JP2011247348A - 車両の噛合歯車 - Google Patents

Abstract

【課題】車両に備えられる車両の噛合歯車において、歯車噛合時に発生するギヤノイズを効果的に抑制することができる車両の噛合歯車を提供する。
【解決手段】外周部７７の貫通孔８２が形成されない部分（柱部８７）の剛性が最も強くなり、それに隣接する貫通孔８２の穴部８４に対応する部分の剛性が急激に低下する。また、外周部７７の貫通孔８２のスリット部８６に対応する部分では、貫通孔８２の端部に比べるとその剛性が高くなる。このように、外周部７７の剛性が、周方向に変化するに従って、外周部７７の剛性が周方向の変化に応じて複雑に変化し、その剛性変化に従ってカウンタドリブンギヤ６０の振動特性が複雑に変化する。上記より、カウンタドリブンギヤ６０の振動特性が、外周部７７の剛性変化に応じて複雑に変化するため、歯車を収容するケース３０表面等で生じる振動増幅が抑制されるなどしてギヤノイズが効果的に抑制される。
【選択図】図２

Description

本発明は、車両に備えられる車両の噛合歯車に係り、特に、噛合歯車回転時に発生するギヤノイズを抑制する技術に関するものである。

車両に備えられる車両用動力伝達装置は、複数個の歯車を含んで構成されており、それらの歯車を介して動力が伝達される。ところで、上記歯車の噛合部において発生するギヤノイズ（振動）が問題となっており、上記ギヤノイズを抑制するための技術が複数提案されている。例えば、特許文献１に記載のはすば歯車では、はすば歯車のディスク部に、周方向に伸びる貫通孔を形成することで、はすば歯車の噛合点の剛性を周方向に変化させることによって、ギヤノイズを抑制する技術が開示されている。また、特許文献２に記載の歯車では、歯車の側部に環状部材を設けることで、歯車の噛合点における剛性を周方向に変化させることでギヤノイズを抑制する技術が開示されている。上記特許文献１および特許文献２のように歯車（はすば歯車）の噛合点の剛性が周方向に変化すると、歯車の噛合点の変化に応じて動剛性が変化して振動特性が変化するため、ギヤノイズが抑制される。

特開２００５−０６９４０１号公報 特開２０００−２２０７２６号公報

しかしながら、引用文献１および引用文献２に記載の発明では、歯車の噛合点の剛性が高剛性部位と低剛性部位の２段階しか存在せず、歯車の噛合部から発生するギヤノイズを抑制するに際して大きな効果を得ることができなかった。

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、車両に備えられる車両の噛合歯車において、噛合歯車回転時に発生するギヤノイズを効果的に抑制することができる車両の噛合歯車を提供することにある。

上記目的を達成するための、請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a)周方向に貫通孔が複数個形成されているディスク部と、そのディスク部の外周側において外周歯が形成されている外周部とを、備える車両の噛合歯車であって、(b)前記外周部の前記貫通孔の周方向の端部に対応する部分の強度が、その貫通孔の周方向の中央部に対応する部分の強度に比べて弱くなるように、その貫通孔の形状および径方向の形成位置の少なくとも一方が、その貫通孔の端部と中央部とで異なっていることを特徴とする。

また、請求項２にかかる発明の要旨とするところは、請求項１の車両の噛合歯車において、前記貫通孔の周方向において端部の径方向の隙間は、その貫通孔の周方向において中央部の径方向の隙間よりも大きく形成されていることを特徴とする。

また、請求項３にかかる発明の要旨とするところは、請求項１の車両の噛合歯車において、前記貫通孔の周方向において端部の孔は、その貫通孔の周方向において中央部の孔よりも外周側に形成されていることを特徴とする。

また、上記目的を達成するための請求項４にかかる発明の要旨とするところは、(a)周方向にスリット孔が複数個形成されているディスク部と、そのディスク部の外周側において外周歯が形成されている外周部とを、備える車両の噛合歯車であって、(b)前記外周部の前記スリット孔の端部に対応する部分の強度が、そのスリット孔の中央部に対応する部分の強度に比べて弱くなるように、そのスリット孔の周方向端部の溝の深さが、そのスリット孔の周方向中央部の溝の深さよりも深く形成されていることを特徴とする。

また、請求項５にかかる発明の要旨とするところは、請求項１乃至４のいずれか１の車両の噛合歯車において、前記貫通孔またはスリット孔は、奇数個形成されていることを特徴とする。

請求項１にかかる発明の車両の噛合歯車によれば、前記外周部の前記貫通孔の周方向の端部に対応する部分の強度が、その貫通孔の周方向の中央部に対応する部分の強度に比べて弱くなるように、その貫通孔の形状および径方向の形成位置の少なくとも一方が、その貫通孔の端部と中央部とで異なっている。このようにすれば、外周部の貫通孔が形成されない部分の強度が最も強くなり、それに隣接する貫通孔の端部に対応する部分の強度が急激に低下する。また、外周部の貫通孔の中央部に対応する部分では、貫通孔の端部に比べるとその強度が高くなる。このように、噛合歯車の外周部の強度が、周方向に変化するに従って、高い部分から急激に低くなり、再び強度が所定の値まで上昇し、さらに急激に低くなるなど、外周部の強度が周方向の変化に応じて複雑に変化し、その強度変化に従って噛合歯車の振動特性が複雑に変化する。上記より、噛合歯車の振動特性が、外周部の強度変化に応じて複雑に変化するため、歯車を収容するケース表面等で生じる振動増幅が抑制されるなどしてギヤノイズが効果的に抑制される。

また、請求項２にかかる発明の車両の噛合歯車によれば、前記貫通孔の周方向において端部の径方向の隙間は、その貫通孔の周方向において中央部の径方向の隙間よりも大きく形成されている。このように貫通孔が形成されると、ディスク部の周方向において貫通孔が形成されない部分の外周部の強度が最も高くなり（強度高）、次いで貫通孔の周方向において中央部に対応する外周部の強度が高くなり（強度中）、貫通孔の周方向において端部に対応する外周部の強度が最も低くなる（強度低）。したがって、噛合歯車の外周部の強度が、周方向に変化するに従って、強度高、強度低、強度中、強度低、強度高・・と複雑に変化するため、噛合歯車の振動特性が複雑に変化し、ギヤノイズが効果的に抑制される。

また、請求項３にかかる発明の車両の噛合歯車によれば、前記貫通孔の周方向において端部の孔は、その貫通孔の周方向において中央部の孔よりも外周側に形成されている。このように貫通孔が形成されると、ディスク部の周方向において貫通孔が形成されない部分の外周部の強度が最も高く（強度高）、次いで貫通孔の周方向において中央部に対応する外周部の強度が高く（強度中）、貫通孔の周方向において端部に対応する外周部の強度が最も低くなる（強度低）。したがって、噛合歯車の外周部の強度が、周方向に変化するに従って、強度高、強度低、強度中、強度低、強度高・・と複雑に変化するため、噛合歯車の振動特性が複雑に変化し、ギヤノイズが効果的に抑制される。

また、請求項４にかかる発明の車両の歯車装置によれば、前記外周部の前記スリット孔の端部に対応する部分の強度が、そのスリット孔の中央部に対応する部分の強度に比べて弱くなるように、そのスリット孔の周方向端部の溝の深さが、そのスリット孔の周方向中央部の溝の深さよりも深く形成されている。このようにすれば、外周部の貫通孔が形成されない部分の強度が最も強くなり、それに隣接するスリット孔の端部に対応する部分の強度が急激に低下する。また、外周部のスリット孔の中央部に対応する部分では、スリット孔の端部に比べるとその強度が高くなる。このように、噛合歯車の外周部の強度が、周方向に変化するに従って、高い部分から急激に低下し、再び強度が所定の値まで上昇し、さら急激に低下するなど、外周部の強度が周方向の変化に応じて複雑に変化し、その強度変化に従って噛合歯車の振動特性が複雑に変化する。上記より、噛合歯車の振動特性が、外周部の強度変化に応じて複雑に変化するため、歯車を収容するケース表面等で生じる振動増幅が抑制されるなどしてギヤノイズが効果的に抑制される。

また、請求項５にかかる発明の車両の噛合歯車によれば、前記貫通孔は、奇数個形成されているため、ディスク部の軸方向への弾性変形が低減されるに従い、固有振動モードが励起されにくくなるので、ギヤノイズが抑制される。

本発明が適用されたハイブリッド車両の動力伝達装置の概要を説明するための骨子図である。 図１のカウンタドリブンギヤの形状を示す図である。 図２のカウンタドリブンギヤの回転角に応じて変化する噛合点の剛性を示す図である。 図２のカウンタドリブンギヤが使用される場合において発生するギヤノイズを検出した実験結果を示す図である。 本発明の他の実施例であるカウンタドリブンギヤの形状を示す図である。 本発明のさらに他の実施例であるカウンタドリブンギヤの形状を示す図である。 図６のカウンタドリブンギヤに形成されるスリット孔の溝深さを示す図である。

ここで、好適には、本発明の外周部の強度とは、静的な変位・変形との関係で表される剛性に対応し、且つ、動的な変位・変形との関係で表される動剛性を含むものとする。

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。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明が適用されたハイブリッド車両の動力伝達装置１０（以下、動力伝達装置１０と記載する）の概要を説明するための骨子図である。図１に示すように、動力伝達装置１０は、エンジン１２と、第１電動機ＭＧ１と、エンジン１２および第１電動機ＭＧ１に動力伝達可能に連結されてエンジン１２および第１電動機ＭＧ１の駆動力を適宜分配或いは合成する動力分配機構としての第１遊星歯車装置１４と、第２電動機ＭＧ２と、第２電動機ＭＧ２の回転を減速させるリダクションギヤとして機能する第２遊星歯車装置１８とを、同軸心Ｃ上に備えている。また、エンジン１２に対して軸方向の反対側の端部には、エンジン１２の出力軸１６の回転によって作動させられる機械式のオイルポンプ１９が接続されている。上記のように、エンジン１２、第１電動機ＭＧ１、第１遊星歯車装置１４、第２遊星歯車装置１８、第２電動機ＭＧ２が軸心Ｃ上に配置されることで、動力伝達装置１０が径方向に小型化される。

なお、第１電動機ＭＧ１および第２電動機ＭＧ２は発電機能をも有する所謂モータジェネレータであるが、動力分配機構としての差動状態を制御するための差動用電動機として機能する第１電動機ＭＧ１は、反力を発生させるためのジェネレータ（発電）機能を少なくとも備える。また、駆動輪２８に動力伝達可能に連結されている第２電動機ＭＧ２は、走行用の駆動力源として駆動力を出力する走行用電動機として機能するためモータ（電動機）機能を少なくとも備える。なお、第２電動機ＭＧ２は、主として走行用の駆動力源として機能するため、実際には、第１電動機ＭＧ１よりも大きなものとなる。

第１電動機ＭＧ１は、軸心Ｃ上において、軸方向の両端が軸受３２および軸受３４によって回転可能に支持されている円筒状の回転部材３５と、内周端が回転部材３５に一体的に接続されている回転子として機能するロータ３６と、ロータ３６の外周側に配置され非回転部材であるケース３０に接続されることにより回転不能に固定されている固定子として機能するステータ３８とを、含んで構成されている。なお、回転部材３５のオイルポンプ１９側の端部が、第１遊星歯車装置１４の後述するサンギヤＳ１に連結されている。

第２電動機ＭＧ２は、軸心Ｃ上において、軸方向の両端が軸受５０および軸受５２によって回転可能に支持されている円筒状の回転部材４８と、内周端が回転部材４８に一体的に接続されている回転子として機能するロータ４０と、ロータ４０の外周側に配置され非回転部材であるケース３０に接続されることにより回転不能に固定されている固定子として機能するステータ４２とを、含んで構成されている。なお、回転部材４８の軸方向のエンジン１２側の端部が、第２遊星歯車装置１８の後述するサンギヤＳ２に連結されている。

第１遊星歯車装置１４は、シングルピニオン型の遊星歯車装置で構成され、サンギヤＳ１と、サンギヤＳ１と同軸心上に配置されてピニオンギヤＰ１を介してサンギヤＳ１と噛み合うリングギヤＲ１と、ピニオンギヤＰ１を自転および公転可能に支持するキャリヤＣＡ１とを備えている。そして、第１遊星歯車装置１８のサンギヤＳ１が回転部材３５を介して第１電動機ＭＧ１のロータ３６に連結され、キャリヤＣＡ１が出力軸１６およびダンパ装置２０を介してエンジン１２に連結され、リングギヤＲ１が出力歯車２２、減速機構２４、デファレンシャル装置２６、および左右の車軸２７を介して左右の駆動輪２８に作動的に連結されている。

第２遊星歯車装置１８は、第１遊星歯車装置１４と共通の軸心Ｃを中心に軸方向に並んで配置されており、第２電動機ＭＧ２の回転を減速して出力する減速装置として機能する。第２遊星歯車装置１８は、シングルピニオン型の遊星歯車装置で構成され、サンギヤＳ２と、サンギヤＳ２と同軸心上に配置されてピニオンギヤＰ２を介してサンギヤＳ２と噛み合うリングギヤＲ２と、ピニオンギヤＰ２を自転および公転可能に支持するキャリヤＣＡ２とを備えている。そして、第２遊星歯車装置２０のサンギヤＳ２が第２電動機ＭＧ２のロータ４０に回転部材４８を介して連結され、キャリヤＣＡ２が非回転部材であるケース３０に連結され、リングギヤＲ２がリングギヤＲ１と同様に、出力歯車２２、減速機構２４、デファレンシャル装置２６、および車軸２７を介して左右の駆動輪２８に作動的に連結されている。上記構成より、サンギヤＳ２から入力される第２電動機ＭＧ２の回転が、減速されてリングギヤＲ２から出力される。

また、本実施例では、内周側に第１遊星歯車装置１８のリングギヤＲ１の内歯および第２リングギヤＲ２の内歯が軸方向に並んで形成されると共に、外周側に出力歯車２２の外歯が形成されている所謂複合式の複合歯車４６が使用されており、軸受４７および軸受４９によって回転可能に支持されている。上記のように、複合歯車４６において複数の歯車機能が一体化されることにより、動力伝達装置１０がコンパクトとなる。

減速機構２４は、カウンタギヤ対５４とファイナルギヤ対５６とから主に構成されている。カウンタギヤ対５４は、カウンタドライブギヤとして機能する出力歯車２２と、カウンタ軸５８に固設された状態で出力歯車２２と噛み合うカウンタドリブンギヤ６０とから主に構成されている。ファイナルギヤ対５６は、カウンタ軸５８に固設されているファイナルドライブギヤ６２と、ファイナルドライブギヤ６２よりも大径に形成されてファイナルドライブギヤ６２と噛み合うファイナルドリブンギヤ６４とから主に構成されている。なお、カウンタ軸５８は、軸方向の両端が軸受６６および軸受６８によって回転可能に支持されており、カウンタ軸５８の回転に従って、カウンタドリブンギヤ６０およびファイナルドライブギヤ６２が同回転速度で回転させられる。上記のように構成される減速機構２４では、出力歯車２２の回転が減速されてファイナルドリブンギヤ６４に伝達される。

デファレンシャル装置２６は、公知である傘歯車式のものであり、ファイナルドリブンギヤ６４に接続されているデフケース７０と、両端部がデフケース７０に支持されているピニオンシャフトシャフト７２と、ピニオンシャフト７２に挿し通されてピニオンシャフト７２の軸心まわりに相対回転可能なピニオンギヤ７４と、ピニオンギヤ７４と噛み合う一対のサイドギヤ７６とを、備えている。なお、一対のサイドギヤ７６は、それぞれ左右の車軸２７にスプライン嵌合されることにより一体的に回転させられる。上記のようにディファレンシャル装置２６が構成されると、直進走行時では、デフケース７０がピニオンシャフト７２を介してピニオンギヤ７４を公転させ、その回転が一対のサイドギヤ７６および車軸２７を介して左右の駆動輪２８に伝達される。一方、旋回走行時では、ピニオンギヤ７４が公転すると共に自転させられることによって、一対のサイドギヤ７６に回転差が生じるに従い、左右の駆動輪２８に走行状態に応じた回転差が与えられる。

ところで、例えばカウンタギヤ対５４を構成する出力歯車２２（カウンタドライブギヤ）とカウンタドリブンギヤ６０との噛合部などにおいて、互いの歯車の噛合を加振源とするギヤノイズが発生することが知られている。

下式（１）は、例えばカウンタドライブギヤとして機能する出力歯車２２およびカウンタドリブンギヤ６０などの噛合部で発生するギヤノイズ（振動、音圧）の関係を示す公知の式である。ここで、Ｎはギヤノイズ（振動、音圧）の大きさを示し、ＴＥは出力歯車２２が一定速度で回転した場合のカウンタドリブンギヤ６０の微小な回転変位量に相当する噛合伝達誤差を示し、φ１は出力歯車２２側からみたカウンタドリブンギヤ６０のコンプライアンスを示し、φ２はカウンタドリブンギヤ６０側からみた出力歯車２２のコンプライアンスを示し、ＴＦは伝達関数（伝達感度）を示している。
Ｎ＝ＴＥ×｛１／（φ１＋φ２）｝×ＴＦ・・・・（１）

上記噛合伝達誤差ＴＥは、出力歯車２２およびカウンタドリブンギヤ６０の歯面に形成される微小な形状誤差に起因して生じる回転変位量であり、噛合伝達誤差ＴＥが大きくなるに従ってギヤノイズが大きくなる。また、コンプライアンスφ１とコンプライアンスφ２との和の逆数｛＝１／（φ１＋φ２）｝が動剛性に対応し、噛合伝達誤差ＴＥとその動剛性｛＝１／（φ１＋φ２）｝との積でギヤノイズの強制力が求められ、この強制力と伝達関数ＴＦとの積でギヤノイズＮが求められる。

本実施例では、式（１）に示す動剛性｛＝１／（φ１＋φ２）｝を、歯車の外周部７７（図２参照）の剛性（強度）を変化させることによって変化させ、それに伴って歯車の振動特性を複雑に変化させることによってギヤノイズＮを低減する。例えば同じ動剛性が繰り返されると、歯車の噛合点が変化しても振動特性が変化しないため、例えばケース３０表面などの共振周波数が一致した場合、常に振動増幅が繰り返されることとなりギヤノイズが大きくなる。これに対して、動剛性が複雑に変化すると、歯車の噛み合う位置に応じて振動特性が複雑に変化するため、振動増幅が抑制されてギヤノイズＮが低減される。本実施例では、一例として、カウンタドリブンギヤ６０（本発明の噛合歯車に対応）を、図２に示す形状とすることによって、カウンタドリブンギヤ６０の噛合点の剛性（強度）を変化させ、結果として、出力歯車２２との噛合点に対する動剛性を変化させる（すなわち振動特性を変化させる）ことで、ギヤノイズＮを低減する。なお、動剛性とは、動的な変位・変形との関係で表される剛性であり、静的な変位・変形との関係で表される剛性（静剛性）とは、厳密には相違する。しかしながら、剛性と動剛性とは一対一の関係にもあるため、本実施例では、剛性は動剛性の概念を含むものとする。また、本発明の強度とは、剛性および動剛性を含む概念に対応している。

図２に示すカウンタドリブンギヤ６０において、その外周部７７には、出力軸２２の斜歯である外周歯と噛み合う斜歯の外周歯７８が形成されている。また、外周歯７８が斜歯で形成されていることから、外周歯７８が出力歯車２２の外周歯と噛み合うと、径方向、接線方向、および軸方向の３方向に力がかかり、微小な撓み（変位）が生じる。

また、カウンタドリブンギヤ６０の円板状のディスク部８０には、貫通孔８２が周方向に等角度間隔で３個形成されている。貫通孔８２は、それぞれ周方向の両端に形成されている円形の穴部８４と、周方向において中央部に位置され両端の穴部８４を連結するように形成されているスリット状のスリット部８６とで形成されている。ここで、貫通孔８２の周方向の端部である穴部８４に対応する外周部７７の剛性（強度）が、貫通孔８２の周方向の中央部であるスリット部８６に対応する外周部７７の剛性（強度）に比べて弱くなるように、貫通孔８２の形状が貫通孔８２の端部と中央部とで異なっている。具体的には、穴部８４の直径ｗ２は、スリット部８６の径方向の幅寸法ｗ１（スリット幅）よりも大きく形成されている。上記のように貫通孔８２が形成されることで、貫通孔８２の周方向の端部である穴部８４に対応する外周部７７の剛性が、貫通孔８２の周方向の中央部であるスリット部８６に対応する外周部７７の剛性に比べて弱くなる。なお、ディスク部８０の周方向において貫通孔８２が形成されていない部位である図２に示す柱部８７の外周側に形成されている外周部７７の剛性は、貫通孔８２が形成されている部分に対応する外周部７７の剛性よりも高くなる。なお、穴部８４が、本発明の貫通孔の周方向の端部に対応し、スリット部８６が本発明の貫通孔の周方向の中央部に対応し、穴部８４の直径ｗ２が、本発明の貫通孔の周方向において端部の径方向の隙間に対応し、スリット部８６の径方向の幅寸法ｗ１が、本発明の貫通孔の周方向において中央部の径方向の隙間に対応している。

なお、貫通孔８２の穴部８４は、例えばカウンタドリブンギヤ６０の焼入れ加工前にドリルによって形成され、スリット部８６は、カウンタドリブンギヤ６０の焼入れ加工後にレーザー加工や放電加工によって形成される。また、貫通孔８２は周方向に３個形成されているが、貫通孔８２の数は奇数個形成されるのが好ましい。貫通孔８２が奇数個形成されると、カウンタドリブンギヤ６０の軸方向における弾性変形が低減され、カウンタドリブンギヤ６０の固有振動モードの励起が抑制されることとなる。

図３は、カウンタドリブンギヤ６０の外周部７７の剛性と回転角（周方向位置）との関係を示している。なお、図３の回転角０°の位置は、図２に示す０°の位置に対応しており、その０°の位置から時計方向に変化した位置での外周部７７の剛性を示している。例えば０°の位置（柱部８７）では、貫通孔８２が形成されてないため、外周部７７の剛性が最も高くなる（剛性高）。そして、０°の位置より所定角度だけ変化した位置（貫通孔８２の端部）では、穴部８４が形成されていることに起因して、穴部８４の外周側に形成されている外周部７７の剛性が最も低くなる（剛性低）。さらに所定角度だけ変化した位置（貫通孔８２中央部）では、スリット部８６が形成されていることに起因して、その外周側に形成されている外周部７７の剛性が、穴部８４の外周側に形成されている外周部７７の剛性よりも高くなる（剛性中）。すなわち、穴部８４の径方向の隙間に対応する直径ｗ２が、スリット部８６の径方向の隙間に対応する幅寸法ｗ１よりも大きいことから、穴部８４の外周側に形成されている外周部７７の剛性が、スリット部８６の外周側に形成されている外周部７７の剛性よりも低くなる。このように、カウンタドリブンギヤ６０では、貫通孔８２の形状が周方向（回転方向）に変化するため、カウンタドリブンギヤ６０の外周部７７の剛性が、図３に示すように複雑（剛性高、剛性低、剛性中、剛性低、剛性高・・・）に変化する。

上記のように、カウンタドリブンギヤ６０の外周部７７の剛性が複雑に変化すると、式（１）に基づいて、カウンタドリブンギヤ６０の動力を伝達する噛合点が変化するに従って、カウンタドリブンギヤ６０の振動特性が複雑に変化することとなる。

図４は、上記のようにカウンタドリブンギヤ６０が構成される場合に検出されるギヤノイズを実験的に検出した結果を示している。図４において、横軸は噛合一次の周波数を示しており、縦軸は噛合部近傍の所定の位置に設置されたマイクロフォンによって検出されるギヤノイズに対応する放射音（ｄＢ）を示している。また、細実線が貫通孔８２が形成されている場合（本実施例）の放射音を示しており、太一点鎖線が比較対象として貫通孔８２が形成されていない場合（貫通孔無し）の放射音を示している。図４に示すように、本実施例の貫通孔８２が形成されている場合、ほぼ全ての周波数領域において、放射音が低減されている。すなわち、貫通孔８２が形成されることによって、ギヤノイズの低減効果が得られることが確認された。

これは、カウンタドリブンギヤ６０の回転に伴って、出力歯車２２の外周歯と噛み合う外周歯７８が変化するに従い、カウンタドリブンギヤ６０の振動特性が複雑に変化するため、例えばケース３０表面等の共振による振動増幅が抑制されるなどの効果が得られるためである。なお、振動特性が変化しない場合には、共振による振動増幅が繰り返し発生しやすくなるため、ギヤノイズが大きくなる。上記より、カウンタドリブンギヤ６０に貫通孔８２が形成されることで、外周部７７の剛性が複雑に変化するに従い、振動特性も同様に複雑に変化するため、カウンタドリブンギヤ６０の噛合点で発生するギヤノイズが効果的に抑制されることとなる。

上述のように、本実施例によれば、外周部７７の貫通孔８２の周方向の端部（穴部８４）に対応する部分の剛性（強度）が、その貫通孔８２の周方向の中央部（スリット部８６）に対応する部分の剛性に比べて弱くなるように、その貫通孔８２の形状が、その貫通孔８２の端部（穴部８４）と中央部（スリット部８６）とで異なっている。このようにすれば、外周部７７の貫通孔８２が形成されない部分（柱部８７）の剛性が最も強くなり、それに隣接する貫通孔８２の穴部８４に対応する部分の剛性が急激に低下する。また、外周部７７の貫通孔８２のスリット部８６に対応する部分では、貫通孔８２の端部に比べるとその剛性が高くなる。このように、外周部７７の剛性が、周方向に変化するに従って、高い部分から急激に低くなり、再び剛性が所定の値まで上昇し、さらに急激に低くなるなど、外周部７７の剛性が周方向の変化に応じて複雑に変化し、その剛性変化に従ってカウンタドリブンギヤ６０の振動特性が複雑に変化する。上記より、カウンタドリブンギヤ６０の振動特性が、外周部７７の剛性変化に応じて複雑に変化するため、歯車を収容するケース３０表面等で生じる振動増幅が抑制されるなどしてギヤノイズが効果的に抑制される。

また、本実施例によれば、貫通孔８２の周方向において端部（穴部８４）の径方向の隙間（直径ｗ２）は、その貫通孔８２の周方向において中央部（スリット部８６）の径方向の隙間（幅寸法ｗ１）よりも大きく形成されている。このように貫通孔８４が形成されると、ディスク部８０の周方向において貫通孔８２が形成されない柱部８７の外周側に形成されている外周部７７の剛性が最も高くなり（剛性高）、次いで貫通孔８２のスリット部８６の外周側に形成されている外周部７７の剛性が高くなり（剛性中）、貫通孔８２の穴部８４の外周側に形成されている外周部７７の剛性が最も低くなる（剛性低）。したがって、カウンタドリブンギヤ６０の外周部７７の剛性が、周方向に変化するに従って、剛性高、剛性低、剛性中、剛性低、剛性高・・と複雑に変化するため、カウンタドリブンギヤ６０の噛合時の振動特性が複雑に変化し、ギヤノイズが効果的に抑制される。

また、本実施例によれば、貫通孔８２は、奇数個形成されているため、ディスク部８０の軸方向への弾性変形が低減されるに従い、固有振動モードが励起されにくくなり、ギヤノイズが抑制される。

つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図５は、本発明の他の実施例である、本発明の噛合歯車に対応するカウンタドリブンギヤ１００（噛合歯車）の形状を示している。カウンタドリブンギヤ１００のディスク部１０２には、周方向に等角度間隔に貫通孔１０４が３個（奇数個）形成されている。また、カウンタドリブンギヤ１００の外周部１０５には、出力歯車２２と噛み合う斜歯の外周歯１１０が形成されている。

貫通孔１０４は、その周方向の中央部に形成されている内周側スリット孔１０６と、その内周側スリット孔１０６の周方向の両端部に形成されている外周側スリット孔１０８とで形成されている。図５に示すように、貫通孔１０４の両端に形成されている外周側スリット孔１０８は、貫通孔１０４の周方向の中央部に形成されている内周側スリット孔１０６よりも、径方向において外周側（すなわち、外周部１０５に近い側）に形成されており、貫通孔１０４の形成位置が貫通孔の端部と中央部とで異なっている。なお、内周側スリット孔１０６が、本発明の貫通孔の周方向において中央部の孔に対応しており、外周側スリット孔１０８が、本発明の貫通孔の周方向において端部の孔に対応している。

上記のようにカウンタドリブンギヤ１００が構成されると、カウンタドリブンギヤ１００の周方向において貫通孔１０４が形成されない部位である図５に示す柱部１１１の外周側に形成されている外周部１０５の剛性が最も高くなる。また、カウンタドリブンギヤ１００の外周部１０５の剛性（動剛性を含む）は、その外周部１０５に近い位置（すなわち外周側）にスリット孔が形成されるに従って低下することが知られている。すなわち、外周側スリット孔１０８の外周側に形成されている外周部１０５の剛性（動剛性）は、内周側スリット孔１０６の外周側に形成されている外周部１０５の剛性（動剛性）に比べて低くなる。したがって、カウンタドリブンギヤ１００において、柱部１１１の外周側に形成されている外周部１０５の剛性が最も高く（剛性高）、次いで内周側スリット孔１０６の外周側に形成されている外周部１０５の剛性が最も高く（剛性中）、外周側スリット孔１０８の外周側に形成されている外周部１０５の剛性が最も低くなる（剛性低）。これより、カウンタドリブンギヤ１００の外周部１０５の剛性が、周方向に変化するに従って、剛性高、剛性低、剛性中、剛性低、剛性高・・と複雑に変化し、それ応じて動剛性が周方向に複雑に変化するように構成されている。

上記より、カウンタドリブンギヤ１００が回転すると、カウンタドリブンギヤ１００の動力を伝達する噛合点（外周部１０５）が変化するに従って剛性（動剛性）が複雑に変化するため、振動特性が複雑に変化する。したがって、カウンタドリブンギヤ１００の噛合時の振動特性が複雑に変化するため、例えばケース３０等で生じる振動増幅が抑制されるなどして、ギヤノイズが抑制される。

上述のように、本実施例によれば、貫通孔１０４の周方向において端部の孔（外周側スリット孔１０８）は、その貫通孔１０４の周方向において中央部の孔（内周側スリット孔１０６）よりも外周側に形成されている。このように貫通孔１０４が形成されると、ディスク部の周方向において貫通孔１０４が形成されない柱部１１１の外周側に形成されている外周部１０５の剛性が最も高くなり（剛性高）、次いで貫通孔８２の内周側スリット孔１０６の外周側に形成されている外周部１０５の剛性が高くなり（剛性中）、貫通孔１０４の外周側スリット部１０８の外周側に形成されている外周部１０５の剛性が最も低くなる。したがって、カウンタドリブンギヤ１００の外周部１０５の剛性が、周方向に変化するに従って、剛性高、剛性低、剛性中、剛性低、剛性高・・・と複雑に変化するため、カウンタドリブンギヤ１００の噛合時の振動特性が複雑に変化し、ギヤノイズが効果的に抑制される。

図６は、本発明の他の実施例であるカウンタドリブンギヤ１３０（噛合歯車）の形状を示している。カウンタドリブンギヤ１３０のディスク部１３２には、周方向に等角度間隔にスリット孔１３４が３個（奇数個）形成されている。本実施例のスリット孔１３４は、スリット孔１３４においてその溝の深さｈが周方向に変化するように形成されている。また、カウンタドリブンギヤ１３０の外周部１３５には、斜歯である外周歯１３６が形成されている。

図６のカウンタドリブンギヤ１３０のスリット孔１３４を矢印Ａ側からみた断面を図７に示す。図７に示すように、スリット孔１３４は、周方向にその溝深さｈが変化するように形成されている。具体的には、スリット孔１３４の周方向において中央部の溝深さｈ１が浅く、周方向において端部側の溝深さｈ２は、中央部の溝深さｈ１よりも深くなるように形成されている。

上記のようにカウンタドリブンギヤ１３０が構成されると、スリット孔１３４の溝深さｈが深くなるに従って、そのスリット孔１３４の外周側に形成されている外周部１３５の剛性が低くなる。具体的には、スリット孔１３４の端部では、溝深さｈ（＝ｈ２）が最も深いことから、その端部の外周側に形成されている外周部１３５の剛性が最も低くなる。また、スリット孔１３４の中央部側では、溝深さｈ１が端部部の溝深さｈ２よりも浅いため、スリット孔１３４の中央部の外周側に形成されている外周部１３５の剛性は、スリット孔１３４の端部部の外周側に形成されている外周部１３５の剛性よりも高くなる。したがって、カウンタドリブンギヤ１３０において、スリット孔１３４が形成されない部位である図６に示す柱部１３８の外周側に形成されている外周部１３５の剛性が最も高く（剛性高）、次いでスリット孔１３４の周方向において中央部の外周側に形成されている外周部１３５の剛性が高く（剛性中）、スリット孔１３４の周方向において端部部の外周側に形成されている外周部１３５の剛性が最も低くなる（剛性低）。これより、カウンタドリブンギヤ１３０の外周部１３５の剛性が、周方向に変化するに従って、剛性高、剛性低、剛性中、剛性低、剛性高・・と複雑に変化するように構成されている。

上記より、カウンタドリブンギヤ１３０が回転すると、カウンタドリブンギヤ１３０の動力を伝達する噛合点（外周部１３５）が回転に応じて変化するに従って、剛性が複雑に変化するため、噛合時の振動特性が複雑に変化する。したがって、カウンタドリブンギヤ１３０の噛合時の振動特性が複雑に変化するため、例えばケース３０等で生じる振動増幅が抑制されるなどして、ギヤノイズが抑制される。

上述のように、本実施例によれば、外周部１０５のスリット孔１３４の端部に対応する部分の剛性が、スリット孔１３４の中央部に対応する部分の剛性に比べて弱くなるように、スリット孔１３４の周方向端部の溝の深さｈ２が、スリット孔１３４の周方向中央部の溝の深さｈ１よりも深く形成される。このようにすれば、外周部１３５のスリット孔１３４が形成されない部分の剛性が最も高くなり、それに隣接するスリット孔１３４の端部に対応する部分の剛性が急激に低下する。また、外周部１３５のスリット孔１３４の中央部に対応する部分では、スリット孔１３４の端部に比べるとその剛性が高くなる。このように、カウンタドリブンギヤ１３０の外周部１３５の剛性が、周方向に変化するに従って、高い部分から急激低下し、再び剛性が上昇してさらに急激に低下するなど、外周部１３５の剛性が複雑に変化し、その剛性変化に応じてカウンタドリブンギヤ１３０の振動特性が複雑に変化する。上記より、カウンタドリブンギヤ１３０の振動特性が、外周部１３５の剛性変化に応じて複雑に変化するため、カウンタドリブンギヤ１３０等を収容するケース３０表面等で生じる振動増幅が抑制されるなどしてギヤノイズが効果的に抑制される。

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、出力歯車２２（カウンタドライブギヤ）と噛み合うカウンタドリブンギヤ６０、１００、１３０に本発明が適用されているが、本発明は、カウンタドリブンギヤに限定されるものではなく、例えばファイナルドライブギヤなどの他の歯車との噛合部に適用されても構わない。

また、前述の実施例では、例えばカウンタドリブンギヤ６０、１００に貫通孔８２、１０４が等角度間隔に３個形成されているが、必ずしも３個に限定されず、例えば５個形成されるなど自由に変更することができる。また、必ずしも等角度間隔に限定されない。さらに、貫通孔８２、１０４は、奇数個形成されることが好ましいが、偶数個形成されても構わない。

また、前述の実施例では、カウンタドリブンギヤ１３０にスリット孔１３４が等角度間隔に３個形成されているが、必ずしも３個に限定されず、例えば５個形成されるなど、自由に変更することができる。また、必ずしも等角度間隔に限定されない。さらに、スリット孔１３４は、奇数個形成されることが好ましいが、偶数個形成されても構わない。

また、前述の実施例では、ハイブリッド車両の動力伝達装置１０が一例とされているが、必ずしもハイブリッド車両に限定されるものではなく、例えば自動変速機など、本発明は、歯車による動力伝達が為される動力伝達装置であれば、自由に適用することができる。

また、前述の実施例では、例えばカウンタドリブンギヤ６０、１００、１３０では、剛性の変化が三段階（剛性高、剛性中、剛性低）に変化するものであったが、剛性が例えば４段階などさらに多段階に変化するものであっても構わない。

また、前述の実施例では、カウンタドリブンギヤ６０、１００において、貫通孔８２、１０４の形状がそれぞれ同じ形状に形成されているが、貫通孔８２、１０４は必ずしもそれぞれ同じ形状に形成する必要はなく、貫通孔毎に異なる形状に形成されても構わない。

また、前述の実施例では、カウンタドリブンギヤ６０において、貫通孔８２の周方向の両端の隙間を中央部の隙間よりも大きく形成するため、貫通孔８２の周方向の両端には、スリット部８６のスリット幅ｗ１よりも大径である円形の穴部８４が形成されているが、穴部８４はその隙間がスリット部８６のスリット幅ｗ１よりも大径であれば足り、その形状は必ずしも円形に限定されない。例えば楕円形状、長方形形状、三角形状など他の形状であってもスリット幅ｗ１よりも大径の隙間を有するものであれば、特に限定されない。

また、前述の実施例では、カウンタドリブンギヤ６０において、両端の穴部８４はそれぞれ円形で同じ形状となっているが、必ずしも両端の穴部８４を左右同じ形状にする必要はなく、異なる形状や大きさとしても構わない。

また、前述の実施例では、カウンタドリブンギヤ６０において、スリット部８６のスリット幅ｗ１は周方向に一定に形成されているが、前記スリット幅ｗ１は必ずしも周方向に一定に形成される必要はなく、スリット幅ｗ１が周方向に変化するものであっても構わない。例えば、貫通孔８２において周方向の両端に向かうに従って、スリット幅ｗ１が拡大される形状であっても構わない。

また、前述の実施例では、カウンタドリブンギヤ１００において、貫通孔１０４は、内周側スリット孔１０６の両端に外周側スリット部１０８が連結された形に形成されているが、前記貫通孔１０４の形状は一例であって、適宜変更しても構わない。例えば、貫通孔１０４がジグザグ状に形成されるなど、貫通孔１０４と噛合点との径方向の距離が、貫通孔１０４の周方向の変化に応じて変化する形状であれば、特に限定されない。

また、前述の実施例では、カウンタドリブンギヤ１３０において、スリット孔１３４は、いずれの部位においても貫通していないが、例えばスリット孔１３４の周方向の端部部が貫通しているなど、一部貫通した形状であっても構わない。また、スリット孔１３４の溝深さｈは、二段階に設定されているが、それ以上に変化するものであっても構わない。

また、前述の各実施例を矛盾のない範囲において適宜組合せて使用しても構わない。例えば、カウンタドリブンギヤ６０の貫通孔８２を全て貫通させずに、一部を貫通させないことで、剛性を変化させても構わない。

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。

６０、１００、１３０：カウンタドリブンギヤ（噛合歯車）
７７、１０５、１３５：外周部
７８、１１０、１３６：外周歯
８０、１０２、１３２：ディスク部
８２、１０４：貫通孔
１３４：スリット孔

Claims (5)

1. 周方向に貫通孔が複数個形成されているディスク部と、該ディスク部の外周側において外周歯が形成されている外周部とを、備える車両の噛合歯車であって、
   前記外周部の前記貫通孔の周方向の端部に対応する部分の強度が、該貫通孔の周方向の中央部に対応する部分の強度に比べて弱くなるように、該貫通孔の形状および径方向の形成位置の少なくとも一方が、該貫通孔の端部と中央部とで異なっていることを特徴とする車両の噛合歯車。
2. 前記貫通孔の周方向において端部の径方向の隙間は、該貫通孔の周方向において中央部の径方向の隙間よりも大きく形成されていることを特徴とする請求項１の車両の噛合歯車。
3. 前記貫通孔の周方向において端部の孔は、該貫通孔の周方向において中央部の孔よりも外周側に形成されていることを特徴とする請求項１の車両の噛合歯車。
4. 周方向にスリット孔が複数個形成されているディスク部と、該ディスク部の外周側において外周歯が形成されている外周部とを、備える車両の噛合歯車であって、
   前記外周部の前記スリット孔の端部に対応する部分の強度が、該スリット孔の中央部に対応する部分の強度に比べて弱くなるように、該スリット孔の周方向端部の溝の深さが、該スリット孔の周方向中央部の溝の深さよりも深く形成されていることを特徴とする車両の噛合歯車。
5. 前記貫通孔またはスリット孔は、奇数個形成されていることを特徴とする請求項１乃至４のいずれか１の車両の噛合歯車。

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