JP2010190369A - 車両用振動低減装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車両用振動低減装置において、効率良く歯車装置の振動を抑制する。
【解決手段】所定質量を持つ環状のマス部材３０ａと、マス部材３０ａとフランジ２６Ｄとの間に介在させられてフランジ２６Ｄと一体回転可能にマス部材３０ａをフランジ２６Ｄに支持する弾性部材３０ｂとを備えてデファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の振動を抑制するダイナミックダンパ３０において、弾性部材３０ｂはゴム材料よりも減衰の小さいバネ部材とされるので、ゴム材料とされる場合と比較して、ハイポイドギヤ対５２の噛合い点ａでの振動振幅が大きくされ、ギヤノイズ特有の発生メカニズムから、噛合い点ａにおける噛合い点強制力Ｆは小さくされる。このように、弾性部材３０ｂとして敢えてゴム材料よりも減衰が小さいバネ部材を用いることで噛合い点ａにおける噛合い点強制力Ｆがより小さくされ、結果として、終減速機２０の振動抑制効果が向上する。
【選択図】図４

Description

本発明は、ギヤ対を介して動力を伝達する歯車装置の振動を抑制する車両用振動低減装置に係り、特に、車両用振動低減装置に用いる弾性部材に関するものである。

例えば、車両の動力伝達に関する歯車装置を構成しているギヤ対の噛合い伝達誤差によってギヤ対の噛合い点に強制力が発生し、その歯車装置が振動すると、その振動が車室内に伝達し、例えば振動や騒音（異音）として搭乗者に不快感を与える場合がある。尚、上記噛合い伝達誤差は、ギヤの理想的な回転運動に対する回転角度誤差（駆動ギヤに対する被駆動ギヤの進み又は遅れ）であり、ギヤの製造誤差、組付け誤差、ギヤ、ギヤ支持軸、ケース等の弾性変形によって生じる為、零にすることは困難とされている。

この様な問題に対して、振動を発生する歯車装置に連結される回転体等に車両用振動低減装置例えばダイナミックダンパを負荷することで歯車装置の振動を低減（抑制）することが良く知られている。例えば、特許文献１には、インナパイプの外周面及びアウタパイプに内周面に凸部からなるスプラインを設けると共に、隣接する凸部間にゴム材を介在させたプロペラシャフトが示されている。また、特許文献２には、パワートレインの振動の共振周波数における腹の位置又はその近傍に、マスが弾性体としてのラバーを介して支持される一般的なダイナミックダンパが設けられているパワートレインの制振構造が示されている。また、特許文献３には、環状質量体としての振動リング、弾性連結体としてのゴム材、及びスリーブからなるダイナミックダンパを装着したプロペラシャフトの回転振動防止装置が示されている。また、特許文献４には、デフキャリヤに筒状の圧入部材を圧入し、この圧入部材には高い硬度のゴム材からなる弾性部材を介してキャリヤ側ブラケットの環状部を圧入して設けたダイナミックダンパ構造が示されている。また、特許文献５には、内輪の外周面に突設され外輪の凹陥部に嵌入されるとともに、駆動系の捩り共振周波数にチューニングしたダンパゴムを設けたトーショナルダンパを取り付けた動力伝達装置が示されている。

このように、一般的には、ダイナミックダンパに代表される車両用振動低減装置の弾性部材（弾性要素、弾性体）には、ゴム材が適用される。これは、例えばダイナミックダンパの副作用として生じる２つの共振ピーク（例えば、共振周波数帯での共振ピークの振動レベルを低減することで、その共振周波数帯を挟む高低両周波数帯に現れる共振ピーク）の振動レベルを抑制するには、減衰の大きい材料の方が有効な為である。

特開２００４−１６８２４９号公報 特開２００４−１５０５１１号公報 特開２００２−１６８２９４号公報 特開２０００−２９７８３８号公報 実開平６−３６９３４号公報

ところで、歯車装置の振動を低減するには、上述したギヤ対の噛合い点に発生する強制力を小さくすることでも可能であると考えられる。この噛合い点における強制力は、ギヤノイズ特有の発生メカニズムに着目すると、例えば噛合い点における自己加振応答特性（例えば 力を与えた所でのその力に対する変位の特性）のレベルを増大させることで小さくすることができると考えられる。そうすると、従来では抑制していた副作用として生じる共振ピークの振動レベルを却って増大させることで歯車装置の振動を低減できる可能性がある。つまり、車両用振動低減装置の弾性部材として減衰の大きなゴム材を用いることが、必ずしも歯車装置の振動を低減する為の最良の方法であるとは言えない可能性がある。本発明は、このような知見に基づいて見出されたものである。尚、上述したような課題は未公知であり、ギヤノイズ特有の発生メカニズムに着目して効率良く歯車装置の振動を抑制することについて未だ提案されていない。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、効率良く歯車装置の振動を抑制することができる車両用振動低減装置を提供することにある。

前記目的を達成するための本発明の要旨とするところは、(a) ギヤ対を介して動力を伝達する歯車装置の回転体或いはその歯車装置に動力伝達可能に連結された回転体に取り付けられてその歯車装置の振動を抑制する車両用振動低減装置であって、(b) 所定質量を持つ環状のマス部材と、(c) 前記マス部材と前記回転体との間に介在させられてその回転体と一体回転可能にそのマス部材をその回転体に支持する弾性部材とを備え、(d) 前記弾性部材は、ゴム材料よりも減衰が小さいバネ部材であることにある。

このようにすれば、所定質量を持つ環状のマス部材と、そのマス部材と回転体との間に介在させられてその回転体と一体回転可能にマス部材を回転体に支持する弾性部材とを備えて歯車装置の振動を抑制する車両用振動低減装置において、前記弾性部材はゴム材料よりも減衰が小さいバネ部材とされるので、弾性部材がゴム材料とされる場合と比較して、車両用振動低減装置を備える際の副作用として生じる歯車装置内のギヤ対における２つの共振ピークの振動レベルが抑制されない、すなわちギヤ対における振動振幅が大きくされる。そして、ギヤ対における振動振幅が大きくされることで、ギヤノイズ特有の発生メカニズムから、ギヤ対の噛合い点における強制力は小さくされる。このように、弾性部材として敢えてゴム材料よりも減衰が小さいバネ部材を用いることでギヤ対の噛合い点における強制力がより小さくされるので、結果として、歯車装置の振動抑制効果が向上する。よって、効率良く歯車装置の振動を抑制することができる車両用振動低減装置が提供される。

ここで、好適には、前記バネ部材は、金属製のスプリングである。このようにすれば、弾性部材の減衰がゴム材料よりも適切に小さくされる。

また、好適には、前記バネ部材は、前記歯車装置自体の共振周波数帯において、前記ゴム材料と比較して、前記ギヤ対の噛合い点におけるそのギヤ対での振動振幅を増大させるものであり、前記ギヤ対での振動振幅が増大させられることにより、前記ゴム材料を用いる場合と比較して、前記ギヤ対の噛合い点における噛合い点強制力が低減されて、前記歯車装置の共振周波数帯における振動レベルが抑制される。このようにすれば、歯車装置の振動レベルを抑制したい共振周波数帯において、歯車装置の振動抑制効果が向上し、効率良く歯車装置の振動が抑制される。

また、好適には、前記車両用振動低減装置は、前記回転体の回転方向に作用するダイナミックダンパである。このようにすれば、回転体の回転方向すなわち動力伝達系における捩り方向の振動が適切に抑制される。

また、好適には、前記車両用振動低減装置は、前記回転体が軸心方向とは並行な方向にずれるその回転体の並進方向に作用するダイナミックダンパである。このようにすれば、回転体の並進方向（心ずれ方向）すなわち動力伝達系の並進方向の振動が適切に抑制される。

また、好適には、前記歯車装置は、駆動力源から出力された動力を駆動輪側へ伝達する車両用動力伝達装置の一部を構成するものである。この歯車装置としては、例えば良く知られた所謂ハイポイドギヤ式の減速歯車装置と所謂傘歯車式の差動歯車装置とを備える終減速機、トランスミッション、トランスファなどである。また、この歯車装置に動力伝達可能に連結されて車両用振動低減装置が取り付けられる前記回転体としては、例えば良く知られたプロペラシャフト、ドライブシャフト、プロペラシャフトの出力側と終減速機の入力側とを接続する為のフランジなどである。このようにすれば、実用的な車両用動力伝達装置において、効率良く歯車装置の振動を抑制することができる車両用振動低減装置が提供される。

また、好適には、前記駆動力源としては、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関であるエンジンが広く用いられる。さらに、補助的な走行用動力源として、電動機等がこのエンジンに加えて用いられても良い。或いは、走行用駆動力源として電動機のみが用いられても良い。

本発明が適用された車両用振動低減装置を備えているＦＲ形式の車両の動力伝達機構を説明する図である。 歯車装置が有しているギヤ対の模式図である。 ダイナミックダンパの機能を説明する為の図であって、（ａ）は振動系のモデルであり、（ｂ）は振動抑制対象となる歯車装置の振動振幅特性である。 振動抑制対象となる終減速機の断面図及びダイナミックダンパの断面図の模式図である。 図４のダイナミックダンパにおけるＡ−Ａ視断面図の模式図であり、比較の為に弾性部材としてゴム材料を用いた場合（従来例）も示している。 ギヤの噛合い点強制力によって生じるデファレンシャルキャリア（終減速機）の振動レベルを低減する数値シミュレーションを行う際の簡略化計算モデルである。 図６の簡略化計算モデルにおける数値シミュレーションの計算結果の一例であり、ダイナミックダンパ３０を取り付けない場合である。 図６の簡略化計算モデルにおける数値シミュレーションの計算結果の一例であり、弾性部材として減衰の大きい材料であるゴム材が用いられたダイナミックダンパを取り付ける場合である。 図６の簡略化計算モデルにおける数値シミュレーションの計算結果の一例であり、弾性部材としてゴム材よりも減衰の小さい材料である金属スプリングが用いられたダイナミックダンパを取り付ける場合である。 回転方向に作用するダイナミックダンパの模式図である。 並進方向に作用するダイナミックダンパの模式図である。 回転方向及び並進方向の両方向に作用するダイナミックダンパの模式図である。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。

図１は、本発明が適用された車両用振動低減装置を備えている前置エンジン後輪駆動（ＦＲ）形式の車両１０の動力伝達機構を説明する図である。図１において、車両１０は、動力源であるエンジン１２と、左右１対の前輪１４Ｌ、１４Ｒと、エンジン１２の出力回転を変速するための自動変速機１６と、自動変速機１６の出力軸から出力される駆動力を伝達するためのプロペラシャフト１８と、後輪用駆動力分配装置として機能する終減速機２０と、終減速機２０により分配された駆動力を伝達するための左右１対の後輪車軸（ドライブシャフト）２２Ｌ、２２Ｒと、後輪車軸２２Ｌ、２２Ｒを介して駆動力が伝達される左右１対の後輪２４Ｌ、２４Ｒとを備えている。自動変速機１６、プロペラシャフト１８、終減速機２０、及び後輪車軸２２は、エンジン１２から出力された動力を駆動輪である後輪２４側へ伝達する車両用動力伝達装置の一部を構成するものである。また、自動変速機１６や終減速機２０は、ギヤ対を介して動力を伝達する歯車装置に相当する。また、プロペラシャフト１８の出力側には例えば図示しないユニバーサルジョイントを介してプロペラシャフト１８と一体回転するフランジ２６Ｐ（図４参照）が備えられている。また、終減速機２０の入力側には例えば終減速機２０の入力部材として機能するピニオンシャフト２８（図４参照）と一体回転するフランジ２６Ｄ（図４参照）が備えられている。フランジ２６Ｐ及びフランジ２６Ｄは、プロペラシャフト１８の出力側と終減速機２０の入力側とを接続する為の接続フランジ２６であり、終減速機２０に動力伝達可能に連結された回転体に相当する。また、接続フランジ２６には、終減速機２０の振動を抑制する車両用振動低減装置としてのダイナミックダンパ３０が接続フランジ２６と一体回転するように取り付けられている。

ここで、ギヤノイズ特有の発生メカニズム、及び一般的なダイナミックダンパの機能について考察する。図２は、歯車装置が有しているギヤ対の模式図である。また、図３は、ダイナミックダンパの機能を説明する為の図であって、（ａ）は振動系のモデルであり、（ｂ）は振動抑制対象となる歯車装置の振動振幅特性である。

図２において、歯車装置が有している一対のドライブギヤ及びドリブンギヤで構成されるギヤ対の各噛合い点Ａ１、Ａ２におけるドライブギヤ、ドリブンギヤの変位をそれぞれＸ１、Ｘ２とすると、噛合い伝達誤差ＴＥは次式（１）で表される。そして、この噛合い伝達誤差ＴＥによってギヤ噛合い点Ａ１、Ａ２に強制力（噛合い点強制力Ｆ１＝−Ｆ２）が発生し、歯車装置が振動すると、その振動が車室内に伝達し、例えば振動や騒音（異音）として搭乗者に不快感を与える可能性がある。
ＴＥ＝Ｘ１−Ｘ２ （＝一定） ・・・（１）

上述したような振動や騒音が発生する問題に対して、図３（ａ）に示すようなダイナミックダンパを振動抑制対象となる歯車装置或いはその歯車装置に動力伝達可能に連結された回転体に付加することで、その振動抑制対象の振動振幅レベルを抑制できることが良く知られている。図３（ａ）に示すダイナミックダンパは、所定質量を持つマス部材ｍと、マス部材ｍと振動抑制対象との間に弾性部材ＫＣとを備えている。このダイナミックダンパでは、振動抑制対象の共振周波数帯域において、振動抑制対象に作用する強制力（外力）Ｆに対する変位ＸすなわちコンプライアンスＣ（＝Ｘ／Ｆ）を抑制するように、例えばマス部材ｍの所定質量と弾性部材ＫＣのバネ定数ｋ及び減衰係数ｃとがチューニングされる。図３（ｂ）において、破線はダイナミックダンパ無しの場合であり、実線は弾性部材ＫＣとしてゴム材等の減衰の大きい材料が用いられたダイナミックダンパ有りの場合であり、一点鎖線は弾性部材ＫＣとして金属バネ等の減衰の小さい材料が用いられたダイナミックダンパ有りの場合である。図３（ｂ）にも示すように、振動抑制対象の共振周波数帯域においてコンプライアンスＣを抑制する為にダイナミックダンパを付加すると、その副作用として共振周波数帯を挟む高低両周波数帯に２つの共振ピークが現れる。図３（ｂ）からも明らかなように、この２つの共振ピークの振動レベル（例えばコンプライアンスＣ）を抑制するには、弾性部材ＫＣとして減衰の大きい材料を用いる方が有効である。その為、弾性部材ＫＣには減衰の大きなゴム材料が用いられ、減衰の小さなバネ材は適用されない。尚、上記コンプライアンスＣは、強制力Ｆを与えた所でのその強制力Ｆに対する変位Ｘの特性を見る場合には自己加振応答特性と称することもある。

ところで、歯車装置の振動を低減するには、上述したギヤノイズ特有の発生メカニズムを考えた場合、振動や騒音の元になる噛合い点強制力Ｆ１を小さくすることでも可能であると考えられる。そこで、歯車装置が備えるギヤ対における噛合い点強制力の発生メカニズムを考察する。図２に戻り、ギヤ対の各噛合い点Ａ１、Ａ２におけるドライブギヤ、ドリブンギヤの各コンプライアンスをそれぞれφ１、φ２とすると、ドライブギヤ、ドリブンギヤの変位Ｘ１、Ｘ２は次式（２）、（３）で表される。上記式（１）及びこれら式（２）、（３）と、作用・反作用の関係からＦ１＝−Ｆ２となることとを考慮すれば、噛合い点強制力Ｆ１は次式（４）で表される。この式（４）中の（１／（φ１＋φ２））は、（Ｆ＝ｋ×ｘ）で示されるバネ定数ｋに相当するものであり、噛合い点動剛性Ｋｄと称すものである。この式（４）より、噛合い点コンプライアンス（自己加振応答特性）φ１、φ２を大きくすれば、噛合い点強制力Ｆ１を小さくすることができることがわかる。つまり、噛合い点コンプライアンスφ１、φ２を大きくすることで、すなわち噛合い点動剛性Ｋｄ（＝１／（φ１＋φ２））を小さくすることで、歯車装置の振動抑制効果を向上させられる可能性がある。この噛合い点コンプライアンスφ１、φ２は、ダイナミックダンパを付加することの副作用として現れる２つの共振ピークの何れか、或いは両方を利用することで大きくすることができる。従って、ダイナミックダンパの弾性部材にゴム材料よりも減衰の小さい材料を適用することによって、副作用として現れる共振ピークのレベルすなわち噛合い点コンプライアンスφ１、φ２をより大きくすることが可能である。
Ｘ１＝φ１×Ｆ１ ・・・（２）
Ｘ２＝φ２×Ｆ２ ・・・（３）
Ｆ１＝（１／（φ１＋φ２））×ＴＥ ・・・（４）

本実施例は、上述したような観点に基づいて、ダイナミックダンパの弾性部材にゴム材料よりも減衰の小さい材料を敢えて用いるものである。以下に、終減速機２０の振動を抑制する為にフランジ２６に取り付けたダイナミックダンパ３０の弾性部材としてゴム材料よりも減衰の小さいバネ材料を用いた場合について、弾性部材としてゴム材料を用いた場合と比較しながら、詳細に説明する。

図４は、振動抑制対象となる終減速機２０の断面図及びダイナミックダンパ３０の断面図の模式図である。また、図５は、図４のダイナミックダンパ３０におけるＡ−Ａ視断面図の模式図であり、比較の為に弾性部材としてゴム材料を用いた場合（従来例）も示している。

図４において、終減速機２０は、よく知られた所謂ハイポイドギヤ式の減速歯車装置３２と、所謂傘歯車式の差動歯車装置３４とを備えており、例えば、プロペラシャフト１８等を介して伝達された回転の速度を減速しつつ駆動力を増大すると共に、その回転を左右の駆動輪２４に相互の回転速度差を許容しつつ伝達する。本実施例における終減速機２０は、ＦＲ（フロントエンジン・リアドライブ）車両に好適に用いられるものであって、プロペラシャフト１８の出力端にフランジ２６Ｐ、２６Ｄを介して連結され、後輪２４の車軸２２上に配置されている。減速歯車装置３２及び差動歯車装置３４は、マウントブラケット３６及び図示しないマウントを介して車両１０に弾性支持される共通のハウジングとしてのデファレンシャルキャリア３８内にそれぞれ配設されており、そのデファレンシャルキャリア３８内に所定量だけ貯留された潤滑油により潤滑させられるようになっている。尚、減速歯車装置３２は、上述のようにハイポイドギヤ式であり、相互に平行でなく且つ交わらない２軸心、すなわち後述のピニオンギヤ４８の軸心Ｃ１とデファレンシャルリングギヤ５０の軸心Ｃ２との間で回転を伝えるものであるが、図１では、便宜上、上記軸心Ｃ１と軸心Ｃ２とを共通の平面内に示している。

差動歯車装置３４は、デファレンシャルキャリア３８内において一対のサイドベアリング４０、４２を介して後輪の車軸２２の入力軸に略同心である軸心Ｃ２まわりの回転可能に支持されたデファレンシャルケース４４と、そのデファレンシャルケース４４内に配設された所謂傘歯車式の差動機構４６とを含んで構成されている。差動歯車装置３４は、終減速機２０の機能のうち、減速歯車装置３２から伝達された回転を左右の駆動輪すなわち後輪２４に相互の回転速度差を許容しつつ分配する機能を受け持っている。尚、後述のデファレンシャルリングギヤ５０は、差動歯車装置３４の入力部材として機能している。

減速歯車装置３２は、所謂ハイポイドギヤ式の減速機構として機能する減速歯車対として、減速小歯車としてのピニオンギヤ（ハイポイド小歯車）４８と、そのピニオンギヤ４８に対して動力伝達経路の下流側に配置させられ、ピニオンギヤ４８よりも大径に設けられると共にそのピニオンギヤ４８と噛み合わされた減速大歯車としてのデファレンシャルリングギヤ（ハイポイド大歯車）５０とから成るハイポイドギヤ対５２を備えている。減速歯車装置３２は、終減速機２０の機能のうち、伝達された回転の速度を減速しつつ駆動力を増大する機能を受け持っており、その減速された回転が、上述のように差動歯車装置３４の入力部材としても機能するデファレンシャルリングギヤ５０を介して、差動歯車装置３４に伝達されるようになっている。

デファレンシャルリングギヤ５０は、デファレンシャルケース４４に複数のボルト５４により締着され、そのデファレンシャルケース４４と共に軸心Ｃ２まわりに回転させられるようになっている。また、ピニオンギヤ４８は、ピニオンシャフト２８の一端すなわち車両における後方側においてそのピニオンシャフト２８よりも大径に且つそのピニオンシャフト２８と一体的に設けられたものであり、ピニオンシャフト２８と共にドライブピニオン５６を構成している。

ドライブピニオン５６は、デファレンシャルキャリア３８内において、一対のテーパードローラベアリング（円すいころ軸受、斜接型軸受）５８、６０により、軸心Ｃ１まわりの回転可能に支持されている。また、ドライブピニオン５６は、その他端すなわち車両における前方側にフランジ２６Ｄを介してプロペラシャフトの出力側のフランジ２６Ｐが連結されており、プロペラシャフト１８により回転駆動されるようになっている。

以上のように構成される終減速機２０は、例えば車両の駆動に際して、プロペラシャフト１８を介してドライブピニオン５６に伝達された回転（駆動力）を、デファレンシャルリングギヤ５０、デファレンシャルケース４４、及び差動機構４６を介して左右の駆動輪２４に伝達する。この際、ドライブピニオン５６（ピニオンギヤ４８）とデファレンシャルリングギヤ５０との噛合い点ａでは、噛合い伝達誤差ＴＥが生じており、噛合い点強制力Ｆが発生している。このような噛合い点強制力Ｆの発生によりデファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）が振動させられる。ダイナミックダンパ３０は、このような終減速機２０の振動を抑制する為にフランジ２６Ｄのフランジ基部２６Ｄ１にそのフランジ２６Ｄと一体回転するように取り付けられている。

図４、５に示すように、ダイナミックダンパ３０は、所定質量を持つ環状のマス部材（イナーシャリング）３０ａと、マス部材３０ａとフランジ基部２６Ｄ１との間に介在させられてフランジ基部２６Ｄ１と一体回転可能にマス部材３０ａをフランジ２６Ｄに支持する弾性部材３０ｂとを備えている。本実施例の弾性部材３０ｂには、ゴム材料よりも減衰が小さいバネ部材例えば金属製のスプリングＳが用いられている。

図６は、ギヤの噛合い点強制力Ｆによって生じるデファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の振動レベルを低減する数値シミュレーションを行う際の簡略化計算モデルである。また、図７〜９は、その数値シミュレーションの計算結果の一例である。図６及び図７〜９において、（１）はダイナミックダンパ３０を取り付けない場合であり、（２）は弾性部材として減衰の大きい材料であるゴム材が用いられたダイナミックダンパを取り付ける場合であり、（３）は弾性部材３０ｂとしてゴム材よりも減衰の小さい材料である金属スプリングＳが用いられたダイナミックダンパ３０を取り付ける場合である。図６の（２）、（３）において、弾性部材を回転方向バネ要素としてモデル化しており、両者の違いは減衰の大小のみである。図７〜９において、ハイポイドギヤ対５２の各噛合い点ｄ、ｒにおけるドライブピニオン５６（ピニオンギヤ４８）、デファレンシャルリングギヤ５０の各コンプライアンスをそれぞれφ１（ドラピン側）、φ２（リングギヤ側）とする。そして、（ａ）は、その各噛合い点コンプライアンスφ１、φ２の各位相を示している。また、（ｂ）は、各噛合い点コンプライアンスφ１、φ２及び上記位相を加味して複素数計算した（φ１＋φ２）を示している。また、（ｃ）は、噛合い点動剛性Ｋｄ（＝１／（φ１＋φ２））の計算結果を示している。この噛合い点動剛性Ｋｄに噛合い伝達誤差ＴＥを掛け合わせると噛合い点強制力Ｆとなる（上記式（４）参照）。また、（ｄ）は、ハイポイドギヤ対５２の噛合い点からデファレンシャルキャリア３８へ伝達される振動伝達特性ＴＦであって、簡略化計算モデルに用いた終減速機固有の特性であり、図７〜９の各場合に拘わらず共通のものが用いられる。また、（ｅ）は、デファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の振動レベルＡ（＝ＴＦ×Ｋｄ×ＴＥ）の計算結果である。つまり、振動伝達特性ＴＦと噛合い点強制力Ｆとを掛け合わせたものである。尚、ここではＴＥ＝１として計算している為、上記（ｃ）における噛合い点動剛性Ｋｄと上記（ｄ）における振動伝達特性ＴＦとを掛け合わせた計算結果となっている。

図９（ｂ）に示すように、弾性部材３０ｂとしてゴム材よりも減衰の小さい材料である金属スプリングＳを用いた本実施例では、弾性部材として減衰の大きい材料であるゴム材を用いた図８（ｂ）に示す従来例と比較して、ダイナミックダンパ３０を取り付けない場合のベースとなるデファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の共振周波数帯（網囲み）において、噛合い点コンプライアンス（φ１＋φ２）のゲインが更に５ｄＢ程度大きくされる。つまり、本実施例では、ベースよりも大きくされた従来例と比較してドライブピニオン５６の振動振幅が更に大きくされる。尚、本実施例及び従来例とも、図３（ｂ）に示すような２つの共振ピークの両方或いは何れかを、ダイナミックダンパ３０を取り付けない場合のベースにおける共振ピークよりも大きくすることで図８（ｂ）、図９（ｂ）の状態を実現できる。また、ゴム材よりも減衰の小さい金属スプリングＳを用いてその共振ピークを従来例よりも大きくできることで、図９（ｂ）の状態を実現できる。

そして、図９（ｃ）に示すように、本実施例では、ベースよりも小さくされた従来例と比較して噛合い点動剛性Ｋｄが更に５ｄＢ程度小さくされる。つまり、本実施例では、従来例と比較してハイポイドギヤ対５２における噛合い点強制力Ｆが更に小さくされる。これにより、図９（ｃ）に示すように、本実施例では、ベースよりも小さくされた従来例と比較してデファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の振動レベルＡが更に５ｄＢ程度小さくされる。このように、弾性部材３０ｂとしてゴム材料よりも減衰が小さい金属製のスプリングＳを用いることで、デファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の振動抑制効果を向上することができる。

見方を換えれば、デファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の共振周波数帯において、ゴム材と比較して、ハイポイドギヤ対５２の噛合い点ａにおける噛合い点コンプライアンス（φ１＋φ２）すなわち振動振幅レベルをより増大させることができる減衰の小さいバネ部材（特には金属製のスプリング）を弾性部材３０ｂとして用いるのである。そして、ハイポイドギヤ対５２の噛合い点ａでの振動振幅が増大させられることにより、ゴム材料を用いる場合と比較して、ハイポイドギヤ対５２の噛合い点ａにおける噛合い点強制力Ｆが低減されて、デファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の共振周波数帯における振動レベルＡが抑制される。

図１０は、図６の簡略化計算モデルで回転方向バネ要素としてモデル化した弾性部材３０ｂをより具現化した模式図である。つまり、回転方向に作用するダイナミックダンパ３０の模式図である。図１０では、回転体の回転方向すなわち動力伝達系における捩り方向の振動が適切に抑制されるように弾性部材３０ｂが配設される。例えば、図１０（ａ）では、弾性部材３０ｂとしての各金属スプリング６２の作用方向が略円周方向となるように、その金属スプリング６２が円周方向に所定の間隔で複数配置されている。また、図１０（ｂ）では、弾性部材３０ｂとしての各金属製板バネ６４の幅方向が円周方向と略直交するように、その金属製板バネ６４が円周方向に所定の間隔で複数配置されている。

また、ダイナミックダンパ３０は、上述した回転方向に作用するのみでなく、ダイナミックダンパ３０を取り付ける回転体がその軸心方向とは並行な方向にずれる回転体の並進方向に作用するものであっても振動抑制効果を向上することができる。図１１は、並進方向に作用するダイナミックダンパ３０の模式図である。図１１では、回転体の並進方向（心ずれ方向）すなわち動力伝達系の並進方向の振動が適切に抑制されるように弾性部材３０ｂが配設される。例えば、図１１（ａ）では、弾性部材３０ｂとしての各金属スプリング６６の作用方向が略径方向となるように、その金属スプリング６６が円周方向に所定の間隔で複数配置されている。また、図１１（ｂ）では、弾性部材３０ｂとしての各金属製Ｕ字型板バネ６８の作用方向が略径方向となるように、その金属製Ｕ字型板バネ６８が円周方向に所定の間隔で複数配置されている。

また、ダイナミックダンパ３０は、上述した回転方向或いは並進方向に作用するのみでなく、回転方向及び並進方向の両方向に作用するものであっても振動抑制効果を向上することができる。図１２は、回転方向及び並進方向の両方向に作用するダイナミックダンパ３０の模式図である。図１２では、回転体の回転方向及び並進方向の振動が適切に抑制されるように弾性部材３０ｂが配設される。例えば、図１２（ａ）では、作用方向が略円周方向となる金属スプリング６２及び作用方向が略径方向となる金属スプリング６６が円周方向に所定の間隔で交互に配置されている。また、図１２（ｂ）では、弾性部材３０ｂとしての各金属製コイルバネ７０の作用方向が略円周方向及び略径方向となるように、その金属製コイルバネ７０が円周方向に所定の間隔で配置されている。

上述のように、本実施例によれば、所定質量を持つ環状のマス部材３０ａと、マス部材３０ａとフランジ２６Ｄとの間に介在させられてフランジ２６Ｄと一体回転可能にマス部材３０ａをフランジ２６Ｄに支持する弾性部材３０ｂとを備えてデファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の振動を抑制するダイナミックダンパ３０において、弾性部材３０ｂはゴム材料よりも減衰が小さいバネ部材とされるので、弾性部材３０ｂがゴム材料とされる場合と比較して、ダイナミックダンパ３０を備える際の副作用として生じるデファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）内のハイポイドギヤ対５２における２つの共振ピークの振動レベルが抑制されない、すなわちハイポイドギヤ対５２の噛合い点ａでの振動振幅が大きくされる。そして、ハイポイドギヤ対５２における振動振幅が大きくされることで、ギヤノイズ特有の発生メカニズムから、ハイポイドギヤ対５２の噛合い点ａにおける噛合い点強制力Ｆは小さくされる。このように、弾性部材３０ｂとして敢えてゴム材料よりも減衰が小さいバネ部材を用いることでハイポイドギヤ対５２の噛合い点ａにおける噛合い点強制力Ｆがより小さくされるので、結果として、デファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の振動抑制効果が向上する。よって、効率良くデファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の共振周波数帯における振動レベルを抑制することができるダイナミックダンパ３０が提供される。

また、本実施例によれば、前記バネ部材は、金属製のスプリングＳであるので、弾性部材３０ｂの減衰がゴム材料よりも適切に小さくされる。

また、本実施例によれば、前記バネ部材は、デファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）自体の共振周波数帯において、ゴム材料と比較して、ハイポイドギヤ対５２の噛合い点ａにおける噛合い点コンプライアンス（φ１＋φ２）すなわち振動振幅レベルをより増大させるものであり、ハイポイドギヤ対５２の噛合い点ａでの振動振幅が増大させられることにより、ゴム材料を用いる場合と比較して、ハイポイドギヤ対５２の噛合い点ａにおける噛合い点強制力Ｆが低減されて、デファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の共振周波数帯における振動レベルＡが抑制されるので、デファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の振動レベルを抑制したい共振周波数帯において、デファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の振動抑制効果が向上し、効率良くデファレンシャルキャリア３８（終減速機２０）の振動が抑制される。

また、本実施例によれば、ダイナミックダンパ３０は、回転体の回転方向に作用するダイナミックダンパであるので、回転体の回転方向すなわち動力伝達系における捩り方向の振動が適切に抑制される。

また、本実施例によれば、ダイナミックダンパ３０は、回転体が軸心方向とは並行な方向にずれるその回転体の並進方向に作用するダイナミックダンパであるので、回転体の並進方向（心ずれ方向）すなわち動力伝達系の並進方向の振動が適切に抑制される。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、車両用振動低減装置としてのダイナミックダンパ３０をフランジ２６Ｄに取り付けて終減速機２０の振動を抑制したが、終減速機２０における振動抑制効果が得られるのであれば、終減速機２０に動力伝達可能に連結されたフランジ２６Ｄ以外の他の回転体に取り付けても良い。例えば、フランジ２６Ｐやプロペラシャフト１８や車軸（ドライブシャフト）２２に取り付けても良い。尚、フランジ２６Ｄを終減速機２０を構成する回転体と見るならば、終減速機２０自体の回転体に取り付けることも可能となる。

また、前述の実施例では、 振動抑制対象となる歯車装置は終減速機２０であったが、ギヤ対を介して動力を伝達する歯車装置であれば本発明は適用され得る。つまり、終減速機２０のギヤ対で発生する噛合い点強制力Ｆのみでなく、他の歯車装置のギヤ対で発生する噛合い点強制力Ｆに対しても同様の効果が得られる。振動抑制対象となる他の歯車装置としては、例えばトランスミッション（例えば自動変速機１６）やトランスファなどである。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１８：プロペラシャフト（回転体）
２０：終減速機（歯車装置）
２２：車軸（回転体）
２６Ｐ、２６Ｄ：フランジ（回転体）
３０：ダイナミックダンパ（車両用振動低減装置）
３０ａ：マス部材
３０ｂ：弾性部材
５２：ハイポイドギヤ対（ギヤ対）
６２：金属スプリング（バネ部材）
６４：金属製板バネ（バネ部材）
６６：金属スプリング（バネ部材）
６８：金属製Ｕ字型板バネ（バネ部材）
７０：金属製コイルバネ（バネ部材）
Ｓ：スプリング（バネ部材）

Claims (5)

1. ギヤ対を介して動力を伝達する歯車装置の回転体或いは該歯車装置に動力伝達可能に連結された回転体に取り付けられて該歯車装置の振動を抑制する車両用振動低減装置であって、
   所定質量を持つ環状のマス部材と、
   前記マス部材と前記回転体との間に介在させられて該回転体と一体回転可能に該マス部材を該回転体に支持する弾性部材とを備え、
   前記弾性部材は、ゴム材料よりも減衰が小さいバネ部材であることを特徴とする車両用振動低減装置。
2. 前記バネ部材は、金属製のスプリングであることを特徴とする請求項１に記載の車両用振動低減装置。
3. 前記バネ部材は、前記歯車装置自体の共振周波数帯において、前記ゴム材料と比較して、前記ギヤ対の噛合い点における該ギヤ対での振動振幅を増大させるものであり、
   前記ギヤ対での振動振幅が増大させられることにより、前記ゴム材料を用いる場合と比較して、前記ギヤ対の噛合い点における噛合い点強制力が低減されて、前記歯車装置の共振周波数帯における振動レベルが抑制されることを特徴とする請求項１又は２に記載の車両用振動低減装置。
4. 前記車両用振動低減装置は、前記回転体の回転方向に作用するダイナミックダンパであることを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の車両用振動低減装置。
5. 前記車両用振動低減装置は、前記回転体が軸心方向とは並行な方向にずれる該回転体の並進方向に作用するダイナミックダンパであることを特徴とする請求項１乃至４の何れか１項に記載の車両用振動低減装置。

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