JP3536887B2 - 車両駆動系のダイナミックダンパ装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】この発明は、ねじり振動を低
減するための車両駆動系のダイナミックダンパ装置に関
する。

【０００２】

【関連する背景技術】車両の駆動は、エンジンで発生し
たトルクを動力伝達経路を介して駆動輪に伝達すること
で行われる。例えば、トラックのような後輪駆動の車両
の動力伝達経路、即ち車両駆動系は、クラッチ、トラン
スミッション、プロペラ軸、そして終減速機からなる。
エンジンの発生するトルクは周期的に変動するため、こ
の車両駆動系は、エンジンのトルク変動を強制力とする
ねじり振動系を構成する。このねじり振動系がエンジン
のトルク変動に共振すると、走行中の車両に振動・異音
などの悪影響をもたらすことになり、その影響の程度は
各振動モードによって異なる。振動モードのうち、ねじ
り４次振動モードでの共振は、車両駆動系のトランスミ
ッションギヤからプロペラ軸後端のドライブピニオンま
でが腹となる振動であり、ここでの共振は走行中のトラ
ックの車室内にこもり音を発生する。また、このような
ねじり４次の共振は、車両の低中速域にて、エンジンが
発生するトルク変動の周波数域（爆発１次成分、以下同
様）内で起きる。それ故、車両駆動系のねじり４次振動
モードでの共振周波数を低中速域でのエンジントルク変
動の周波数域より低く設定すれば、その共振を避けるこ
とができる。

【０００３】この点、車両駆動系のねじり４次共振周波
数を低下させるため、プロペラ軸のトランスミッション
後端位置又はデフ前端位置にダイナミックダンパを設け
ることが考えられる。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上述の
ダイナミックダンパは、一般的な振動系の共振点位置を
ずらす手段として有効であるものの、車両駆動系のねじ
り４次振動モードでの共振点位置は変速機の変速段毎に
異なる。このため、ある変速段でのねじり４次振動モー
ドの共振点をその車速域でのエンジンのトルク変動周波
数域外に変位させるべくダイナミックダンパの特性を設
定しても、他の変速段では共振点がその実用域でのエン
ジンのトルク変動周波数域内にあって、振動を増加させ
る場合もある。それ故、車両駆動系へのダイナミックダ
ンパを適用するにあたっては、そのチューニングが困難
であった。

【０００５】この発明は上述した事情に基づいてなされ
たもので、その目的とするところは、変速機での変速段
に拘わらず、ねじり振動を効果的に低減することができ
る車両駆動系のダイナミックダンパ装置を提供すること
にある。

【０００６】

【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
め、請求項１の車両駆動系のダイナミックダンパ装置
は、エンジンの発生するトルクがクラッチ、変速機、プ
ロペラ軸及び終減速機からなる駆動系を介して駆動輪に
伝達される車両において、プロペラ軸に設けられたダイ
ナミックダンパを備えており、このダイナミックダンパ
のダンパ慣性モーメントは、実用車速域にて車両駆動系
に最も大きなねじり振動の共振を発生させる変速機の変
速段に着目し、変速段での車両駆動系の等価慣性モーメ
ントに基づいて、この変速段でのねじり振動の共振点を
車速でみて実用車速域よりも低速側に変位させるべく設
定されている。

【０００７】請求項１の車両駆動系のダイナミックダン
パ装置によれば、変速機が車両駆動系に最も大きなねじ
り振動を発生させる変速段にて、その共振点が車速でみ
て実用車速域から外れており、その共振が避けられると
同時に、その振動が低減される。請求項２の車両駆動系
のダイナミックダンパ装置は、ダンパ慣性モーメントを
ｍd、前記変速段での駆動系の等価慣性モーメントをＭ
としたとき、ダンパ慣性モーメントは次式、０．４≦ｍ
d／Ｍ≦０．６により設定される。この場合、駆動系の
等価慣性モーメントＭとの関係からダンパ慣性モーメン
トｍdが設定される。

【０００８】

【発明の実施の形態】例えば、トラックの駆動系の構成
は、公知のようにエンジンから順次、クラッチ、トラン
スミッション、プロペラ軸、デフ、そしてアクスル軸と
なっている。図１を参照すると、トラックの駆動系が、
ねじり振動系のモデルとして示されている。即ち、エン
ジン２のトルク変動が強制力として働くと、クラッチ
４、トランスミッション６、プロペラ軸８、デフ（終減
速機）１０及びアクスル軸１２からなる振動系にねじり
振動が発生する。また、アクスル軸１２は、図示しない
サスペンション装置を介して車体１６に懸架されてお
り、副振動系となるダイナミックダンパ１４はデフ１０
の前端部に取り付けられている。

【０００９】ねじり振動系の各要素について詳しく説明
すると、まずエンジン２は起振源であり、強制力を受け
る振動体Ｍ１として表される。クラッチ４はばね、摩擦
抵抗及び振動体Ｍ２で表される。また、トランスミッシ
ョン６は振動体Ｍ３で表される。プロペラ軸８は駆動系
においてトーションバーとなり、ばね、粘性抵抗及び振
動体Ｍ４で表される。なお、この振動体Ｍ４中にはプロ
ペラ軸８の後端に位置するドライブピニオンも含まれ
る。また、デフ１０は振動体Ｍ５で表される。アクスル
軸１２は、ばねと粘性抵抗で表され、その振動体は車体
と一体になっている。ダイナミックダンパ１４は、プロ
ペラ軸８のデフ前端部に取り付けられており、ばね、粘
性抵抗及びプロペラ軸８の振動体Ｍ４に対する付加振動
体Ｍ６で表すことができる。

【００１０】このねじり振動系の４次振動モード形は図
２に示すようになる。横軸上に示す各ポイントＰ１〜Ｐ
６は振動系モデルの各振動体に対応しており、駆動系で
の各要素の接続点を示している。公知のように、ポイン
トＰ１ではフライホイールにクラッチディスクがプレッ
シャプレートにより押圧されており、ポイントＰ２で
は、クラッチディスクが回転方向緩衝機構を介してトラ
ンスミッション６の入力軸に接続されている。ポイント
Ｐ３では、トランスミッション６の出力軸がプロペラ軸
８に接続されており、ポイントＰ４では、プロペラ軸８
における後端のドライブピニオンとデフ１０のリングギ
ヤが噛み合わされている。ポイントＰ５ではリングギヤ
とアクスル軸１２が差動歯車機構を介して接続されてい
る。また、ポイントＰ６では、アクスル軸１２が車体に
サスペンション機構を介して接続されている。従って、
図１においてねじり振動系の各振動体の変数は、振動体
Ｍ１ではフライホイールの慣性モーメントであり、振動
体Ｍ２ではクラッチディスク、プレッシャプレート及び
クラッチカバーからなるクラッチハブの慣性モーメン
ト、振動体Ｍ３ではトランスミッション６内部の慣性モ
ーメント、振動体Ｍ４ではプロペラ軸８及びドライブピ
ニオンの慣性モーメント、振動体Ｍ５ではリングギヤの
慣性モーメント、振動体Ｍ６ではダイナミックダンパ１
４の慣性モーメントである。

【００１１】図２の振動モード形は、振動系モデルの各
振動体の振幅比、つまり、エンジン２のトルク変動に起
因したフライホイールの回転角変動に対しての各振動体
の回転角変動の比を表している。この振動モード形に示
すように、ねじり４次振動はエンジン２と車体１６を振
幅の節とし、これらの間にある振動体が全体的に同位相
に変位する振動である。また、エンジン２のトルク変動
の振幅は先ず、ばね−質量系をなすクラッチ４で増大さ
れる。増大された振幅は次にトランスミッション６では
その変速段のギヤ比に応じて増減され、プロペラ軸８に
伝達される。プロペラ軸８はそれ自身がねじりばねであ
るが、ねじり４次振動においては剛体として考えられる
ため、振幅はそのまま伝達される。デフ１０は大きな終
減速比を有するので、ここでは振幅が減少される。そし
て、このねじり振動は駆動系の終端であるアクスル軸１
２が最終的に節となる。従って、このねじり４次振動モ
ードはトランスミッション６からプロペラ軸８の後端に
位置するドライブピニオンまでが大きな腹となる振動と
なる。このねじり４次振動モードでの共振は、トラック
が低中速域で走行するときに起こりやすい。即ち、ねじ
り４次振動の共振周波数は、走行速度の中低速域（例え
ば３０ｋｍ／ｈ〜５０ｋｍ／ｈ）で走行するときのエン
ジンのトルク変動の周波数域内にある。なお、エンジン
のトルク変動の周波数は、エンジン回転数に比例する。

【００１２】ダイナミックダンパ１４は、プロペラ軸８
の振動体Ｍ４に対する付加振動体Ｍ６により副振動系を
構成し、この副振動系が振動することにより、共振時の
プロペラ軸８のねじり振動を吸収することができると考
えられる。ただし、プロペラ軸８の振幅の大きさは上述
したトランスミッション６の変速ギヤ比によって異な
り、このときの共振周波数もトランスミッション６の変
速ギヤ比によって異なる。より詳しくは、プロペラ軸８
のねじり振動は、トランスミッション６の変速ギヤ比が
高い高速段にあると、その振幅は大きくなるが、このと
きの共振周波数は低く、逆に、トランスミッション６が
低速段にあると、その振幅は小さくなるが共振周波数は
高くなる特性を有している。このため、ダイナミックダ
ンパ１４の特性を設定するにあたり、トランスミッショ
ン６の全変速段にて、プロペラ軸８のねじり振動を低減
し且つその共振を防止することは非常に困難である。し
かしながら、上述したようにトランスミッション６が高
速段にあるとき、プロペラ軸８のねじり振幅が大きいこ
とに着目すると、このような状況での共振は車体に振動
や騒音を最も生じさせるものとなり、これら振動や騒音
はトラックの車速が低中速域にあるとき、つまり、エン
ジンのトルク変動の周波数が比較的低い領域で発生す
る。

【００１３】それ故、ダイナミックダンパのような副振
動系の特性を設定するにあたっては、トランスミッショ
ン６が高速段にあるときのプロペラ軸８のねじり振動の
共振がトラックの実用車速域以外、つまり、その実用車
速域よりも低速側で生じさせるべく、その副振動系の特
性を設定すればよい。この点に関して詳述すれば、ダイ
ナミックダンパにおける副振動系の特性はその主振動系
の特性に対する比較において、以下のようにして決定す
ることができる。即ち、ねじり４次振動モードは、主振
動系の各要素が全て同位相となる振動であるため、この
主振動系について１つの等価慣性モーメントを求め、こ
の等価慣性モーメントとの関係から、ダイナミックダン
パ１４の慣性モーメントを決定するものとする。

【００１４】図１のねじり振動系において、ダイナミッ
クダンパ１４を除く主振動系の等価慣性モーメントＭは
下式（１）で表される。 Ｍ＝ｍCL＋（ｍTM＋ｍP）／ξ²＋ｍR／（ξη）² …（１） ここに、ｍCL：クラッチハブの慣性モーメント ｍTM：トランスミッションの慣性モーメント ｍP ：プロペラ軸及びドライブピニオンの慣性モーメン
ト ｍR ：リングギヤの慣性モーメント ξ ：トランスミッションの変速ギヤ比 η ：終減速比 である。

【００１５】一方、副振動系であるダイナミックダンパ
１４の慣性モーメントをｍdとすると、主振動系の等価
慣性モーメントＭに対する副振動系ダイナミックダンパ
１４の慣性モーメントｍdの質量比μはｍd／Ｍで表され
る。ここで、式（１）中にはトランスミッション６の変
速ギヤ比がその変数の１つに含まれていることから、主
振動系の等価慣性モーメントＭは、トランスミッション
６の変速段によって異なる。

【００１６】この実施例の場合、トランスミッション６
が前進５速の変速段を有しているとすると、前述したよ
うにトランスミッション６が５速にあるとき、プロペラ
軸８のねじり振動が最も大きくなり、そして、そのねじ
り振動の共振周波数は低い値をとる。つまり、ねじり振
動の共振点は車速でみた場合、実用車速域内にて、その
下限値側にある。

【００１７】そこで、トランスミッション６の変速段が
５速にある場合の主振動系の等価慣性モーメントＭを基
準とし、前記ねじり振動の共振点を実用車速域の下限
（例えば４０ｋｍ／ｈ）よりも低速側に変位させるべく
ダイナミックダンパ１４の慣性モーメントｍd、即ち、
質量比μが設定され、具体的には、質量比μは下式
（２）を満たすべく範囲内にて設定される。

【００１８】 ０．４≦μ（＝ｍd／Ｍ）≦０．６ …（２） 図３〜図５を参照すると、質量比μを０．３，０．３
５，０．４に設定した場合の実験結果がそれぞれ表され
ており、図３〜図５にて、横軸はエンジン２のトルク変
動の周波数を示し、縦軸はプロペラ軸８の回転角変動、
つまり、そのねじり振動を示している。また、図６〜図
８には質量比μを０．６，０．７に設定した場合の実験
結果が同様にして表されている。図３及び図６はトラン
スミッション６の変速段が５速の場合であり、図４及び
図７は４速、図５及び図８は３速の場合を示している。
また、図３〜図５の各図において、質量比μが０．３の
ときの実験結果は破線で、μ＝０．３５のときの実験結
果は一点鎖線で、μ＝０．４のときの実験結果は実線
で、そして、ダイナミックダンパ無しの場合の実験結果
は二点鎖線でそれぞれ示されており、図６〜図８におい
てはμ＝０．６のときの実験結果を実線で、μ＝０．７
のときの実験結果を一点鎖線でそれぞれ示している。

【００１９】なお、実験において、トラックの駆動系各
要素の慣性モーメント及びばね定数、ダイナミックダン
パ１４のばね定数は一定であり、また、主振動系の４次
モードの固有振動数、等価慣性モーメントＭはトランス
ミッション６が５速にある場合を基準としているから、
その等価慣性モーメントＭもまた一定となり、それ故、
質量比μはダイナミックダンパ１４の慣性モーメントｍ
dを増減することだけで変更される。

【００２０】図３のトランスミッション６の変速段が５
速にあるときの実験結果を参照すると、ダイナミックダ
ンパ無しの場合に比べて、ダイナミックダンパ１４を備
えている場合には、プロペラ軸８の回転角変動、即ち、
そのねじり振動における振幅の最大値がそれぞれ低減さ
れていることがわかる。そして、ダイナミックダンパ無
しの場合、プロペラ軸８の回転角変動の最大値、つま
り、そのねじり振動の共振点は所定の周波数ｆu以上で
且つその近傍にあることがわかる。ここで、エンジンの
トルク変動周波数はエンジン回転数に比例し、トラック
の車速でみて、前記周波数ｆuは実用車速域の下限値、
つまり、５速での走行中、エンジンストップを起こさな
い車速を示している。それ故、ダイナミックダンパ無し
の場合、プロペラ軸８におけるねじり振動の共振が実用
車速域内にて発生することから、この共振が車体に振動
や騒音を生じさせることになる。

【００２１】しかしながら、質量比μが０．３，０．３
５，０．４のいずれかに設定されていると、プロペラ軸
８のねじり振動には１次ピーク及び２次ピークが表れる
が、１次ピークは許容値Ｒaよりも大であっても、その
共振点は上記周波数ｆu、即ち、実用車速域以下にあ
り、また、２次ピークの共振点は実用車速域内にあるも
のの、その２次ピーク値は許容値Ｒaよりも小さい。従
って、プロペラ軸８のねじり振動が許容レベル以上の車
体の振動や騒音を発生させることはない。

【００２２】更に、図３から明らかなように質量比μが
増加するに連れて、プロペラ軸８におけるねじり振動の
１次ピークは実用車速域から低速側に大きく変位してい
ることがわかり、質量比μが０．４以上であれば、その
ねじり振動の１次ピークを実用車速域の下限値から低速
側に充分に離すことができる。これに対し、質量比μが
０．３や０．３５であると、それらのねじり振動の１次
ピークは実用車速域の下限値近傍にあり、プロペラ軸８
のねじり振動が車体に振動や騒音を発生させてしまう虞
がある。

【００２３】図４に示されているようにトランスミッシ
ョン６の変速段が４速にあると、質量比μが０．３，
０．３５の場合、プロペラ軸８におけるねじり振動の１
次ピークは実用車速域の下限値近傍にあり、その２次ピ
ークは実用車速域内にある。しかしながら、質量比が
０．４であれば、プロペラ軸８におけるねじり振動の１
次ピークがたとえ質量比が０．３の場合に比べて大きく
且つ許容値Ｒa以上であっても、その共振点は実用車速
域の下限値から低速側に充分に離れており、しかも、そ
の２次ピークは質量比が０．３の場合及び許容値Ｒaと
比べても小さくなっている。

【００２４】図５に示されているようにトランスミッシ
ョン６の変速段が３速にあると、質量比μが０．３，
０．３５，０．４のいずれであっても、プロペラ軸８の
ねじり振動特性にあまり違いは生じていないが、実用車
速域内でのねじり振動のピークはいずれも許容値Ｒaよ
りも充分に小さい。図６に示されているようにトランス
ミッション６の変速段が５速にあるとき、質量比μが
０．６，０．７のいずれに設定されていても、プロペラ
軸８におけるねじり振動のピークは許容値Ｒaよりも充
分に小さく、しかも、それらピークの共振点は実用車速
域の下限値から低速側に充分離れている。

【００２５】また、図７及び図８に示されているように
トランスミッション６の変速段が４速及び３速の場合で
も５速での場合と同様に、質量比μが０．６，０．７の
いずれにあってもプロペラ軸８におけるねじり振動のピ
ークは実用車速域の下限値よりも充分に低速側にある。
なお、図６〜図８の各図において、質量比μが０．６で
あると、質量比μが０．７の場合に比べてプロペラ軸８
のねじり振動のピークが高くなっている。また、図６〜
図８を比較すると、質量比μが０．６の場合、トランス
ミッション６の変速段が５速から３速になるに連れて、
プロペラ軸８におけるねじり振動のピークが高くなって
おり、３速の場合には、そのねじり振動のピークが許容
値Ｒaを超えている。しかしながら、この場合にも、そ
のねじり振動のピークの共振点は実用車速域の下限値か
ら充分に低速側にあり、車体の振動や騒音に関し、悪影
響を与えるものではない。

【００２６】以上を纏めると、質量比μが０．３の場
合、変速段が３速、４速のいずれにあってもプロペラ軸
８のねじり振動特性を良好に規制できるものの、変速段
が５速のときにはそのねじり振動の１次ピークが実用車
速域の下限値近傍にあってあまり好ましいものではな
い。しかしながら、質量比μが０．４以上に設定される
と、５速から３速のいずれにあってもプロペラ軸８のね
じり振動特性を良好に規制することができる。一方、質
量比μが０．７まで大きく設定されると、ダイナミック
ダンパ１４の慣性モーメントｍd、即ち、プロペラ軸８
側全体の慣性モーメントが過度に増大し、実車の加速性
能や燃費を悪化させてしまうことになる。従って、質量
比μは前記の（２）式に示したように０．４以上０．６
以下の範囲に設定すれば最適な値となる。

【００２７】このような最適範囲内に質量比μが設定さ
れているダイナミックダンパを備えていれば、ねじり４
次共振時、プロペラ軸８のねじり振動の振幅が最も大き
くなる変速段５速のときでも、そのねじり振動に起因し
た車体の振動や騒音を効果的に抑制することができ、そ
の他の４速、３速のときにも、プロペラ軸８のねじり振
動は効果的に抑制され、どの変速段にあっても、車体の
振動や騒音を低減することができる。また、駆動系の基
準となる等価慣性モーメントＭが予めわかっていれば、
質量比μが上記の最適範囲内になるようダイナミックダ
ンパ１４の慣性モーメントｍdを設定するだけで、上記
と同様の振動低減効果を簡単にして得ることができる。

【００２８】なお、上述の説明ではトランスミッション
６が１速又は２速にある場合を考慮していないが、これ
は変速段が１速又は２速の低い段である場合、エンジン
のトルク変動の周波数が実用車速域よりも充分に低く、
プロペラ軸８のねじり振動が車体の振動や騒音に悪影響
を及ぼすことがないことによる。この発明は、上述の実
施例に制約されるものではない。まず、基準となる車両
駆動系の等価慣性モーメントはトランスミッション６の
最高速段での等価慣性モーメントに限らず、変速段のう
ちで実用車速域内にてプロペラ軸８に最も大きなねじり
振動が発生する変速段での車両駆動系の等価慣性モーメ
ントが選択される。それ故、トランスミッション６が６
速以上の変速段を有していても、５速のとき、実用車速
域内で最もねじり振動が発生する場合には、その５速で
の車両駆動系の等価慣性モーメントが基準となる。

【００２９】

【発明の効果】以上説明したように、請求項１の車両駆
動系のダイナミックダンパ装置によれば、ダイナミック
ダンパのダンパ慣性モーメントは、変速段での車両駆動
系の等価慣性モーメントに基づいて、この変速段でのね
じり振動の共振点を車速でみて実用車速域よりも低速側
に変位させるべく設定されているので、実用車速域で発
生する最も大きな駆動系のねじり振動の共振を避けるこ
とができ、この駆動系のねじり振動に起因する車体振動
や異音が低減される。また、この最も大きなねじり振動
を発生する変速段だけでなく、その他の変速段において
も駆動系のねじり振動を低減することができる。

【００３０】請求項２の車両駆動系のダイナミックダン
パ装置によれば、駆動系の等価慣性モーメントＭとの関
係からなる式により、ダイナミックダンパのダンパ慣性
モーメントｍdを簡便な方法で設定することができるの
で、ダイナミックダンパのチューニング作業を行う必要
がない。また、ダンパ慣性モーメントｍdの駆動系の等
価慣性モーメントＭに対する比のとる範囲を０．４以上
０．６以下としたので、ダンパ慣性モーメントを最小に
設定しても低速段で振動を増大させることがなく、ま
た、ダンパ慣性モーメントを最大に設定しても車両の加
速性能や燃費を悪化させることなく振動低減が可能であ
る。

【図面の簡単な説明】

【図１】一実施例の車両駆動系の振動モデルを表す図で
ある。

【図２】図１の振動系のねじり４次振動モードを表す図
である。

【図３】質量比μが０．３，０．３５，０．４のとき、
変速段５速におけるトルク変動周波数とプロペラ軸回転
角変動との関係を示す図である。

【図４】変速段４速における図３の関係を示す図であ
る。

【図５】変速段３速における図３の関係を示す図であ
る。

【図６】質量比μが０．６，０．７のとき、変速段５速
におけるトルク変動周波数とプロペラ軸回転角変動との
関係を示す図である。

【図７】変速段４速における図６の関係を示す図であ
る。

【図８】変速段３速における図６の関係を示す図であ
る。

【符号の説明】

２ エンジン ４ クラッチ ６ トランスミッション ８ プロペラ軸 １０ デフ（終減速機） １２ アクスル軸 １４ ダイナミックダンパ １６ 車体

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F16F 15/00 - 15/36

Claims (2)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 エンジンの発生するトルクがクラッチ、
   変速機、プロペラ軸及び終減速機からなる駆動系を介し
   て駆動輪に伝達される車両において、 前記プロペラ軸に設けられたダイナミックダンパを備
   え、 実用車速域にて前記駆動系に最も大きなねじり振動の共
   振を発生させる前記変速機の変速段を選択し、前記ダイ
   ナミックダンパのダンパ慣性モーメントは、前記変速段
   での前記駆動系の等価慣性モーメントに基づいて、前記
   変速段での前記ねじり振動の共振点を車速でみて実用車
   速域よりも低速側に変位させるべく設定されていること
   を特徴とする車両駆動系のダイナミックダンパ装置。
2. 【請求項２】 前記ダンパ慣性モーメントをｍd、前記
   等価慣性モーメントをＭとしたとき、前記ダンパ慣性モ
   ーメントは次式、 ０．４≦ｍd／Ｍ≦０．６ により設定されることを特徴とする請求項１に記載の車
   両駆動系のダイナミックダンパ装置。