JP4639769B2 - 車両のトルクステア抑制構造 - Google Patents

Description

本発明は、横置きエンジンを搭載した前輪駆動車（ＦＦ車）等のように、駆動源に接続される差動装置が車幅方向中心からオフセットして配置された車両に適用される車両のトルクステア抑制構造の技術分野に属する。

従来の車両のトルクステア抑制構造としては、左右車輪のうち差動装置との距離が長い側に、差動装置と駆動軸とを接続する中間軸を設けることにより、左右の駆動軸の折れ角（＝ジョイント屈曲角）を同じ角度とし、左右の駆動軸の長さも等長とする車両のトルクステア抑制構造が知られている（例えば、特許文献１参照）。
特開２００４−９８４３号公報

近年、エンジン性能の向上により、エンジンの出力トルクも大きくなっている。よって、エンジンの出力トルクが大きくなると、折れ角の左右差が僅かであっても駆動トルクの左右差が大きくなり、トルクステアが発生してしまう。

ところが、上記従来技術にあっては、左右駆動軸の折れ角を一致させるためには、中間軸を固定するサポートブラケットを車幅方向中心位置より大幅に外側に突出させる必要があるが、レイアウト上困難であり、トルクステア抑制効果が低いという問題があった。

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、左右駆動軸の不等長や折れ角差に起因するトルクステアを効果的に抑制できる車両のトルクステア抑制構造を提供することにある。

上述の目的を達成するため、本発明では、
駆動源として、クランク軸が車幅方向に延在する横置きエンジンを備え、左右車輪と連結する左右駆動軸を、前記駆動源と接続された差動装置にそれぞれ連結した車両において、
前記車輪中心と駆動軸車輪側ジョイントとを結ぶ軸と、駆動軸とがなす角度を折れ角と定義したとき、左右折れ角を、車両の加速度が大きくなると共に小さくなるように設定したことを特徴とする。

本発明にあっては、車両の加速度が大きくなるほど左右駆動軸の折れ角が小さくなるため、左右駆動軸それぞれに発生するキングピン中心軸周りの２次偶力が小さくなる。よって、トルクステアの発生力となる２次偶力の左右差を小さくすることができ、トルクステアを効果的に抑制することができる。

以下、本発明を実施するための最良の形態を、実施例１，２に基づいて説明する。

まず、構成を説明する。
図１は、横置きエンジンを搭載した前輪駆動車に適用された実施例１のトルクステア抑制構造を示す正面図である。

図１において、１はエンジン、２はトランスミッション（変速機）、３はディファレンシャルギア（差動装置）、４はインナジョイント（駆動軸差動装置側ジョイント）、５は左ドライブシャフト（駆動軸）、６はアウタジョイント（駆動軸車輪側ジョイント）、７は左前輪、７ａは左前輪キングピン中心軸、８は等速継手、９はエクステンションシャフト（中間軸）、１０はインナジョイント（駆動軸差動装置側ジョイント）、１１は右ドライブシャフト（駆動軸）、１２はアウタジョイント（駆動軸側ジョイント）、１３は右前輪、１３ａは右前輪キングピン中心軸、１４はサポートブラケットである。

前記エンジン１は、車体前部に搭載される。このエンジン１は、クランク軸が車幅方向に延在する、いわゆる横置きエンジンであり、エンジン１の左側にトランスミッション２を介してディファレンシャルギア３が接続される。なお、エンジン１およびトランスミッション２は、駆動源に相当する。

前記ディファレンシャルギア３は、車幅方向中心から左側に寄った位置にオフセットして配置される。この３の一方側（左側）には、等速継手であるインナジョイント４を介して左ドライブシャフト５が連結され、左ドライブシャフト５には等速継手であるアウタジョイント６を介して左前輪（車輪）７が連結される。

一方、ディファレンシャルギア３の他方側（右側）には、等速継手８を介して車幅方向に延在する中間軸９がスプライン嵌合にて連結され、この中間軸９には、等速継手であるインナジョイント１０を介して右ドライブシャフト１１が連結され、右ドライブシャフト１１には等速継手であるアウタジョイント１２を介して右前輪（車輪）１３が連結される。なお、中間軸９は、サポートブラケット１４を介してエンジン１に支持される。

実施例１のトルクステア抑制構造では、車輪中心Ｃ_L，Ｃ_Rと左右アウタジョイント６，１２とを結ぶ線と、左右ドライブシャフト５，１１とがなす角度を左右折れ角θ_L，θ_Rと定義したとき、左右折れ角θ_L，θ_Rを、車両の加速度が大きくなるほど共に小さくなるように設定している。さらに、図２に示すように、車両の加速度が最大加速度となったとき、左右折れ角θ_L，θ_Rが共にゼロとなるように設定している。なお、実施例１では、左右ドライブシャフト５，１１の長さＬ_L，Ｌ_Rを左右同一の値に設定し、折れ角θ_L，θ_Rの初期値（乗員乗降時の値）も、左右同一の値に設定している。

具体的には、図３に示すように、エンジンセンタ（エンジン搭載位置）を従来よりも15mmだけ低い位置に設定することで、左右インナジョイント４，１０の高さを、左右アウタジョイント６，１１の位置よりも15mmだけ低い位置に設定している。

さらに、エンジンセンタの低下に応じて、左右前輪７，１３を車体に支持するサスペンションメンバ１５の上面位置の高さを、図３の波線で示す従来の位置よりも15mmだけ低く設定するとともに、エンジン１の上方に位置する車体サイドメンバ１６の厚さを15mmだけ上下方向に厚く設定している。

次に、作用を説明する。
［２次偶力発生メカニズム］
ＦＦ車において、キングピン中心軸の車輪に対する角度をα、ドライブシャフトの折れ角をθ、エンジンの出力トルクをＴとすると、キングピン周りの２次偶力Ｔ_sは、下記の式(1)であらわすことができる。
Ｔ_s＝Ｔtanθ×cosα＝Ｔtanθ ∵cosα≒１ …(1)
すなわち、エンジンの出力トルクＴに対し、tanθを乗じた値が、キングピン周りに発生する２次偶力となる。

［加速度に応じた２次偶力抑制作用］
図４は、従来のドライブシャフト配置構造を示す正面図であり、従来の設計手法では、左ドライブシャフトの折れ角θ_Lと右ドライブシャフトの折れ角θ_R、および左ドライブシャフトの長さＬ_Lと右ドライブシャフトの長さＬ_Rを出来るだけ同じ長さに設定した場合でも、車両の加速時には、Ｔ_L>Ｔ_Rとなり、下記の式(2)に示す２次偶力の左右差ΔＴを発生力とするトルクステアが生じる。
ΔＴ＝Ｔ_Ltanθ_L−Ｔ_Rtanθ_R …(2)

ここで、左右折れ角θ_L，θ_Rがどちらもθであると仮定すると、左右ドライブシャフト５，１１に発生する２次偶力Ｔ_L，Ｔ_Rをゼロに近づけるためには、車両の加速時に、θ≒０となるように折れ角θを制御すればよい。

図５において、
Ｚ_in：左右インナジョイント４，１０の高さ
Ｚ_out：左右アウタジョイント６，１２の高さ
Ｚ_L：エンジン駆動時の車体フロント部分のリフト量
Ｚ_E：エンジン１の上下揺動量
Ｙ_out：左右アウタジョイント６，１２の車幅方向位置
Ｙ_in：左右インナジョイント４，１０の車幅方向位置
とすると、折れ角θは、下記の式(3)であらわすことができる。なお、Ｚ_in，Ｚ_out，Ｙ_out，Ｙ_inは、初期値（乗員乗降時の値）である。
θ＝atan（Ｚ_in−Ｚ_out＋Ｚ_L＋Ｚ_E）／（Ｙ_out−Ｙ_in） …(3)
すなわち、以上を制御することで、トルクステアが最も大きくなる最大加速時において、θ≒０となるように、Ｚ_in，Ｚ_outを設定する。

例えば、一般的な大型車は、重量が1,400〜1,600kg、最大加速度が0.5〜0.6G、タイヤの摩擦係数が1.05〜1.10であり、各平均値から、エンジン１のリフト量Ｚ_Lと揺動量Ｚ_Eを求めると、Ｚ_L≒25mm，Ｚ_E≒-10mmであるため、Ｚ_in−Ｚ_outを、-15mm以下に設定することで、加速度が高くなるほど折れ角θを小さくでき、かつ、最大加速時の折れ角θをほぼゼロとすることができる。

［車体サイドメンバ断面積拡大作用］
エンジンセンタ（エンジン搭載位置）の低下に伴い、サスペンションメンバ１５の高さを15mm低く設定すると、車体の衝突性能低下が問題となる。実施例１では、サスペンションメンバ１５を低くした分だけ、車体サイドメンバ１６の断面積を大きくしているため、サスペンションメンバ１５とエンジン１または補機類との干渉を回避しつつ、衝突性能の悪化を防止している。なお、従来構造と比較して、車体サイドメンバ１６の断面積を拡大した実施例１の車体構造の方が、衝突反力を確保できる。

［解決課題］
特開平９−２０７８０２号公報には、電動パワーアシストステアリングを搭載した車両において、トルクステアを打ち消すように電動モータを駆動することにより、トルクステアの低減を図る技術が記載されている。

ところが、この従来技術では、余分な制御定数の追加、電動モータの使用等により、発進時の出力浪費となる。また、トルクステアの発生は、高出力エンジンを搭載した大型車で顕著となる現象であるのに対し、電動パワーステアリングシステムは、油圧パワーステアリングシステムと比較してアシスト力が小さく、大型車に適用するのは困難である。

［実施例１のトルクステア抑制作用］
これに対し、実施例１のトルクステア抑制構造では、左右ドライブシャフト５，１１、左右インナジョイント４，１０および左右アウタジョイント６，１２の位置を、加速時のエンジンリフトアップおよびエンジン揺動に伴う折れ角変化を考慮して制御することにより、左右ドライブシャフト５，１１に発生するキングピン中心軸周りの２次偶力を小さくする。

これにより、トルクステアの発生力となる２次偶力の左右差を小さくできるため、加速時に発生するトルクステアを抑制できる。すなわち、機械的な制御を用いているため、従来技術（特開平９−２０７８０２号公報）のように出力浪費を生じさせることなく、トルクステアの発生を抑制できる。

次に、効果を説明する。
実施例１のトルクステア抑制構造にあっては、下記に列挙する効果が得られる。

(1) 左右前輪７，１３と連結する左右ドライブシャフト５，１２を、駆動源（エンジン１およびトランスミッション２）と接続されたディファレンシャルギア３にそれぞれ連結した車両において、左右折れ角θ_L，θ_Rを、車両の加速度が大きくなるほど共に小さくなるように設定したため、加速度が大きくなるほど左右ドライブシャフト５，１２の２次偶力を発生しにくくすることで、２次偶力の左右差を小さくでき、結果として、トルクステアを抑制できる。

(2) 左右折れ角θ_L，θ_Rを、加速度があらかじめ設定された設定加速度のとき、共にほぼゼロとなるように設定したため、所定加速度における左右ドライブシャフト５，１２の２次偶力をほぼゼロとすることができ、所定加速度におけるトルクステアの発生を防止できる。

(3) 左右折れ角θ_L，θ_Rがゼロとなる加速度を、車両の最大加速度（0.5〜0.6G）とした。最大加速時には、左右ドライブシャフト５，１２の２次偶力が最大となるが、このとき、左右折れ角θ_L，θ_Rがゼロならば、２次偶力も発生しない。よって、フルスロットルで発進した際のトルクステアを防止できる。

(4) 駆動源に接続されるディファレンシャルギア３を車幅方向中心からオフセットして配置し、左ドライブシャフト５を、ディファレンシャルギア３とインナジョイント４を介して直接連結し、右ドライブシャフト１１を、ディファレンシャルギア３とエクステンションシャフト９およびインナジョイント１０を介して連結したため、左右ドライブシャフト５，１１の長さＬ_L，Ｌ_R、および折れ角θ_L，θ_Rの初期値をほぼ同一の値に設定でき、トルクステアの発生しにくい構造とすることができる。

(5) 駆動源として、クランク軸が車幅方向に延在する横置きのエンジン１を備え、左右インナジョイント４，１０の車両停止時の高さを、アウタジョイント６，１２の位置よりも15mmだけ低い位置に設定したため、最大加速時の折れ角θ_L，θ_Rをほぼゼロとし、トルクステアの発生を防止できる。また、エンジンセンタを下げることにより、左右インナジョイント４，１０の位置を低くしているため、他のサスペンション性能およびデザイン性を損なうことがない。

(6) 左右インナジョイント４，１０の位置に応じてエンジン１の下方に位置するサスペンションメンバ１５の高さを低く設定するとともに、サスペンションメンバ１５の高さに応じてサスペンションメンバ１５の上方に位置する車体サイドメンバ１６の断面積を大きく設定した。よって、サスペンションメンバ１５の高さを低くしてエンジン１やエンジンの補機類との干渉が回避しつつ、車体の衝突性能の悪化を抑制できる。

実施例２は、左右インナジョイント４，１０の位置に応じて、エンジン１の補機の位置をエンジン１に対し高い位置に設定した例である。

図６は、実施例２のトルクステア抑制構造を示す背面図であり、実施例２では、エンジンセンタを15mm低下させるのに対し、エンジン１に対するエアコンプーリ（補機）１７の位置を15mm高く設定することで、サスペンションメンバ１８との干渉を回避している。

次に、作用を説明する。
実施例１では、エンジンセンタの低下に対し、サスペンションメンバの上面の高さを低くすることで両者の干渉を防止した。この場合、エンジン１の下方に位置するサスペンションメンバと車体サイドメンバの形状を変える必要が生じる。

実施例２では、エンジン１に対するエアコンプーリ１７の位置のみを変更することで、従来のサスペンションメンバ１８および車体サイドメンバの位置や形状を変更することなく、エンジン１とサスペンションメンバ８との干渉を回避できる。

次に、効果を説明する。
実施例２のトルクステア抑制構造にあっては、実施例１の効果(1)〜(5)に加え、下記の効果が得られる。

(7) 左右インナジョイント４，１０の位置に応じて、エンジン１の補機であるエアコンプーリ１７の位置をエンジン１に対し15mm高い位置に設定したため、サスペンションメンバ１８および車体サイドメンバの形状を変えることなく、エアコンプーリ１７とサスペンションメンバ１８との干渉を防止できる。

（他の実施例）
以上、本発明を実施するための最良の形態を、実施例１，２に基づいて説明したが、本発明の具体的な構成は、実施例１，２に示した構成に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本発明に含まれる。

例えば、本発明の車両のトルクステア抑制構造が適用される車両は、エンジンとトランスミッションを駆動源とするエンジン駆動車に限らず、モータとトランスミッションを駆動源とする電気自動車や、エンジンとモータとを駆動源とするハイブリッド車にも適用できる。

実施例１，２では、インナジョイントの高さをアウタジョイントの高さよりも15mm低く設定した例を示したが、車両の特性（重量，最大加速度，タイヤの摩擦係数等）に応じて5mm〜20mmの範囲内に設定するのが好ましい。また、実施例１，２では、車両の最大加速時（0.5〜0.6G）に折れ角がゼロとなる例を示したが、車両が最大加速度に到達する前に折れ角がゼロとなるよう、インナジョイントとアウタジョイントの高さを設定してもよい。この場合、車両が遭遇する頻度が高く、かつ、トルクステアが発生し易い加速度で折れ角がほぼゼロとなるようにするのが好ましい。

また、実施例１，２では、加速に応じて駆動源が上方へ移動する車両について説明したが、駆動源が加速に応じて下方へ移動するように車体にマウントされた車両の場合には、インナジョイントの初期位置をアウタジョイントよりも高い位置に設定しておくことで、加速時の駆動軸折れ角を小さくできる。

横置きエンジンを搭載した前輪駆動車に適用された実施例１のトルクステア抑制構造を示す正面図である。 最大加速時の車体折れ角を示す正面図である。 エンジンセンタに対するサスペンションメンバおよび車体サイドメンバのレイアウトを示す正面図である。 従来のドライブシャフト配置構造を示す正面図である。 インナジョイントとアウタジョイントの高さ算出方法を示す正面図である。 実施例２のトルクステア抑制構造を示す背面図である。

符号の説明

１ エンジン
２ トランスミッション
３ ディファレンシャルギア
４ インナジョイント
５ 左ドライブシャフト
６ アウタジョイント
７ 左前輪
８ 等速継手
９ エクステンションシャフト
１０ インナジョイント
１１ 右ドライブシャフト
１２ アウタジョイント
１３ 右前輪
１４ サポートブラケット
１５ サスペンションメンバ
１６ 車体サイドメンバ

Claims (8)

1. 駆動源として、クランク軸が車幅方向に延在する横置きエンジンを備え、左右車輪と連結する左右駆動軸を、前記駆動源と接続された差動装置にそれぞれ連結した車両において、
   前記車輪中心と駆動軸車輪側ジョイントとを結ぶ軸と、駆動軸とがなす角度を折れ角と定義したとき、左右折れ角を、車両の加速度が大きくなると共に小さくなるように設定したことを特徴とする車両のトルクステア抑制構造。
2. 請求項１に記載の車両のトルクステア抑制構造において、
   前記左右折れ角を、前記加速度があらかじめ設定された設定加速度のとき、共にゼロとなるように設定したことを特徴とする車両のトルクステア抑制構造。
3. 請求項２に記載の車両のトルクステア抑制構造において、
   前記設定加速度を、車両の最大加速度としたことを特徴とする車両のトルクステア抑制構造。
4. 請求項１ないし請求項３のいずれか１項に記載の車両のトルクステア抑制構造において、
   前記駆動源に接続される差動装置を車幅方向中心からオフセットして配置し、
   前記左右駆動軸の一方を、前記差動装置と駆動軸差動装置側ジョイントを介して連結し、
   他方を、前記差動装置と差動装置に連結された中間軸および駆動軸差動装置側ジョイントを介して連結したことを特徴とする車両のトルクステア抑制構造。
5. 請求項４に記載の車両のトルクステア抑制構造において、
   前記駆動軸差動装置側ジョイントの車両停止時の高さを、前記駆動軸車輪側ジョイントの高さよりも設定高さだけ低い位置に設定したことを特徴とする車両のトルクステア抑制構造。
6. 請求項５に記載の車両のトルクステア抑制構造において、
   前記設定高さを、5mm〜20mmの範囲内に設定したことを特徴とする車両のトルクステア抑制構造。
7. 請求項５または請求項６に記載の車両のトルクステア抑制構造において、
   前記エンジンの下方に位置するサスペンションメンバの高さに応じてサスペンションメンバの上方に位置する車体サイドメンバの断面積を大きく設定したことを特徴とする車両のトルクステア抑制構造。
8. 請求項５または請求項６に記載の車両のトルクステア抑制構造において、
   前記駆動軸差動装置側ジョイントの位置に応じて前記エンジンの補機の位置をエンジンに対し高い位置に設定したことを特徴とする車両のトルクステア抑制構造。

Images