JP2006038138A - 動力伝達軸構造 - Google Patents

Abstract

【課題】レイアウトの制約を受けにくい構造で、インプットシャフトの共振を抑えながら変速時のシフト操作力を軽減して操作性を向上させることができる動力伝達軸構造を提供すこと。
【解決手段】入力部３１ａと出力部３１bとの間を連結する第１軸部３１ｃがねじれを生じながら動力を伝達する動力伝達軸３１を有する動力伝達構造において、動力伝達軸３１に中空穴３１ｄを設け、その中空穴３１ｄに挿入されるロッド３２を挿入し、出力部３１b側に固定される固定部３２ｂと、半径方向の隙間を有して固定部３２ｂから第１軸部に沿って延長され第１軸部よりねじり剛性が大きい第２軸部とを有する強ねじれ部材と、第１軸部と第２軸部との隙間に介在された摩擦部材と、を備えた。
【選択図】図２

Description

本発明は、例えば原動機からの動力を伝える際に原動機の振動を減衰する動力伝達軸構造に関する。

この種の技術としては、エンジンと変速歯車組との間に配置されたダンパディスクがあり、このダンパディスクは円周方向に延びる複数の窓孔を有し出力側部材に連結可能なフランジ部と、フランジ部の窓孔内にフロート体を挟んだ状態で円周方向に直列に並べた２個のトーションスプリングを介してフランジ部に連結した入力側回転体と、フロート体の半径方向内方にフロート体とともに回転するようにフランジ部と入力側回転体との間に配置された摩擦部材とを備えており、入出力側回転体の相対ねじれに応じてヒステリシストルクを発生させることにより、低速走行時のこもり音を減少させるようにしている（例えば、特許文献１参照）。
特開平５−２２８６３号公報

しかしながら、特許文献１に記載された従来技術にあっては、インプットシャフト周辺のレイアウトによってはその制約により、インプットシャフトにダンパディスクを設けることができず、インプットシャフトの共振を低減することが難しいという問題があった。

また、上記従来技術にあっては、摩擦部材を利用したヒステリシス機構を半径方向外側へかなり離れた位置に設けざるを得ないため、ヒステリシス機構のイナーシャ分が通常のクラッチディスクに比べ増加して変速時のシフト操作力が大きくなり、操作性を悪化させるという問題もあった。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、レイアウトの制約を受けにくい構造で、インプットシャフトの共振を抑えながら変速時のシフト操作力を軽減して操作性を向上させることができる動力伝達軸構造を提供することにある。

上記の目的を達成するため、本発明では、入力部と出力部との間を連結する第１軸部がねじれを生じながら動力を伝達する動力伝達軸を有する動力伝達構造において、入力部側および出力部側のうちの一方の部側に固定される固定部と入力部側および出力部側のうちの他方の部側に半径方向の隙間を有して固定部から第１軸部に沿って延長され第１軸部よりねじり剛性が大きい第２軸部とを有する強ねじれ部材と、第１軸部と第２軸部との隙間に介在された摩擦部材と、を備えた。

本発明では、動力伝達軸構造にあっては、レイアウトの制約を受けにくい構造で、インプットシャフトの共振を抑えながら変速時のシフト操作力を軽減して操作性を向上させることができる。

以下、本発明の車両の動力伝達軸構造を実施するための最良の形態を、図面に基づき説明する。

まず、構成を説明する。

図１は実施例１の動力伝達軸構造をインプットシャフト３に適用したマニュアルトランスミッション機構１を示す図であり、図２はインプットシャフト３の軸方向部分断面図と、径方向A-A断面図である。マニュアルトランスミッション機構１は、図示しないエンジンで発生した動力をトランスミッション４に伝えたり、又は切り離したりするクラッチ２と、クラッチ２を介して伝わったエンジンの動力をトランスミッション４に伝えるインプットシャフト３と、エンジンから回転を変速して図しない駆動輪に伝達するトランスミッション４とを備える。

インプットシャフト３は、図２（ａ）に示すように、動力伝達軸３１と、本発明の相対ねじれ部材にあたるロッド３２と、動力伝達軸３１とロッド３２の間に装着された摩擦部材３３とを備える。

動力伝達軸３１は、クラッチ２側端部にはスプラインが設けられクラッチ２と嵌合する入力部３１ａと、トランスミッション４側端部でトランスミッション４のドライブギヤ４１に結合する出力部３１ａと、入力部３１ａと出力部３１ａとの間でねじれを生じる第１軸部３１ｃと、内部にトランスミッション４側に開口した中空穴３１ｄとが設けられている。なお、第１軸部３１ｃはクラッチ２からの入力トルクに応じてねじりが生じるように、ある程度軟性がある材料で形成される。

ロッド３２は、動力伝達軸３１のトランスミッション４側の開口部から第２軸部３２ａが挿入され、開口部付近で固定部３２ｂが動力伝達軸３１に圧入スプライン嵌合しされている。なお、第２軸部３２ａは第１軸部３１ｃよりねじり剛性の大きな材料で形成される。

ロッド３２の第２軸部３２ａの外周側には摩擦部材３３が装着され、動力伝達軸３１の中空穴３１ｄと接している。

次に、作用を説明する。

図２（ｂ）はエンジン回転変動が生じたときの様子を示しており、一点鎖線矢印はエンジン回転変動の方向と大きさを、実線矢印は各軸方向位置における動力伝達軸３１の第１軸部３１ｃとロッド３２の第２軸部３２ａとの相対ねじれ変位の方向と大きさを示している。なお、図２（ｂ）はエンジン回転変動と第１軸部３１ｃと、第２軸部３２ａとの相対ねじれ変位と、を模式的に示したものである。図２（ｂ）に示すようにエンジン回転変動が生じると第１軸部３１ｃと第２軸部３２ａとの間に相対ねじれ変位が生じ、その大きさはトランスミッション４側ほど小さくなる。摩擦部材３３は動力伝達軸３１接する面において、第１軸部３１ｃと第２軸部３２ａとの相対ねじれ変位に応じた大きさで回転方向反対側に摩擦力を発生させ、エンジン回転変動によるトルク変動を減衰させる。

図３はインプットシャフトのねじり系振動モデルである。

エンジンの回転変動が動力伝達軸３１とロッド３２と摩擦部材３３とを介してトランスミッション４に伝達し、ドライブシャフト５へ伝わる。このときの入力部３１ａ側の回転変動変位X1と出力部３１ａ側の回転変動変位X2との差の絶対値を相対回転変動変位dXとすると、摩擦部材３３で生じるヒステリシストルクThは次の式でモデル化できる。

Th=α・k・dX … （１）
α=β・log_e k … （２）
ここで、kは第２軸部３２ａのねじり剛性、βは実験または計算により求めた比例定数である。したがって、式（１）と式（２）とをまとめると、
Th=β・(log_e k)・k・dX
となり、ヒステリシストルクThは第２軸部３２ａのねじり剛性kに関係する関数となる。

図４は摩擦部材３３で生じるヒステリシストルクThとインプットシャフト３の共振の減衰効果代との関係を示すグラフであり、図５は第２軸部３２ａのねじり剛性kと相対回転変動変位dXとの積k・dXと、ヒステリシストルクThと、の関係を示すマップである。図４に示すようにヒステリシストルクThが増加すると、ヒステリシストルクTh0に達するまではインプットシャフト３の共振の減衰効果代は大きくなる。しかし、ヒステリシストルクTh0を超えるとインプットシャフト３の共振の減衰効果代は小さくなる。本実施例では、図５のマップを用いて、インプットシャフト３の共振点においてヒステリシストルクTh0となる第２軸部３２ａのねじり剛性kを設定する。

図６はエンジン回転数とインプットシャフト３の回転変動レベルとの関係を示す図であり、点線はヒステリシストルクを発生させない場合、一点鎖線はヒステリシストルクを発生させた場合は、実線はヒステリシストルクをTh0で発生させた場合を示す。ヒステリシストルクを発生させない場合には、エンジンの回転数がr1を超えるとインプットシャフト３が共振して、急激に回転変動レベルが上昇し、回転数r2で変動レベルが頂点に達し、回転数r2以降は急激に回転変動レベルが減少する。ヒステリシストルクを発生させた場合には、エンジン回転数がr1を超えても回転変動レベルの上昇は起こらず、回転数r2まではほぼ回転変動レベルを一定に保ち、回転数r2を超えると回転変動レベルが減少する。ヒステリシストルクをTh0で発生させたときには、回転数r1を超えても緩やかに回転数レベルが減少し、回転数r2に達しても回転変動レベルの上昇は起こらない。ヒステリシストルクを適切に設定することで、インプットシャフト３の共振減衰効果を最大にすることができる。

次に本実施例の動力伝達軸構造の効果を説明する。

（１）エンジン回転変動変位が生じると動力伝達軸３１の第１軸部３１ｃとロッド３２の第２軸部３２ａとの間に相対ねじれ変位が生じ、第１軸部３１ｃと第２軸部３２ａとの間の摩擦部材３３で相対ねじれ変形と逆方向に摩擦力が発生するので、インプットシャフト３共振の回転変動レベルを減衰させることができる。

（２）動力伝達軸３１の内部に中空穴３１ｄを設け、中空穴３１ｄにロッド３２の第２軸部３２ａを挿入したので、インプットシャフト３の径拡大を抑えることができ、またイナーシャの増大も抑えることができる。よって、形状によるレイアウトの制約を受けることが少なく、シフト操作を悪化も抑えられる。

（３）ヒステリシストルクThを式（１）でロッド３２の第２軸部３２ａのねじり剛性kに関する式にモデル化したので、インプットシャフト３の共振減衰を最大にするねじり剛性kを求めることができる。

本実施例のインプットシャフト３の構成要素は、実施例１のインプットシャフト３の構成要素と同様であるものの、動力伝達軸３１の中空穴３１ｄの形状が異なる。すなわち、図７（ａ）右のB-B断面図に示すように動力伝達軸３１の中空部の軸方向から見た形状が楕円である。この楕円状の楕円中空穴３１ｅの内径と第２軸部３２ａの外形との距離が短くなる狭間部３１ｆでは、摩擦部材３３は他の部分に比べ楕円中空穴３１ｅと第２軸部３２ａとにより圧縮された状態になる。

なお、実施例１と同様の構成については実施例１と同一の符号を付してそれらの説明を省略する。

次に作用を説明する。

図７（ｂ）が示すように、第１軸部３１ｃと第２軸部３２ａとに相対ねじれ変位が生じると狭間部３１ｆでは摩擦部材３３が径方向の圧縮力が大きくなり、摩擦力も増加する。よって、実施例２での第２軸部３２ａのねじり剛性kと相対回転変動変位dXとの積k・dXと、ヒステリシストルクThと、の関係は、実施例１の図５が示すような線形ではなく、下に凸となる曲線状になる。したがって、エンジン回転変動変位dXが小さい範囲ではヒステリシストルクThはあまり発生せず、エンジン回転変動変位が大きい範囲ではヒステリシストルクThの発生は大きくなる。

次に、効果を説明する。

本実施例２の動力伝達軸構造は、上記実施例１と同様な効果を得ることができ、さらに以下の効果をも得ることができる。すなわち、
（４）第１軸部３１ｃと第２軸部３２ａとの相対ねじり変位が小さいときは、ヒステリシストルクThの発生を小さく抑えることができるので、ヒステリシストルクThが過剰に発生することにより第１軸部３１ｃと第２軸部３２ａとが一体にねじり変形を生じる可能性が低くなる。したがって、インプットシャフト３の共振減衰効果が得られない可能性を低減できる。

（５）楕円中空穴３１ｅを設けたので、新たな部品等を加えることなく、第１軸部３１ｃと第２軸部３２ａとの相対ねじり変位に応じたヒステリシストルクThを発生させることができる。

以上、本発明の動力伝達軸構造を実施例１及び実施例２に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加は許容される。

たとえば、例えば、実施例１及び実施例２では動力伝達軸３１の内部に中空穴３１ｄを設けて、その中空穴３１ｄにロッド３２の第２軸部３２ａを挿入し、動力伝達軸３１とロッド３２との間に摩擦部材３３を設けたが、ロッド３２に中空穴を設けて、その中空穴に動力伝達軸３１を挿入し、動力伝達軸３１とロッド３２との間に摩擦部材を設けても良い。また、実施例２において、楕円中空穴３１ｅの軸方向形状を楕円形にしたが、ロッド３２の第２軸部の軸方向形状を楕円状にしても良い。

本願は、動力伝達軸において動力伝達軸の共振を低減させる動力伝達軸構造に利用できる。

実施例１に係る、マニュアルトランスミッション機構を示す図である。 実施例１に係る、インプットシャフト構造を示す図である。 実施例１に係る、インプットシャフトのねじり系振動モデルである 実施例１に係る、摩擦材で生じるヒステリシストルクと、インプットシャフトの共振の減衰効果代との関係を示すグラフである。 実施例１に係る、ロッドのねじり剛性とエンジン回転変動変位との積と、ヒステリシストルクと、の関係を示すマップである。 実施例１に係る、エンジン回転数とインプットシャフトの回転変動レベルとの関係を示す図である。 実施例２に係る、インプットシャフト構造を示す図である。

符号の説明

１ マニュアルトランスミッション機構
２ クラッチ
３ インプットシャフト
４ トランスミッション
５ ドライブシャフト
３１ 動力伝達軸
３１ａ 入力部
３１ｂ 出力部
３１ｃ 第１軸部
３１ｄ 中空穴
３１ｅ 楕円中空穴
３１ｆ 狭間部
３２ ロッド
３２ａ 固定部
３３ 摩擦部材
４１ ドライブギヤ

Claims (5)

1. 入力部と出力部との間を連結する第１軸部が前記入力部と前記出力部との間でねじれを生じながら動力を伝達する動力伝達軸を有する動力伝達構造において、
   前記入力部側及び前記出力部側のうちの一方の部側に固定される固定部と前記入力部側及び前記出力部側のうちの他方の部側に半径方向の隙間を有して前記固定部から前記第１軸部に沿って延長され前記第１軸部よりねじり剛性が大きい第２軸部とを有する相対ねじれ部材と、
   前記第１軸部と前記第２軸部との隙間に介在された摩擦部材と
   を備えることを特徴とする動力伝達軸構造。
2. 請求項１に記載の動力伝達軸構造において、
   前記動力伝達部材は前記第１軸部が中空穴を有する円筒形状をしており、
   前記相対ねじれ部材は前記第２軸部が前記第１軸部の中空穴に挿入されていることを特徴とする動力伝達軸構造。
3. 請求項１又は請求項２に記載の動力伝達軸構造において、
   前記摩擦部材は、前記第１軸部と前記第２軸部との相対ねじれに応じてヒステリシストルクを発生し、前記ヒステリシストルクの大きさTh0が、Th0＝α・k・dX（αは比例定数、kは第２軸部のねじり剛性、dX＝│X1-X2│で、X1は入力部側回転変動角変位、X2は出力部側回転変動角変位）となるように設定したことを特徴とする動力伝達軸構造。
4. 請求項１乃至請求項３のいずれかに記載の動力伝達軸構造において、
   前記隙間は前記第１軸部と前記第２軸部との相対ねじれ量に応じて変化するようにした動力伝達部材と前記強ねじれ部材との相対ねじれ変位量に応じて前記摩擦材の押圧力が変化することを特徴とする動力伝達軸構造。
5. 請求項４に記載の動力伝達軸構造において、
   前記第１軸部の中空穴部は、前記第１軸部の軸方向から見た形状が楕円形であることを特徴とする動力伝達軸構造。
   

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