(57)【要約】【課題】プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンの疲労強度あるいは耐久性をより一層高くする。【解決手段】トランスミッションのトランスミッションケースは、その軸線に直交するその平断面の形状が略円形となる略円筒状に形成されている。これによりトランスミッションは、その軸線に直交する全ての方向での曲げ剛性がほぼ均等化されている。パワートレーンは、トランスミッションの曲げ剛性が全ての直交方向でほぼ等しくされていることにより、プロペラシャフトの軸線方向に直交するある第１方向での曲げ剛性と、第１方向に直交し、かつ、軸線に直交する第２方向での曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」とされている。その結果、第１方向に大きな振幅で共振するときの振動数と、第２方向に大きな振幅で共振するときの振動数との共振点比Ｒ２がほぼ「１」とされている。【選択図】　　図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンの剛性設定方法であって、
プロペラシャフトの軸線に直交するある第１方向におけるパワートレーンの曲げ剛性と、同じく軸線に直交し、かつ、前記第１方向に直交する第２方向におけるパワートレーンの曲げ剛性との剛性比Ｒ１が所定の値となるように車両用パワートレーンの曲げ剛性を設定することを特徴とする車両用パワートレーンの剛性設定方法。
【請求項２】
前記剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるように車両用パワートレーンの曲げ剛性を設定することを特徴とする請求項１に記載の車両用パワートレーンの剛性設定方法。
【請求項３】
前記剛性比Ｒ１が、Ｒ１≦０．９又は１．１≦Ｒ１となるように車両用パワートレーンの曲げ剛性を設定することを特徴とする請求項１に記載の車両用パワートレーンの剛性設定方法。
【請求項４】
プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンであって、プロペラシャフトの軸線に直交するある第１方向におけるパワートレーンの曲げ剛性と、同じく軸線に直交し、かつ、前記第１方向に直交する第２方向におけるパワートレーンの曲げ剛性との剛性比Ｒ１がほぼ「１」であることを特徴とする車両用パワートレーン。
【請求項５】
前記剛性比Ｒ１は、０．９９≦Ｒ１≦１．０１であることを特徴とする請求項４に記載の車両用パワートレーン。
【請求項６】
プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンであって、前記プロペラシャフトの軸線に直交する第１の共振方向でパワートレーンが共振するときの振動数と、同じく軸線に直交し、かつ、前記第１方向に直交する第２の共振方向でパワートレーンが共振するときの振動数との共振点比Ｒ２が、Ｒ２≦０．９５又は１．０５≦Ｒ２であることを特徴とする車両用パワートレーン。
【請求項７】
前記共振点比Ｒ２は、Ｒ２≦０．９２又は１．０８≦Ｒ２であることを特徴とする請求項６に記載の車両用パワートレーン。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンの剛性設定方法、及び、同設定方法を用いて生産された車両用パワートレーンに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば、エンジン前置き・後輪駆動式の車両では、エンジン、トランスミッション、プロペラシャフト及びディファレンシャルギヤによって構成されるパワートレーンが、エンジンの動力を左右後輪に伝達する。このようなパワートレーンには、車両走行中に曲げ振動が発生することが知られている。この曲げ振動は、エンジンが発生する振動や、プロペラシャフトの曲げ振動が加振力となって発生する。
【０００３】
プロペラシャフトの曲げ振動は、その製造精度に起因する回転アンバランスによって、回転中に弾性曲げ変形して触れ回ることによって発生する。パワートレーンが曲げ振動するときの振動数は、プロペラシャフトの回転数に応じて変化する。そして、この曲げ振動の振動数がそのパワートレーンに固有のある値になると、パワートレーンが共振することが知られている。
【０００４】
パワートレーンが共振すると、撓みが大きくなったプロペラシャフトに過大な曲げ応力が発生したり、トランスミッションケースの特定部位に大きな応力が発生する。その結果、プロペラシャフトの疲労強度が低下したり、ジョイント、スプライン、ベアリング等の耐久性が低下する。また、トランスミッションケースの疲労強度や耐久性が低下する。
【０００５】
このようなパワートレーンの共振を防止するために、パワートレーン全体の曲げ剛性を向上させることによって共振時の振動数をより高い方に移動させ、車両の使用車速域で共振が発生しないようにする技術が知られている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
パワートレーン全体の曲げ剛性を向上させるためには、エンジンとトランスミッションとの結合剛性をより高くし、また、トランスミッションやプロペラシャフトの断面係数をより高くする手法を用いることができる。
【０００７】
エンジンとトランスミッションとの結合剛性を高くしたり、トランスミッションの断面係数をより高くするには、トランスミッションケースの曲げ剛性を高くする必要がある。ところが、トランスミッションケースの曲げ剛性を高くするにはその肉厚をより厚くする必要があり、トランスミッションの体積や重量が大きくなる。
【０００８】
また、プロペラシャフトの断面係数をより高くするにもその肉厚をより厚くする必要があり、プロペラシャフトの体積や重量が大きくなる。
従って、パワートレーン全体の曲げ剛性をより向上させることで使用車速域での共振を防止しようとすると、パワートレーンの体積や重量が大きくなる問題があった。
【０００９】
本発明は、上記課題を解決するためになされたものであって、その目的は、プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンの疲労強度あるいは耐久性をより一層高くすることができる車両用パワートレーンの剛性設定方法、及び、同設定方法を用いて生産された車両用パワートレーンを提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するための手段及びその作用・効果を記載する。
請求項１に記載の発明は、プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンの剛性設定方法であって、プロペラシャフトの軸線に直交するある第１方向におけるパワートレーンの曲げ剛性と、同じく軸線に直交し、かつ、前記第１方向に直交する第２方向におけるパワートレーンの曲げ剛性との剛性比Ｒ１が所定の値となるように車両用パワートレーンの曲げ剛性を設定することを特徴とする。
【００１１】
請求項１に記載の発明によれば、パワートレーンに、エンジンの振動やプロペラシャフトの曲げ振動による加振力が入力すると、パワートレーンが曲げ振動し、そのパワートレーンに固有のある振動数で共振する。このとき、プロペラシャフトの軸線に直交するある第１方向での曲げ剛性と、第１方向に直交する第２方向での曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」でない場合には、第１方向での振幅が大きくなる共振と、第２方向での振幅が大きくなる共振とが異なる振動数で発生する。第１方向での曲げ剛性は第１方向での共振の振動数の二乗に比例し、第２方向での曲げ剛性は第２方向での共振の振動数の二乗に比例する。ここで、第１方向での曲げ剛性と第２方向での曲げ剛性との剛性比が所定の値となるようにパワートレーンの曲げ剛性を設定することにより、第１方向で共振するときの振動数と、第２方向で共振するときの振動数とが互いに近づくように、あるいは、互いに遠ざかるようにすることができる。このため、共振の発生状態を設定することができ、共振時にプロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値や変動振幅を抑制することができる。従って、疲労強度あるいは耐久性をより高くすることができる。
【００１２】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるように車両用パワートレーンの曲げ剛性を設定することを特徴とする。
【００１３】
請求項２に記載の発明によれば、請求項１に記載の発明の作用に加えて、パワートレーンの共振が第１方向と第２方向とで別々の振動数で発生せず、ある振動数でのみプロペラシャフトが全方向に等しい振幅で撓み変形するように発生する。このため、共振に伴ってプロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値が小さくなり、しかも、曲げ応力の変動振幅がほぼ「０」となる。従って、疲労強度及び耐久性をより高くすることができる。
【００１４】
請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記剛性比Ｒ１が、Ｒ１≦０．９又は１．１≦Ｒ１となるように車両用パワートレーンの曲げ剛性を設定することを特徴とする。
【００１５】
請求項３に記載の発明によれば、請求項１に記載の発明の作用に加えて、第１方向で共振するときの振動数と、第２方向で共振するときの振動数との差がより大きくなり、両方向での共振が独立したように発生する。このため、各方向での共振時にプロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値が小さくなる。従って、耐久性をより高くすることができる。
【００１６】
請求項４に記載の発明は、プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンであって、プロペラシャフトの軸線に直交するある第１方向におけるパワートレーンの曲げ剛性と、同じく軸線に直交し、かつ、前記第１方向に直交する第２方向におけるパワートレーンの曲げ剛性との剛性比Ｒ１がほぼ「１」であることを特徴とする。
【００１７】
請求項４に記載の発明によれば、パワートレーンに、エンジンの振動やプロペラシャフトの曲げ振動による加振力が入力すると、パワートレーンが曲げ振動し、そのパワートレーンに固有のある振動数で共振する。このとき、プロペラシャフトの軸線に直交するある第１方向での曲げ剛性と、第１方向に直交する第２方向での曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」でない場合には、第１方向での振幅が大きくなる共振と、第２方向での振幅が大きくなる共振とが異なる振動数で発生する。第１方向での曲げ剛性は第１方向での共振の振動数の二乗に比例し、第２方向での曲げ剛性は第２方向での共振の振動数の二乗に比例する。ここで、第１方向での曲げ剛性と第２方向での曲げ剛性との剛性比Ｒ１がほぼ「１」であると、パワートレーンの共振が第１方向と第２方向とで別々の振動数で発生せず、ある振動数でのみプロペラシャフトが全方向に等しい振幅で撓み変形するように発生する。このため、共振に伴ってプロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値が小さくなり、しかも、その変動振幅が「０」に近くなる。従って、疲労強度及び耐久性をより高くすることができる。
【００１８】
請求項５に記載の発明は、請求項４に記載の発明において、前記剛性比Ｒ１は、０．９９≦Ｒ１≦１．０１であることを特徴とする。
請求項５に記載の発明によれば、請求項４に記載の発明の作用に加えて、剛性比Ｒ１が０．９９≦Ｒ１≦１．０１の場合には、プロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値がより小さくなり、しかも、その変動振幅がほぼ「０」となる。従って、疲労強度及び耐久性をより一層高くすることができる。
【００１９】
請求項６に記載の発明は、プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンであって、前記プロペラシャフトの軸線に直交する第１の共振方向でパワートレーンが共振するときの振動数と、同じく軸線に直交し、かつ、前記第１方向に直交する第２の共振方向でパワートレーンが共振するときの振動数との共振点比Ｒ２が、Ｒ２≦０．９５又は１．０５≦Ｒ２であることを特徴とする。
【００２０】
請求項６に記載の発明によれば、パワートレーンに、エンジンの振動やプロペラシャフトの曲げ振動による加振力が入力すると、パワートレーンが曲げ振動し、そのパワートレーンに固有のある振動数で共振する。このとき、パワートレーンには、プロペラシャフトの軸線に直交するある第１の共振方向での振幅が大きくなる共振と、第１の共振方向に直交する第２の共振方向での振幅が大きくなる共振とが異なる振動数で発生する。ここで、第１の共振方向で共振するときの振動数と、第２の共振方向で共振するときの振動数との共振点比Ｒ２が、Ｒ２≦０．９５又は１．０５≦Ｒ２であると、プロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値が、共振点比Ｒ２＝１のときの極小値と同等となる。このため、各方向での共振時に、プロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値が小さくなる。従って、耐久性をより高くすることができる。
【００２１】
請求項７に記載の発明は、請求項６に記載の発明において、前記共振点比Ｒ２は、Ｒ２≦０．９２又は１．０８≦Ｒ２であることを特徴とする。
請求項７に記載の発明によれば、請求項６に記載の発明の作用に加えて、共振点比Ｒ２がＲ２≦０．９５又は１．０５≦Ｒ２であると、プロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値がより小さくなる。従って、耐久性をより一層高くすることができる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を、手動式変速機を備えた車両用パワートレーンに具体化した一実施形態を図１〜図１３に従って説明する。
【００２３】
図３に示すように、本実施形態の車両用パワートレーン１０は、エンジン１１、トランスミッション１２、プロペラシャフト１３及びディファレンシャルギヤ１４から構成されている。
【００２４】
エンジン１１は縦置きされ、後ろ向きに延出された出力軸が、図示しないクラッチを介して手動式のトランスミッション１２に接続されている。
エンジン１１とトランスミッション１２とは、エンジン１１のシリンダブロックに、トランスミッション１２のトランスミッションケースがボルト締めされることで連結されている。
【００２５】
エンジン１１、トランスミッション１２及びディファレンシャルギヤ１４は、それぞれ車体に支持されている。
そして、エンジン１１の動力は、トランスミッション１２、プロペラシャフト１３及びディファレンシャルギヤ１４を介して、図示しない左右後輪に伝達される。
【００２６】
本実施形態のパワートレーン１０では、トランスミッション１２のトランスミッションケースは、その軸線方向に直交する平断面形状が略円形となる略円筒状に形成されている。これにより、トランスミッション１２は、その軸線方向に直交する全ての方向での曲げ剛性がほぼ均等化されている。従って、軸線方向に直交するある第１方向での曲げ剛性と、この第１方向に直交し、かつ、軸線に直交する第２方向での曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」とされている。
【００２７】
そして、パワートレーン１０は、トランスミッション１２の曲げ剛性が全ての直交方向でほぼ等しくされていることにより、軸線方向に直交するある第１方向での曲げ剛性と、第１方向に直交し、かつ、軸線に直交する第２方向での曲げ剛性との剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるようにその曲げ剛性が設定されている。
【００２８】
一般に、手動式のトランスミッションは、同一軸線上に配置されたインプットシャフト及びアウトプットシャフトと、この両シャフトに平行に下方に配置されたカウンタシャフトとがトランスミッションケースに支持されている。そして、インプットシャフト及びアウトプットシャフトに支持されたギヤ群と、カウンタシャフトに支持されたギヤ群とが噛み合わされている。このため、従来、トランスミッションケースは、その内部に無用な空間を持たないように、その軸線方向に直交する平断面が略長方形に形成されることが一般的である。
【００２９】
このようなトランスミッションケースを備えた従来のトランスミッションでは、トランスミッションケースの幅方向の曲げ剛性が、ケースの高さ方向の曲げ剛性よりも低くなっている。すなわち、トランスミッションの幅方向に一致する車両左右方向（以下、単に左右方向という。）での曲げ剛性は、同じく高さ方向に一致する車両上下方向（以下、単に上下方向という。）での曲げ剛性よりも小さくなっている。
【００３０】
なお、本実施形態では、左右方向が第１の共振方向であり、上下方向が第２の共振方向である。
一方、プロペラシャフトについては、その軸線に直交する全ての方向で曲げ剛性がほぼ均等とみなすことができる。また、エンジン及びディファレンシャルギヤは、それ自体の曲げ振動を考慮する必要がない剛体とみなすことができる。このため、従来のパワートレーンでは、左右方向での曲げ剛性を上下方向での曲げ剛性で除した剛性比Ｒ１が約Ｒ１＝０．９６となっている。
【００３１】
このようなパワートレーンには、車両の走行中、エンジンで発生する振動や、プロペラシャフトの曲げ振動が加振力となった曲げ振動が発生する。さらに、曲げ振動の振動数がそのパワートレーンに固有のある振動数となると、パワートレーンが共振する。
【００３２】
このとき、プロペラシャフトは、図４に示すように、ある第１の共振振動数ｆ１のときに左右方向に大きな振幅で共振する。また、第１の共振振動数ｆ１よりも高い第２の共振振動数ｆ２のときに上下方向に大きな振幅で共振する。
【００３３】
なお、図４は、左右方向で共振するときの振動数ｆ１と、上下方向で共振するときの振動数ｆ２とに差があることを示すための模式図である。曲げ剛性は振動数の二乗に比例するため、振動数ｆ１／ｆ２＝約０．９８である。
【００３４】
一般に、パワートレーンでは、トランスミッションやエンジンの形状によって決定される２つの方向が、共振時の振動方向（以下、共振方向という。）となる。この両共振方向は、プロペラシャフトの軸線方向に対してほぼ直交するとともに互いに直交する。そして、パワートレーンに対する加振力の方向がその共振方向でなくても、パワートレーンがその共振方向に共振することが知られている。
【００３５】
プロペラシャフトは、左右方向での共振時には、図５に示すように、その軸芯が左右方向を長軸とする楕円軌道を描くように曲げ振動する。すなわち、左右方向での共振時には、左右方向での振幅が極大となるように曲げ振動する。
【００３６】
このとき、プロペラシャフトには、図６に示すように、その１回転当たり２周期で増減する曲げ応力が発生する。すなわち、プロペラシャフトが、左方向又は右方向に最も大きく撓んだときに曲げ応力が最大となり、上方向又は下方向に最も小さく撓んだときには曲げ応力が最小となる。
【００３７】
同様に、上下方向での共振時には、その軸芯が上下方向を長軸とする楕円軌道を描くように曲げ振動し、その１回転当たり２周期で増減する曲げ応力が発生する。すなわち、上下方向での共振時には、上下方向での振幅が最大となるように曲げ振動する。
【００３８】
従って、従来のパワートレーンでは、左右方向又は上下方向での共振時にプロペラシャフトに発生する曲げ応力が、その１回転当たり２回最大となるように周期的に増減する。
【００３９】
次に、パワートレーンの剛性比Ｒ１を変化させたときに、共振の発生状態と、プロペラシャフトの曲げ振動の状態をシュミレーションした結果について説明する。
【００４０】
このシュミレーションでは、剛性比Ｒ１が、Ｒ＝０．８０，０．９６，１，１．０４，１．２０の各場合について行なっている。
Ｒ＝０．８０は、トランスミッションの左右方向での曲げ剛性が上下方向での曲げ剛性よりも明確に低い場合であり、反対に、Ｒ＝１．２０は、左右方向での曲げ剛性が上下方向での曲げ剛性よりも明確に高い場合であって、従来のパワートレーンにはない値である。また、Ｒ＝０．９６は、左右方向での曲げ剛性が上下方向での曲げ剛性よりもやや低い場合であって従来パワートレーンの代表値であり、反対に、Ｒ＝１．０４は、左右方向での曲げ剛性が上下方向での曲げ剛性よりもやや高い場合である。さらに、Ｒ＝１は、左右方向での曲げ剛性と上下方向での曲げ剛性とが等しい場合であって、本実施形態のパワートレーン１０の場合である。
【００４１】
図７（ａ−２），（ｂ−２），（ｃ−２），（ｄ−２）．（ｅ−２）は、プロペラシャフトの回転数を変化させたときの、左右方向の曲げ応力と上下方向の曲げ応力とを合わせて図示したグラフである。また、図７（ａ−１），（ｂ−１），（ｃ−１），（ｄ−１），（ｅ−１）は、同じく、プロペラシャフトの軸芯の軌跡を示す。
【００４２】
剛性比Ｒ１がＲ＝０．８０のときには、図７（ａ−２）に示すように、左右方向での共振振動数が上下方向での共振振動数より低くなり、左右方向での共振領域と上下方向での共振領域とが明確に分離する。
【００４３】
そして、プロペラシャフトの軸芯の軌跡は、図７（ａ−１）に示すように、左右方向での共振時の略左右方向を長軸とする扁平な楕円状の軌跡と、また、上下方向での共振時の略上下方向を長軸とする扁平な楕円状の軌跡とが重ね合わさった状態となる。
【００４４】
また、剛性比Ｒ１がＲ＝１．２０のときには、図７（ｅ−２）に示すように、Ｒ＝０．８０のときと反対に、左右方向での共振振動数が上下方向での共振振動数より明確に高くなり、左右方向での共振領域と上下方向での共振領域とが明確に分離する。
【００４５】
そして、プロペラシャフトの軸芯の軌跡は、図７（ｅ−１）に示すように、左右方向での共振時の略左右方向を長軸とする扁平な楕円状の軌跡と、上下方向での共振時の略上下方向を長軸とする扁平な楕円状の軌跡とが重ね合わさった状態となる。
【００４６】
また、剛性比Ｒ１がＲ＝０．９６のときには、図７（ｂ−２）に示すように、左右方向での共振振動数と上下方向での共振振動数とが極めて近くなり、左右方向での共振領域と上下方向での共振領域とが明確に分離しなくなる。
【００４７】
そして、プロペラシャフトの軸芯の軌跡は、図７（ｂ−１）に示すように、左右方向での共振に基づく略左右方向を長軸とする楕円状の軌跡と、上下方向での共振に基づく略上下方向を長軸とする楕円状の軌跡とが合成された状態となる。
【００４８】
また、剛性比Ｒ１がＲ＝１．０４のときには、図７（ｄ−２）に示すように、Ｒ＝０．９６のときと同様に、左右方向での共振振動数と上下方向での共振振動数とが極めて近くなり、左右方向での共振領域と上下方向での共振領域とが明確に分離しなくなる。
【００４９】
そして、プロペラシャフトの軸芯の軌跡は、図７（ｄ−１）に示すように、左右方向での共振に基づく略左右方向を長軸とする楕円状の軌跡と、上下方向での共振に基づく略上下方向を長軸とする楕円状の軌跡とが合成された状態となる。
【００５０】
また、剛性比がＲ＝１のときには、図７（ｃ−２）に示すように、共振の方向性が完全になくなり、１つの共振振動数でのみ共振する。
そして、プロペラシャフト１３の軸芯の軌跡は、図７（ｃ−１）に示すように、１つの共振点で曲げ振動するときの真円状の軌跡となる。
【００５１】
以上のシミュレーションの結果、剛性比Ｒ１＝０．９６の従来のパワートレーンでは、図８及び図９に示すように、左右方向又は上下方向での共振時に、プロペラシャフトに発生する曲げ応力が、プロペラシャフトの回転数に応じた周期で変動する。なお、図８は、プロペラシャフトの回転数を変化させたときの曲げ応力の変化状態を示し、図９は、図８における共振点の詳細図である。
【００５２】
一方、本実施形態のパワートレーン１０においては、トランスミッション１２の曲げ剛性がプロペラシャフト１３の軸線に直交する全ての方向で均等化されていることから、従来のパワートレーンと異なり、図１０に示すように、１つの共振点でのみ共振する。このため、プロペラシャフト１３は、共振時に、その軸芯が真円軌道を描くように曲げ振動する。従って、共振時にプロペラシャフト１３に発生する曲げ応力の大きさは、図１１に示すように、その回転位置に関係なく一定となる。
【００５３】
なお、図１０は、プロペラシャフトの回転数を変化させたときの曲げ応力の変化状態を示し、図１１は、図１０における共振点の詳細図である。
（耐久性の評価）
次に、本実施形態のパワートレーン１０におけるプロペラシャフト１３と、従来のパワートレーンにおけるプロペラシャフトとの耐久性を比較評価した。
【００５４】
図１は、左右方向での共振振動数を上下方向での共振振動数で除した比（以下、共振点比という。）Ｒ２を変化させたときの、曲げ応力の最大値（以下、最大応力という。）、及び、曲げ応力の変動幅の最大値（以下、最大振幅という。）の増減比率の変化状態を示している。
【００５５】
但し、共振点比Ｒ２が「１」でなく、左右方向及び上下方向でそれぞれ共振する場合については、それぞれの共振時に発生する最大応力の内、大きな方の最大応力を、その共振点比Ｒ２に対する最大応力としている。
【００５６】
ここで、曲げ剛性は共振振動数の二乗に比例することから、剛性比Ｒ１は共振点比Ｒ２の二乗となる。
従って、剛性比Ｒ１＝０．９６である従来のパワートレーンの共振点比Ｒ２はＲ２＝０．９８であり、剛性比Ｒ１＝１である本実施形態の共振点比Ｒ２はＲ２＝１である。
【００５７】
ある共振点比Ｒ２に対する最大応力の増減比率は、そのときの最大応力を、共振点比Ｒ２＝１のときの最大応力で除した値である。また、ある共振点比Ｒ２に対する応力振幅の増減比率は、そのときの応力振幅を、共振点比Ｒ２＝１のときの最大応力で除した値である。
【００５８】
最大応力は、図１に示すように、約０．９６≦Ｒ２≦約０．９９５及び約１．００５≦Ｒ２≦約１．０４の範囲では、本実施形態の最大応力に対する増減比率が１．１以上となり、また、約０．９８≦Ｒ２≦約０．９８５及び約１．０１５≦Ｒ２≦約１．０２の範囲では、同じく１．２以上となる。
【００５９】
これに対し、最大応力は、約０．９９≦Ｒ１≦約１．０１の範囲では、本実施形態の最大応力に対する増減比率がほぼ「１」となる。
一方、Ｒ２≦約０．９５及び約１．０５≦Ｒ２の範囲では、本実施形態の最大応力に対する増減比率が１．０４以下となり、また、Ｒ２≦約０．９２及び約１．０８≦Ｒ２の範囲では、同じく１．０２以下となる。従って、剛性比Ｒ１が、Ｒ１≦約０．９又は約１．１≦Ｒ１の範囲では、本実施形態の最大応力に対する増減比率が約１．０４以下となる。
【００６０】
パワートレーンの耐久性は、パワートレーンのジョイント、スプライン、ベアリング等の耐久性であって、共振時にプロペラシャフト１３に発生する最大応力が小さいほど高くなる。
【００６１】
従って、共振点比Ｒ２＝１の本実施形態のパワートレーン１０では、従来のパワートレーンに対して耐久性が向上することが分かった。
また、Ｒ２≦０．９５及び１．０５≦Ｒ２のパワートレーンでも、耐久性が向上し、Ｒ２≦０．９２及び１．０８≦Ｒ２のパワートレーンでは、耐久性がより一層向上することが分かった。
【００６２】
これに対し、最大振幅については、本実施形態のパワートレーン１０では、ほぼ「０」となるが、共振点比Ｒ２が「１」以外のパワートレーンでは、大きな値となる。
【００６３】
（疲労強度の評価）
次に、本実施形態のパワートレーン１０におけるプロペラシャフト１３と、従来のパワートレーンにおけるプロペラシャフトとの疲労強度を比較評価する。
【００６４】
図１２は、剛性比Ｒ１を変化させたときの、曲げ応力の平均値（以下、平均応力という。）、及び、曲げ応力の変動幅（以下、応力振幅という。）の増減比率の変化状態を示している。
【００６５】
平均応力は、図１３に示すように、共振時に発生する曲げ応力の最大値と最小値との平均値である。また、応力振幅は、同じく、曲げ応力の最大値と平均応力との差分値である。なお、図１３は、図８の共振領域の拡大図である。
【００６６】
ある共振点比Ｒ２に対する平均応力の増減比率は、そのときの平均応力を、共振点比Ｒ２＝０．８のときの平均応力で除した値である。また、ある共振点比Ｒ２に対する応力振幅の増減比率は、そのときの応力振幅を、共振点比Ｒ２＝０．８のときの平均応力で除した値である。
【００６７】
平均応力は、図１２に示すように、共振点比Ｒ２＝１の本実施形態が、共振点比Ｒ２＝０．８の場合に対する増減比率が最も大きな約１．９となる。
これに対し、剛性比Ｒ１＝０．９６である従来のパワートレーンの平均応力は、その増減比率が約１．５となる。
【００６８】
一方、応力振幅は、本実施形態が「０」となり、従来はその増減比率が約０．８となる。
プロペラシャフト１３の疲労強度は、共振時の平均応力及び応力振幅から、図２に示すように、疲れ限度線図を用いて評価することができる。
【００６９】
疲れ限度線図では、あるプロペラシャフトが共振時に発生する曲げ応力の平均応力及び応力振幅に対し、そのときの平均応力に対して疲れ限度線が決定する許容応力振幅と、実際の応力振幅との振幅差分を、そのプロペラシャフトの疲労強度とみなすことができる。
【００７０】
従来の共振点比Ｒ２＝０．９６のパワートレーンでのプロペラシャフトの疲労強度は、図２に示すように、長さＡで表される。一方、本実施形態でのパワートレーン１０のプロペラシャフト１３の疲労強度は、同じく長さＢで表される。そして、長さＢは、長さＡの約３倍の長さであることが分かった。
【００７１】
従って、本実施形態のパワートレーン１０のプロペラシャフト１３は、従来のパワートレーンのプロペラシャフトに対して疲労強度が向上することが分かる。ここで、従来のパワートレーンのように、互いに直交する２方向で共振が発生した場合に、プロペラシャフトの曲げ振動がトランスミッションケースの応力分布に与える影響について、ＦＥＭ（有限要素解析法）計算による解析を行なった。
【００７２】
その結果、プロペラシャフトが共振するときには、その共振方向に対応するトランスミッションケースの部位に高い応力が発生することが確認できた。
従って、本実施形態のパワートレーン１０では、プロペラシャフト１３が特定の方向に共振しないので、トランスミッションケースの特定部位に高い応力が発生することはない。
【００７３】
次に、以上詳述した本実施形態が有する効果を列記する。
（１）　パワートレーン１０において、トランスミッション１２の左右方向（第１方向）での曲げ剛性と上下方向（第２方向）の曲げ剛性との剛性比Ｒ１をほぼ「１」にした。このため、パワートレーン１０での共振が、左右方向と上下方向とで独立して発生せず、ある振動数でのみプロペラシャフト１３が全方向に等しい振幅で撓み変形するように発生する。このとき、曲げ応力の最大値が極小となるため、パワートレーン１０の耐久性が向上する。また、応力振幅が「０」となるので、疲労強度が向上する。
【００７４】
従って、パワートレーン１０の疲労強度及び耐久性をより一層高くすることができる。また、エンジン１１とトランスミッション１２との結合剛性を高くしたり、あるいは、トランスミッション１２やプロペラシャフト１３の断面係数を高くする必要がないので、パワートレーン１０の体積や重量の増大を招かない。
【００７５】
（２）　従来、その構造上、左右方向及び上下方向で曲げ剛性に差があったトランスミッションを、そのトランスミッションケースの断面形状を円筒形にすることによって、左右方向及び上下方向で曲げ剛性がほぼ等しくなるようにした。これにより、プロペラシャフト１３の軸線に対して直交し、かつ、互いに直交する２方向での曲げ剛性が等しくなるようにし、いずれの２方向でも共振が起こらないようにした。このため、新たな部品を用いることなく、パワートレーン１０の疲労強度及び耐久性をより一層高くすることができる。
【００７６】
次に、上記一実施形態以外の実施形態を列記する。
・　前記一実施形態で、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状を従来のままとし、その上部壁部及び下部壁部の壁厚を従来よりも厚くすることでその幅方向（第１方向）の曲げ剛性をより大きくする。このことにより、幅方向の曲げ剛性と高さ方向（第２方向）の曲げ剛性との剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるようにする。この場合には、前記一実施形態の（１）に記載した効果が得られる他、トランスミッションが従来の体積から大きくならないようにすることができ、車体側の設計変更を必要としない。
【００７７】
・　前記一実施形態で、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状を従来のままとし、トランスミッションケースの特定部位をエンジン１１のシリンダブロックに対し補強バーやスティフナによって連結することによって、幅方向の曲げ剛性を従来よりも高くする。このことにより、高さ方向（第２方向）の曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」となるようにする。この場合には、前記一実施形態の（１）に記載した効果が得られる他、従来のトランスミッションをほぼそのまま用いることができる。
【００７８】
・　前記一実施形態で、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状を従来のままとし、その右壁部及び左壁部に設けられるリブを多くしたり、その断面積を大きくすることによって幅方向（第１方向）の曲げ剛性を従来より大きくする。このことにより、幅方向の曲げ剛性と高さ方向（第２方向）の曲げ剛性との剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるようにする。この場合には、前記一実施形態の（１）に記載した効果が得られる他、トランスミッションが従来の体積から大きくならないようにすることができ、車体側の設計変更を必要としない。
【００７９】
・　前記一実施形態で、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状を従来のままとし、右壁部及び左壁部の壁厚を従来より厚くすることで、その高さ方向の曲げ剛性をより大きくする。このことにより、幅方向の曲げ剛性と高さ方向（第２方向）の曲げ剛性との剛性比Ｒ１を従来より小さくする。そして、パワートレーン１０が幅方向（第１の共振方向）で共振するときの振動数と高さ方向（第２の共振方向）で共振するときの振動数との共振点比Ｒ２がＲ２≦０．９５（剛性比Ｒ１では、Ｒ１≦０．９）となるようにする。この場合には、共振時にプロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大応力を前記一実施形態と同等にすることができるため、一実施形態と同様に耐久性をより高くすることができる。
【００８０】
また、幅方向の曲げ剛性を決定するその幅方向（第１方向）の曲げ剛性を決定するその上部壁部及び下部壁部の壁厚を従来よりも厚くすることによって、幅方向の曲げ剛性と高さ方向の曲げ剛性との剛性比Ｒ１を従来より大きくする。そして、幅方向（第１の共振方向）で共振するときの振動数と高さ方向（第２の共振方向）で共振するときの振動数との共振点比Ｒ２が１．０５≦Ｒ２（剛性比Ｒ１では、１．０５≦Ｒ１）となるようにしても同じ効果がある。
【００８１】
・　前記一実施形態で、パワートレーンは、エンジン前置き後輪駆動方式で手動変速機を備えたものに限らず、同方式でロックアップクラッチ付きの自動変速機を備えたものであってもよい。この場合には、ロックアップクラッチがロックアップしているときにプロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値を低減し、また、応力振幅をほぼ「０」にすることができる。
【００８２】
また、後輪駆動方式に限らず、四輪駆動方式のパワートレーンに実施してもよい。
・　前記一実施形態で、パワートレーンは、エンジンの代わりに電動モータを備えたものであってもよい。
【００８３】
以下、前記各実施形態から把握される技術的思想をその効果とともに列記する。
（１）　請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載の発明において、前記パワートレーンは、エンジン、トランスミッション、プロペラシャフト及びディファレンシャルギヤからなることを特徴とする車両用パワートレーンの剛性設定方法。
【００８４】
（２）　請求項４〜請求項７のいずれか一項に記載の発明において、前記パワートレーンは、エンジン、トランスミッション、プロペラシャフト及びディファレンシャルギヤからなることを特徴とする車両用パワートレーン。
【００８５】
（３）　請求項４又は請求項５のいずれかに記載の発明において、パワートレーンの構成要素であるトランスミッションの前記第１方向における曲げ剛性と、同じく前記第２方向における曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」であることを特徴とする車両用パワートレーン。
【００８６】
（４）　上記技術的思想（３）に記載の発明において、前記トランスミッションのトランスミッションケースは、その軸線方向に直交する平断面形状が略円形となる略円筒状に形成されていることを特徴とする車両用パワートレーン。この場合には、新たな部品を用いることなく、パワートレーンの疲労強度及び耐久性をより高くすることができる。
【００８７】
（５）　上記技術的思想（３）に記載の発明において、前記トランスミッションのトランスミッションケースには、前記第１方向における曲げ剛性と、前記第２方向における曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」となるようにリブが設けられていることを特徴とする車両用パワートレーン。
【００８８】
（６）　上記技術的思想（３）に記載の発明において、前記トランスミッションのトランスミッションケースは、前記第１方向における曲げ剛性と前記第２方向における曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」となるようにその壁厚が設定されていることを特徴とする車両用パワートレーン。
【００８９】
（７）　上記技術的思想（３）に記載の発明において、前記トランスミッションのトランスミッションケースは、前記第１方向における曲げ剛性と前記第２方向における曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」となるように、エンジンのシリンダブロックに対し補強手段（補強バー、スティフナ）によって連結されていることを特徴とする車両用パワートレーン。
【図面の簡単な説明】
【図１】パワートレーンの共振点比を変化させたときの共振時の最大応力及び応力振幅の増減比率を示すグラフ。
【図２】疲労強度の比較結果を示す疲れ限度線図。
【図３】パワートレーンを示す模式図。
【図４】従来のパワートレーンにおける左右方向及び上下方向の振動特性を示すグラフ。
【図５】共振時でのプロペラシャフトの曲げ振動の状態を示す模式図。
【図６】同じく曲げ応力の変化状態を示すグラフ。
【図７】（ａ−１）〜（ｅ−１）は、剛性比に対するプロペラシャフトの曲げ振動の状態を示す軌跡図、（ａ−２）〜（ｅ−２）は、共振の発生状態を示すグラフ。
【図８】従来のパワートレーンの曲げ応力特性を示すグラフ。
【図９】同じく共振時における曲げ応力の変化状態を示すグラフ。
【図１０】本実施形態のパワートレーンの曲げ応力特性を示すグラフ。
【図１１】同じく共振時における曲げ応力の変化状態を示すグラフ。
【図１２】剛性比に対する平均応力及び応力振幅の増減比率を示すグラフ。
【図１３】共振時の曲げ応力特性を示す模式図。
【符号の説明】
１０…パワートレーン、１１…エンジン、１２…トランスミッション、１３…プロペラシャフト、１４…ディファレンシャルギヤ、ｆ１，ｆ２…振動数、Ｒ１…剛性比、Ｒ２…共振点比。
【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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【図１３】
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