(57)【要約】【課題】駆動軸のねじり剛性を低減させることで、駆動軸のねじり共振周波数が駆動軸以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数と一致して共振することを防止でき、歯車騒音の増大を防止できる車両用駆動装置を提供する。【解決手段】駆動源からの動力により回転駆動するアウトプットシャフト１２と、アウトプットシャフト１２に一体回転可能に設けられた３速ドリブンギア２３ｂおよび４速ドリブンギア２４ｂと、アウトプットシャフト１２および両ドリブンギア２３ｂ、２４ｂに対して回転自在であって、両ドリブンギア２３ｂ、２４ｂ間で両ドリブンギア２３ｂ、２４ｂの軸方向の位置決めを行うスペーサ５１とを備え、スペーサ５１は、両ドリブンギア２３ｂ、２４ｂに当接する両端部のうち、少なくともいずれか一方の端部に摩擦抵抗を低減する接触面を形成した。【選択図】図３
2010112460.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動源からの回転動力によって回転駆動する駆動軸と、前記駆動軸に設けられ、前記駆動軸と一体に回転する複数の歯車と、前記複数の歯車間に設けられ、前記駆動軸および前記複数の歯車に対して回転自在であって、前記複数の歯車の前記駆動軸の軸方向の位置決めを行うスペーサとを備えた車両用駆動装置において、
前記スペーサは、前記複数の歯車に当接する両端部のうち、少なくともいずれか一方の端部に摩擦抵抗を低減する接触面を形成したことを特徴とする車両用駆動装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用駆動装置に関し、特に駆動軸に設けられた複数の歯車間にスペーサを設けた車両用駆動装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般に、車両に搭載される車両用駆動装置においては、例えば図１０に示すようなものが知られている（例えば、特許文献１参照）。図１０に示すように、特許文献１に記載の従来の車両用駆動装置７０は、例えばシフトレバーの操作に応じて、所望の変速段を形成するようになっており、駆動源からの駆動力を車輪に伝達するようになっている。
【０００３】
そして、上述の車両用駆動装置７０は、駆動源からの駆動力が入力されるインプットシャフト７２と、インプットシャフト７２と一体に回転するインプットギア７３と、インプットギア７３と噛合するカウンタドライブギア７４と、カウンタドライブギア７４が一体回転可能に取り付けられたカウンタシャフト７５と、カウンタシャフト７５と一体に回転する複数のカウンタ変速ギア７６ａ〜７６ｃと、複数のカウンタ変速ギア７６ａ〜７６ｃのそれぞれと噛合する複数のアウトプット変速ギア７７ａ〜７７ｃと、複数のアウトプット変速ギア７７ａ〜７７ｃが回転自在に取り付けられたアウトプットシャフト７８と、アウトプットシャフト７８に対して軸方向移動可能に取り付けられ、アウトプット変速ギア７７ａ〜７７ｃの回転をアウトプットシャフト７８へ伝達するためのシンクロナイザ７９、８０とを備えている。
【０００４】
このような車両用駆動装置７０においては、シフトレバーの操作により例えばカウンタ変速ギア７６ｂおよびアウトプット変速ギア７７ｂに対応する変速段が選択されると、アウトプット変速ギア７７ｂとシンクロナイザ７９とを係合させるべくシンクロナイザ７９をアウトプット変速ギア７７ｂ側に移動させる。これにより、アウトプット変速ギア７７ｂとシンクロナイザ７９とが係合し、アウトプット変速ギア７７ｂの回転がアウトプットシャフト７８に伝達可能となり、インプットシャフト７２に入力された駆動力がインプットギア７３、カウンタドライブギア７４、カウンタシャフト７５、カウンタ変速ギア７６ｂ、アウトプット変速ギア７７ｂを介して、アウトプットシャフト７８に伝達される。このように、インプットシャフト７２から入力された回転が、上述の所望の変速段に応じた変速比で変速され、変速された回転をアウトプットシャフト７８に出力することができる。
【０００５】
一方、近年上述のような同軸上で互いに近接しあう複数のギアを取り付けたアウトプットシャフトなどの駆動軸を備えた車両用駆動装置にあっては、近接しあう複数のギア間に円筒状のスペーサを設けたものが知られている（例えば、特許文献２参照）。
【０００６】
この構成により、上述の特許文献２に記載の従来の車両用駆動装置においては、スペーサ両端をそれぞれのギア端部に当接させることで近接しあう複数のギア同士の接触を回避することができる。
【特許文献１】実開平０６−６９４４８号公報
【特許文献２】特表２００２−５２９６７０号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかしながら、上述の従来の車両用駆動装置にあっては、ギア端部とスペーサ端部との接触による摩擦抵抗に起因して駆動軸のねじり剛性が高まっていた。このため、駆動軸のねじり共振周波数が、駆動軸以外の部品の共振周波数やギア間のかみ合い部でのかみ合い強制力のピーク周波数と一致し、歯車騒音が増大するという問題があった。
ここで、かみ合い強制力は動剛性と同義であり、動剛性とは、所定量のねじりを加えた際に発生する振動強制力の大きさを示すものである。
【０００８】
本発明は、上述のような従来の問題を解決するためになされたもので、駆動軸のねじり剛性を低減させることで、駆動軸以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数に対して駆動軸のねじり共振周波数をずらすことができ、駆動軸のねじり共振周波数が駆動軸以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数と一致して共振することに起因した歯車騒音の増大を防止することができる車両用駆動装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明に係る車両用駆動装置は、上記目的達成のため、（１）駆動源からの回転動力によって回転駆動する駆動軸と、前記駆動軸に設けられ、前記駆動軸と一体に回転する複数の歯車と、前記複数の歯車間に設けられ、前記駆動軸および前記複数の歯車に対して回転自在であって、前記複数の歯車の前記駆動軸の軸方向の位置決めを行うスペーサとを備えた車両用駆動装置において、前記スペーサは、前記複数の歯車に当接する両端部のうち、少なくともいずれか一方の端部に摩擦抵抗を低減する接触面を形成した構成を有する。
【００１０】
この構成により、複数の歯車に当接するスペーサの両端部のうち少なくともいずれか一方の端部に、歯車に対して摩擦抵抗を低減する接触面を形成したので、スペーサの端部と歯車との接触による摩擦抵抗に起因した駆動軸のねじり剛性を低減することができる。したがって、駆動軸のねじり剛性の低減により、駆動軸以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数に対して駆動軸のねじり共振周波数をずらすことができ、駆動軸のねじり共振周波数が駆動軸以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数と一致して共振することに起因した歯車騒音の増大を防止することができる。
【発明の効果】
【００１１】
本発明によれば、駆動軸のねじり剛性を低減させることで、駆動軸以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数に対して駆動軸のねじり共振周波数をずらすことができ、駆動軸のねじり共振周波数が駆動軸以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数と一致して共振することに起因した歯車騒音の増大を防止することができる車両用駆動装置を提供することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１２】
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照して説明する。
図１は、本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置の概略ブロック構成図である。
【００１３】
まず、構成について説明する。
図１に示すように、本実施の形態の車両用駆動装置１は、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）駆動源としてのエンジン２と、クラッチ３と、変速機４と、終減速機５とを備えている。
【００１４】
エンジン２は、インジェクタにより噴射された燃料と空気との混合気を気筒内で爆発させてピストンを押し下げることで、クランクシャフト２ａを回転駆動させるようになっている。
【００１５】
クラッチ３は、例えば乾式単板式の摩擦クラッチであり、油圧または電力の作用によりクランクシャフト２ａとインプットシャフト１１との接続または切断を切り換えることで、クランクシャフト２ａの回転駆動力を後述するインプットシャフト１１に伝達または遮断するようになっている。
【００１６】
変速機４は、終減速機５とともに同一のハウジング（ケース）６内に設けられトランスアクスルを構成している。そして、変速機４は、このハウジング（ケース）６内に充填された所定量の潤滑油により、終減速機５とともに潤滑されるようになっている。
【００１７】
また、変速機４は、常時噛合式歯車変速機であり、平行に配置されたインプットシャフト１１とアウトプットシャフト１２と、それぞれギア比の異なる複数対の前進用変速ギア対２１〜２６および後進用ギア対２７と、第１〜第３のシンクロメッシュ機構３１〜３３と、シフト・セレクトシャフト３４とを備えており、前進６速の変速段および後進段を形成するようになっている。また、変速機４は、エンジン２のクランクシャフト２ａからインプットシャフト１１に伝達された回転駆動力を前述の複数対の前進用変速ギア対２１〜２６および後進用ギア対２７を介して所望の変速比でアウトプットシャフト１２に伝達するようになっている。なお、本実施の形態におけるアウトプットシャフト１２は、本発明の駆動軸を構成している。
【００１８】
前進用変速ギア対２１は、インプットシャフト１１とアウトプットシャフト１２との間に設けられ、インプットシャフト１１に一体回転可能に取り付けられた１速ドライブギア２１ａと、アウトプットシャフト１２に相対回転可能に取り付けられた１速ドリブンギア２１ｂとから構成されており、これら１速ドライブギア２１ａと１速ドリブンギア２１ｂとは互いに常時かみ合っている。
【００１９】
前進用変速ギア対２２は、インプットシャフト１１とアウトプットシャフト１２との間に設けられ、インプットシャフト１１に一体回転可能に取り付けられた２速ドライブギア２２ａと、アウトプットシャフト１２に相対回転可能に取り付けられた２速ドリブンギア２２ｂとから構成されており、これら２速ドライブギア２２ａと２速ドリブンギア２２ｂとは互いに常時かみ合っている。
【００２０】
前進用変速ギア対２３は、インプットシャフト１１とアウトプットシャフト１２との間に設けられ、インプットシャフト１１に相対回転可能に取り付けられた３速ドライブギア２３ａと、アウトプットシャフト１２に一体回転可能に取り付けられた３速ドリブンギア２３ｂとから構成されており、これら３速ドライブギア２３ａと３速ドリブンギア２３ｂとは互いに常時かみ合っている。
【００２１】
前進用変速ギア対２４は、インプットシャフト１１とアウトプットシャフト１２との間に設けられ、インプットシャフト１１に相対回転可能に取り付けられた４速ドライブギア２４ａと、アウトプットシャフト１２に一体回転可能に取り付けられた４速ドリブンギア２４ｂとから構成されており、これら４速ドライブギア２４ａと４速ドリブンギア２４ｂとは互いに常時かみ合っている。
【００２２】
前進用変速ギア対２５は、インプットシャフト１１とアウトプットシャフト１２との間に設けられ、インプットシャフト１１に相対回転可能に取り付けられた５速ドライブギア２５ａと、アウトプットシャフト１２に一体回転可能に取り付けられた５速ドリブンギア２５ｂとから構成されており、これら５速ドライブギア２５ａと５速ドリブンギア２５ｂとは互いに常時かみ合っている。
【００２３】
前進用変速ギア対２６は、インプットシャフト１１とアウトプットシャフト１２との間に設けられ、インプットシャフト１１に相対回転可能に取り付けられた６速ドライブギア２６ａと、アウトプットシャフト１２に一体回転可能に取り付けられた６速ドリブンギア２６ｂとから構成されており、これら６速ドライブギア２６ａと６速ドリブンギア２６ｂとは互いに常時かみ合っている。
【００２４】
なお、本実施の形態において、上述の３速ドリブンギア２３ｂ、４速ドリブンギア２４ｂ、５速ドリブンギア２５ｂ、６速ドリブンギア２６ｂは、本発明の複数の歯車を構成している。
【００２５】
また、上述の各前進用変速ギア対２１〜２６には、それぞれに対応するクラッチギア２１ｃ〜２６ｃが設けられ、第１〜第３のシンクロメッシュ機構３１〜３３のいずれかと選択的に連結するようになっている。
【００２６】
第１のシンクロメッシュ機構３１は、アウトプットシャフト１２上であって、１速ドリブンギア２１ｂと２速ドリブンギア２２ｂとの間に設けられている。なお、第１のシンクロメッシュ機構３１は、アウトプットシャフト１２とスプライン嵌合することにより、アウトプットシャフト１２と一体回転するとともに、軸方向に移動可能なようになっている。
【００２７】
そして、この第１のシンクロメッシュ機構３１が、１速ドリブンギア２１ｂ側に作動すると、１速ドリブンギア２１ｂと第１のシンクロメッシュ機構３１とがクラッチギア２１ｃを介して連結されるとともに、１速ドリブンギア２１ｂがアウトプットシャフト１２に一体回転可能に連結されて１速ドライブギア２１ａと１速ドリブンギア２１ｂとの間で、インプットシャフト１１からアウトプットシャフト１２への動力伝達が行われるようになっている（１段変速）。一方、第１のシンクロメッシュ機構３１が、２速ドリブンギア２２ｂ側に作動すると、２速ドリブンギア２２ｂと第１のシンクロメッシュ機構３１とがクラッチギア２２ｃを介して連結されるとともに、２速ドリブンギア２２ｂがアウトプットシャフト１２に一体回転可能に連結されて２速ドライブギア２２ａと２速ドリブンギア２２ｂとの間で、インプットシャフト１１からアウトプットシャフト１２への動力伝達が行われるようになっている（２段変速）。
【００２８】
第２のシンクロメッシュ機構３２は、インプットシャフト１１上であって、３速ドライブギア２３ａと４速ドライブギア２４ａとの間に設けられている。なお、第２のシンクロメッシュ機構３２は、インプットシャフト１１とスプライン嵌合することにより、インプットシャフト１１と一体回転するとともに、軸方向に移動可能なようになっている。
【００２９】
そして、この第２のシンクロメッシュ機構３２が、３速ドライブギア２３ａ側に作動すると、３速ドライブギア２３ａと第２のシンクロメッシュ機構３２とがクラッチギア２３ｃを介して連結されるとともに、３速ドライブギア２３ａがインプットシャフト１１に一体回転可能に連結されて３速ドライブギア２３ａと３速ドリブンギア２３ｂとの間で、インプットシャフト１１からアウトプットシャフト１２への動力伝達が行われるようになっている（３段変速）。一方、第２のシンクロメッシュ機構３２が、４速ドライブギア２４ａ側に作動すると、４速ドライブギア２４ａと第２のシンクロメッシュ機構３２とがクラッチギア２４ｃを介して連結されるとともに、４速ドライブギア２４ａがインプットシャフト１１に一体回転可能に連結されて４速ドライブギア２４ａと４速ドリブンギア２４ｂとの間で、インプットシャフト１１からアウトプットシャフト１２への動力伝達が行われるようになっている（４段変速）。
【００３０】
第３のシンクロメッシュ機構３３は、インプットシャフト１１上であって、５速ドライブギア２５ａと６速ドライブギア２６ａとの間に設けられている。なお、第３のシンクロメッシュ機構３３は、インプットシャフト１１とスプライン嵌合することにより、インプットシャフト１１と一体回転するとともに、軸方向に移動可能なようになっている。
【００３１】
そして、この第３のシンクロメッシュ機構３３が、５速ドライブギア２５ａ側に作動すると、５速ドライブギア２５ａと第３のシンクロメッシュ機構３３とがクラッチギア２５ｃを介して連結されるとともに、５速ドライブギア２５ａがインプットシャフト１１に一体回転可能に連結されて５速ドライブギア２５ａと５速ドリブンギア２５ｂとの間で、インプットシャフト１１からアウトプットシャフト１２への動力伝達が行われるようになっている（５段変速）。一方、第３のシンクロメッシュ機構３３が、６速ドライブギア２６ａ側に作動すると、６速ドライブギア２６ａと第３のシンクロメッシュ機構３３とがクラッチギア２６ｃを介して連結されるとともに、６速ドライブギア２６ａがインプットシャフト１１に一体回転可能に連結されて６速ドライブギア２６ａと６速ドリブンギア２６ｂとの間で、インプットシャフト１１からアウトプットシャフト１２への動力伝達が行われるようになっている（６段変速）。
【００３２】
このように、車両の前進時にはシフトチェンジ動作時を除いて、上述のインプットシャフト１１の回転駆動力が第１〜第３のシンクロメッシュ機構３１〜３３のいずれかの作動によって選択された１つの前進用変速ギア対２１〜２６を介してアウトプットシャフト１２へ伝達される。
【００３３】
なお、本実施の形態において、第１〜第３のシンクロメッシュ機構３１〜３３は、キー式のものを採用しているが、これに限らず、例えばダブルコーン式のものを採用してもよい。
【００３４】
シフト・セレクトシャフト３４は、上述の第１〜第３のシンクロメッシュ機構３１〜３３のいずれかを選択的に移動させて変速段を切り換えるようになっている。
【００３５】
また、アウトプットシャフト１２には、ファイナルギア３５がアウトプットシャフト１２と一体回転可能に設けられ、このファイナルギア３５は、リングギア３６とかみ合うようになっている。そして、アウトプットシャフト１２に所定の変速比で伝達された回転駆動力は、このファイナルギア３５およびリングギア３６からなるギア対の終減速比によって減速された後、終減速機５へ伝達されるようになっている。
【００３６】
終減速機５は、傘歯車式のものであり、一対のサイドギア４２Ｒおよび４２Ｌを含んで構成されており、この一対のサイドギア４２Ｒおよび４２Ｌには、それぞれドライブシャフト４３Ｒ、４３Ｌがスプライン嵌合などによって連結され、左右の前輪（駆動輪）４４Ｒ、４４Ｌを回転駆動するようになっている。
【００３７】
図２は、本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置の概略を示す断面図である。
図２に示すように、アウトプットシャフト１２上に一体回転可能に設けられた３速ドリブンギア２３ｂと４速ドリブンギア２４ｂとの間には、円筒状の第１のスペーサ５１がアウトプットシャフト１２に対して相対回転自在に介装されている。また、アウトプットシャフト１２上に一体回転可能に設けられた５速ドリブンギア２５ｂと６速ドリブンギア２６ｂとの間には、円筒状の第２のスペーサ５２がアウトプットシャフト１２に対して相対回転自在に介装されている。
【００３８】
これら第１のスペーサ５１および第２のスペーサ５２は、それぞれの両端部５１ａおよび５１ｂ、５２ａおよび５２ｂが３速ドリブンギア２３ｂおよび４速ドリブンギア２４ｂ、５速ドリブンギア２５ｂおよび６速ドリブンギア２６ｂにそれぞれ当接することにより、３速ドリブンギア２３ｂ、４速ドリブンギア２４ｂ、５速ドリブンギア２５ｂおよび６速ドリブンギア２６ｂの各ギアのアウトプットシャフト１２の軸方向の位置決めを行うようになっている。なお、本実施の形態における第１のスペーサ５１および第２のスペーサ５２が本発明のスペーサを構成している。
【００３９】
次いで、上述の第１のスペーサ５１および第２のスペーサ５２の構成について、第１のスペーサ５１を例に挙げて詳細に説明する。なお、以下においては、第１のスペーサ５１を例に挙げて説明するが、第２のスペーサ５２についても第１のスペーサ５１と同様の構成であるのでその説明を省略する。
【００４０】
図３（ａ）は、本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置１に設けられた３速ドリブンギア２３ｂ、４速ドリブンギア２４ｂおよび第１のスペーサ５１の概略構成を示す部分拡大図である。図３（ｂ）は、本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置１に設けられた３速ドリブンギア２３ｂ、４速ドリブンギア２４ｂおよび第１のスペーサ５１の概略構成を示す一部断面図である。図４は、本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置１に設けられた第１のスペーサ５１の概略構成を示す斜視図である。
【００４１】
図３（ａ）および図３（ｂ）に示すように、３速ドリブンギア２３ｂおよび４速ドリブンギア２４ｂには、それぞれ円筒形状のハブ部２３ｄおよび２４ｄが形成されており、このハブ部２３ｄおよび２４ｄの中空部にアウトプットシャフト１２が差し込まれることにより、３速ドリブンギア２３ｂおよび４速ドリブンギア２４ｂが上述のアウトプットシャフト１２に対して取り付けられるようになっている。
【００４２】
また、３速ドリブンギア２３ｂと４速ドリブンギア２４ｂとの間には、円筒状の第１のスペーサ５１が介装されるようになっている。この第１のスペーサ５１は、例えば鋼材などの比較的高い剛性を有する材料から構成され、軸心方向の一方の端部５１ａおよび他方の端部５１ｂが、それぞれ上述の３速ドリブンギア２３ｂの一部を構成するハブ部２３ｄと４速ドリブンギア２４ｂの一部を構成するハブ部２４ｄとに当接するようになっている。
【００４３】
また、図３（ｂ）に示すように、上述の第１のスペーサ５１は、アウトプットシャフト１２にスプライン嵌合により一体回転可能に取り付けられた３速ドリブンギア２３ｂと４速ドリブンギア２４ｂとの間で、アウトプットシャフト１２に対して相対回転自在に介装されるようになっている。
【００４４】
また、図４に示すように、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａには、その全周に亘って等角度の間隔で複数の切欠き部５１ｃが形成されるとともに、この切欠き部５１ｃを除く端面が接触部５１ｄとして形成されている。
【００４５】
切欠き部５１ｃは、第１のスペーサ５１の軸心方向であって、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａの端面から他方の端部５１ｂに向けて細長い略矩形状の切欠き部となっている。
【００４６】
また、接触部５１ｄは、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａに切欠き部５１ｃが形成されたことにより、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａの全周に亘り複数形成され、この複数の接触部５１ｄが３速ドリブンギア２３ｂと接触する接触面を構成している。
【００４７】
このため、接触部５１ｄは、スペーサ端面が一様に平滑な従来構造のスペーサに比べて、３速ドリブンギア２３ｂと接触する接触面積が小さくなっているため、摩擦係数が低下し、その結果、３速ドリブンギア２３ｂとの接触面での摩擦抵抗の低減が図られるようになっている。さらに、第１のスペーサ５１の端部５１ａに前述の切欠き部５１ｃを形成するようにしたので、第１のスペーサ５１の軽量化も図ることができる。なお、本実施の形態において、前述の切欠き部５１ｃは、第１のスペーサ５１の端部５１ａに形成したが、これに限らず、４速ドリブンギア２４ｂと接触する第１のスペーサ５１の端部５１ｂに形成するようにしてもよい。
【００４８】
上述のように構成された車両用駆動装置１において、３速ギアにシフトして運転する場合にインプットシャフト１１およびアウトプットシャフト１２が回転駆動することにより生じる振動の振動解析結果を、スペーサの両端と３速ドリブンギアおよび４速ドリブンギアとの接触面が平滑な従来構造のものと比較して図５〜図７に示す。
【００４９】
図５は、３速ドライブギア２３ａと３速ドリブンギア２３ｂとのかみ合い点を所定の力で加振させた際に発生する周波数とコンプライアンスとの関係を示す図である。ここで、横軸が加振させた際の周波数を示すとともに、縦軸が各加振点でのコンプライアンスを示している。なお、前述のコンプライアンスとは、単位加振あたりの変位量（ねじれ量）を示したものである。また、図中、細破線は、従来構造において３速ドライブギアを加振したときの加振点のコンプライアンス（インプットシャフト側のコンプライアンス）を示すものである。一方、図中、細実線は、本実施の形態において３速ドライブギア２３ａを加振したときの加振点のコンプライアンス（インプットシャフト１１側のコンプライアンス）を示すものである。さらに、図中、太破線は、従来構造において３速ドリブンギアを加振したときの加振点のコンプライアンス（アウトプットシャフト側のコンプライアンス）を示すものである。これに対し、図中、太実線は、本実施の形態において３速ドリブンギア２３ｂを加振したときの加振点のコンプライアンス（アウトプットシャフト１２側のコンプライアンス）を示すものである。
【００５０】
図５に示すように、本実施の形態におけるアウトプットシャフト１２側のコンプライアンスのピークＸ２は、従来構造におけるアウトプットシャフト側のコンプライアンスのピークＸ１よりも低周波数側に移動している。すなわち、本実施の形態においては、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａと３速ドリブンギア２３ｂとの接触面の摩擦抵抗を低減することによって、アウトプットシャフト１２のねじり剛性を低減させることができ、この結果、アウトプットシャフト１２のねじり共振周波数を従来構造のものに比べて低周波数側に移動させることができたことが確認できる。したがって、本実施の形態においては、アウトプットシャフト１２以外の部品の共振周波数や後述するかみ合い強制力のピーク周波数に対してアウトプットシャフト１２のねじり共振周波数をずらすことができる。
【００５１】
また、図６は、３速ドライブギア２３ａと３速ドリブンギア２３ｂとのかみ合い部での周波数と動剛性との関係を示す図である。ここで、動剛性とは、所定量のねじりを加えた際に発生する振動強制力の大きさを示すものであり、この動剛性が大きくなると振動も大きくなる。ここで、横軸は、図５と同様に加振させた際の周波数を示し、縦軸は、前述の動剛性を示している。また、図中、細実線は、従来構造における周波数と動剛性との関係を示すものであり、太実線は、本実施の形態における周波数と動剛性の関係を示すものである。なお、図６で示される動剛性のピーク周波数が上述のかみ合い強制力のピーク周波数となる。
【００５２】
図６に示すように、従来構造における動剛性のピークＹ１は、図５に示された従来構造のアウトプットシャフト側のコンプライアンスＸ１と略同一の周波数帯域において一致し、これに起因して歯車騒音が増大していた。これに対して、本実施の形態においては、動剛性のピークＹ２は、従来構造におけるピークＹ１と同一の周波数帯域に位置しているものの、図５に示された通りアウトプットシャフト１２側のコンプライアンスＸ２が従来構造におけるピークＸ１よりも低周波数側に移動しているため、アウトプットシャフト１２のねじり共振周波数とかみ合い強制力のピーク周波数（動剛性のピーク周波数）とをずらすことができたことが確認できる。
【００５３】
また、前述の動剛性は、図５に示されたインプットシャフト側のコンプライアンスとアウトプットシャフト側のコンプライアンスとの和の逆数であることが知られており、本実施の形態においては、アウトプットシャフト１２側のコンプライアンスが従来構造に比べて低周波数側のピークＸ２に移動したことに伴い（図５参照）、前述のコンプライアンスのピークＸ２付近の周波数帯域において、動剛性の値が従来構造に比べてＹ３で示される値まで減少し、振動強制力が低下したことが確認できる。また、これに伴い、従来構造における動剛性のピークＹ１が本実施の形態においてはＹ２まで減少し、この動剛性のピークＹ１およびＹ２が存する周波数帯域においても振動強制力が低下したことが確認できる。
【００５４】
さらに、図７は、図６に示す振動強制力を強制力とする車両用駆動装置のケース上の振動応答を示す図である。ここで、横軸は、図５および図６と同様に加振させた際の周波数を示し、縦軸は、振動レベルを示すものである。
【００５５】
図７に示すように、本実施の形態においては、上述の通り、３速ドライブギア２３ａと３速ドリブンギア２３ｂとのかみ合い部での振動強制力が低下したことに伴い、特に図６のピークＹ１およびピークＹ２付近の周波数帯域と対応する周波数帯域Ｚ１において、車両用駆動装置１のケース上の振動レベルも低下したことが確認できる。
【００５６】
以上のように、本実施の形態に係る車両用駆動装置１は、３速ドリブンギア２３ｂと４速ドリブンギア２４ｂとに当接する第１のスペーサ５１の両端部のうち少なくとも一方の端部５１ａに、３速ドリブンギア２３ｂに対して摩擦抵抗を低減する接触面を形成したので、第１のスペーサ５１の端部５１ａと３速ドリブンギア２３ｂとの接触による摩擦抵抗に起因したアウトプットシャフト１２のねじり剛性を低減することができる。したがって、アウトプットシャフト１２のねじり剛性の低減により、アウトプットシャフト１２以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数に対してアウトプットシャフト１２のねじり共振周波数をずらすことができ、アウトプットシャフト１２のねじり共振周波数がアウトプットシャフト１２以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数と一致して共振することに起因した歯車騒音の増大を防止することができる。
【００５７】
なお、本実施の形態においては、本発明における第１のスペーサ５１を常時噛合式歯車変速機を有する車両用駆動装置１に適用した例について説明したが、これに限らず、例えば、図８（ａ）、図８（ｂ）に示すような選択摺動式の変速機を有する車両用駆動装置であって、カウンタシャフト６４にスプライン嵌合により一体回転可能に取り付けられた２速ドリブンギア６２と３速ドリブンギア６３との間で、２速ドリブンギア６２および３速ドリブンギア６３の軸方向の位置決めを行うスペーサを設けた車両用駆動装置に適用してもよい。
【００５８】
この場合、図８（ａ）、図８（ｂ）に示すように、本発明における第１のスペーサ５１を２速ドリブンギア６２と３速ドリブンギア６３との間で、カウンタシャフト６４に対して相対回転可能に介装するのが好ましい。これにより、カウンタシャフト６４のねじり剛性を低減させることができる。したがって、カウンタシャフト６４のねじり剛性の低減により、カウンタシャフト６４以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数に対してカウンタシャフト６４のねじり共振周波数をずらすことができ、カウンタシャフト６４のねじり共振周波数がカウンタシャフト６４以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数と一致して共振することに起因した歯車騒音の増大を防止することができる。
【００５９】
また、本実施の形態においては、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａの３速ドリブンギア２３ｂに当接する接触面を摩擦抵抗の低減した接触部５１ｄとするため、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａに略矩形状の切欠き部５１ｃを形成したが、これに限らず、スペーサの一方の端部５１ａの３速ドリブンギア２３ｂに当接する接触面を摩擦抵抗の低減した接触面とすればよく、例えば図９（ａ）〜（ｄ）に示すような切欠き部６６ｃ、６７ｃ、６８ｃ、６９ｃを形成することにより、３速ドリブンギア２３ｂに当接する接触面をそれぞれ摩擦抵抗の低減した接触部６６ｄ、６７ｄ、６８ｄ、６９ｄを形成するようにしてもよい。
【００６０】
図９（ａ）に示すように、切欠き部６６ｃは、第１のスペーサ５１の軸心方向であって、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａの端面から他方の端部５１ｂに向けて切り込まれた略Ｖ字形状の切欠き部となっている。一方、接触部６６ｄは、３速ドリブンギア２３ｂに向けて鋭角に尖った形状の接触部として形成されており、摩擦係数の低下により摩擦抵抗を低減した接触面として３速ドリブンギア２３ｂに当接するようになっている。
【００６１】
また、図９（ｂ）に示すように、切欠き部６７ｃは、図９（ａ）に示された切欠き部６６ｃと同様の略Ｖ字形状の切欠き部となっている。一方、接触部６７ｄが図９（ａ）に示された接触部６６ｄに比べて、丸みを帯びた形状の接触部として形成されており、摩擦係数の低下により摩擦抵抗を低減した接触面として３速ドリブンギア２３ｂに当接するようになっている。
【００６２】
また、図９（ｃ）に示すように、切欠き部６８ｃは、第１のスペーサ５１の軸心方向であって、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａの端面から他方の端部５１ｂに向けて切り込まれた半円弧形状の切欠き部となっている。一方、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａに切欠き部６８ｃが形成されたことにより、この切欠き部６８ｃを除く端面が接触部６８ｄとして形成されており、この接触部６８ｄが摩擦係数の低下により摩擦抵抗を低減した接触面として３速ドリブンギア２３ｂに当接するようになっている。
【００６３】
また、図９（ｄ）に示すように、切欠き部６９ｃは、接触部６９ｄが半円弧形状の接触部となるよう第１のスペーサ５１の軸心方向であって、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａの端面から他方の端部５１ｂに向けて切り込まれた切欠き部となっている。一方、上述の半円弧形状の接触部６９ｄが摩擦係数の低下により摩擦抵抗を低減した接触面として３速ドリブンギア２３ｂに当接するようになっている。
【００６４】
このように、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａに形成される切欠き部および接触部は、一方の端部５１ａの３速ドリブンギア２３ｂに接触する接触面積を小さくするものであれば、いずれの形状であってもよい。
【００６５】
さらに、本実施の形態においては、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａに複数の切欠き部５１ｃを形成して、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａと３速ドリブンギア２３ｂとの接触面積を小さくすることにより摩擦係数を低下させることで、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａと３速ドリブンギア２３ｂとの接触面の摩擦抵抗を低減するようにしたが、これに限らず、第１のスペーサ５１の一方の端部５１ａと３速ドリブンギア２３ｂとの接触面の摩擦抵抗を低減するものであればよく、例えばスペーサの一方の端部に低摩擦材等のコーティングを施すようにしてもよい。
【００６６】
以上説明したように、本発明に係る車両用駆動装置は、駆動軸のねじり剛性を低減させることで、駆動軸以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数に対して駆動軸のねじり共振周波数をずらすことができ、駆動軸のねじり共振周波数が駆動軸以外の部品の共振周波数やかみ合い強制力のピーク周波数と一致して共振することに起因した歯車騒音の増大を防止することができ、駆動軸に設けられた複数の歯車間にスペーサを設けた車両用駆動装置に有用である。
【図面の簡単な説明】
【００６７】
【図１】本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置の概略ブロック構成図である。
【図２】本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置の概略を示す断面図である。
【図３】（ａ）は、本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置に設けられた３速ドリブンギア、４速ドリブンギアおよび第１のスペーサの概略構成を示す部分拡大図である。（ｂ）は、本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置に設けられた３速ドリブンギア、４速ドリブンギアおよび第１のスペーサの概略構成を示す一部断面図である。
【図４】本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置に設けられた第１のスペーサの概略構成を示す斜視図である。
【図５】３速ドライブギアと３速ドリブンギアとのかみ合い点を所定の力で加振させた際に発生する周波数とコンプライアンスとの関係を示す図である。
【図６】３速ドライブギアと３速ドリブンギアとのかみ合い部での周波数と動剛性との関係を示す図である。
【図７】図６に示す振動強制力を強制力とするケース上の振動応答を示す図である。
【図８】選択摺動式の変速機を有する車両用駆動装置の概略構成を示す図である。
【図９】本発明の実施の形態に係る車両用駆動装置に設けられた第１のスペーサの一方の端部のその他の形状の概略構成を示す図である。
【図１０】従来の車両用駆動装置の概略構成を示す図である。
【符号の説明】
【００６８】
１  車両用駆動装置
２  エンジン
１２  アウトプットシャフト（駆動軸）
２３ｂ  ３速ドリブンギア（複数の歯車）
２４ｂ  ４速ドリブンギア（複数の歯車）
２５ｂ  ５速ドリブンギア（複数の歯車）
２６ｂ  ６速ドリブンギア（複数の歯車）
５１  第１のスペーサ（スペーサ）
５１ａ  一方の端部
５２  第２のスペーサ（スペーサ）
５２ａ  一方の端部
【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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