(57)【要約】【課題】  振動レベルの十分な低減が図られる車両のパワートレーンを提供する。【解決手段】  パワートレーン３０は、エンジン３７にトランスミッション３６およびトランスファ３８が一体化されたパワープラント３１と、パワープラント３１に結合され、エンジン３７で発生した動力をパワープラント３１からリヤドライブシャフトに伝えるプロペラシャフト２１とを備える。パワープラント３１およびプロペラシャフト２１が互いに結合されていない状態で、プロペラシャフト２１は、プロペラシャフト２１の共振周波数がパワープラント３１の共振周波数に、ほぼ一致するように形成されている。【選択図】        図２
2006207687.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
動力発生装置に動力伝達装置が一体化されたパワープラントと、
前記パワープラントに結合され、前記動力発生装置で発生した動力を前記パワープラントからドライブシャフトに伝えるプロペラシャフトとを備え、
前記パワープラントおよび前記プロペラシャフトが互いに結合されていない状態で、前記プロペラシャフトは、前記プロペラシャフトの共振周波数が前記パワープラントの共振周波数に、ほぼ一致するように形成されている、車両のパワートレーン。
【請求項２】
前記パワープラントは、第１の結合端を有し、
前記プロペラシャフトは、前記第１の結合端に結合される第２の結合端を有し、
前記パワープラントおよび前記プロペラシャフトが互いに結合されていない状態で、前記第１および第２の結合端は、それぞれ共振点および反共振点となる、請求項１に記載の車両のパワートレーン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、一般的には、車両のパワートレーンに関し、より特定的には、ＦＲ（front engine rear drive）車や４ＷＤ（wheel drive）車に搭載され、パワープラントとプロペラシャフトとの結合系からなるパワートレーンに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来の車両のパワートレーンに関して、たとえば、特開２０００−２３８５４５号公報には、車体の振動を効果的に低減することを目的としたトランスミッションの支持構造が開示されている（特許文献１）。特許文献１に開示されたトランスミッションの支持構造では、トランスミッションマウントにダイナミックダンパが設けられている。
【０００３】
また、特開２００４−１５０５１１号公報には、パワープラントフレームを備えた車両において、発生する振動を効率良く抑制することを目的としたパワートレーンの制振構造が開示されている（特許文献２）。特許文献２に開示されたパワートレーンの制振構造では、パワートレーン全体系としての振動の共振周波数における腹の位置またはその近傍に、ダイナミックダンパが設けられている。
【特許文献１】特開２０００−２３８５４５号公報
【特許文献２】特開２００４−１５０５１１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ＦＲ車や４ＷＤ車などのパワートレーンは、エンジンにトランスミッションが一体化されたパワープラントと、パワープラントとリヤディファレンシャルとの間に配置されるプロペラシャフトとから構成されている。このパワートレーンで発生する振動を小さく抑える手法としては、パワートレーンの共振周波数を、プロペラシャフトの危険回転周波数およびエンジン回転の２次周波数のいずれよりも大きく設定する方法が考えられる。
【０００５】
しかしながら、プロペラシャフトの危険回転周波数の大きさが、たかだか１００Ｈｚ程度であるのに対して、エンジン回転の２次周波数の大きさは、たとえば、エンジン回転数が６０００ｒｐｍの時に、２００Ｈｚ程度になる。近年の車両の大型化、高出力化に伴って、パワープラントの重量は増加する傾向にあり、このため、パワートレーンの共振周波数を、エンジン回転の２次周波数よりも大きい値に設定することが難しくなっている。
【０００６】
また、上述の特許文献１および２に開示されているように、パワートレーンで発生した振動を低減させるために、ダイナミックダンパを設ける方法も考えられる。しかしながら、パワートレーンの重量が大きいため、振動を十分に低減するには、ダイナミックダンパの大きさ、重量も大きくならざるを得ない。このため、車両重量の増大や製造コストの増加等、新たな問題が生じるおそれがある。
【０００７】
そこでこの発明の目的は、上記の課題を解決することであり、振動レベルの十分な低減が図られる車両のパワートレーンを提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
この発明に従った車両のパワートレーンは、動力発生装置に動力伝達装置が一体化されたパワープラントと、パワープラントに結合され、動力発生装置で発生した動力をパワープラントからドライブシャフトに伝えるプロペラシャフトとを備える。パワープラントおよびプロペラシャフトが互いに結合されていない状態で、プロペラシャフトは、プロペラシャフトの共振周波数がパワープラントの共振周波数に、ほぼ一致するように形成されている。なお、パワートレーンとは、パワープラントとプロペラシャフトとが結合されてなる装置を指す。
【０００９】
このように構成された車両のパワートレーンによれば、パワープラントの共振周波数とプロペラシャフトの共振周波数とを、ほぼ一致させることで、パワープラントのイナータンス（単位力当たりの加速度：Ａ／Ｆ）と、プロペラシャフトのイナータンスとが等しくなる周波数において、両者の振動の位相差が１８０°になるということがない。これにより、パワープラントとプロペラシャフトとの結合系であるパワートレーンのイナータンスが、その周波数で発散することを防止できる。したがって、本発明によれば、ダイナミックダンパ等の吸振機構を別途設けることなく、パワートレーンの振動レベルを効果的に低減することができる。
【００１０】
また好ましくは、パワープラントは、第１の結合端を有する。プロペラシャフトは、第１の結合端に結合される第２の結合端を有する。パワープラントおよびプロペラシャフトが互いに結合されていない状態で、第１および第２の結合端は、それぞれ共振点および反共振点となる。なお、共振点とは、振幅が極大になる点、つまり、振動モードの腹になる位置を指し、反共振点とは、振幅が極小になる点、つまり、振動モードの節になる位置を指す。
【００１１】
このように構成された車両のパワートレーンによれば、より大きく振動しようとする動力伝達装置の第１の結合端に、より小さく振動しようとするプロペラシャフトの第２の結合端が結合される。このため、第１の結合端と第２の結合端とを結合した場合に、プロペラシャフトがダイナミックダンパとして機能し、パワープラント側の振動エネルギが、プロペラシャフト側に吸収される。このため、パワートレーンの振動レベルを効果的に低減することができる。
【発明の効果】
【００１２】
以上説明したように、この発明に従えば、振動レベルの十分な低減が図られる車両のパワートレーン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】
【００１３】
この発明の実施の形態について、図面を参照して説明する。
【００１４】
図１は、この発明の実施の形態におけるパワートレーンが搭載された車両の駆動系を示す平面図である。図２は、図１中のパワートレーンを示す側面図である。図１および図２を参照して、本実施の形態におけるパワートレーン３０は、ＦＲベースのフルタイム４ＷＤ車１０に縦置きに搭載されている。パワートレーン３０は、パワープラント３１と、プロペラシャフト２１とが互いに結合されて構成されている。プロペラシャフト２１は、プロペラシャフト２１単体の共振周波数が、パワープラント３１単体の共振周波数に、ほぼ一致するように形成されている。
【００１５】
パワープラント３１は、車両前方のエンジンルームに縦置き配置されたエンジン３７と、エンジン３７のクランクシャフトに接続されたトランスミッション３６と、トランスミッション３６に設けられたトランスファ３８とから一体に構成されている。トランスファ３８は、トランスミッション３６から出力された駆動力を、走行状況に応じた適当な割合でフロントドライブシャフト２５およびリヤドライブシャフト２６に分配する。エンジン３７、トランスミッション３６およびプロペラシャフト２１は、この挙げた順に車両前方から車両後方に並んで設けられている。
【００１６】
プロペラシャフト２１は、トランスミッション３６と、リヤドライブシャフト２６に設けられたリヤディファレンシャル４１との間に配置されており、車両前方から車両後方に向けて延びている。プロペラシャフト２１は、エンジン３７で発生した駆動力を、トランスミッション３６からリヤディファレンシャル４１に伝える。プロペラシャフト２１は、たとえば、炭素鋼、アルミニウム、炭素系複合材料または樹脂を含ませた炭素繊維を編み上げたもの等によって形成されている。プロペラシャフト２１の前後端には、それぞれ、ユニバーサルジョイント２２および２３が設けられている。プロペラシャフト２１の前端は、ユニバーサルジョイント２２によって、トランスミッション３６のアウトプットシャフトにピン結合されており、プロペラシャフト２１の後端は、ユニバーサルジョイント２３によって、リヤディファレンシャル４１のドライブピニオンに結合されている。
【００１７】
エンジン３７は、エンジン３７の前端から所定の距離だけ車両後方に隔てた位置でエンジンマウント４３に固定されている。トランスミッション３６は、トランスミッション３６の後端から所定の距離だけ車両前方に隔てた位置で、サイドメンバ４２に固定されている。このような構成により、パワープラント３１は、その前後端から所定の距離だけ内側に寄った位置で、車両本体に支持されている。
【００１８】
図２中には、パワープラント３１とプロペラシャフト２１との結合位置でパワートレーン３０を加振した場合の振動モードが、曲線１５１によって表わされている。曲線１５１に示すように、パワートレーン３０の振動モードは、パワープラント３１が車両本体に支持された２箇所と、プロペラシャフト２１がリヤディファレンシャル４１に結合された１箇所とで、振幅が極小となる節を有する。
【００１９】
図３は、図２中のパワートレーンを、パワープラントおよびプロペラシャフトに切り離した系の振動モードを示す図である。図３を参照して、図中には、プロペラシャフト２１との結合位置４５でパワープラント３１を加振した場合の振動モードが、曲線１５２によって表わされている。曲線１５２に示すように、パワープラント３１は、プロペラシャフト２１との結合位置４５で、振幅が最大となる腹を有する。つまり、パワープラント３１単独では、結合位置４５が共振点となる。
【００２０】
また、パワープラント３１との結合位置４６でプロペラシャフト２１を加振した場合の振動モードが、曲線１５３によって表わされている。曲線１５３に示すように、プロペラシャフト２１は、パワープラント３１との結合位置４６で、振幅が極小となる節を有する。つまり、プロペラシャフト２１単独では、結合位置４６が反共振点となる。したがって、プロペラシャフト２１は、プロペラシャフト２１の反共振点がパワープラント３１の共振点に重なるように、パワープラント３１に結合される。
【００２１】
図４は、本実施の形態におけるパワートレーンの振動特性を示すグラフである。図４を参照して、図中には、周波数と、図３中に示す互いに切り離されたパワープラント３１およびプロペラシャフト２１のイナータンスとの関係が、それぞれ、一点鎖線２１１および二点鎖線２１２で表わされており、周波数と、図２中に示すパワープラント３１およびプロペラシャフト２１の結合系であるパワートレーン３０のイナータンスとの関係が、実線２１３で表わされている。また、パワープラント３１、プロペラシャフト２１およびパワートレーン３０の振動の位相が、それぞれ、一点鎖線２０１、二点鎖線２０２および実線２０３で表わされている。
【００２２】
プロペラシャフト２１は、プロペラシャフト２１の共振周波数ｆｐｓが、パワープラント３１の共振周波数ｆｐｐに、ほぼ一致するように形成されている。ここで言うほぼ一致するとは、プロペラシャフト２１およびパワープラント３１の共振周波数の差が、１０（Ｈｚ）以下である場合を指す。また好ましくは、プロペラシャフト２１およびパワープラント３１の共振周波数の差は、５（Ｈｚ）以下である。さらに好ましくは、プロペラシャフト２１およびパワープラント３１の共振周波数の差は、３（Ｈｚ）以下である。パワープラント３１の共振周波数ｆｐｐは、たとえば、１００（Ｈｚ）以上１２０（Ｈｚ）以下である。
【００２３】
プロペラシャフト２１の共振周波数ｆｐｓを操作する方法としては、プロペラシャフト２１の長さは、予め決定されているものとして、たとえば、プロペラシャフト２１の直径や材料を適当に選択する方法が挙げられる。
【００２４】
図５は、比較のためのパワートレーンの振動特性を示すグラフである。図５を参照して、図中には、本実施の形態におけるパワートレーン３０との比較のため、プロペラシャフト２１の共振周波数ｆｐｓと、パワープラント３１の共振周波数ｆｐｐとが一致していない場合の、パワートレーンの振動特性が示されている。
【００２５】
比較のためのパワートレーンにおいて、周波数と、互いに切り離されたパワープラント３１およびプロペラシャフト２１のイナータンスとの関係が、それぞれ、一点鎖線２３１および二点鎖線２３２で表わされており、周波数と、パワープラント３１およびプロペラシャフト２１の結合系であるパワートレーン３０のイナータンスとの関係が、実線２３３で表わされている。また、パワープラント３１、プロペラシャフト２１およびパワートレーン３０の振動の位相が、それぞれ、一点鎖線２２１、二点鎖線２２２および実線２２３で表わされている。本比較例では、プロペラシャフト２１は、十分に高い曲げ剛性を有し、プロペラシャフト２１の共振周波数ｆｐｓが、パワープラント３１の共振周波数ｆｐｐよりも高く設定されている。
【００２６】
図６は、図４中に示す本実施の形態におけるパワートレーンの振動特性と、図５中に示す比較のためのパワートレーンの振動特性とを重ね合わせたグラフである。図６を参照して、本実施の形態では、互いにほぼ等しくなる共振周波数において、結合位置でより大きく振動しようとするパワープラント３１に、より小さく振動しようとするプロペラシャフト２１が結合される。このため、プロペラシャフト２１が、ダイナミックダンパとして機能し、パワープラント３１の振動エネルギが、プロペラシャフト２１に吸収される。この結果、図中の点線１０１で囲まれた位置で実線２１３および２３３を対比して分かるように、本実施の形態におけるパワートレーン３０では、エンジンの常用回転数で定まる周波数領域において、イナータンスレベルのピーク値を比較のためのパワープラントよりも小さく抑えることができる。
【００２７】
さらに、本実施の形態におけるパワートレーン３０でイナータンスレベルの低減が図られる理由について、別の角度から説明を行なう。パワープラント３１およびプロペラシャフト２１のイナータンスを、それぞれ、Ａ１（加速度）／Ｆ１（力）およびＡ２（加速度）／Ｆ２（力）とすると、パワートレーン３０のイナータンスＡ（加速度）／Ｆ（力）は、次式によって表わされる。
【００２８】
【数１】
2006207687.tif 000003
【００２９】
この式から、（Ａ１／Ｆ１）＋（Ａ２／Ｆ２）の値が０になる時、パワートレーン３０のイナータンスＡ／Ｆが発散することが分かる。つまり、パワープラント３１のイナータンスと、プロペラシャフト２１のイナータンスとの絶対値が等しく、そのとき振動の位相が１８０°異なる場合に、パワートレーン３０の振動が大きくなってしまう。
【００３０】
図３および図５を参照して、比較のためのパワートレーンにおいて、プロペラシャフト２１は、加振点である結合位置４６が反共振点となるため、エンジンの常用回転数で定まる周波数領域で、弾性変形を伴わない剛体として振動する。このとき、二点鎖線２３２に示すように、プロペラシャフト２１のイナータンスレベルは、主にプロペラシャフト２１の質量（mass）で決まり、周波数によってほとんど変化しない。これに対して、パワープラント３１は、加振点である結合位置４５が共振点となるため、エンジンの常用回転数で定まる周波数領域で、弾性変形を伴って振動する。このとき、一点鎖線２３１に示すように、パワープラント３１のイナータンスレベルは、主にパワープラント３１の剛性で決まり、周波数によって変化する。このイナータンスレベルが質量によって決まる領域と、剛性によって決まる領域とでは、二点鎖線２２２および一点鎖線２２１に示すように、振動の位相差がほぼ１８０°となる。
【００３１】
比較のためのパワートレーンでは、プロペラシャフト２１のイナータンスが、質量によって決まる領域にあり、パワープラント３１のイナータンスが、剛性によって決まる領域にある時に、プロペラシャフト２１のイナータンスと、パワープラント３１のイナータンスとの絶対値が等しくなり、このとき、振動の位相差が１８０°に近い値となる。このため、パワートレーンの振動が大きくなってしまう。
【００３２】
図３および図４を参照して、一方、本実施の形態におけるパワートレーン３０では、プロペラシャフト２１の共振周波数と、パワープラント３１の共振周波数とを一致させることで、プロペラシャフト２１およびパワープラント３１のイナータンスが、剛性によって決まる領域にある時に、双方のイナータンスの絶対値が等しくなる。このため、そのイナータンスの絶対値が等しくなる時に、少なくとも両者の振動の位相差が１８０°になるということがない。このため、上述の比較のためのパワートレーンに対して、パワートレーン３０の振動を低減させることが可能となる。
【００３３】
この発明の実施の形態における車両としての４ＷＤ車１０のパワートレーン３０は、動力発生装置としてのエンジン３７に動力伝達装置としてのトランスミッション３６およびトランスファ３８が一体化されたパワープラント３１と、パワープラント３１に結合され、エンジン３７で発生した動力をパワープラント３１からドライブシャフトとしてのリヤドライブシャフト２６に伝えるプロペラシャフト２１とを備える。パワープラント３１およびプロペラシャフト２１が互いに結合されていない状態で、プロペラシャフト２１は、プロペラシャフト２１の共振周波数がパワープラント３１の共振周波数に、ほぼ一致するように形成されている。
【００３４】
本実施の形態におけるパワートレーン３０では、プロペラシャフト２１が、ダイナミックダンパを含まずに構成されている。言い換えれば、プロペラシャフト２１は、弾性体を含まず構成されている。
【００３５】
なお、本実施の形態では、本発明によるパワートレーンを４ＷＤ車１０に適用した場合について説明したが、４ＷＤ車１０のみならず、ＦＲ車に適用することも可能である。
【００３６】
このように構成された、この発明の実施の形態におけるパワートレーン３０によれば、パワートレーン３０で発生する曲げ振動を効果的に低減させることができる。この際、ダイナミックダンパ等の機器を設ける必要がないため、車両重量の増大や製造コストの増加を招くことがない。
【００３７】
今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
【図面の簡単な説明】
【００３８】
【図１】この発明の実施の形態におけるパワートレーンが搭載された車両の駆動系を示す平面図である。
【図２】図１中のパワートレーンを示す側面図である。
【図３】図２中のパワートレーンを、パワープラントおよびプロペラシャフトに切り離した系の振動モードを示す図である。
【図４】本実施の形態におけるパワートレーンの振動特性を示すグラフである。
【図５】比較のためのパワートレーンの振動特性を示すグラフである。
【図６】図４中に示す本実施の形態におけるパワートレーンの振動特性と、図５中に示す比較のためのパワートレーンの振動特性とを重ね合わせたグラフである。
【符号の説明】
【００３９】
１０  ４ＷＤ車、２６  リヤドライブシャフト、３０  パワートレーン、３１  パワープラント、３６  トランスミッション、３７  エンジン、３８  トランスファ、４５，４６  結合位置。
【図１】
2006207687.tif 000004
【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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