(57)【要約】【課題】ディファレンシャルギヤ装置における低負荷領域の捩り剛性をより低剛性化して、駆動系捩り共振系の共振周波数を低回転側にシフトさせ、トルクコンバータのロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立できるようにする。【解決手段】サイドギヤ６４の径方向内側に、該サイドギヤ６４からの駆動トルクを出力軸へ伝達する出力部材を設け、該サイドギヤ６４と該出力部材６６との間の周方向の隙間Ｓに弾性部材６８を設ける。また、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達に関し、該駆動トルクが大きい高負荷領域よりも、該駆動トルクが小さい低負荷領域の方が低剛性であり、かつサイドギヤ６４の相対回転角と、出力部材６６に伝達される駆動トルクとの関係が非線形となるように構成する。【選択図】図３
2010121772.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンからの駆動トルクが伝達されるドライブピニオンと、
前記ドライブピニオンと噛合するリングギヤと、
該リングギヤに固定され、該リングギヤと共に回動するディファレンシャルケースと、
該ディファレンシャルケースに回動自在に支持された複数のピニオンと、
前記複数のピニオンと夫々噛合する一対のサイドギヤと、
該サイドギヤの径方向内側に、該サイドギヤの周方向に隙間をもって設けられ、該サイドギヤからの駆動トルクを出力軸へ伝達する出力部材と、
該サイドギヤと該出力部材との間の前記隙間に設けられた弾性部材と、を有し、
前記サイドギヤから前記出力部材への前記駆動トルクの伝達に関し、該駆動トルクが大きい高負荷領域よりも、該駆動トルクが小さい低負荷領域の方が低剛性であり、かつ前記サイドギヤの相対回転角と、前記出力部材に伝達される駆動トルクとの関係が非線形となるように構成されたディファレンシャルギヤ装置。
【請求項２】
前記弾性部材は、ゴムであり、
該ゴムと、前記サイドギヤ又は前記出力部材との接触面積が、前記低負荷領域では小さく、前記高負荷領域では大きくなるように変化する請求項１に記載のディファレンシャルギヤ装置。
【請求項３】
前記弾性部材は、剛性の異なる２種類のゴムを前記サイドギヤの周方向に重ねて構成されている請求項１に記載のディファレンシャルギヤ装置。
【請求項４】
前記弾性部材は、前記サイドギヤ及び前記出力部材よりも低剛性のばねであり、
該ばねが所定量圧縮されると、前記サイドギヤと前記出力部材とが接触するように構成されている請求項１に記載のディファレンシャルギヤ装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ディファレンシャルギヤ装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
最終減速装置（ディファレンシャルギヤ装置）において、リングギヤに、低トルク域では低剛性で、高トルク域では高剛性となる弾性体（コイルスプリングやゴム）を介装し、駆動系の捩り共振を低減する構造が開示されている（特許文献１参照）。
【特許文献１】特開平１０−３１８３５１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
車両用オートマチックトランスミッションに、トルクコンバータが用いられている場合、車両の燃費向上やＣＯ２規制対応のためには、トルクコンバータにおけるロックアップ回転数（回転速度）をより低くして、トルク伝達のロスを低減することが望ましい。
【０００４】
しかしながら、通常のロックアップ回転数、例えば１５００ｒｐｍ付近では、エンジン回転数の増加に伴い、こもり音による車内音レベルが右肩下がりに低下する性質があるため、ロックアップ回転数を低く設定すると車内騒音が悪化するおそれがある。
【０００５】
ここで、こもり音は、エンジンの爆発によるトルク変動を強制源とし、駆動系捩り共振系を伝達増幅系とする現象である。駆動系捩り共振系とは、例えばエンジン、トルクコンバータ、トランスミッション、ドライブシャフト、タイヤ、サスペンション、サスペンションメンバ及びボデーを伝達経路とする振動系である。トルクコンバータのロックアップ回転数域に影響を及ぼしているのは、該駆動系捩り共振系における２次モードである。
【０００６】
この駆動系捩り共振系において、共振周波数を操作するためには、例えば、（１）ロックアップダンパの捩り剛性の低減、（２）トルクコンバータにおける２次側（従動側）の慣性モーメントの増加、（３）ドライブシャフトの捩り剛性低減、が考えられる。
【０００７】
「ロックアップダンパの捩り剛性の低減」については、ロックアップダンパのスプリング長をより長く設定する、即ちロングトラベル化することにより行われる。しかしながら、ロングトラベル化するためのスペースが必要であり、更なるロックアップ回転数に対応することは難しい。また「トルクコンバータにおける２次側（従動側）の慣性モーメントの増加」については、トルクコンバータの質量の増加や、それに伴う燃費の悪化が懸念される。更に「ドライブシャフトの捩り剛性低減」については、ドライブシャフトの強度要件の確保や車両の操縦安定性の確保が問題となる。
【０００８】
一方、上記した特許文献１に記載の従来例では、ディファレンシャルギヤ装置のリングギヤに、低トルク領域（低負荷領域）では低剛性で、高トルク領域（高負荷領域）では高剛性となる弾性体（コイルスプリングやゴム）を介装し、駆動系の捩り共振を低減する構造が開示されている。
【０００９】
しかしながら、該従来例におけるリングギヤの相対回転角−トルク特性は線形であり、未だ改善の余地がある。
【００１０】
本発明は、上記事実を考慮して、ディファレンシャルギヤ装置における低負荷領域の捩り剛性をより低剛性化して、駆動系捩り共振系の共振周波数を低回転側にシフトさせ、トルクコンバータのロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立できるようにすることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
請求項１の発明は、エンジンからの駆動トルクが伝達されるドライブピニオンと、前記ドライブピニオンと噛合するリングギヤと、該リングギヤに固定され、該リングギヤと共に回動するディファレンシャルケースと、該ディファレンシャルケースに回動自在に支持された複数のピニオンと、前記複数のピニオンと夫々噛合する一対のサイドギヤと、該サイドギヤの径方向内側に、該サイドギヤの周方向に隙間をもって設けられた弾性部材と、を有し、前記サイドギヤから前記出力部材への前記駆動トルクの伝達に関し、該駆動トルクが大きい高負荷領域よりも、該駆動トルクが小さい低負荷領域の方が低剛性であり、かつ前記サイドギヤの相対回転角と、前記出力部材に伝達される駆動トルクとの関係が非線形となるように構成されている。
【００１２】
請求項１に記載のディファレンシャルギヤ装置では、サイドギヤから出力部材への駆動トルクの伝達に関し、該駆動トルクが大きい高負荷領域よりも、該駆動トルクが小さい低負荷領域の方が低剛性であり、かつサイドギヤの相対回転角と、出力部材に伝達される駆動トルクとの関係が非線形となるように構成されているので、低負荷領域におけるサイドギヤの相対回転角−トルク特性を、上記従来例よりも低剛性化することができ、駆動系捩り共振系の共振周波数をより低回転側にシフトさせることができる。このため、トルクコンバータのロックアップ回転数を低く設定しても、こもり音の増加を抑制することができる。
【００１３】
請求項２の発明は、請求項１に記載のディファレンシャルギヤ装置において、前記弾性部材は、ゴムであり、該ゴムと、前記サイドギヤ又は前記出力部材との接触面積が、前記低負荷領域では小さく、前記高負荷領域では大きくなるように変化する。
【００１４】
請求項２に記載のディファレンシャルギヤ装置では、弾性部材としてのゴムと、サイドギヤ又は出力部材との接触面積が、低負荷領域では小さく、高負荷領域では大きくなるように変化するので、低負荷領域におけるサイドギヤの相対回転角−トルク特性を、上記従来例よりも低剛性化することができ、駆動系捩り共振系の共振周波数をより低回転側にシフトさせることができる。このため、生産性が良好で簡易な構成により、トルクコンバータのロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立することができる。
【００１５】
請求項３の発明は、請求項１に記載のディファレンシャルギヤ装置において、前記弾性部材は、剛性の異なる２種類のゴムを前記サイドギヤの周方向に重ねて構成されている。
【００１６】
請求項３に記載のディファレンシャルギヤ装置では、サイドギヤと出力部材との間の隙間に設けられる弾性部材として、剛性の異なる２種類のゴムをサイドギヤの周方向に重ねているので、低負荷領域におけるサイドギヤの相対回転角−トルク特性を、低剛性側のゴムにより、上記従来例よりも低剛性化することができ、駆動系捩り共振系の共振周波数をより低回転側にシフトさせることができる。このため、簡易な構成により、トルクコンバータのロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立することができる。
【００１７】
請求項４の発明は、請求項１に記載のディファレンシャルギヤ装置において、前記弾性部材は、前記サイドギヤ及び前記出力部材よりも低剛性のばねであり、該ばねが所定量圧縮されると、前記サイドギヤと前記出力部材とが接触するように構成されている。
【００１８】
請求項４に記載のディファレンシャルギヤ装置では、サイドギヤから出力部材への駆動トルクの伝達の際、低負荷領域においては、サイドギヤと出力部材との間の隙間に設けられたばねを介してトルクの伝達が行われる。このときのサイドギヤの相対回転角−トルク特性は、ばねの剛性（ばね定数）により定まる。トルクの伝達の際の負荷が増大し、該ばねが所定量圧縮されると、サイドギヤと出力部材とが接触して、直接的にトルクの伝達が行われる。サイドギヤ及び出力部材は、ばねよりも高剛性であるため、サイドギヤの相対回転角−トルク特性を大幅に高剛性化することができる。
【００１９】
このように、請求項４に記載のディファレンシャルギヤ装置では、低負荷領域においては、ばねを介してトルク伝達を行い、高負荷領域においては、サイドギヤと出力部材との接触によるトルク伝達を行う構成とすることで、トルクコンバータのロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立することができる。
【発明の効果】
【００２０】
以上説明したように、本発明に係る請求項１に記載のディファレンシャルギヤ装置によれば、ディファレンシャルギヤ装置における低負荷領域をより低剛性化して、駆動系捩り共振系の共振周波数を低回転側にシフトさせ、トルクコンバータのロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立できるようにすることができる、という優れた効果が得られる。
【００２１】
請求項２に記載のディファレンシャルギヤ装置によれば、生産性が良好で簡易な構成により、トルクコンバータのロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立することができる、という優れた効果が得られる。
【００２２】
請求項３に記載のディファレンシャルギヤ装置によれば、簡易な構成により、トルクコンバータのロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立することができる、という優れた効果が得られる。
【００２３】
請求項４に記載のディファレンシャルギヤ装置によれば、低負荷領域においては、ばねを介してトルク伝達を行い、高負荷領域においては、サイドギヤと出力部材との接触によるトルク伝達を行う構成とすることで、トルクコンバータのロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立することができる、という優れた効果が得られる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２４】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき説明する。
【００２５】
［第１実施形態］
（駆動系捩り共振系の説明）
まず、図１において、車両（図示せず）における駆動系捩り共振系１２について説明する。駆動系捩り共振系１２とは、例えばエンジン１４、トルクコンバータ１６、トランスミッション１８、駆動伝達機構２２、車輪２４、ボデー２６を伝達経路とする振動系である。車内におけるこもり音の発生は、エンジン１４の爆発によるトルク変動ΔＴを強制源とし、該駆動系捩り共振系１２を伝達増幅系とする現象である。
【００２６】
ここで、エンジン１４におけるクランクシャフト２８は、トルクコンバータ１６に連結されている。トルクコンバータ１６においては、１次側であるポンプインペラ３２と、２字側であるタービンランナ３４が対向して配置されており、図示しない流体を介して、該ポンプインペラ３２からタービンランナ３４へトルクが伝達されるようになっている。またトルクコンバータ１６において、ポンプインペラ３２とタービンランナ３４との間には、例えばロックアップダンパ３６が設けられている。
【００２７】
トルクコンバータ１６におけるタービンランナ３４は、トランスミッション１８の入力側に連結されている。トランスミッション１８の出力側は、例えば駆動伝達機構２２を介して車輪２４に連結されている。ここで、図２（Ａ）に示されるように、駆動伝達機構２２には、例えばディファレンシャルギヤ装置１０、アクスルシャフト４２、等速ジョイント４４が含まれる。等速ジョイント４４は、ディファレンシャルギヤ装置１０側に位置するジョイントインボード４６と、車輪２４（図１（Ａ））側に位置するジョイントアウトボード４８と、該ジョイントインボード４６とジョイントアウトボード４８との間を連結するシャフト５０とを有して構成されている。図１（Ａ）において、車輪２４には、ホイール５２及びタイヤ５４が含まれる。車輪２４はボデー２６に連結されている。このボデー２６には、サスペンション及びサスペンションメンバ（何れも図示せず）が含まれる。
【００２８】
この駆動系捩り共振系１２は、エンジン１４におけるクランクシャフト２８からトルクコンバータ１６におけるポンプインペラ３２（トルクコンバータ１次側）までの慣性モーメントをＩ１とし、ロックアップダンパ３６の捩り剛性をｋ１とし、トルクコンバータ１６におけるタービンランナ３４（トルクコンバータ２次側）からトランスミッション１８までの慣性モーメントをＩ２とし、駆動伝達機構２２の捩り剛性をｋ２とし、車輪２４におけるホイール５２の慣性モーメントをＩ３とし、車輪２４におけるタイヤ５４の捩り剛性をｋ３とし、ボデー２６の慣性モーメントをＩ４とすると、図１（Ｂ）に示される等価４自由度モデルに置き換えることができる。
【００２９】
駆動伝達機構２２の捩り剛性ｋ２は、図２（Ｂ）に示されるように、例えばディファレンシャルギヤ装置１０の捩り剛性ｋ２１、ジョイントインボード４６の捩り剛性ｋ２２、シャフト５０の捩り剛性ｋ２３及びジョイントアウトボード４８の捩り剛性ｋ２４を式１のように直列合成したものとなる。
【００３０】
【数１】
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【００３１】
図１（Ｂ）において、本実施形態に係るディファレンシャルギヤ装置１０は、該駆動伝達機構２２の捩り剛性ｋ２の設定を工夫することで、駆動系捩り共振系１２の共振周波数を低回転側にシフトさせ、トルクコンバータ１６のロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立させようとするものである。
【００３２】
（ディファレンシャルギヤ装置の説明）
図２（Ａ）において、本実施の形態に係るディファレンシャルギヤ装置１０は、ディファレンシャルキャリア（図示せず）内に、ドライブピニオン５６と、リングギヤ５８と、ディファレンシャルケース６０と、複数のピニオン６２と、一対のサイドギヤ６４と、出力部材６６と、弾性部材の一例たるゴム６８とを有して構成されている。
【００３３】
ドライブピニオン５６は、エンジン１４からの駆動トルクが伝達される歯車であり、一端がトランスミッション１８に連結されたドライブシャフト７０（図１（Ａ））の他端に設けられている。リングギヤ５８は、ドライブピニオン５６と噛合する歯車である。ディファレンシャルケース６０は、リングギヤ５８に固定され、ドライブピニオン５６により駆動されて、該リングギヤ５８と共に回動する部材であり、ディファレンシャルキャリアに回動自在に支持されている。
【００３４】
複数のピニオン６２は、ディファレンシャルケース６０に回動自在に支持された歯車である。本実施形態では、２個のピニオン６２が、ディファレンシャルケース６０内において、その径方向に対向して設けられている。ディファレンシャルケース６０には、その径方向に延び、かつその径方向両側で枢支された回転軸７２が設けられており、ピニオン６２は、該回転軸７２に夫々取り付けられている。
【００３５】
一対のサイドギヤ６４は、複数のピニオン６２と夫々噛合し、ディファレンシャルギヤ装置１０内で配分された駆動トルクを、車幅方向両側のアクスルシャフト４２に夫々出力する歯車であり、ディファレンシャルケース６０内において、車幅方向に対向して設けられている。
【００３６】
図３に示されるように、出力部材６６は、両側のサイドギヤ６４の径方向内側に、該サイドギヤ６４の周方向に隙間Ｓをもって夫々設けられ、該サイドギヤ６４からの駆動トルクを出力軸としてのアクスルシャフト４２へ伝達する部材である。出力部材６６の外周は、例えば４枚の外歯６６Ａを有する歯車状に形成されている。サイドギヤ６４の内周は、該出力部材６６の形状に対応した内歯６４Ａを有する内歯歯車状に形成されている。出力部材６６の外歯６６Ａと、サイドギヤ６４の内歯６４Ａとは、該サイドギヤ６４の周方向において、隙間Ｓをもって交互に配置されている。両側の出力部材６６には、両側のアクスルシャフト４２が夫々スプライン嵌合している。
【００３７】
ゴム６８は、サイドギヤ６４から出力部材６６へ駆動トルクを伝達するように、該サイドギヤ６４と該出力部材６６との間の隙間Ｓに設けられ、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達に関し、該駆動トルクが大きい高負荷領域よりも、該駆動トルクが小さい低負荷領域の方が低剛性であり、かつサイドギヤ６４の相対回転角と、出力部材６６に伝達される駆動トルクとの関係が非線形となるように構成されている。
【００３８】
具体的には、ゴム６８は、例えば出力部材６６における外歯６６Ａに固定され、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達時に、サイドギヤ６４の内歯６４Ａと接触するように構成されている。なお、バックラッシ低減のために、ゴム６８と内歯６４Ａとが常時接触するように構成してもよい。
【００３９】
またゴム６８と、サイドギヤ６４又は出力部材６６との接触面積は、低負荷領域では小さく、高負荷領域では大きくなるように変化するように、サイドギヤ６４の内歯６４Ａに向かうに従って、該サイドギヤ６４の径方向における寸法が減少する断面山型に形成されている。図示の例では、ゴム６８は、サイドギヤ６４の正面視において、断面三角形に形成されている。ゴム６８の頂点６８Ａは、内歯６４Ａに対向配置されている。
【００４０】
（作用）
本実施形態は、上記のように構成されており、以下その作用について説明する。まず図３，図４において、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達に関し、該駆動トルクが大きい高負荷領域よりも、該駆動トルクが小さい低負荷領域の方が低剛性であり、かつサイドギヤ６４の相対回転角と、出力部材６６に伝達される駆動トルクとの関係が非線形となる原理について説明する。
【００４１】
ゴム６８は、出力部材６６における外歯６６Ａに固定され、サイドギヤ６４の内歯６４Ａに向かうに従って、該サイドギヤ６４の径方向寸法が減少する断面山型に形成されているので、サイドギヤ６４の回転時における、出力部材６６の外歯６６Ａに対する内歯６４Ａの相対変位をＸ、ゴム６８を介して出力部材６６に伝達される荷重をＦとすると、相対変位Ｘと荷重Ｆとの関係は、図５に示されるような曲線Ｌとなる。
【００４２】
具体的には、相対変位Ｘが小さく駆動トルクが小さい低負荷領域では、ゴム６８は、その頂点６８Ａにおいて内歯６４Ａと接触するので、該内歯６４Ａに対する接触面積は比較的小さい。またゴム６８における頂点６８Ａは、比較的剛性が低いため、相対変位Ｘにより容易に圧縮変形するため、出力部材６６側に伝達される荷重Ｆは小さくなる。即ち、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達に関し、低負荷領域で低剛性となる。
【００４３】
相対変位Ｘが大きく駆動トルクが大きい高負荷領域では、ゴム６８が更に圧縮変形することで、内歯６４Ａに対する接触面積は比較的大きくなる。この接触面積の増大に伴い、ゴム６８は圧縮変形し難くなるので、出力部材６６側に伝達される荷重Ｆが大幅に大きくなる。即ち、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達に関し、高負荷領域で高剛性となる。
【００４４】
これにより、図６の実線に示されるように、出力部材６６に対するサイドギヤ６４の相対回転角θと、出力部材６６に伝達される駆動トルクＴとの関係が非線形となる。具体的には、低負荷領域（ロックアップ走行時）では、サイドギヤ６４の相対回転角θに対する駆動トルクＴの変化の割合が小さく、高負荷領域（加速時）では、その変化の割合が大きくなる。なお、図６において、破線は、リングギヤの相対回転角−トルク特性が線形である従来例を示している。
【００４５】
このように、本実施形態では、山型のゴム６８を用いるという、生産性が良好で簡易な構成により、低負荷領域におけるサイドギヤ６４と出力部材６６との間の相対回転角−トルク特性（捩り剛性）を、従来例よりも低剛性化することができるので、図７の実線に示されるように、駆動系捩り共振系１２（図１）の共振周波数ｆを、破線で示される従来の共振周波数ｆ’より低回転側にシフトさせることができる。このため、トルクコンバータ１６のロックアップ回転数Ａを、より低い回転数Ｂに設定しても、こもり音の増加を抑制することができる。換言すれば、トルクコンバータ１６のロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立することができる。またトルクコンバータ１６におけるロックアップ回転数をより低くして、トルク伝達のロスを低減することで、車両の燃費を向上させ、ＣＯ２規制にも対応することができる。
【００４６】
更に、ディファレンシャルギヤ装置１０内におけるサイドギヤ６４の部位で捩り剛性をコントロールすることで、コストや質量の増加を最小限に抑えることができる。
【００４７】
［第２実施形態］
図８において、本実施の形態に係るディファレンシャルギヤ装置２０では、サイドギヤ６４と出力部材６６との間の隙間Ｓに設けられる弾性部材として、サイドギヤ６４の周方向に重ねて構成された、剛性の異なる２種類のゴム７４，７６が用いられている。ゴム７４，７６は、例えば２色成形により一体成形され、ゴム７４の方がゴム７６よりも低剛性に構成されている。またサイドギヤ６４の周方向において、ゴム７４の方がゴム７６よりも厚く構成されている（図９）。
【００４８】
なお、ゴム７４，７６の厚さの比率は、図示の例には限られない。
【００４９】
ゴム７４，７６は、高剛性側のゴム７６において、出力部材６６の外歯６６Ａに固定され、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達時に、低剛性側のゴム７４が、サイドギヤ６４の内歯６４Ａと接触するように構成されている。
【００５０】
他の部分については、第１実施形態と同様であるので、同一の部分には図面に同一の符号を付し、説明を省略する。
【００５１】
（作用）
本実施形態は、上記のように構成されており、以下その作用について説明する。まず、図８，図９において、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達に関し、該駆動トルクが大きい高負荷領域よりも、該駆動トルクが小さい低負荷領域の方が低剛性であり、かつサイドギヤ６４の相対回転角と、出力部材６６に伝達される駆動トルクとの関係が非線形となる原理について説明する。
【００５２】
ゴム７４，７６は、サイドギヤ６４と出力部材６６との間の隙間Ｓに、該サイドギヤ６４の周方向に重ねて構成されているので、各々の剛性を直列合成したものが弾性部材としての全体の剛性となる。この全体の剛性のｋ７と、ゴム７４，７６の剛性ｋ７４，ｋ７６の関係は、式２のようになる。この式２を整理すると、全体の剛性ｋ７は、式３に示されるようになる。この式３から明らかなように、低剛性側のゴム７４と高剛性側のゴム７６とを直列合成した全体の剛性ｋ７は、該低剛性側のゴム７４の剛性ｋ７４よりも低剛性となる。
【００５３】
【数２】
2010121772.tif 000004
【００５４】
【数３】
2010121772.tif 000005
【００５５】
但し、低剛性側のゴム７４がある程度圧縮変形されてそれ以上の変形の余地が少なくなると、全体の剛性ｋ７は高剛性側のゴム７６の剛性ｋ６に近づく。従って、図１０の実線に示されるように、出力部材６６に対するサイドギヤ６４の相対回転角θと、出力部材６６に伝達される駆動トルクＴとの関係が非線形となる。具体的には、低負荷領域では、式３に示される全体の剛性ｋ７により、サイドギヤ６４の相対回転角θに対する駆動トルクＴの変化の割合が小さくなり、高負荷領域（加速時）では、高剛性側のゴム７６の剛性ｋ７６により、その変化の割合が大きくなる。なお、図１０において、二点鎖線は、低剛性側のゴム７４の剛性ｋ７４を示している。
【００５６】
このように、本実施形態では、サイドギヤ６４と出力部材６６との間の隙間Ｓに設けられる弾性部材として、剛性の異なる２種類のゴム７４，７６をサイドギヤ６４の周方向に重ねるという簡易な構成により、低負荷領域におけるサイドギヤ６４と出力部材６６との間の相対回転角−トルク特性を、従来例よりも低剛性化することができ、駆動系捩り共振系１２の共振周波数ｆ（図７参照）を、破線で示される従来の共振周波数ｆ’より低回転側にシフトさせることができる。このため、トルクコンバータ１６のロックアップ回転数Ａを、より低い回転数Ｂに設定しても、こもり音の増加を抑制することができる。
【００５７】
［第３実施形態］
図１１において、本実施の形態に係るディファレンシャルギヤ装置３０では、出力部材６６が、サイドギヤ６４にスプライン嵌合するアクスルシャフト４２であり、該アクスルシャフト４２に設けられたスプライン外歯４２Ｂと、サイドギヤ６４のスプライン内歯６４Ｂとの間の隙間Ｓ（図１２）に設けられる弾性部材として、ゴム７８が用いられている。サイドギヤ６４からアクスルシャフト４２への駆動トルクの伝達時において、ゴム７８と、サイドギヤ６４又はアクスルシャフト４２との接触面積は、低負荷領域では小さく、高負荷領域では大きくなるように変化するように構成されている。
【００５８】
具体的には、ゴム７８は、例えばアクスルシャフト４２におけるスプライン外歯４２Ｂに固定され、サイドギヤ６４からアクスルシャフト４２への駆動トルクの伝達時に、サイドギヤ６４のスプライン内歯６４Ｂと接触するように構成されている。なお、バックラッシ低減のために、ゴム６８とスプライン内歯６４Ｂとが常時接触するように構成してもよい。
【００５９】
また図１２に示されるように、ゴム７８は、サイドギヤ６４の径方向における寸法について、スプライン外歯４２Ｂ側が大きく、スプライン内歯６４Ｂ側が小さくなるように、該スプライン内歯６４Ｂ側の両側の角部７８Ｃが面取りされ、該角部７８Ｃの間の頂面７８Ａが、スプライン内歯６４Ｂに対向配置されている。
【００６０】
なお、ゴム７８におけるスプライン内歯６４Ｂ側の形状は、これに限られず、例えばサイドギヤ６４の径方向の中央部が、スプライン内歯６４Ｂ側に盛り上がった凸状円弧面であってもよい。
【００６１】
他の部分については、第１実施形態と同様であるので、同一の部分には図面に同一の符号を付し、説明を省略する。
【００６２】
（作用）
本実施形態は、上記のように構成されており、以下その作用について説明する。図１２において、本実施形態に係るディファレンシャルギヤ装置３０では、サイドギヤ６４の回転時における、アクスルシャフト４２のスプライン外歯４２Ｂに対するスプライン内歯６４Ｂの相対変位Ｘが小さく駆動トルクが小さい低負荷領域では、ゴム７８は、その頂面７８Ａにおいてスプライン内歯６４Ｂと接触するので、該スプライン内歯６４Ｂに対する接触面積は比較的小さい。またゴム７８の頂面７８Ａは、比較的剛性が低いため、相対変位Ｘにより容易に圧縮変形するため、アクスルシャフト４２に伝達される荷重Ｆは小さくなる。即ち、サイドギヤ６４からアクスルシャフト４２への駆動トルクの伝達に関し、低負荷領域で低剛性となる。
【００６３】
相対変位Ｘが大きく駆動トルクが大きい高負荷領域では、ゴム６８が更に圧縮変形することで、スプライン内歯６４Ｂに対する接触面積は比較的大きくなる。この接触面積の増大に伴い、ゴム７８は圧縮変形し難くなるので、出力部材６６側に伝達される荷重Ｆが大幅に大きくなる。即ち、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達に関し、高負荷領域で高剛性となる。
【００６４】
これにより、図６に示される第１実施形態と同様に、出力部材６６に対するサイドギヤ６４の相対回転角θと、出力部材６６に伝達される駆動トルクＴとの関係が非線形となる。具体的には、低負荷領域（ロックアップ走行時）では、サイドギヤ６４の相対回転角θに対する駆動トルクＴの変化の割合が小さく、高負荷領域（加速時）では、その変化の割合が大きくなる。
【００６５】
このように、本実施形態では、互いにスプライン嵌合するサイドギヤ６４とアクスルシャフト４２との間の隙間Ｓに、弾性部材としてのゴム７８を設けるという簡易な構成により、低負荷領域におけるサイドギヤ６４とアクスルシャフト４２の間の相対回転角−トルク特性を、従来例よりも低剛性化することができ、駆動系捩り共振系１２の共振周波数ｆ（図７参照）を、破線で示される従来の共振周波数ｆ’より低回転側にシフトさせることができる。このため、トルクコンバータ１６のロックアップ回転数Ａを、より低い回転数Ｂに設定しても、こもり音の増加を抑制することができる。
【００６６】
［第４実施形態］
図１３において、本実施の形態に係るディファレンシャルギヤ装置４０では、サイドギヤ６４と出力部材６６との間の隙間Ｓに設けられる弾性部材として、ばね８０が用いられている。ばね８０は、例えば圧縮コイルばねであり、サイドギヤ６４の周方向に対する接線方向に沿って、該サイドギヤ６４の内歯６４Ａと出力部材６６の外歯６６Ａとの間の隙間Ｓに、例えば１つずつ組み込まれている。補足すると、サイドギヤ６４の周方向に対向するサイドギヤ６４の内歯６４Ａと、出力部材６６の外歯６６Ａには、夫々ばね８０の外径に対応した凹部６４Ｃ，６６Ｃが設けられている。ばね８０の両端は、この凹部６４Ｃ，６６Ｃに差し込まれて保持されている。
【００６７】
無負荷時において、サイドギヤ６４の内歯６４Ａと出力部材６６の外歯６６Ａとの間の隙間Ｓは、ばね８０の付勢力により維持されている。サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達時に、ばね８０が所定量圧縮されると、サイドギヤ６４の内歯６４Ａと出力部材６６の外歯６６Ａとが接触するように構成されている。ここで、所定量とは、隙間Ｓに相当する。即ち、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達時において、低負荷領域では、ばね８０を介してトルクの伝達が行われ、高負荷領域では、サイドギヤ６４の内歯６４Ａと出力部材６６の外歯６６Ａとが当接して、直接的にトルクが伝達されるようになっている。
【００６８】
他の部分については、第１実施形態と同様であるので、同一の部分には図面に同一の符号を付し、説明を省略する。
【００６９】
（作用）
本実施形態は、上記のように構成されており、以下その作用について説明する。図１４において、本実施形態に係るディファレンシャルギヤ装置４０では、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達の際、低負荷領域においては、サイドギヤ６４の内歯６４Ａと出力部材６６の外歯６６Ａとの間のばね８０を介して、トルクの伝達が行われる。このときのサイドギヤ６４の相対回転角−トルク特性は、ばね８０の剛性（ばね定数）により定まる。トルクの伝達の際の負荷が増大し、該ばね８０が所定量、即ち隙間Ｓがなくなるまで圧縮されると、サイドギヤ６４の内歯６４Ａと出力部材６６の外歯６６Ａとが接触して、直接的にトルクの伝達が行われる。サイドギヤ６４及び出力部材６６は、ばね８０よりも高剛性であるため、サイドギヤ６４の相対回転角−トルク特性を大幅に高剛性化することができる。
【００７０】
これにより、図１５に示されるように、出力部材６６に対するサイドギヤ６４の相対回転角θと、出力部材６６に伝達される駆動トルクＴとの関係が非線形となる。具体的には、低負荷領域（ロックアップ走行時）では、ばね８０の剛性により、サイドギヤ６４の相対回転角θに対する駆動トルクＴの変化の割合が小さく、高負荷領域（加速時）では、サイドギヤ６４と出力部材６６との接触により、その変化の割合が大きくなる。
【００７１】
このように、本実施形態では、低負荷領域においては、ばね８０を介してトルク伝達を行い、高負荷領域においては、サイドギヤ６４と出力部材６６との接触によるトルク伝達を行う構成とすることで、低負荷領域におけるサイドギヤ６４とアクスルシャフト４２の間の相対回転角−トルク特性を、従来例よりも低剛性化することができ、駆動系捩り共振系１２の共振周波数ｆ（図７参照）を、破線で示される従来の共振周波数ｆ’より低回転側にシフトさせることができる。このため、トルクコンバータ１６のロックアップ回転数の低減と、こもり音の抑制を両立することができる。
【００７２】
なお、上記各実施形態において、弾性部材の一例として、ゴム６８，７４，７６，７８や、ばね８０を挙げたが、弾性部材はこれらには限られず、サイドギヤ６４から出力部材６６への駆動トルクの伝達に関し、該駆動トルクが大きい高負荷領域よりも、該駆動トルクが小さい低負荷領域の方が低剛性であり、かつサイドギヤ６４の相対回転角と、出力部材に伝達される駆動トルクとの関係が非線形となるようなものであればよい。
【図面の簡単な説明】
【００７３】
【図１】（Ａ）駆動系捩り共振系を示す模式図である。（Ｂ）駆動系捩り共振系の等価４自由度モデルを示す模式図できる。
【図２】（Ａ）駆動伝達機構を示す模式図である。（Ｂ）駆動伝達機構の捩り剛性を示す模式図である。
【図３】ディファレンシャルギヤ装置におけるサイドギヤ、出力部材、アクスルシャフト及びゴムを示す、図２（Ａ）における３−３矢視拡大断面図である。
【図４】サイドギヤの相対変位により、ゴムを介して出力部材に荷重が伝達される原理を示す模式図である。
【図５】出力部材の外歯に対するサイドギヤの内歯の相対変位と、ゴムを介して出力部材に伝達される荷重との関係を示す線図である。
【図６】出力部材に対するサイドギアの相対回転角−トルク特性を示す線図である。
【図７】駆動系捩り共振系の共振周波数が、従来例よりも低回転側にシフトしている状態を示す線図である。
【図８】図８から図１０は、第２実施形態に係り、図８は、ディファレンシャルギヤ装置におけるサイドギヤ、出力部材、アクスルシャフト、低剛性側のゴム及び高剛性側のゴムを示す、図３に相当する拡大断面図である。
【図９】サイドギヤの相対変位により、低剛性側のゴム及び高剛性側のゴムを介して出力部材に荷重が伝達される原理を示す模式図である。
【図１０】出力部材に対するサイドギアの相対回転角−トルク特性を示す線図である。
【図１１】図１１及び図１２は、第３実施形態に係り、図１１は、ディファレンシャルギヤ装置におけるサイドギヤ、アクスルシャフト、ゴムを示す、図３に相当する拡大断面図である。
【図１２】サイドギヤの相対変位により、ゴムを介して出力部材に荷重が伝達される原理を示す模式図である。
【図１３】図１３から図１５は、第４実施形態に係り、図１３は、ディファレンシャルギヤ装置におけるサイドギヤ、出力部材、アクスルシャフト及びばねを示す、図３に相当する拡大断面図である。
【図１４】サイドギヤの相対変位により、ばねを介して出力部材に荷重が伝達される原理を示す模式図である。
【図１５】出力部材に対するサイドギアの相対回転角−トルク特性を示す線図である。
【符号の説明】
【００７４】
１０    ディファレンシャルギヤ装置
１４    エンジン
２０    ディファレンシャルギヤ装置
３０    ディファレンシャルギヤ装置
４０    ディファレンシャルギヤ装置
５６    ドライブピニオン
５８    リングギヤ
６０    ディファレンシャルケース
６２    ピニオン
６４    サイドギヤ
６６    出力部材
６８    ゴム（弾性部材）
７４    低剛性側のゴム
７６    高剛性側のゴム
７８    ゴム
Ｓ      隙間
Ｔ      駆動トルク
θ      相対回転角
【図１】
2010121772.tif 000006
【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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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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