における各ギアの歯数の一例を以下に示す。前進低速用クラッチギアGFL/第1パックギアGp1=38/67第1中間ギアGm1/2速用クラッチギアGc2=43/55第2中間軸ギアGm2/第1前出力軸ギアGf1=51/64第2前出力軸ギアGf2/後出力軸ギアGr=33/41この場合の前輪側減速比は、67×55×64/38×43×51=2.830後輪側減速比は、67×55×64×41/38×43×51×33=3.516となる。<前進3速>前進3速F3の場合は、前進高速用クラッチFH及び2速用クラッチC2がオンされ、他のクラッチはオフされる。この場合は、図6の一点鎖線の矢印で示すように、入力軸40に入力された動力は、以下の経路で前出力軸43及び後出力軸44に伝達される。入力軸40→入力軸ギアGi→前進高速用クラッチギアGcfh→前進高速用クラッチFH→第1中間軸41→第1中間軸ギアGm1→2速用クラッチギアGc2→2速用クラッチC2→第2中間軸42→第2中間軸ギアGm2→第1前出力軸ギアGf1第1前出力軸ギアGf1からは、前輪側と後輪側に分かれて、次のように伝達される。前輪側:→駆動方式切換用クラッチCS→前出力軸43後輪側:→第2前出力軸ギアGf2→後出力軸ギアGr→後出力軸44ここで、前進3速の動力伝達経路における各ギアの歯数の一例を以下に示す。入力軸ギアGi/前進高速用クラッチギアGcfh=51/53第1中間ギアGm1/2速用クラッチギアGc2=43/55第2中間軸ギアGm2/第1前出力軸ギアGf1=51/64第2前出力軸ギアGf2/後出力軸ギアGr=33/41この場合の前輪側減速比は、53×55×64/51×43×51=1.668後輪側減速比は、53×55×64×41/51×43×51×33=2.072となる。<前進4速>前進4速F4の場合は、前進低速用クラッチFL及び3速用クラッチC3がオンされ、他のクラッチはオフされる。この場合は、図7の一点鎖線の矢印で示すように、入力軸40に入力された動力は、以下の経路で前出力軸43及び後出力軸44に伝達される。入力軸40→前進低速用クラッチFL→前進低速用クラッチギアGcfl→第1パックギアGp1→3速用クラッチギアGc3→3速用クラッチC3→第2中間軸42→第2中間軸ギアGm2→第1前出力軸ギアGf1第1前出力軸ギアGf1からは、前輪側と後輪側に分かれて、次のように伝達される。前輪側:→駆動方式切換用クラッチCS→前出力軸43後輪側:→第2前出力軸ギアGf2→後出力軸ギアGr→後出力軸44ここで、前進4速の動力伝達経路における各ギアの歯数の一例を以下に示す。前進低速用クラッチギアGcfl/第1パックギアGp1=38/67第1パックギアGp1/3速用クラッチギアGc3=67/31第2中間軸ギアGm2/第1前出力軸ギアGf1=51/64第2前出力軸ギアGf2/後出力軸ギアGr=33/41この場合の前輪側減速比は、67×31×64/38×67×51=1.024後輪側減速比は、67×31×64×41/38×67×51×33=1.272となる。<前進5速>前進5速F5の場合は、前進高速用クラッチFH及び3速用クラッチC3がオンされ、他のクラッチはオフされる。この場合は、図8の一点鎖線の矢印で示すように、入力軸40に入力された動力は、以下の経路で前出力軸43及び後出力軸44に伝達される。入力軸40→入力軸ギアGi→前進高速用クラッチギアGcfh→前進高速用クラッチFH→第1中間軸41→第1パックギアGp1→3速用クラッチギアGc3→3速用クラッチC3→第2中間軸42→第2中間軸ギアGm2→第1前出力軸ギアGf1第1前出力軸ギアGf1からは、前輪側と後輪側に分かれて、次のように伝達される。前輪側:→駆動方式切換用クラッチCS→前出力軸43後輪側:→第2前出力軸ギアGf2→後出力軸ギアGr→後出力軸44ここで、前進5速の動力伝達経路における各ギアの歯数の一例を以下に示す。入力軸ギアGi/前進高速用クラッチギアGcfh=51/53第1パックギアGp1/3速用クラッチギアGc3=67/31第2中間軸ギアGm2/第1前出力軸ギアGf1=51/64第2前出力軸ギアGf2/後出力軸ギアGr=33/41この場合の前輪側減速比は、53×31×64/51×67×51=0.603後輪側減速比は、53×31×64×41/51×67×51×33=0.750となる。<後進1速>後進1速R1の場合は、後進用クラッチR及び1速用クラッチC1がオンされ、他のクラッチはオフされる。この場合は、図9の一点鎖線の矢印で示すように、入力軸40に入力された動力は、以下の経路で前出力軸43及び後出力軸44に伝達される。入力軸40→後進用クラッチR→後進用クラッチギアGcr→後進用第1ギアGb1→リバース軸45→後進用第2ギアGb2→第1パックギアGp1→1速用クラッチC1→1速用クラッチギアGc1→第2パックギアGp2→第2中間軸42→第2中間軸ギアGm2→第1前出力軸ギアGf1第1前出力軸ギアGf1からは、前輪側と後輪側に分かれて、次のように伝達される。前輪側:→駆動方式切換用クラッチCS→前出力軸43後輪側:→第2前出力軸ギアGf2→後出力軸ギアGr→後出力軸44ここで、後進1速の動力伝達経路における各ギアの歯数の一例を以下に示す。後進用クラッチギアGcr/後進用第1ギアGb1=47/42後進用第2ギアGb2/第1パックギアGp1=34/671速用クラッチギアGc1/第2パックギアGp2=33/65第2中間軸ギアGm2/第1前出力軸ギアGf1=51/64第2前出力軸ギアGf2/後出力軸ギアGr=33/41この場合の前輪側減速比は、42×67×65×64/47×34×33×51=4.353後輪側減速比は、42×67×65×64×41/47×34×33×51×33=5.408となる。<後進2速>後進2速R2の場合は、後進用クラッチR及び2速用クラッチC2がオン動力伝達され、他のクラッチはオフ動力遮断される。この場合は、図10の一点鎖線の矢印で示すように、入力軸40に入力された動力は、以下の経路で前出力軸43及び後出力軸44に伝達される。入力軸40→後進用クラッチR→後進用クラッチギアGcr→後進用第1ギアGb1→リバース軸45→後進用第2ギアGb2→第1パックギアGp1→第1中間軸41→第1中間軸ギアGm1→2速用クラッチギアGc2→2速用クラッチC2→第2中間軸42→第2中間軸ギアGm2→第1前出力軸ギアGf1第1前出力軸ギアGf1からは、前輪側と後輪側に分かれて、次のように伝達される。前輪側:→駆動方式切換用クラッチCS→前出力軸43後輪側:→第2前出力軸ギアGf2→後出力軸ギアGr→後出力軸44ここで、後進2速の動力伝達経路における各ギアの歯数の一例を以下に示す。後進用クラッチギアGcr/後進用第1ギアGb1=47/42後進用第2ギアGb2/第1パックギアGp1=34/67第1中間ギアGm1/2速用クラッチギアGc2=43/55第2中間軸ギアGm2/第1前出力軸ギアGf1=51/64第2前出力軸ギアGf2/後出力軸ギアGr=33/41この場合の前輪側減速比は、42×67×55×64/47×34×43×51=2.827後輪側減速比は、42×67×55×64×41/47×34×43×51×33=3.512となる。<後進3速>後進3速R3の場合は、後進用クラッチR及び3速用クラッチC3がオンされ、他のクラッチはオフされる。この場合は、図11の一点鎖線の矢印で示すように、入力軸40に入力された動力は、以下の経路で前出力軸43及び後出力軸44に伝達される。入力軸40→後進用クラッチR→後進用クラッチギアGcr→後進用第1ギアGb1→リバース軸45→後進用第2ギアGb2→第1パックギアGp1→3速用クラッチギアGc3→3速用クラッチC3→第2中間軸42→第2中間軸ギアGm2→第1前出力軸ギアGf1第1前出力軸ギアGf1からは、前輪側と後輪側に分かれて、次のように伝達される。前輪側:→駆動方式切換用クラッチCS→前出力軸43後輪側:→第2前出力軸ギアGf2→後出力軸ギアGr→後出力軸44ここで、後進2速の動力伝達経路における各ギアの歯数の一例を以下に示す。後進用クラッチギアGcr/後進用第1ギアGb1=47/42後進用第2ギアGb2/第1パックギアGp1=34/67第1パックギアGp1/3速用クラッチギアGc3=67/31第2中間軸ギアGm2/第1前出力軸ギアGf1=51/64第2前出力軸ギアGf2/後出力軸ギアGr=33/41この場合の前輪側減速比は、42×67×31×64/47×34×67×51=1.022後輪側減速比は、42×67×55×64×41/47×34×43×51×33=1.270となる。[各軸の負荷トルク]以上のような各ギアの歯数において、入力軸40の負荷トルクを1とした場合の各軸の最大負荷トルクは、以下のようになる。入力軸40----1第1中間軸41前進2速で最大:1×67/38=1.76第2中間軸42前進1速で最大:1×67×65/38×33=3.47前出力軸43前進1速で最大:67×65×64/38×33×51=4.358後出力軸44前進1速で最大:67×65×64×41/38×33×51×33=5.415以上から明らかなように、この実施形態においては、入力軸40のトルクを1とした場合、後出力軸44において5.415の最大トルクを得ることができ、しかも第2中間軸42の最大トルクは3.47となる。なお、従来のトランスミッションでは、第2中間軸にも、後出力軸と同様の最大トルクが作用することになる。[特徴]1第2中間軸42と後出力軸44とが別の軸として切り離されているので、後出力軸44において大きな出力トルクが必要な場合でも、第2中間軸42に作用するトルクを小さくすることができる。したがって、第2中間軸42の径を細くでき、また第2中間軸42に装着される油圧クラッチの容量を小さくできる。2前述と同様の理由により、第2中間軸42と後出力軸44とを同軸に配置する必要がない。したがって、第2中間軸42の位置とは無関係に後出力軸44を配置できる。このため、トランスミッションのケースに他の部材が装着される際に、この部材と後出力軸44との干渉を容易に避けることができ、後出力軸44の配置に関して、設計の自由度が増す。3第2中間軸42の回転を、4つのギアからなる歯車機構で後出力軸44に伝達しているので、第2中間軸42と後出力軸44とを、簡単な構成で、かつ大きい減速比で連結することができる。4バックホーローダにおいて使用頻度の高い後進用クラッチRと前進低速用クラッチFLとを、作用するトルクのもっとも小さい入力軸40に設けているので、これらのクラッチ容量を小さくすることができる。また、これらのクラッチの摩耗を抑えることができる。[他の実施形態]本発明は以上のような実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲を逸脱することなく種々の変形又は修正が可能である。前記実施形態では、2つの中間軸を有するトランスミッションを例にとって説明したが、中間軸の個数は限定されない。1つの中間軸、あるいは3つ以上の中間軸を有するトランスミッションにも、本発明を同様に適用することができる。また、前記実施形態における各ギアの歯数は一例であって、本発明はこれらのギア歯数に限定されるものではない。さらに、各クラッチの配置についても同様であり、前記実施形態の配置に限定されるものではない。"