JP6696295B2

JP6696295B2 - 動力伝達装置

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Publication number: JP6696295B2
Application number: JP2016098635A
Authority: JP
Inventors: 啓桐山
Original assignee: Suzuki Motor Co Ltd
Current assignee: Suzuki Motor Co Ltd
Priority date: 2016-05-17
Filing date: 2016-05-17
Publication date: 2020-05-20
Anticipated expiration: 2036-05-17
Also published as: DE102017206104B4; FR3051405B1; DE102017206104A1; FR3051405A1; JP2017206083A

Description

本発明は、車両に搭載される動力伝達装置に関する。

一般に、四輪駆動車両は、内燃機関の動力を変速機からディファレンシャル装置に伝達した後、トランスファ装置からプロペラシャフトを介してタイヤに伝達している。
トランスファ装置は、互いに噛合する複数のギヤを有しており、このギヤから発生する歯打ち音を抑制するために、ダンパ機構が設けられている。

従来、ダンパ機構を備えた動力伝達装置としては、差動ケースの外周に形成されたトランスファ被駆動ギヤと、トランスファ被駆動ギヤからプロペラシャフトに動力を伝達する入力ギヤとの間にダンパ機構を設けたものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

特許第４５４０２５３号公報

このような従来の動力伝達装置にあっては、ダンパ機構によってトランスファ被駆動ギヤと入力軸との相対的な回転変動を低減し、入力軸に対して下流側の動力伝達経路上の歯打ち音を抑制できる。
しかしながら、入力軸に対して上流側の動力経路であって、差動ケースの下流側の差動ケースとトランスファ被駆動ギヤとの歯打ち音を抑制することができない。

本発明は、上記のような問題点に着目してなされたものであり、差動ケースに対して下流側の動力伝達経路上で騒音が発生することを抑制できる動力伝達装置を提供することを目的とするものである。

本発明は、変速機ケースに設けられ、内燃機関の動力を、左右のドライブシャフトに分配するディファレンシャル機構と、前記変速機ケースに連結されるトランスファケースを有し、前記ディファレンシャル機構に伝達された前記内燃機関の動力を、従動側のドライブシャフトに伝達するトランスファ機構とを有する動力伝達装置であって、前記ディファレンシャル機構は、前記変速機ケースに回転自在に支持され、前記内燃機関の動力が伝達される差動ケースを備えており、前記トランスファ機構は、前記差動ケースに結合される端部を有して前記トランスファケースに回転自在に支持され、前記ディファレンシャル機構から動力が伝達される被駆動軸と、前記被駆動軸に設けられたギヤ部とを備えており、前記差動ケースと前記ギヤ部との間の動力伝達経路上に、前記差動ケースと前記被駆動軸との相対的な回転変動を低減するダンパ機構が設けられており、前記差動ケースは、前記被駆動軸の端部が結合される円筒部を有し、前記ダンパ機構は、内側部材と、外側部材と、前記外側部材と前記内側部材との間に設けられたダンパ部材とを有し、前記内側部材は、前記被駆動軸の外周面に固定されて前記被駆動軸と一体で回動し、前記外側部材の内周面には第１の内周嵌合部が形成されており、前記被駆動軸の外周面には第１の外周嵌合部が形成されており、前記円筒部の内周面に、前記第１の外周嵌合部に嵌合して前記差動ケースと前記被駆動軸との相対的な回動を第１の所定角度以下に規制し、かつ、前記円筒部に対して前記被駆動軸が軸線方向に移動することを許容する第２の内周嵌合部が形成されており、前記円筒部の外周面に、前記第１の内周嵌合部に嵌合して前記差動ケースと前記ダンパ機構との相対的な回動を第１の所定角度よりも小さい第２の所定角度以下に規制し、かつ、前記円筒部に対して前記ダンパ機構が軸線方向に移動することを許容する第２の外周嵌合部が形成されている。

このように本発明によれば、差動ケースに対して下流側の動力伝達経路上で騒音が発生することを抑制できる。

図１は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置を示す図であり、エンジンと変速機の概略構成図である。図２は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置におけるトランスファ装置の概略構成図である。図３は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置におけるトランスファ装置の断面図である。図４は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置のダンパ機構の斜視図である。図５は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置のダンパ部材の斜視図である。図６は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置の円筒部材の斜視図である。図７は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置のリダクションドライブギヤを有するリダクションドライブシャフトの斜視図である。図８は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置におけるダンパ機構が取付けられたリダクションドライブシャフトの斜視図である。図９は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置のデフケースの斜視図である。図１０は、図３のＸ−Ｘ方向矢視断面図である。図１１は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置におけるダンパ機構が設けられていないトランスファ装置と、ダンパ機構が設けられたトランスファ装置の回転変動の大きさを示す図である。図１２は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置におけるダンパ機構が設けられていないトランスファ装置と、ダンパ機構が設けられたトランスファ装置の放射音の大きさを示す図である。図１３は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置におけるリダクションドライブシャフトに対する円筒部の回動角度とエンジンの回転数との関係を示す図である。図１４は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置の他の形状のデフケースの斜視図である。図１５は、本発明の一実施の形態に係る動力伝達装置の他の形状の円筒部材の斜視図である。

以下、本発明に係る動力伝達装置の実施の形態について、図面を用いて説明する。
図１〜図１５は、本発明に係る一実施の形態の動力伝達装置を示す図である。なお、上下前後左右のいずれかの方向が付されている図において、上下前記左右のいずれかの方向は、車両に搭乗する運転者から見た方向を示している。

まず、構成を説明する。
図１において、四輪駆動車両（以下、単に車両という）１のエンジンルーム１Ａには、内燃機関としてのエンジン２と、エンジン２に連結される変速機３とが設けられている。エンジン２の出力は、変速機３からドライブシャフト２４Ｌ、２４Ｒ（図１、図２参照）を介して左右の駆動輪２５Ｌ、２５Ｒに伝達される。

変速機３は、変速機ケース４を備えている。変速機ケース４の内部には図示しない単板式クラッチと、変速機構９と、ディファレンシャル装置５０とが収容されており、ディファレンシャル装置５０は、変速機構９の後方に設置されている。

変速機３は、単板式クラッチを介してエンジン２の動力を変速機構９に入力し、図示しないシフタ軸の作動により変速機構９において変速を行い、変速された回転をディファレンシャル装置５０により、ドライブシャフト２４Ｌ、２４Ｒを介して駆動輪２５Ｌ、２５Ｒに伝達する。

変速機構９は、単板式クラッチを介してエンジン２の図示しないクランクシャフトに連結され、エンジン２から動力が伝達される入力軸１０と、入力軸１０と平行に設置されるカウンタ軸１１およびリバース軸１２とを備えている。

入力軸１０には複数の変速ギヤ１３が設けられており、変速ギヤ１３は、１速ドライブギヤ１４Ａ、２速ドライブギヤ１４Ｂ、３速ドライブギヤ１４Ｃ、４速ドライブギヤ１４Ｄおよび５速ドライブギヤ１４Ｅを有している。

１速ドライブギヤ１４Ａおよび２速ドライブギヤ１４Ｂは、入力軸１０に固定されており、３速ドライブギヤ１４Ｃ、４速ドライブギヤ１４Ｄおよび５速ドライブギヤ１４Ｅは、入力軸１０に対して回転自在に設けられている。

カウンタ軸１１には複数の変速ギヤ１５が設けられている。変速ギヤ１５は、１速ドリブンギヤ１６Ａ、２速ドリブンギヤ１６Ｂ、３速ドリブンギヤ１６Ｃ、４速ドリブンギヤ１６Ｄおよび５速ドリブンギヤ１６Ｅを有している。

変速ギヤ１５は、同一の各変速段を構成する変速ギヤ１３に常時噛合しており、１速ドリブンギヤ１６Ａおよび２速ドリブンギヤ１６Ｂは、カウンタ軸１１に回転自在に設けられている。３速ドリブンギヤ１６Ｃ、４速ドリブンギヤ１６Ｄおよび５速ドリブンギヤ１６Ｅは、カウンタ軸１１に固定されている。ここで、噛合とは、歯と歯が噛み合うことを意味する。

リバース軸１２にはリバースアイドラギヤ１７が軸線方向に移動自在に設けられている。入力軸１０にはリバースドライブギヤ１４Ｆが固定されており、カウンタ軸１１にはリバースドリブンギヤ１６Ｆが固定されている。

リバースアイドラギヤ１７は、軸線方向に移動することで、入力軸１０に設けられたリバースドライブギヤ１４Ｆおよびカウンタ軸１１に設けられたリバースドリブンギヤ１６Ｆに噛合する。

変速機構９は、噛み合いクラッチ１８〜２２を備えており、噛み合いクラッチ２０〜２２は、３速ドライブギヤ１４Ｃと入力軸１０の間、４速ドライブギヤ１４Ｄと入力軸１０の間、および５速ドライブギヤ１４Ｅと入力軸１０の間にそれぞれ設けられている。

噛み合いクラッチ１８、１９は、１速ドリブンギヤ１６Ａとカウンタ軸１１の間、２速ドリブンギヤ１６Ｂとカウンタ軸１１との間にそれぞれ設けられている。

変速機構９は、シフト操作を行い、噛み合いクラッチ１８〜２２を軸線方向に移動させて各変速段を構成する変速ギヤ１３、１５を適宜噛合させることで、各変速段を成立させる。
変速機構９は、リバースアイドラギヤ１７を変速ギヤ１３のリバースドライブギヤ１４Ｆおよび変速ギヤ１５のリバースドリブンギヤ１６Ｆに噛合させ、後進段を形成する。

カウンタ軸１１のエンジン２側の端部にはファイナルドライブギヤ１６Ｇが固定して設けられており、ファイナルドライブギヤ１６Ｇには、大径のリングギヤ２３が噛み合っている。

変速機３にはディファレンシャル装置５０が設けられている。ディファレンシャル装置５０は、リングギヤ２３が固定されたデフケース５１と、ピニオンシャフト５２と、ピニオンシャフト５２に回転自在に支持された一対のピニオンギヤ５３Ａ、５３Ｂと、ピニオンギヤ５３Ａ、５３Ｂに噛み合う一対のサイドギヤ５４Ａ、５４Ｂとを有している。

サイドギヤ５４Ａ、５４Ｂは、左右のドライブシャフト２４Ｌ、２４Ｒに連結されている。リングギヤ２３は、ファイナルドライブギヤ１６Ｇに噛合しており、ディファレンシャル装置５０は、左右の駆動輪２５Ｌ、２５Ｒの差動を許容しつつ、ファイナルドライブギヤ１６Ｇの回転を左右の駆動輪２５Ｌ、２５Ｒに伝達する。

本実施の形態のデフケース５１は、本発明の差動ケースを構成する。デフケース５１、ピニオンシャフト５２、ピニオンギヤ５３Ａ、５３Ｂおよびサイドギヤ５４Ａ、５４Ｂは、本発明のディファレンシャル機構を構成する。

図２において、車両１にはトランスファ装置３１が設けられている。トランスファ装置３１は、変速機ケース４に連結されるトランスファケース３２を備えており、変速機ケース４から右方に突出しているものである。

トランスファ装置３１は、インタミシャフト３３を備えており、インタミシャフト３３の外周部にはリダクションドライブシャフト３８がスプライン嵌合している。これにより、リダクションドライブシャフト３８は、インタミシャフト３３と一体に回転し、インタミシャフト３３の軸線方向に相対移動可能となっている。

リダクションドライブシャフト３８の外周部にはリダクションドライブギヤ３７が一体に設けられている。
リダクションドライブシャフト３８の左端部３８ａは、デフケース５１に結合されている（図３参照）。本実施の形態のデフケース５１は、円筒部５５を備えており、リダクションドライブシャフト３８の左端部３８ａは、円筒部５５の内周面にスプライン嵌合されている。

本実施の形態のリダクションドライブシャフト３８は、本発明の被駆動軸を構成し、リダクションドライブシャフト３８の左端部３８ａは、本発明の被駆動軸の端部を構成する。リダクションドライブギヤ３７は、本発明のギヤ部を構成する。

リダクションドライブシャフト３８は、軸受３４〜３６を介してトランスファケース３２に回転自在に支持されている。なお、インタミシャフト３３とリダクションドライブシャフト３８は、別体ではなく、一体成形されてもよい。

トランスファケース３２にはリダクションドリブンシャフト３９が回転自在に設けられておいる。リダクションドリブンシャフト３９には、リダクションドリブンギヤ４０が一体に設けられており、リダクションドリブンギヤ４０は、リダクションドライブギヤ３７に噛合している。

リダクションドリブンギヤ４０にはドライブベベルギヤ４１が取付けられている。トランスファケース３２にはドリブンベベルシャフト４２が回転自在に設けられている。ドリブンベベルシャフト４２にはドリブンベベルギヤ４３が一体に設けられており、ドリブンベベルギヤ４３は、ドライブベベルギヤ４１に噛合している。

ドリブンベベルシャフト４２には図示しないプロペラシャフトの一端部が連結されており、プロペラシャフトの他端部は、図示しない後輪側のディファレンシャル装置を介して図示しない従動側の左右のドライブシャフトに連結されている。従動側の左右のドライブシャフトは、それぞれ左右の図示しない従動輪に連結されている。

インタミシャフト３３は、ドライブシャフト２４Ｒの一部を構成しており、インタミシャフト３３の右端部３３ａにはドライブシャフト２４Ｒが連結されている。エンジン２から変速機３を介してデフケース５１に伝達された動力（回転）は、サイドギヤ５４Ａからドライブシャフト２４Ｌに伝達される一方、インタミシャフト３３からドライブシャフト２４Ｒに伝達される。これにより、左右の駆動輪２５Ｌ、２５Ｒ（前輪）が駆動される。

トランスファ装置３１においては、デフケース５１の動力（回転）がリダクションドライブシャフト３８を介してリダクションドライブギヤ３７に伝達され、リダクションドライブギヤ３７からリダクションドリブンギヤ４０に伝達される。

リダクションドリブンギヤ４０に伝達される動力は、リダクションドリブンシャフト３９を介してドライブベベルギヤ４１に伝達された後、ドリブンベベルギヤ４３を介してドリブンベベルシャフト４２に伝達される。

ドリブンベベルシャフト４２に伝達された動力は、プロペラシャフトからリヤ側のディファレンシャル装置を介して左右のドライブシャフトに分配され、左右の従動輪（後輪）に伝達される。

本実施の形態のインタミシャフト３３、リダクションドライブシャフト３８、リダクションドライブギヤ３７は、リダクションドリブンシャフト３９、リダクションドリブンギヤ４０、ドライブベベルギヤ４１、ドリブンベベルシャフト４２およびドリブンベベルギヤ４３は、本発明のトランスファ機構を構成している。

ここで、本実施の形態のトランスファ装置３１は、フルタイム四輪駆動を構成しているが、四輪駆動時にリダクションドライブギヤ３８からリダクションドリブンギヤ４０に動力を伝達し、二輪駆動時にリダクションドライブギヤ３８からリダクションドリブンギヤ４０に動力を伝達しないようなパートタイム四輪駆動を構成してもよい。この場合には、トランスファ装置３１に四輪駆動用と二輪駆動用の動力を切換える切換機構が設けられている。

図３において、デフケース５１とリダクションドライブギヤ３７との間の動力伝達経路上において、円筒部５５とリダクションドリブンシャフト３９の間にはダンパ機構６１が設けられており、ダンパ機構６１は、デフケース５１とリダクションドライブシャフト３８の相対的な回転変動を低減するダンパ機能を有する。

図４において、ダンパ機構６１は、ダンパ部材６２と、ダンパ部材６２の径方向外方に設けられた円筒部材６３とを備えており、円筒部材６３は、変速機ケース４に挿入されている（図３参照）。すなわち、本実施の形態のダンパ機構６１の少なくとも一部は、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向において、変速機ケース４に挿入されている。

図５において、ダンパ部材６２は、内輪６４と、内輪６４に対して半径方向外方に設けられた外輪６５と、内輪６４および外輪６５の間に設けられたゴム等の弾性体６６とを備えている。

図３に示すように、内輪６４は、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向において円筒部５５の開口端面５５ａに対向して設置されている。リダクションドライブシャフト３８には段部３８ｂが形成されており、内輪６４は、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向において段部３８ｂに当接している。これにより、ダンパ機構６１は、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向に位置決めされる。

図５において、内輪６４の内周面には突起６４Ａが形成されており、突起６４Ａは、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向に伸び、かつ、内輪６４の内周面から内輪６４の半径方向内方に突出している。

図６において、円筒部材６３は、円周方向に凹凸状に連続する内周スプライン６３Ａと、内周スプライン６３Ａに隣接して円筒部材６３の内周面に形成され、凹凸が形成されていない平滑面６３Ｂとを備えている。

ダンパ部材６２は、外輪６５が平滑面６３Ｂに圧入されるようにして円筒部材６３に取付けられており（図４参照）、外輪６５は、円筒部材６３に対して円周方向および軸線方向に移動不能となっている。

図７において、リダクションドライブシャフト３８の左端部３８ａの外周面には外周スプライン３８Ａが形成されており、外周スプライン３８Ａは、リダクションドライブシャフト３８の円周方向に凹凸状に連続している。

リダクションドライブシャフト３８にはリダクションドライブシャフト３８の軸線方向に伸びる直線状の溝部３８Ｂが形成されている。溝部３８Ｂは、外周スプライン３８Ａに隣接し、かつ外周スプライン３８Ａに対してリダクションドライブギヤ３７側に形成されている。

溝部３８Ｂには内輪６４の突起６４Ａが嵌合している。図８は、溝部３８Ｂには内輪６４の突起６４Ａが嵌合した状態のダンパ機構６１の外観である。内輪６４は、リダクションドライブシャフト３８の外周面に固定されてリダクションドライブシャフト３８と一体で回動可能となる。

図２、図９において、円筒部５５の内周面には内周スプライン５５Ａが形成されており、内周スプライン５５Ａは、円筒部５５の円周方向に凹凸状に連続している。円筒部５５の外周面には外周スプライン５５Ｂが形成されている。

外周スプライン５５Ｂは、円筒部５５の軸線方向において内周スプライン５５Ａよりもリダクションドライブギヤ３７側に形成され、円筒部５５の円周方向に凹凸状に連続している。

図３において、円筒部５５の内周スプライン５５Ａにはリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａがスプライン嵌合している。内周スプライン５５Ａは、円筒部５５とリダクションドライブシャフト３８との相対的な回動を第１の所定角度以下に規制し、かつ、円筒部５５に対してリダクションドライブシャフト３８が軸線方向に移動することを許容している。
具体的には、リダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａと円筒部５５の内周スプライン５５Ａとの間には円周方向に隙間が形成されている。

図１０において、リダクションドライブシャフト３８が円筒部５５に対して中立位置に位置した状態において、リダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａと円筒部５５の内周スプライン５５Ａの円周方向の一方の隙間６７Ａと他方の隙間６７Ｂとが、円筒部５５の円周方向の３°（単位：ｄｅｇｒｅｅ）の角度の範囲に形成されている。

これにより、円筒部５５がリダクションドライブシャフト３８に対して中立位置に位置した状態から円筒部５５がリダクションドライブシャフト３８の円周方向の一方に回動する角度と、円筒部５５がリダクションドライブシャフト３８の円周方向の他方に回動する角度とが３°となる。

円筒部５５がリダクションドライブシャフト３８に対して中立位置に位置した状態とは、円筒部５５に対してリダクションドライブシャフト３８が円周方向に捩じれていない状態であり、弾性体６６が捩じれていない状態である。エンジン２の停止時には弾性体６６
によってデフケース５１がリダクションドライブシャフト３８に対して中立位置に戻る。

本実施の形態の第１の所定角度は、６°に設定されており、円筒部５５とリダクションドライブシャフト３８との相対的な回動は、６°以下に規制される。なお、第１の所定角度は、これに限定されるものではない。
このように本実施の形態の外周スプライン３８Ａと内周スプライン５５Ａとは、円周方向にガタを持たせてスプライン嵌合されている。

図３、図１０において、円筒部５５の外周スプライン５５Ｂには円筒部材６３の内周スプライン６３Ａがスプライン嵌合している。外周スプライン５５Ｂは、デフケース５１とダンパ機構６１との相対的な回動を第１の所定角度よりも小さい第２の所定角度以下に規制し、かつ、円筒部５５に対してダンパ機構６１が軸線方向に移動することを許容している。

具体的には、円筒部５５の外周スプライン５５Ｂと円筒部材６３の内周スプライン６３Ａとの間には円周方向に隙間が形成されている。
この隙間は、リダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａと円筒部５５の内周スプライン５５Ａの円周方向の隙間よりも小さい角度の範囲に形成されており、円筒部５５とダンパ機構６１との相対的な回動は、６°よりも小さい角度に規制される。

このように本実施の形態の外周スプライン５５Ｂと内周スプライン６３Ａとは、円周方向にガタを持たせてスプライン嵌合されている。
ここで、円筒部５５の内周スプライン５５Ａ、外周スプライン５５Ｂ、リダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａおよび円筒部材６３の内周スプライン６３Ａの歯数は、同数である。

本実施の形態の内輪６４は、本発明の内側部材および内輪を構成し、円筒部材６３は、本発明の外側部材を構成する。内周スプライン６３Ａは、本発明の第１の内周嵌合部を構成し、外周スプライン３８Ａは、本発明の第１の外周嵌合部および外周スプラインを構成する。内周スプライン５５Ａは、本発明の第２の内周嵌合部および内周スプラインを構成し、外周スプライン５５Ｂは、本発明の第２の外周嵌合部および内周スプラインを構成する。

図３において、外周スプライン５５Ｂは、内周スプライン５５Ａに対してリダクションドライブギヤ３７側に形成されており、内周スプライン５５Ａの軸線方向の長さは、外周スプライン５５Ｂの軸線方向長さよりも長く形成されている。

軸受３４は、リダクションドライブギヤ３７の軸線方向においてダンパ機構６１とリダクションドライブシャフト３８との間に設置されている。
軸受３５は、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向においてリダクションドライブギヤ３７に対して軸受３４と反対側に設置されている。これにより、リダクションドライブギヤ３７は、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向において軸受３４、３５に挟まれている。

リダクションドライブギヤ３７の左側面３７ａは、ドライブベベルギヤ４１が対向しており、リダクションドライブギヤ３７の右側面３７ｂは、軸受３５に対向している。これにより、リダクションドライブギヤ３７は、ドライブベベルギヤ４１から右方に軸線方向の荷重を受ける。

軸受３４の軸線方向長さは、軸受３５の軸線方向長さよりも短く形成されており、軸受３４に対して軸受３５の剛性は、大きい。本実施の形態の軸受３４は、本発明の第１の軸受を構成し、軸受３５は、第２の軸受を構成する。本実施の形態の変速機３およびトランスファ装置３１は、本発明の動力伝達装置５を構成する。

次に、作用を説明する。
図１０において、車両１の前進走行時に円筒部５５（デフケース５１）が時計回転方向に回転するものとして説明を行う。

車両１の加速時において、エンジン２から単板式クラッチ、変速機３を介してトランスファ装置３１に動力が伝達される際、エンジン２の回転変動がトランスファ装置３１に入力される。

この回転変動に起因して、トランスファ装置３１において、リダクションドライブギヤ３７とリダクションドリブンギヤ４０、およびドライブベベルギヤ４１とドリブンベベルギヤ４３との歯打ち音が発生し、トランスファ装置３１から騒音が発生する。
特に、エンジン２の低回転域では、エンジン２の回転変動が大きく、歯打ち音による騒音が大きくなる。

本実施の形態の動力伝達装置５は、デフケース５１とリダクションドライブギヤ３７との間の動力伝達経路上において、円筒部５５とリダクションドリブンシャフト３９との間にダンパ機構６１が設けられており、ダンパ機構６１は、デフケース５１とリダクションドライブシャフト３８の相対的な回転変動を低減するダンパ機能を有する。

ダンパ機構６１は、リダクションドライブシャフト３８の外周面に固定されてリダクションドライブシャフト３８と一体で回動する内輪６４と、内周面に内周スプライン６３Ａが形成され、円筒部５５の外周面に嵌合される円筒部材６３と、円筒部材６３と内輪６４との間に設けられた弾性体６６を有するダンパ部材６２とを有する。

円筒部５５の内周面には、リダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａに嵌合してデフケース５１とリダクションドライブシャフト３８との相対的な回動を第１の所定角度以下に規制し、かつ、円筒部５５に対してリダクションドライブシャフト３８が軸線方向に移動することを許容する内周スプライン５５Ａが形成されている。

円筒部５５の外周面には、円筒部材６３の内周スプライン６３Ａに嵌合してデフケース５１とダンパ機構６１との相対的な回動を第１の所定角度よりも小さい第２の所定角度以下に規制し、かつ、円筒部５５に対してダンパ機構６１が軸線方向に移動することを許容する外周スプライン５５Ｂが形成されている。

車両の加速時において、エンジン２から変速機３に伝達された動力は、ファイナルドライブギヤ１６Ｇからリングギヤ２３を介してデフケース５１に伝達され、デフケース５１からリダクションドライブシャフト３８に伝達される。
デフケース５１の動力がリダクションドライブシャフト３８に伝達される際には、円筒部５５の外周スプライン５５Ｂとダンパ機構６１の内周スプライン６３Ａとが最初に接触する。

このとき、円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとの間には隙間６７Ａが形成されており、この隙間６７Ａは、ダンパ機構６１の弾性体６６が捩じられる領域となる。

デフケース５１がさらにＲ１方向に回転すると、円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとの間の隙間６７Ａが小さくなり、隙間６７Ａが小さくなるにつれて弾性体６６が捩じられる。

円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとの間の隙間６７Ａがなくなると、円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとが接触する。

円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとが接触すると、弾性体６６が捩じられることが規制される。すなわち、内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとは、ストッパ機能を有する。

車両１の加速時にはエンジン２の回転変動により弾性体６６が隙間６７Ａの範囲（３°の回動角の範囲）で弾性変形することにより、デフケース５１とリダクションドライブシャフト３８の相対的な回転変動が低減され、この回転変動に起因するデフケース５１とリダクションドライブシャフト３８との捩じれ振動を減衰できる。

このため、車両１の加速時に、リダクションドライブギヤ３７とリダクションドリブンギヤ４０、およびドライブベベルギヤ４１とドリブンベベルギヤ４３との歯打ち音が発生することを抑制して、トランスファ装置３１から騒音が発生することを抑制できる。

一方、車両１の減速時にはエンジン１の燃焼が行われないので、従動輪からプロペラシャフトおよびトランスファ装置３１を介してデフケース５１に伝達されるトルク反力が伝達される、所謂、エンジンブレーキが発生する。

これにより、リダクションドライブシャフト３８は、デフケース５１に対して相対的にＲ１方向と反対方向のＲ２方向に捩じれる。
円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとの間には隙間６７Ｂが形成されているので、リダクションドライブシャフト３８は、デフケース５１に対してＲ１方向と反対方向のＲ２方向に相対的に捩じられる。このとき、隙間６７Ｂは、ダンパ機構６１の弾性体６６が捩じられる領域となる。

リダクションドライブシャフト３８がＲ２方向にさらに捩じられると、円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとの間の隙間６７Ｂが小さくなり、隙間６７Ｂが小さくなるにつれて弾性体６６が捩じられる。これにより、デフケース５１とリダクションドライブシャフト３８の相対的な回転変動が低減される。

円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとの間の隙間６７Ｂがなくなると、円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとが接触する。

また、円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとが接触すると、弾性体６６が捩じられることが規制される。
円筒部５５の内周スプライン５５Ａとリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａとが接触すると、円筒部５５の外周スプライン５５Ｂが円筒部材６３の内周スプライン６３Ａに接触する。

車両１の減速時にはエンジン２の回転変動により弾性体６６が隙間６７Ｂの範囲（３°の回動角の範囲）で弾性変形することにより、デフケース５１とリダクションドライブシャフト３８の相対的な回転変動が低減され、この回転変動に起因するデフケース５１とリダクションドライブシャフト３８との捩じれ振動を減衰できる。

このため、車両１の減速時において、リダクションドライブギヤ３７とリダクションドリブンギヤ４０、およびドライブベベルギヤ４１とドリブンベベルギヤ４３との歯打ち音が発生することを抑制して、トランスファ装置３１から騒音が発生することを抑制できる。
この結果、車両１の加速時および減速時において、エンジン２の回転変動に起因して発生するトランスファ装置３１の歯打ち音を抑制して、トランスファ装置３１から騒音が発生することを抑制できる。

本実施の形態の動力伝達装置５は、デフケース５１とリダクションドライブギヤ３７との間の動力伝達経路上において、円筒部５５とリダクションドリブンシャフト３９の間にダンパ機構６１が設けられている。
これにより、デフケース５１から下流の動力伝達経路上、すなわち、トランスファ装置３１から歯打ち音による騒音が発生することを抑制できる。

図１１は、ダンパ機構６１が設けられていないトランスファ装置と、ダンパ機構６１が設けられた本実施の形態のトランスファ装置３１とにおける回転変動の大きさを示す図である。

図１１から明らかなように、本実施の形態のトランスファ装置３１は、ダンパ機構６１が設けられていないトランスファ装置３１に比べて回転変動を著しく低減することができる。特に、本実施の形態のトランスファ装置３１は、ダンパ機構６１が設けられていないトランスファ装置に比べて、エンジン２の低回転数域における回転変動を顕著に低減できることが明らかである。

図１２は、ダンパ機構６１が設けられていないトランスファ装置３１と、ダンパ機構６１が設けられた本実施の形態のトランスファ装置３１とにおける放射音の大きさを示す図である。

図１２から明らかなように、本実施の形態のトランスファ装置３１は、ダンパ機構６１が設けられていない動力伝達装置５に比べてトランスファ装置３１の放射音を低減することができることは、明らかである。

また、本実施の形態の動力伝達装置５によれば、ダンパ部材６２は、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向において円筒部５５の開口端面５５ａに対向して設置され、内輪６４を構成する内輪６４と、内輪６４に対して半径方向外方に設置され、外側部材に固定される外輪６５と、内輪６４と外輪６５との間に設けられた弾性体６６とを含んで構成される。

これにより、リダクションドライブギヤ３７の軸線方向においてデフケース５１に近づけてダンパ機構６１を設置できる。これにより、トランスファ装置３１がリダクションドライブギヤ３７の軸線方向に長くなることを抑制しつつ、ダンパ機構６１を設置することができる。

この結果、トランスファ装置３１を小型化しつつ、リダクションドライブギヤ３７とリダクションドリブンギヤ４０、およびドライブベベルギヤ４１とドリブンベベルギヤ４３との歯打ち音が発生することを抑制して、トランスファ装置３１から騒音が発生することを抑制できる。

また、本実施の形態の動力伝達装置５によれば、ダンパ機構６１の円筒部材６３が、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向において変速機ケース４に挿入されている。これにより、トランスファ装置３１がリダクションドライブギヤ３７の軸線方向に長くなることを抑制しつつ、ダンパ機構６１を設置することができる。このため、動力伝達装置５をより効果的に小型化できる。

また、本実施の形態の動力伝達装置５によれば、円筒部５５の円周方向における内周スプライン５５Ａと外周スプライン５５Ｂとの位相が同一である。これにより、リダクションドライブギヤ３７を円筒部５５に取付ける際に、円筒部５５の内周スプライン５５Ａおよび外周スプライン５５Ｂにリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａおよび円筒部材６３の内周スプライン６３Ａを円滑にスプライン嵌合できる。

ここで、円筒部５５の円周方向における内周スプライン５５Ａと外周スプライン５５Ｂとの位相が同一であるとは、内周スプライン５５Ａの凹部と外周スプライン５５Ｂの凸部、あるいは内周スプライン５５Ａの凸部と外周スプライン５５Ｂの凹部の位相が一致することをいう。

このため、デフケース５１に対するリダクションドライブシャフト３８の組み付け作業の作業性を向上して、デフケース５１とリダクションドライブシャフト３８の相対的な回転変動を低減できる。

また、本実施の形態の動力伝達装置５によれば、円筒部５５の内周スプライン５５Ａ、外周スプライン５５Ｂ、リダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａおよび円筒部材６３の内周スプライン６３Ａの歯数を同数にしている。
これにより、デフケース５１とリダクションドライブシャフト３８の嵌合強度と、デフケース５１とダンパ機構６１との嵌合強度を向上できる。

また、本実施の形態の動力伝達装置５よれば、円筒部５５がリダクションドライブシャフト３８に対して中立位置に位置した状態から円筒部５５がリダクションドライブシャフト３８の円周方向の一方に回動する角度と、円筒部５５がリダクションドライブシャフト３８の円周方向の他方に回動する角度とがそれぞれ３°となるように、リダクションドライブシャフト３８の外周スプラインと円筒部５５の内周スプラインの円周方向の一方の隙間６７Ａと他方の隙間６７Ｂとが、円筒部５５の円周方向の３°の角度の範囲に形成されている。

これにより、車両１の加速時および減速時に、エンジン２の回転変動によって円筒部５５がリダクションドライブシャフト３８に対して中立位置から一方向または他方向に回動した場合に、弾性体６６の捩じれ量を同じにできる。

この結果、車両１の加速時および減速時において、デフケース５１とリダクションドライブシャフト３８の相対的な回転変動をより効果的に低減でき、この回転変動に起因するデフケース５１とリダクションドライブシャフト３８との捩じれ振動を減衰できる。

図１３は、エンジン回転数と回動角度との関係を示す図である。図１３において、リダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａと円筒部５５の内周スプラインの円周方向の一方の隙間６７Ａと他方の隙間６７Ｂの範囲を３°（合計６°）にしたのは、どのエンジン回転数でも円筒部５５とリダクションドライブシャフト３８との回動角度が３°以上にならないからである。

したがって、一方の隙間６７Ａと他方の隙間６７Ｂの範囲を３°以下に設定すれば、回転変動に起因するデフケース５１とリダクションドライブシャフト３８との捩じれ振動を減衰できる。なお、一方の隙間６７Ａと他方の隙間６７Ｂの範囲の角度をＹ、エンジン回転数をＸとした場合に、
Ｙ＝−３Ｅ⁻¹⁰（−３×１０⁻¹⁰）Ｘ³＋３Ｅ⁻⁶（３×１０⁻⁶）Ｘ²−０．００７１Ｘ＋７．２６７４で表わされる。

また、本実施の形態の動力伝達装置５によれば、外周スプライン５５Ｂが内周スプライン５５Ａに対してリダクションドライブギヤ３７側に形成されており、内周スプライン５５Ａの軸線方向の長さが外周スプライン５５Ｂの軸線方向長さよりも長く形成されている。

これにより、トランスファ装置３１を変速機ケース４に組み付ける工程において、リダクションドライブシャフト３８を円筒部５５に挿入するとき、すなわち、円筒部５５の内周スプライン５５Ａにリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａをスプライン嵌合するときに、円筒部材６３の内周スプライン６３Ａと円筒部５５の外周スプライン５５Ｂとを半径方向に位置決めすることができる。

このため、円筒部材６３の内周スプライン６３Ａを円筒部５５の外周スプライン５５Ｂに円滑にスプライン嵌合することができ、デフケース５１に対するリダクションドライブシャフト３８の組み付け作業の作業性をより効果的に向上できる。

また、本実施の形態の動力伝達装置５によれば、軸受３４が、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向においてダンパ機構６１とリダクションドライブギヤ３７との間に設置されており、軸受３５が、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向においてリダクションドライブギヤ３７に対して軸受３４と反対側に設置されている。

これに加えて、リダクションドライブギヤ３７が、リダクションドライブシャフト３８の軸線方向に対してドライブベベルギヤ４１によって軸受３５側に荷重が印加されており、軸受３４の軸線方向長さが、軸受３５の軸線方向長さよりも短く形成されている。
これにより、軸受３４の軸線方向長さを短くできる分だけ、トランスファ装置３１のリダクションドライブシャフト３８の軸線方向の長さを短くできる。

また、ドライブベベルギヤ４１から荷重を受ける軸受３５の軸線方向の長さを、軸受３４の軸線方向の長さよりも長くすることで、軸受３５の剛性を大きくできる。
このため、軸受３５によってリダクションドライブシャフト３８を安定して支持することができ、トランスファ装置３１の信頼性が低下することを防止できる。

また、本実施の形態の動力伝達装置５によれば、円筒部５５の内周スプライン５５Ａにリダクションドライブシャフト３８の外周スプライン３８Ａをスプライン嵌合し、円筒部５５の外周スプライン５５Ｂに円筒部材６３の内周スプライン６３Ａをスプライン嵌合している。

これにより、長期使用によって弾性体６６が劣化した場合であっても、デフケース５５からリダクションドライブシャフト３８に動力を確実に伝達して、リダクションドライブシャフト３８を後輪駆動用の駆動軸として機能できる。このため、車両１を四輪駆動車両として確実に機能させることができ、車両１の信頼性が低下することを防止できる。

なお、本実施の形態の動力伝達装置５は、円筒部５５に外周スプライン５５Ｂを形成し、円筒部材６３に外周スプライン５５Ｂにスプライン嵌合する内周スプライン６３Ａを形成しているが、これに限定されるものではない。

例えば、図１４に示すように、円筒部５５にドグ５５Ｃを形成し、図１５に示すように、円筒部材６３に、ドグ５５Ｃに嵌合する内周ドグ６３Ｃを形成することにより、ドグ５５Ｃによってデフケース５１とダンパ機構６１との相対的な回動を第１の所定角度よりも小さい第２の所定角度以下に規制し、かつ、円筒部５５に対してダンパ機構６１が軸線方向に移動することを許容してもよい。
この場合には、ドグ５５Ｃが本発明の第２の外周嵌合部を構成し、内周ドグ６３Ｃが本発明の第１の内周嵌合部を構成する。

なお、変速機３としては、ＭＴ（Manual Transmission）やＡＴ（Automatic Transmission）から構成されてもよいし、ＭＴにおいて運転者が行う変速操作をアクチュエータにより自動で行うことで、ＡＴのような自動変速を可能にしたＡＭＴ（Automated Manual Transmission）から構成されてもよい。

本発明の実施の形態を開示したが、当業者によっては本発明の範囲を逸脱することなく変更が加えられうることは明白である。すべてのこのような修正および等価物が次の請求項に含まれることが意図されている。

２...エンジン（内燃機関）、３...変速機、４...変速機ケース、２４Ｌ，２４Ｒ...ドライブシャフト、３１...トランスファ装置、３２...トランスファケース、３３...インタミシャフト（トランスファ機構）、３４...軸受（第１の軸受）、３５...軸受（第２の軸受）、３７...リダクションドライブギヤ（ギヤ部、トランスファ機構）、３８...リダクションドライブシャフト（被駆動軸、トランスファ機構）、３８Ａ...外周スプライン（第１の外周スプライン）、３８ａ...左端部（被駆動軸の端部）、３９...リダクションドリブンシャフト（トランスファ機構）、４０...リダクションドリブンギヤ（トランスファ機構）、４１...ドライブベベルギヤ（トランスファ機構）、４２...ドリブンベベルシャフト（トランスファ機構）、４３...ドリブンベベルギヤ（トランスファ機構）、５０...ディファレンシャル装置、５１...デフケース（差動ケース、ディファレンシャル機構）、５２...ピニオンシャフト（ディファレンシャル機構）、５３Ａ、５３Ｂ...ピニオンギヤ（ディファレンシャル機構）、５４Ａ、５４Ｂ...サイドギヤ（ディファレンシャル機構）５５...円筒部、５５Ａ...内周スプライン（第２の内周スプライン）、５５Ｂ...外周スプライン（第２の外周スプライン）、５５Ｃ...ドグ（第２の外周スプライン）、５５ａ...開口端面（円筒部の開口端面）、６１...ダンパ機構、６２...ダンパ部材、６３...円筒部材（外側部材）、６３Ａ...内周スプライン（第１の内周スプライン）、６３Ｃ...内周ドグ（第１の内周スプライン）、６４...内輪（内側部材）、６５...外輪、６６...弾性体、６７Ａ，６７Ｂ...隙間

Claims

変速機ケースに設けられ、内燃機関の動力を、左右のドライブシャフトに分配するディファレンシャル機構と、前記変速機ケースに連結されるトランスファケースを有し、前記ディファレンシャル機構に伝達された前記内燃機関の動力を、従動側のドライブシャフトに伝達するトランスファ機構とを有する動力伝達装置であって、
前記ディファレンシャル機構は、前記変速機ケースに回転自在に支持され、前記内燃機関の動力が伝達される差動ケースを備えており、
前記トランスファ機構は、前記差動ケースに結合される端部を有して前記トランスファケースに回転自在に支持され、前記ディファレンシャル機構から動力が伝達される被駆動軸と、前記被駆動軸に設けられたギヤ部とを備えており、
前記差動ケースと前記ギヤ部との間の動力伝達経路上に、前記差動ケースと前記被駆動軸との相対的な回転変動を低減するダンパ機構が設けられており、
前記差動ケースは、前記被駆動軸の端部が結合される円筒部を有し、
前記ダンパ機構は、内側部材と、外側部材と、前記外側部材と前記内側部材との間に設けられたダンパ部材とを有し、
前記内側部材は、前記被駆動軸の外周面に固定されて前記被駆動軸と一体で回動し、
前記外側部材の内周面には第１の内周嵌合部が形成されており、
前記被駆動軸の外周面には第１の外周嵌合部が形成されており、
前記円筒部の内周面に、前記第１の外周嵌合部に嵌合して前記差動ケースと前記被駆動軸との相対的な回動を第１の所定角度以下に規制し、かつ、前記円筒部に対して前記被駆動軸が軸線方向に移動することを許容する第２の内周嵌合部が形成されており、
前記円筒部の外周面に、前記第１の内周嵌合部に嵌合して前記差動ケースと前記ダンパ機構との相対的な回動を第１の所定角度よりも小さい第２の所定角度以下に規制し、かつ、前記円筒部に対して前記ダンパ機構が軸線方向に移動することを許容する第２の外周嵌合部が形成されていることを特徴とする動力伝達装置。
変速機ケースに設けられ、内燃機関の動力を、左右のドライブシャフトに分配するディファレンシャル機構と、前記変速機ケースに連結されるトランスファケースを有し、前記ディファレンシャル機構に伝達された前記内燃機関の動力を、従動側のドライブシャフトに伝達するトランスファ機構とを有する動力伝達装置であって、
前記ディファレンシャル機構は、前記変速機ケースに回転自在に支持され、前記内燃機関の動力が伝達される差動ケースを備えており、
前記トランスファ機構は、前記差動ケースに結合される端部を有して前記トランスファケースに回転自在に支持され、前記ディファレンシャル機構から動力が伝達される被駆動軸と、前記被駆動軸に設けられたギヤ部とを備えており、
前記差動ケースと前記ギヤ部との間の動力伝達経路上に、前記差動ケースと前記被駆動軸との相対的な回転変動を低減するダンパ機構が設けられており、
前記ダンパ機構の少なくとも一部は、前記変速機ケースに挿入されていることを特徴とする動力伝達装置。
変速機ケースに設けられ、内燃機関の動力を、左右のドライブシャフトに分配するディファレンシャル機構と、前記変速機ケースに連結されるトランスファケースを有し、前記ディファレンシャル機構に伝達された前記内燃機関の動力を、従動側のドライブシャフトに伝達するトランスファ機構とを有する動力伝達装置であって、
前記ディファレンシャル機構は、前記変速機ケースに回転自在に支持され、前記内燃機関の動力が伝達される差動ケースを備えており、
前記トランスファ機構は、前記差動ケースに結合される端部を有して前記トランスファケースに回転自在に支持され、前記ディファレンシャル機構から動力が伝達される被駆動軸と、前記被駆動軸に設けられたギヤ部とを備えており、
前記差動ケースと前記ギヤ部との間の動力伝達経路上に、前記差動ケースと前記被駆動軸との相対的な回転変動を低減するダンパ機構が設けられており、
前記被駆動軸は、第１の軸受および第２の軸受を介して前記トランスファケースに回転自在に支持されており、
前記第１の軸受は、前記被駆動軸の軸線方向において前記ダンパ機構と前記ギヤ部との間に設置されており、
前記第２の軸受は、前記被駆動軸の軸線方向において前記ギヤ部に対して前記第１の軸受と反対側に設置されており、
前記ギヤ部は、前記被駆動軸の軸線方向に対して前記第２の軸受側に荷重が印加されており、
前記第１の軸受の軸線方向長さが、前記第２の軸受の軸線方向長さよりも短く形成されていることを特徴とする動力伝達装置。
前記ダンパ部材は、前記被駆動軸の軸線方向において前記円筒部の開口端面に対向して設置され、前記内側部材を構成する内輪と、前記内輪に対して半径方向外方に設置され、前記外側部材に固定される外輪と、前記内輪と前記外輪との間に設けられた弾性体とを含んで構成されることを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
前記第２の内周嵌合部は、前記円筒部の円周方向に凹凸状に連続する内周スプラインから構成されており、
前記第２の外周嵌合部は、前記円筒部の円周方向に凹凸状に連続する外周スプラインから構成されており、
前記円筒部の円周方向における前記内周スプラインと前記外周スプラインとの位相が同一であることを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
前記第２の外周嵌合部は、前記第２の内周嵌合部に対して前記ギヤ部側に形成されており、
前記第２の内周嵌合部の軸線方向の長さは、前記第２の外周嵌合部の軸線方向長さよりも長く形成されていることを特徴とする請求項１または請求項５に記載の動力伝達装置。
前記ダンパ機構は、内側部材と、外側部材と、前記外側部材と前記内側部材との間に設けられたダンパ部材とを有し、
前記ダンパ部材は、前記内側部材を構成する内輪と、前記内輪に対して半径方向外方に設置され、前記外側部材に固定される外輪と、前記内輪と前記外輪との間に設けられた弾性体とを含んで構成されることを特徴とする請求項２または請求項３に記載の動力伝達装置。
前記ダンパ機構の少なくとも一部は、前記変速機ケースに挿入されていることを特徴とする請求項１、請求項３から請求項７のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
前記被駆動軸は、軸受を介して前記トランスファケースに回転自在に支持されており、
前記軸受は、前記被駆動軸の軸線方向において前記ダンパ機構と前記ギヤ部との間に設置されていることを特徴とする請求項１、請求項２、請求項４から請求項８のいずれか１項に記載の動力伝達装置。