JP2020063790A

JP2020063790A - 車両用ギヤ

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Publication number: JP2020063790A
Application number: JP2018196159A
Authority: JP
Inventors: 宮川　武; Takeshi Miyagawa; 武宮川
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2018-10-17
Filing date: 2018-10-17
Publication date: 2020-04-23
Anticipated expiration: 2038-10-17
Also published as: EP3640502B1; US11248693B2; JP7035953B2; CN111059252A; US20200124156A1; EP3640502A1

Abstract

【課題】強度低下を抑えつつ、ギヤノイズを抑制することができる車両用ギヤを提供すること。【解決手段】円板状であり、周方向に貫通孔が複数形成されたディスク部と、ディスク部の外周側において外周歯が形成された外周部と、を備えた車両用ギヤであって、貫通孔は、周方向に非対称な形状で形成されており、貫通孔の前記周方向の両端部のうち、車両後進走行時に引っ張り力を受ける側の端部に、車両前進走行時に引っ張り力を受ける側の端部よりも、ディスク部の径方向に大きな穴部を形成した。【選択図】図２

Description

本発明は、車両用ギヤに関する。

特許文献１には、周方向に複数個の貫通孔が形成されているディスク部と、こ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、備える車両用ギヤにおいて、ギヤノイズを抑制するために、貫通孔の形状を、外周部の貫通孔の周方向の端部に対応する部分の剛性が、貫通孔の周方向の中央部に対応する部分の剛性に比べて低くなるような形状としたものが開示されている。

特開２０１１−２４７３４８号公報

ギヤノイズを抑制するうえでは、貫通孔を大きくして低剛性とするほど効果的であるが、逆に、強度が低下してしまう。特許文献１に開示された車両用ギヤでは、貫通孔が周方向において対称な形状とされており、強度上の制約からギヤノイズの抑制効果を充分に得られないという問題があった。

本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであって、その目的は、強度低下を抑えつつ、ギヤノイズを抑制することができる車両用ギヤを提供することである。

上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係る車両用ギヤは、円板状であり、周方向に貫通孔が複数形成されたディスク部と、前記ディスク部の外周側において外周歯が形成された外周部と、を備えた車両用ギヤであって、前記貫通孔は、前記周方向に非対称な形状で形成されており、前記貫通孔の前記周方向の両端部のうち、車両後進走行時に引っ張り力を受ける側の端部に、車両前進走行時に引っ張り力を受ける側の端部よりも、前記ディスク部の径方向に大きな穴部を形成したことを特徴とするものである。

また、上記において、前記貫通孔は、前記貫通孔の前記周方向の両端部に、それぞれ大穴部と該大穴部よりも小さい小穴部とが形成されており、前記貫通孔の前記周方向の中央部に、前記径方向の幅が前記大穴部よりも小さく、前記大穴部と前記小穴部とを連結するスリット状のスリット部が形成されていてもよい。

これにより、車両後進走行時に引っ張り力を受ける側の端部に対応する部分の剛性を低くすることができ、車両後進走行時に引っ張り力を受ける側の部分は、車両前進走行時に引っ張り力を受ける側の部分よりも強度上の制約が小さいため、強度低下を抑えつつ、車両用ギヤをより低剛性とすることができる。さらに、外周部の剛性が周方向で複雑に変化するため、振動特性も同様に複雑に変化し、車両用ギヤの噛み合い点で発生するギヤノイズを効果的に抑制することができる。

また、上記において、前記小穴部の前記径方向の幅が、前記スリット部の前記径方向の幅よりも大きくてもよい。

これにより、外周部の剛性が周方向でより複雑に変化するため、振動特性も同様により複雑に変化し、車両用ギヤの噛み合い点で発生するギヤノイズをより効果的に抑制することができる。

本発明に係る車両用ギヤは、強度低下を抑えつつ、車両用ギヤをより低剛性とすることができるため、ギヤノイズを抑制することができるという効果を奏する。

図１は、実施形態に係るハイブリッド車両の動力伝達装置のスケルトン図である。図２は、カウンタドリブンギヤの形状を示す図である。図３は、貫通孔の周方向の両端部に形成した穴部の形状を示した図である。図４（ａ）は、カウンタドリブンギヤにおいて車両前進走行時に引っ張りを受ける部分を示した図である。図４（ｂ）は、カウンタドリブンギヤにおいて車両後進走行時に引っ張りを受ける部分を示した図である。

以下に、本発明に係る車両用ギヤの一実施形態について説明する。なお、本実施形態により本発明が限定されるものではない。

図１は、実施形態に係るハイブリッド車両の動力伝達装置１０のスケルトン図である。図１に示すように、ハイブリッド車両は、エンジン１２を備えている。動力伝達装置１０は、第１電動機ＭＧ１と、エンジン１２及び第１電動機ＭＧ１に動力伝達可能に連結されてエンジン１２の駆動力を第１電動機ＭＧ１及び後述する出力歯車２２に適宜分配する動力分配機構としての第１遊星歯車機構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遊星歯車機構１８とを、同一の軸心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からの出力を入力する入力軸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。

なお、第１電動機ＭＧ１及び第２電動機ＭＧ２は、発電機能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。

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及び軸受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遊星歯車機構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及び軸受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遊星歯車機構１８の後述するサンギヤＳ２に連結されている。

第１遊星歯車機構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を自転及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遊星歯車機構１４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が入力軸１６及びダンパ装置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、及び、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遊星歯車機構１８は、第１遊星歯車機構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遊星歯車機構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を自転及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遊星歯車機構１８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、及び、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、本実施形態では、内周側に第１遊星歯車機構１４のリングギヤＲ１の内歯及びリングギヤ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及び軸受４９によって回転可能に支持されている。

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及び軸受６８によって回転可能に支持されており、カウンタ軸５８の回転にしたがって、カウンタドリブンギヤ６０及びファイナルドライブギヤ６２が同じ回転速度で回転させられる。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。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。

ここで、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、互いの歯車の噛み合い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。

本実施形態では、歯車の噛み合い点に対する動剛性を、歯車の外周部７７の剛性（強度）を周方向（回転方向）に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、ギヤノイズを低減させる。例えば、同じ動剛性が繰り返されると、歯車の噛み合い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の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、歯車の噛み合い点に対する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が低減される。

図２は、カウンタドリブンギヤ６０の形状を示す図である。図３は、貫通孔８２の周方向の両端部に形成した穴部の形状を示した図である。

本実施形態では、一例として、カウンタドリブンギヤ６０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）を周方向（回転方向）に変化させ、結果として、出力歯車２２との噛み合い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、本実施形態では、剛性が動剛性の概念を含むものとする。また、本実施形態での強度とは、剛性及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、出力歯車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、及び、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がディスク部８０の周方向（以下、単に「周方向」ともいう。）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部に形成された大穴部８２Ａ及び小穴部８２Ｂと、周方向において中央部に位置され大穴部８２Ａ及び小穴部８２Ｂを連結するスリット状のスリット部８２Ｃとで形成されている。そのため、図２に示すように、貫通孔８２は周方向で非対称な形状となっている。

大穴部８２Ａは、図３中に破線で示した直径Ｄ１の円よりも大径である直径Ｄ３の円の円弧が、スリット部８２Ｃの周方向に延びる辺と連続した形状である。また、大穴部８２Ａは、スリット部８２Ｃよりもディスク部８０の径方向（以下、単に「径方向」ともいう。）で内周側に大きく開口している。小穴部８２Ｂは、大穴部８２Ａの直径Ｄ３の円よりも小径である直径Ｄ２の円の円弧が、スリット部８２Ｃの周方向に延びる辺と連続した形状である。本実施形態においては、小穴部８２Ｂの直径Ｄ２の大きさをスリット部８２Ｃのスリット幅Ｗと同じにしている。なお、小穴部８２Ｂの直径Ｄ２は、直径Ｄ１と同じ大きさである。小穴部８２Ｂの直径Ｄ２の大きさとしては、スリット部８２Ｃの径方向の幅寸法であるスリット幅Ｗ以上、且つ、大穴部８２Ａの直径Ｄ３未満、好ましくは、スリット幅Ｗよりも大きく、且つ、直径Ｄ３未満である。

ここで、大穴部８２Ａの直径Ｄ３は、スリット部８２Ｃのスリット幅Ｗよりも大きい。そのため、貫通孔８２の大穴部８２Ａに対応する外周部７７の剛性が、貫通孔８２のスリット部８２Ｃに対応する外周部７７の剛性に比べて低くなっている。また、大穴部８２Ａの直径Ｄ３は、小穴部８２Ｂの直径Ｄ２よりも大きいため、大穴部８２Ａに対応する外周部７７の剛性が、小穴部８２Ｂに対応する外周部７７の剛性に比べて低くなっている。また、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っている。

よって、カウンタドリブンギヤ６０の外周部７７においては、柱部８７に対応する部分が最も剛性が高く、大穴部８２Ａに対応する部分の剛性が最も低くなり、外周部７７の剛性が、カウンタドリブンギヤ６０の周方向（回転方向）で複雑に変化している。カウンタドリブンギヤ６０の外周部７７の剛性が周方向（回転方向）で複雑に変化すると、カウンタドリブンギヤ６０の動力を伝達する噛み合い点が変化するにしたがって、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になる。このため、例えば、ケース３０の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。よって、カウンタドリブンギヤ６０に貫通孔８２が形成されていることによって、外周部７７の剛性が周方向（回転方向）で複雑に変化するにしたがい、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の噛み合い点で発生するギヤノイズを抑制することができる。

また、小穴部８２Ｂの直径Ｄ２を、スリット部８２Ｃのスリット幅Ｗよりも大きく、且つ、大穴部８２Ａの直径Ｄ３未満とした場合には、小穴部８２Ｂに対応する外周部７７の剛性が、スリット部８２Ｃに対応する外周部７７の剛性よりも低くなる。よって、小穴部８２Ｂの直径Ｄ２とスリット部８２Ｃのスリット幅Ｗが同じ大きさの場合よりも、外周部７７の剛性をカウンタドリブンギヤ６０の周方向（回転方向）で、より複雑に変化させることができ、前記振動特性がより複雑に変化するため、より効果的にギヤノイズを抑制することができる。

ここで、貫通孔８２を有するカウンタドリブンギヤ６０においては、下記の２つの相反する要件がある。すなわち、１つ目として、ギヤノイズに関しては、貫通孔８２の周方向の端部に形成する穴部の直径が大きく、その穴部に対応する外周部７７が低剛性になるほど良い。２つ目として、カウンタドリブンギヤ６０の強度は、貫通孔８２の周方向の端部に形成する穴部の直径が小さいほど良い。

図４（ａ）は、カウンタドリブンギヤ６０において車両前進走行時に引っ張りを受ける部分を示した図である。図４（ｂ）は、カウンタドリブンギヤ６０において車両後進走行時に引っ張りを受ける部分を示した図である。

図４（ａ）に示すように、車両前進走行時では、出力歯車２２（不図示）との噛み合い点（図中の荷重入力方向を示す矢印の後端位置）からカウンタドリブンギヤ６０に、図中矢印で示した荷重入力方向に荷重が入力されるため、カウンタドリブンギヤ６０は図中反時計回り方向に回転する。この際、カウンタドリブンギヤ６０には、カウンタドリブンギヤ６０の回転方向で前記噛み合い点の上流側近傍に引っ張りを受ける部分が存在する。そして、貫通孔８２に着目すると、貫通孔８２の周方向の下流側に位置する小穴部８２Ｂ及びその近傍に引っ張りを受ける部分が存在することになる。

図４（ｂ）に示すように、車両後進走行時では、出力歯車２２（不図示）との噛み合い点（図中の荷重入力方向を示す矢印の後端位置）からカウンタドリブンギヤ６０に、図中矢印で示した荷重入力方向に荷重が入力されるため、カウンタドリブンギヤ６０は図中時計回り方向に回転する。この際、カウンタドリブンギヤ６０には、カウンタドリブンギヤ６０の回転方向で前記噛み合い点の上流側近傍に引っ張りを受ける部分が存在する。そして、貫通孔８２に着目すると、貫通孔８２の周方向の下流側に位置する大穴部８２Ａ及びその近傍に引っ張りを受ける部分が存在することにある。

一般に、車両の前進トルクと後進トルクとの間では、前進トルク＞後進トルクの関係を満たすため、車両前進走行時に引っ張りを受ける部分のほうが、車両後進走行時に引っ張りを受ける部分よりも高応力が発生し、強度上の制約が大きい。このことから、車両前進走行時に引っ張りを受ける部分には、前記高応力が発生することに起因した強度上の制約のため穴部を小さくする必要がある。一方、車両後進走行時に引っ張りを受ける部分には、車両前進走行時に引っ張りを受ける部分よりも強度上の制約が小さいため、大きい穴部を形成することが可能である。

よって、本実施形態においては、貫通孔８２の周方向の両端部のうち、車両後進走行時に引っ張り力を受ける側の端部に、車両前進走行時に引っ張り力を受ける側の端部よりも、径方向に大きな穴部を形成している。すなわち、本実施形態においては、車両後進走行時に引っ張りを受ける部分に大穴部８２Ａを形成し、車両前進走行時に引っ張りを受ける部分に小穴部８２Ｂを形成して、貫通孔８２を周方向で非対称な形状としている。

ここで、図３に示すように、貫通孔８２を周方向で対称な形状とした場合に、柱部８７を介して隣り合う端部間距離をＡ１とし、貫通孔８２を周方向で非対称な形状とした場合に、柱部８７を介して隣り合う端部間距離をＡ２としたときには、Ａ２＜Ａ１の関係を満たす。そのため、貫通孔８２を周方向で非対称な形状としたカウンタドリブンギヤ６０の全体剛性は、貫通孔８２を周方向で対称な形状とした場合よりも低くなる。すなわち、車両後進走行時に引っ張り力を受ける側の端部に対応する部分の剛性を低くすることで、カウンタドリブンギヤ６０の全体剛性を低くすることができる。

以上より、実施形態に係る車両用ギヤであるカウンタドリブンギヤ６０においては、車両後進走行時に引っ張り力を受ける側の端部に、車両前進走行時に引っ張り力を受ける側の端部よりも、径方向に大きな穴部を形成し、貫通孔８２を周方向で非対称な形状とすることにより、強度低下を抑えつつ、貫通孔８２を周方向で対称な形状とするよりも低剛性化を図ることができ、ギヤノイズを効果的に抑制することができる。

また、本実施形態においては、貫通孔８２が周方向で非対称な形状であるため、対称性に起因した共振モードを持たず、よりギヤノイズの抑制効果を高めることができる。

また、本実施形態においては、貫通孔８２の周方向の両端部に大穴部８２Ａ及び小穴部８２Ｂを形成するため、貫通孔８２の周方向の両端部に小穴部８２Ｂをそれぞれ形成する場合よりも、カウンタドリブンギヤ６０の軽量化が可能となる。

６０カウンタドリブンギヤ
７７外周部
７８外周歯
８０ディスク部
８２貫通孔
８２Ａ大穴部
８２Ｂ小穴部
８２Ｃスリット部
８７柱部

Claims

円板状であり、周方向に貫通孔が複数形成されたディスク部と、
前記ディスク部の外周側において外周歯が形成された外周部と、
を備えた車両用ギヤであって、
前記貫通孔は、前記周方向に非対称な形状で形成されており、
前記貫通孔の前記周方向の両端部のうち、車両後進走行時に引っ張り力を受ける側の端部に、車両前進走行時に引っ張り力を受ける側の端部よりも、前記ディスク部の径方向に大きな穴部を形成したことを特徴とする車両用ギヤ。
請求項１に記載の車両用ギヤにおいて、
前記貫通孔は、
前記貫通孔の前記周方向の両端部に、それぞれ大穴部と該大穴部よりも小さい小穴部とが形成されており、
前記貫通孔の前記周方向の中央部に、前記径方向の幅が前記大穴部よりも小さく、前記大穴部と前記小穴部とを連結するスリット状のスリット部が形成されていることを特徴とする車両用ギヤ。
請求項２に記載の車両用ギヤにおいて、
前記小穴部の前記径方向の幅が、前記スリット部の前記径方向の幅よりも大きいことを特徴とする車両用ギヤ。