JP6769393B2

JP6769393B2 - 車両用プロペラシャフト

Info

Publication number: JP6769393B2
Application number: JP2017112985A
Authority: JP
Inventors: 竜哉礒野; 耕己川原田; 純森; 敦郎三日月
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2017-06-07
Filing date: 2017-06-07
Publication date: 2020-10-14
Anticipated expiration: 2037-06-07
Also published as: MY193654A; US10933741B2; CN108995528B; KR102035015B1; RU2693894C1; JP2018203153A; EP3412487A1; CN108995528A; BR102018011383A2; KR20180133801A; US20180354360A1; EP3412487B1

Description

本発明は、車両用プロペラシャフトに関し、特に、車両の安全性の向上と十分な回転トルク容量の確保とを両立させる技術に関するものである。

車両の衝突時における衝突エネルギーを吸収するための圧縮管において、屈曲部が車両の衝突時に衝撃で座屈すなわち衝突方向に変形するように設計することで、車両の衝突時の衝突エネルギーを吸収する技術が知られている。例えば、特許文献１の車両用圧縮管がそれである。特許文献１の車両用圧縮管では、屈曲部における予定破断箇所の板厚を減少する切欠きを形成することによって、車両の衝突時の衝撃力の緩和を図っており、この技術が車両用プロペラシャフトにも適用が可能であることが開示されている。

特開平６−２７８５５４号公報

車両用プロペラシャフトの予定破断箇所に切欠きを形成することで、車両の前進方向および後進方向の衝突時における予定破断箇所の座屈が開始する軸方向荷重を減少し、これによって車両の衝突時における軸方向荷重が低減される。しかしながら、切欠を形成することによって車両の衝突時における軸方向荷重をより低減しようとした場合、駆動力源から車両用プロペラシャフトを介して後部車輪に伝達される回転トルクの許容値、すなわち回転トルク容量についても切欠きにおいて低下する虞があり、車両の衝突時における予定破断箇所の座屈が開始する軸方向荷重を減少することによる安全性の向上と車両の駆動時における充分な回転トルク容量の確保とを両立することが難しかった。

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、車両の衝突時における予定破断箇所の破断の開始すなわち座屈が開始する軸方向荷重を減少することによる安全性の向上と車両の駆動時における充分な回転トルク容量の確保とを両立することが可能となる車両用プロペラシャフトを提供することにある。

第１発明の要旨とするところは、段付管状部材を含み、駆動力源から出力された回転力を駆動輪へ伝達する車両用プロペラシャフトであって、前記車両用プロペラシャフトの軸方向の圧縮荷重に対する圧縮荷重最弱部位と、前記車両用プロペラシャフトの軸まわりのねじり荷重に対するねじり荷重最弱部位とが、前記段付管状部材の径方向に分離されており、前記段付管状部材は、所定の外径を有する小径管部と前記小径管部の外径よりも大きい外径を有する大径管部と前記小径管部および前記大径管部を接続する第１テーパ状管部とを有するものであり、前記圧縮荷重最弱部位は、前記第１テーパ状管部の前記大径管部側に設けられ、前記ねじり荷重最弱部位は、前記第１テーパ状管部の前記小径管部側に設けられており、前記圧縮荷重最弱部位は、前記第１テーパ状管部の前記大径管部側の外周面に設けられた溝状の周方向切欠きにより構成されており、前記車両用プロペラシャフトの中心線を含む平面において、前記第１テーパ状管部の直線をなす部分もしくは前記第１テーパ状管部の曲線部における変曲点の接線と前記車両用プロペラシャフトの中心線とのなす角である第１テーパ角をａとし、前記小径管部の外径をφＳ、前記大径管部の外径をφＬとしたときに次式で定まる縮管率をｂとし、ｂ＝１−（φＳ／φＬ）、前記第１テーパ状管部の前記接線と前記小径管部の外周面を示す直線の延長線との交点を基点とし、前記第１テーパ状管部の前記接線と前記大径管部の外周面を示す直線の延長線との交点を第１交点とし、前記基点と前記第１交点との間の中点を第１中点とし、前記基点から前記第１中点までの長さだけ前記基点から前記小径管部外周面に向かって離間した点を第１接点とし、前記第１中点と前記第１接点とに外接する円弧の曲率半径を外接半径Ｒｃとし、前記大径管部の外周面を示す直線と前記第１テーパ状管部の外周面を示す曲線とに外接する境界部円弧の曲率半径を境界部半径Ｒとしたときに次式で定まる縮管部Ｒ率をｃとし、ｃ＝Ｒ／Ｒｃ、前記第１テーパ状管部の前記大径管部側に形成された前記周方向切欠きにおける板厚をｘとし、前記周方向切欠き以外の前記段付管状部材の板厚をｔとしたときに次式で定まる切欠率をｄとした場合、ｄ＝ｘ／ｔ、次式（１）および（２）を満足することを特徴とする。
０＜１．９５＋０．０８８０×ａ＋７０８×ｂ−９６．７×ｃ＋２３２×ｄ−８．７９×ａ×ｂ＋０．５６２×ａ×ｃ＋０．０１５０×ａ×ｄ＋１８８×ｂ×ｃ−５６０×ｂ×ｄ−１１．０×ｃ×ｄ・・・（１）
０＜−６２７＋７．６３×ａ＋３４２０×ｂ−１８．６×ｃ＋８．８４×ｄ−４４．５×ａ×ｂ＋５．１１×ａ×ｃ＋９．２５×ａ×ｄ−４０２×ｂ×ｃ−２１００×ｂ×ｄ−７２８×ｃ×ｄ・・・（２）

第２発明の要旨とするところは、第１発明の車両用プロペラシャフトにおいて、前記段付管状部材は、前記大径管部側に、前記小径管部の外径より大きく前記大径管部の外径より小さい外径を有する中径管部と、前記大径管部と前記中径管部とを接続する第２テーパ状管部と、をさらに有し、前記第１テーパ状管部の直線をなす部分もしくは前記第１テーパ状管部の曲線部における変曲点の接線と前記車両用プロペラシャフトの中心線とのなす角を第１テーパ角とし、前記第２テーパ状管部の直線をなす部分もしくは前記第２テーパ状管部の曲線部における変曲点の接線と前記車両用プロペラシャフトの中心線とのなす角を第２テーパ角としたとき、前記第２テーパ角が前記第１テーパ角より小さいことを特徴とする。

第１発明によれば、段付管状部材を含み、駆動力源から出力された回転力を駆動輪へ伝達する車両用プロペラシャフトであって、前記車両用プロペラシャフトの軸方向の圧縮荷重に対する圧縮荷重最弱部位と、前記車両用プロペラシャフトの軸まわりのねじり荷重に対するねじり荷重最弱部位とが、前記段付管状部材の径方向に分離されている。これによって、車両の衝突時における予め定められた箇所の塑性変形および座屈が開始する軸方向荷重の低減、すなわち安全性の向上と車両の駆動時における回転トルク容量の確保との両立が可能となる。また、前記段付管状部材は、所定の外径を有する小径管部と前記小径管部の外径よりも大きい外径を有する大径管部と前記小径管部および前記大径管部を接続する第１テーパ状管部とを有するものであり、前記圧縮荷重最弱部位は、前記第１テーパ状管部の前記大径管部側に設けられ、前記ねじり荷重最弱部位は、前記第１テーパ状管部の前記小径管部側に設けられている。これによって、車両の衝突時における予め定められた箇所の塑性変形および座屈が開始する軸方向荷重を減少することによる安全性の向上が可能となるとともに、車両の駆動時に必要とされる回転トルク容量の充分な確保が可能となる。また、前記圧縮荷重最弱部位は、前記第１テーパ状管部の前記大径管部側の外周面に設けられた溝状の周方向切欠きにより構成されている。これによって、車両の衝突時における予め定められた箇所の塑性変形および座屈が開始する軸方向荷重の低減が容易に達成され、安全性をさらに高めることができる。また、前記車両用プロペラシャフトの中心線を含む平面において、前記第１テーパ状管部の直線をなす部分もしくは前記第１テーパ状管部の曲線部における変曲点の接線と前記車両用プロペラシャフトの中心線とのなす角である第１テーパ角をａとし、前記小径管部の外径をφＳ、前記大径管部の外径をφＬとしたときに次式で定まる縮管率をｂとし、ｂ＝１−（φＳ／φＬ）、前記第１テーパ状管部の前記接線と前記小径管部の外周面を示す直線の延長線との交点を基点とし、前記第１テーパ状管部の前記接線と前記大径管部の外周面を示す直線の延長線との交点を第１交点とし、前記基点と前記第１交点との間の中点を第１中点とし、前記基点から前記第１中点までの長さだけ前記基点から前記小径管部外周面に向かって離間した点を第１接点とし、前記第１中点と前記第１接点とに外接する円弧の曲率半径を外接半径Ｒｃとし、前記大径管部の外周面を示す直線と前記第１テーパ状管部の外周面を示す曲線とに外接する境界部円弧の曲率半径を境界部半径Ｒとしたときに次式で定まる縮管部Ｒ率をｃとし、ｃ＝Ｒ／Ｒｃ、前記第１テーパ状管部の前記大径管部側に形成された前記周方向切欠きにおける板厚をｘとし、前記周方向切欠き以外の前記段付管状部材の板厚をｔとしたときに次式で定まる切欠率をｄとした場合、ｄ＝ｘ／ｔ、式（１）および（２）を満足する。これによって、車両の衝突時における予め定められた箇所の塑性変形および座屈が開始する軸方向荷重の低減、すなわち安全性の向上と車両の駆動時における回転トルク容量の確保との両立が可能となる。

第２発明によれば、前記段付管状部材は、前記大径管部側に、前記小径管部の外径より大きく前記大径管部の外径より小さい外径を有する中径管部と、前記大径管部と前記中径管部とを接続する第２テーパ状管部と、をさらに有し、前記第１テーパ状管部の直線をなす部分もしくは前記第１テーパ状管部の曲線部における変曲点の接線と前記車両用プロペラシャフトの中心線とのなす角を第１テーパ角とし、前記第２テーパ状管部の直線をなす部分もしくは前記第２テーパ状管部の曲線部における変曲点の接線と前記車両用プロペラシャフトの中心線とのなす角を第２テーパ角としたとき、前記第２テーパ角が前記第１テーパ角より小さく設定されている。これによって、前記大径管部をプロペラシャフト後部に直接接続する場合と比較して、前記大径管部の外径をプロペラシャフトの他の部分の外径より大きくすることが容易となり、前記大径管部の外径を大きくすることによって、予め定められた箇所の塑性変形および座屈が開始する軸方向荷重を減少することが可能となり、安全性をさらに高めることができる。

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図であると共に、車両におけるプロペラシャフトの概略位置を説明する図である。図１の車両に設けられたプロペラシャフトの一例を説明する図である。図２のプロペラシャフトに用いられる管状部材の周方向の切欠きを含む外形の一部を一例として示した図である。図３のプロペラシャフトの第１テーパ状管部の曲率半径を最大とした場合の断面を拡大して一例として示した図である。図３のプロペラシャフトの周方向の切欠きを含む第１テーパ状管部の断面を拡大して一例として示した図である。図５の大径管部、第１テーパ状管部、および小径管部の寸法が変化した場合の、応力分布の変化を示した表である。図２のプロペラシャフトに用いられる管状部材の他の一例を示した図である。

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１０の駆動系列を説明する概略図である。図１において、車両１０は、ＦＲ（フロントエンジン・リアドライブ）式のものであり、走行用の駆動力源としてのガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関であるエンジン１２と、電動モータおよび発電機として機能するモータジェネレータ１４とを駆動力源として備えている。それらのエンジン１２およびモータジェネレータ１４の出力すなわち回転力は、流体式動力伝達装置であるトルクコンバータ１６から自動変速機１８に伝達され、さらにプロペラシャフト２２を介して差動歯車装置２４に伝達され、車軸２６が回転することによって左右の駆動輪２８が駆動される。

図２は、本発明が適用された車両用プロペラシャフト２２を説明する図である。プロペラシャフト２２は、プロペラシャフト前部３２と段付管状部材に対応するプロペラシャフト中間部３４とプロペラシャフト後部３６とから構成され、プロペラシャフト前部３２は、第１ユニバーサル継手３０ａによって自動変速部１８の図示されていない出力軸と接続され、プロペラシャフト後部３６は、第２ユニバーサル継手３０ｂによって差動歯車装置２４の図示されていない入力軸と接続されている。

第１ユニバーサル継手３０ａは、プロペラシャフト前部３２の一部を構成するヨーク４４ａと自動変速機１８の出力軸に連結されているヨーク６０ａとこれらを回転自在に接続する十字軸６２ａとから構成されており、ヨーク４４ａとスプライン軸部４２とは、第１溶接部５０ａによって一体的に固接されている。また第２ユニバーサル継手３０ｂは、プロペラシャフト後部３６の一部を構成するヨーク４４ｂと差動歯車装置２４の入力軸に連結されているヨーク６０ｂとこれらを相対回転自在に接続する十字軸６２ｂとから構成されており、ヨーク４４ｂとプロペラシャフト後部３６とは第４溶接部５０ｄによって一体的に固接されている。第１ユニバーサル継手３０ａと第２ユニバーサル継手３０ｂとは、駆動輪２８が路面状態によって上下した場合、すなわちプロペラシャフト２２の傾斜が生じた場合においても自動変速機１８からプロペラシャフト２２に入力した回転を差動歯車装置２４に伝えることを可能とする。また駆動輪２８に上下への動きが生じ、第１ユニバーサル継手３０ａの図示されていない入力軸とプロペラシャフト２２とに角度変化が生じることで第１ユニバーサル継手３０ａの回転速度に変化が生じる場合においても、第２ユニバーサル継手３０ｂの図示されていない出力軸とプロペラシャフト２２とにこれと相反する角度変化が生じることによって第１ユニバーサル継手３０ａの回転速度の変化を相殺することが可能となる。

プロペラシャフト前部３２は、内周側に図示されていないスプライン歯を持つスプライン筒部４０と外周側に図示されていないスプライン歯を持つスプライン軸部４２とから構成されており、スプライン筒部４０とスプライン軸部４２とは、スプライン嵌合部５２においてプロペラシャフト２２の中心線Ｃ１の軸方向に相対移動可能かつ中心線Ｃ１の径方向周りに相対回転不能に連結されている。スプライン筒部４０とスプライン軸部４２との外周の一部は、プロペラシャフト２２の中心線Ｃ１の軸方向に伸縮可能な蛇腹状のシール部材５４によって覆われている。シール部材５４は、その中心線Ｃ１方向の両端が締結部材５６によってそれぞれ固定されており、スプライン筒部４０とスプライン軸部４２との間にあるスプライン嵌合部５２に外部から何らかの異物が入るのを防ぐ機能を持っている。また、嵌め板５８はスプライン筒部４０のプロペラシャフト中間部３４側の端部に第２溶接部５０ｂにおいてそれぞれ固定されている。

スプライン筒部４０は、たとえばＳ４３Ｃ、Ｓ４５Ｃといった中空の円筒形状の炭素鋼管材に段差およびスプライン歯を形成するための所要の塑性加工および機械加工を施した後に焼入れ処理を必要部位に施して形成される。またスプライン軸部４２は、たとえばＳ４３Ｃ、Ｓ４５Ｃといった円柱形状の炭素鋼管材に段差およびスプライン歯を形成するために所要の塑性加工および機械加工を施した後に焼入れ処理を必要部位に施して形成される。スプライン軸部４２は第１ユニバーサル継手３０ａの一部を構成するヨーク４４ａとは溶接によって一体的に固接されている。また、スプライン筒部４０は、プロペラシャフト中間部３４と溶接によって一体的に固接されている。

プロペラシャフト後部３６は、図面では省略されているが中心線Ｃ１の軸方向に長い例えば中空の円筒状であり、この長い中空の円筒に第２ユニバーサル継手３０ｂを構成するヨーク４４ｂが溶接によって一体的に固接されている。プロペラシャフト後部３６は、特にプロペラシャフト３２の中心線Ｃ１の軸方向の長さにおいてプロペラシャフト２２の大きな部分を占めることからその重量を軽減して車両１０の燃費を低減するとともに、強いトルクがかかる部分であることから重量に比べて強度の強い材料である高張力鋼管材が使われる。また一般的に大きな段差を持たない円筒状であるなどの比較的単純な構造をとることによって剛性の低下を抑制し、車両１０の燃費の改善および要求される強度への対応が図られる。

プロペラシャフト中間部３４は、プロペラシャフト前部３２とプロペラシャフト後部３６とを接続する位置にあり、プロペラシャフト中間部３４とプロペラシャフト後部３６とは、溶接によって一体的に固接されている。プロペラシャフト中間部３４は、プロペラシャフト２２の中心線Ｃ１の径方向に異なった径をもつ小径管部６６、大径管部７０、中径管部７２、小径管部６６と大径管部７０とを一体に接続する第１テーパ状管部６８、および大径管部７０と中径管部７２とを接続する第２テーパ状管部７６とから構成されている。なお、プロペラシャフト２２における溶接、たとえばスプライン軸部４２とヨーク４４ａとの第１溶接部５０ａにおける溶接、スプライン筒部４０とプロペラシャフト中間部３４との第２溶接部５０ｂにおける溶接、プロペラシャフト中間部３４とプロペラシャフト後部３６との第３溶接部５０ｃにおける溶接、およびプロペラシャフト後部３６とヨーク４４ｂとの第４溶接部５０ｄにおける溶接は、たとえば摩擦圧接もしくはアーク溶接等の溶接方法が部材の材質および加工精度への要求に基づいて選択される。

図３は、小径管部外径φＳを有する小径管部６６、小径管部６６の外径φＳよりも大きい大径管部外径φＬを有する大径管部７０、および第１テーパ状管部６８を拡大して示した図であり、プロペラシャフト中間部３４の一部が、中心線Ｃ１を含んだ半円筒として示されている。周方向切欠きに対応する切欠部７４は、第１テーパ状管部６８の大径管部７０側の端部において、プロペラシャフト２２の周方向に連続して形成されている。破線で示されている大径管部７０の内径と第１テーパ状管部６８の内径の接線とのなす角として示されているテーパ角ａは、第１テーパ状管部６８の接線において、直線をなす部分もしくは第１テーパ状管部６８の曲線部における変曲点の接線と大径管部７０の内径とのなす角度である。また、小径管部６６と大径管部７０とが中心線Ｃ１を中心軸に持つ円筒形状をなすことから、第１テーパ状管部６８の内径および外径の接線とプロペラシャフト２２の中心線Ｃ１とのなす角度もテーパ角ａを示す。

図４において、第１テーパ状管部６８の大径管部側の端部と小径管部側の端部との曲面において、最も大きい曲率半径である外接半径Ｒｃを有する場合の外形が示されている。破線で示されている外形線は、上記の２つの向きの異なる外接半径Ｒｃからなる曲線部における変曲点の接線ｔａと大径管部７０の外周を示す外形線（直線）と小径管部６６の外径の外周を示す外形線（直線）とからなっており、接線ｔａと大径管部７０の外周面を示す外形線（直線）との交点を第１交点ａ２、接線ｔａと小径管部６６の外周面を示す外形線（直線）との交点を基点ａ１とする。第１中点αは、実線で示されている第１テーパ状管部６８の外形を形成する２つの向きの異なる外接半径Ｒｃからなる曲線部における変曲点となっており、第１交点ａ２と基点ａ１との中央に位置している。小径管部６６側の第１接点βは、小径管部６６の外形線（直線）と第１テーパ状管部６８の外形線（円弧）との接点であるとともに、第１テーパ状管部６８の外形として形成が可能な最も大きい曲率半径である外接半径Ｒｃの接点ともなっている。また大径管部７０側の第２接点γは、大径管部７０の外形線（直線）と第１テーパ状管部６８の外形線（円弧）との接点であるとともに、第１テーパ状管部６８の外形として形成が可能な最も大きい曲率半径である外接半径Ｒｃの接点ともなっている。さらに、第１中点αから基点ａ１までの距離と小径管部６６側の第１接点βと基点ａ１との距離とは同一となっている。また、第１中点αから第１交点ａ２までの距離と大径管部７０側の第２接点γと第１交点ａ２との距離とは同一となっている。第１テーパ状管部６８は、中心線Ｃ１を含む縦断面を示す図４では、中心線Ｃ１方向において第１接点βと第２接点γとの間である。

図５は、図３に示されているＡ−Ａ面における小径管部６６、大径管部７０、および第１テーパ状管部６８を拡大して示した断面図である。小径管部６６、大径管部７０、および第１テーパ状管部６８においては、共通の管状素材から曲線とされているため略同一の板厚ｔを有しているが、第１テーパ状管部６８の大径管部７０側の端部の外周に形成された切欠部７４は、他の部分より小さい切欠部板厚ｘを有している。また、大径管部７０と第１テーパ状管部６８との外周側の境界部分は、破線で示されるように、曲率半径Ｒの曲線で形成されている。また、小径管部６６の第１接点βから第１テーパ状管部６８の第１中点αまでの外形は、図４で示した外接半径Ｒｃの曲率半径を持つ曲線で形成されている。

車両１０の前進方向もしくは後進方向における車両の衝突時にプロペラシャフト２２が図１に示される圧縮荷重Ｆｃ（ｋＮ）を受けることで生じる圧縮時応力ｐ（ＭＰａ）と、車両の駆動時における回転トルクＴｒ（ｋＮｍ）によって生じるねじり時応力ｒ（ＭＰａ）とをプロペラシャフト２２の各部分において算出する。プロペラシャフト２２の圧縮時においては、圧縮によって生じるプロペラシャフト２２内の圧縮時応力ｐが最大値を示す箇所、すなわち圧縮荷重最弱部位Ｗｃにおいて塑性変形および座屈が開始し、駆動時のプロペラシャフト２２の回転によって伝達される回転トルクＴｒによって生じるプロペラシャフト２２内のねじり時応力ｒが最大値を示す箇所、すなわちねじり加重最弱部位Ｗｒにおいて塑性変形が開始され、その部分によって車両の駆動時における回転トルク容量が制限されることとなる。

プロペラシャフト中間部３４は、圧縮荷重Ｆｃ（ｋＮ）を受けることによって、第１テーパ状管部６８の何れかの端部側が塑性変形および座屈を開始し、それによって車両１０の進行方向への軸方向荷重を低減するように設計されている。また、例えば一定の板厚ｔで形成されたプロペラシャフト中間部３４においては、第１テーパ状管部６８の何れかの端部側において回転トルクＴｒによって生じる塑性変形が開始されることとなる。プロペラシャフト中間部３４に圧縮荷重Ｆｃおよび回転トルクＴｒを加えた場合に生じる大径管部７０、第１テーパ状管部６８、および小径管部６６の各部に生じる圧縮時応力ｐとねじり時応力ｒとを３次元の応力解析、例えば有限要素法を用いた応力分布の３次元解析を行うことで算出する。応力分布の解析に用いた、圧縮荷重Ｆｃは、既に車両に搭載されている類似の製品における降伏荷重Ｆｙ（ｋＮ）が実験的に求められ、その値が圧縮荷重Ｆｃとして用いられ、プロペラシャフト中間部３４の各部に生じる圧縮時応力ｐが算出される。また、また回転トルクＴｒについても同様に、類似の製品の降伏トルクＴｙ（ｋＮｍ）が実験的に求められ、その値が回転トルクＴｒとして用いられ、プロペラシャフト中間部３４の各部に生じるねじり時応力ｒが算出される。

また、応力分布を算出するための主要な形状の要素として、要素１から要素４までの４つの要素を用い、応力分布の解析を行っている。なお板厚ｔは、使用を予定している所定の板厚ｔとした。要素１は、第１テーパ状管部６８の直線をなす部分もしくは第１テーパ状管部６８の曲線部における第１中点αすなわち変曲点を通過する接線とプロペラシャフト２２の回転中心軸との角度、すなわち第１テーパ角ａとした。また、要素２は、小径管部外径φＳと大径管部外径φＬとが１−（小径管部外径φｓ／大径管部外径φＬ）となる縮管率ｂとした。要素３は、図５において、大径管部７０と第１テーパ状管部６８との外周側境界部分、すなわち切欠部７４において破線で示されている曲率半径Ｒと、小径管部６６と第１テーパ状管部６８との外周側境界部分を形成している外接半径Ｒｃとの比、すなわち曲率半径Ｒと外接半径Ｒｃとの比（Ｒ／Ｒｃ）である縮管部Ｒ率ｃとした。要素４は、切欠部板厚ｘと板厚ｔとの比（ｘ／ｔ）である切欠率ｄとした。

図６は、要素１から要素４、すなわち第１テーパ角ａ、縮管率ｂ、縮管部Ｒ率ｃ、切欠率ｄを変化させ、３次元解析を用いて圧縮時およびねじり時においてプロペラシャフト中間部３４に生じる内部応力である圧縮時応力ｐとねじり時応力ｒとを計算した結果である。プロペラシャフト中間部３４に生じる内部応力の最大値は、第１テーパ状管部６８の小径管部６６側の端部もしくは大径管部７０側の端部の何れかに生じているため、図６において第１テーパ状管部６８の小径管部６６側の端部が小径側として示され、同様に第１テーパ状管部６８の大径管部７０側の端部が大径側として示されている。図６において、要素１から要素４までの異なった組合せ１６種類の試料における、プロペラシャフト中間部３４の第１テーパ状管部６８の小径管部６６側の端部および大径管部７０側の端部における圧縮時応力ｐとねじり時応力ｒとが示されている。第１テーパ角ａは、２つの条件であるａａとａｂとが選択され、縮管率ｂは、ｂ１とｂ２、縮管部Ｒ率ｃは、ｃ１とｃ２、切欠率ｄは、ｄ１とｄ２とが選択されている。なお、各要素を２つの条件としているが、特に２つの条件ではなく例えば３つの条件とすることもできる。また、特に異なった要素１から要素４までの１６種類の組合せだけでなく、たとえば要素数を増減したり、要素の組合せ数を３２、６４、１２８等を含む他の組合せ数とすることもできる。

図６において、例えば試料番号１で示される、圧縮時最大応力ｐ欄の小径側ｐ１１と大径側ｐ１２は、実験的に求められた類似の製品における降伏荷重に相当する圧縮荷重Ｆｃを試料番号１の形状に加えた場合における、内部応力ｐを３次元解析によって計算した結果を示しており、いずれか大きい方が圧縮時最大応力ｐを示している。圧縮荷重Ｆｃが加えられた場合、小径側に生じる内部応力ｐ１１が、大径側に生じる内部応力ｐ１２より小さいことが望ましい。すなわち、圧縮荷重Ｆｃを加えた場合、大径側に破断が生じることが望ましい。このため、判定において大径側に生じる圧縮時応力ｐが小径側に生じる圧縮時応力ｐを上回る場合は適合とし○印が判定結果として示されている。また、大径側に生じる圧縮時応力ｐが小径側に生じる圧縮時応力ｐ以下である場合は不適合として空欄のまま記号は示されていない。試料番号１においては、小径側に生じる圧縮時応力ｐ１１が、大径側に生じる内部応力ｐ１２を上回るため、不適合と判定されている。ねじり時最大応力ｒについては、回転トルクＴｒが加えられた場合、小径側に生じるねじり時応力ｒ１１が、大径側に生じるねじり時応力ｒ１２より大きいことが望ましい。すなわち、回転トルクＴｒを加えた場合、小径側に破断が生じることが望ましい。このため、判定において小径側に生じるねじり時応力ｒ１１が大径側に生じるねじり時応力ｒ１２より大きい場合は適合とし○印が判定結果として示されている。また、大径側に生じるねじり時応力ｒが小径側に生じるねじり時応力ｒ以下である場合は不適合として空欄のまま記号が示されていない。

図６の圧縮時最大応力ｐ欄において上記適合と判定された条件、すなわち試料番号２、４、６、８、１０、１１、１２、１３、１４、１５、および１６における要素１から要素４、すなわち第１テーパ角ａ、縮管率ｂ、縮管部Ｒ率ｃ、切欠率ｄに基づいて、圧縮時最大応力ｐにおいて適合とされる条件を、たとえば応答曲面法を用いて算出すると、圧縮荷重最弱部位Ｗｃとして大径側に破断が生じる条件を表す不等式は、次の（１）式で表される。なお、切欠率ｄが１すなわち切欠が無い場合においても（１）式を満たす限りは、第１テーパ状管部６８の大径管側端部すなわち大径側を圧縮荷重最弱部位Ｗｃとすることができる。

０＜１．９５＋０．０８８０×ａ＋７０８×ｂ−９６．７×ｃ＋２３２×ｄ−８．７９×ａ×ｂ＋０．５６２×ａ×ｃ＋０．０１５０×ａ×ｄ＋１８８×ｂ×ｃ−５６０×ｂ×ｄ−１１．０×ｃ×ｄ・・・（１）

図６のねじり時最大応力ｒにおいて上記適合と判定された条件、すなわち試料番号１、２、３、４、５、６、７、９、１１、１３、および１５における要素１から要素４、すなわち第１テーパ角ａ、縮管率ｂ、縮管部Ｒ率ｃ、切欠率ｄに基づいて、ねじり時最大応力ｒにおいて適合とされる条件を、たとえば応答曲面法を用いて算出すると、ねじり荷重最弱部位Ｗｒとして第１テーパ状管部６８の小径管部６６側端部すなわち小径側に破断が生じる条件を表す不等式は、次の（２）式で表される。

０＜−６２７＋７．６３×ａ＋３４２０×ｂ−１８．６×ｃ＋８．８４×ｄ−４４．５×ａ×ｂ＋５．１１×ａ×ｃ＋９．２５×ａ×ｄ−４０２×ｂ×ｃ−２１００×ｂ×ｄ−７２８×ｃ×ｄ・・・（２）

本実施例によれば、第１テーパ角ａ、縮管率ｂ、縮管部Ｒ率ｃ、切欠率ｄを、上記の（１）式の範囲に設定すれば、車両１０の直進方向への衝突時に生じるプロペラシャフト２２の中心線Ｃ１の軸方向への力に対して、第１テーパ状管部６８の大径管側端部、すなわち切欠部７４が設置される部分が圧縮荷重最弱部位Ｗｃとして、塑性変形が開始されるとともに、上記の（２）式の範囲に設定すれば、プロペラシャフト２２の回転トルク容量Ｔｒ、すなわち駆動力の伝達方向のトルクに対して、第１テーパ状管部６８の小径管側端部がねじり荷重最弱部位Ｗｒとして塑性変形が開始される。これによって、プロペラシャフト２２の圧縮応力Ｆｃに基づく破断箇所、すなわち圧縮荷重最弱部位Ｗｃと回転トルクＴｒに基づく破断箇所、すなわちねじり荷重最弱部位Ｗｒとを径方向において異なる部位に分離することが可能となる。このため、車両１０の衝突時における予め定められた箇所の塑性変形および座屈が開始する軸方向荷重を減少することによる安全性の向上と、車両１０の駆動時に必要とされる回転トルク容量、すなわち許容される回転トルクＴｒの充分な確保との両立が可能となる。

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。

前述の実施例においては、プロペラシャフト２２の軸方向の力に対する圧縮荷重最弱部位Ｗｃと、周方向の力に対するねじり荷重最弱部位Ｗｒとを小径管部６６、第１テーパ状管部６８、大径管部７０の形状に基づいて、算出するものであり、たとえば、大径管部７０の外径φＬとプロペラシャフト後部３６の外径とが略同一であり、小径管部６６の外径φＳとプロペラシャフト前部３２の外径とが略同一のプロペラシャフト中間部３４において適用が可能である。一方で、本実施例、すなわち図７に示されたプロペラシャフト２２においては、小径管部６６と第１テーパ状管部６８と大径管部７０とからなるプロペラシャフト中間部３４の大径管部側に、小径管部６６の外径φＳより大きく大径管部７０の外径φＬより小さい外径φＭを有する中径管部７２と、大径管部７０と中径管部７２とを接続する第２テーパ状管部７６とをさらに備えるプロペラシャフト中間部３４であって、第２テーパ状管部７６の直線をなす部分もしくは第２テーパ状管部７６の曲線部における変曲点の接線と車両用プロペラシャフト２２の中心線Ｃ１とのなす第２テーパ角ａｓが第１テーパ角ａより小さく形成されている。なお、図７において、中径管部７２と第２テーパ状管部７６との直線による交点、および第２テーパ状管部７６と大径管部７０との直線による交点とによって外形が形成されるものとしたが、それぞれの交点において所定の円弧から成る曲線によって外形が形成されるものとしても良い。

本実施例によれば、大径管部７０をプロペラシャフト後部３６に直接接続する場合と比較して、大径管部７０の外径φＬを例えばプロペラシャフト後部３６の外径より大きくすることが可能となり、大径管部７０の外径φＬを大きくすることによって、車両１０の衝突時における予定破断箇所すなわち圧縮荷重最弱箇所Ｗｃの塑性変形および座屈が開始する軸方向荷重をさらに減少することが可能となり、安全性を高めることができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて説明したが、本発明はその他の態様においても適応される。

前述の実施例において、切欠部７４は、第１テーパ状管部６８の大径管部７０側の端部において、プロペラシャフト２２の周方向に連続して形成されているものとしたが、必ずしも連続して形成されるものでなく、例えば、周方向の一部に切欠部を持たず、切欠部が断続的に形成された場合においても、実施例と同様の効果が期待できる。

前述の実施例において、駆動力源としてエンジン１２とモータジェネレータ１４とを持つハイブリッド車両としたが、特にハイブリッド車両に限らず、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、モータジェネレータ１４等のいずれかを単独の駆動力源とするＦＲ車両においても適用できる。

また、前述の実施例においては、トルクコンバータ１６と自動変速機１８とが用いられていたが、トルクコンバータ１６を使用しないことも可能である。また自動変速機１８は、有段の自動変速機、および一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトを有するベルト式無段変速機等の何れが用いられても良い。

更に、前述の実施例においては、小径管部６６をプロペラシャフト前部３２と固接するものとし、大径管部７０もしくは中径管部７２をプロペラシャフト後部３６に固接するものとしたが、これとは異なり、小径管部６６をプロペラシャフト後部３６に固接し、大径管部７０もしくは中径管部７２をプロペラシャフト前部３２と固接するものであっても同様の効果が期待できる。

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。

１２：エンジン（駆動力源）
２２：プロペラシャフト
２８：駆動輪
３４：プロペラシャフト中間部（段付管状部材）
６６：小径管部
６８：第１テーパ状管部
７０：大径管部
７２：中径管部
７４：切欠部（周方向切欠き）
７６：第２テーパ状管部
Ｃ１：中心線
Ｒ：境界部半径
Ｒｃ：外接半径
Ｆｃ：圧縮荷重
Ｔｒ：回転トルク（ねじり荷重）
Ｗｃ：圧縮荷重最弱部位
Ｗｒ：ねじり荷重最弱部位
ａ：第１テーパ角
ａｓ：第２テーパ角
ｂ：縮管率
ｃ：縮管部Ｒ率
ｄ：切欠率
ａ１：基点
α：第１中点、変曲点
β：第１接点
ｔａ：接線
ｘ：切欠部板厚
ｔ：段付管状部材板厚

Claims

段付管状部材を含み、駆動力源から出力された回転力を駆動輪へ伝達する車両用プロペラシャフトであって、
前記車両用プロペラシャフトの軸方向の圧縮荷重に対する圧縮荷重最弱部位と、前記車両用プロペラシャフトの軸まわりのねじり荷重に対するねじり荷重最弱部位とが、前記段付管状部材の径方向に分離されており、
前記段付管状部材は、所定の外径を有する小径管部と前記小径管部の外径よりも大きい外径を有する大径管部と前記小径管部および前記大径管部を接続する第１テーパ状管部とを有するものであり、
前記圧縮荷重最弱部位は、前記第１テーパ状管部の前記大径管部側に設けられ、
前記ねじり荷重最弱部位は、前記第１テーパ状管部の前記小径管部側に設けられており、
前記圧縮荷重最弱部位は、前記第１テーパ状管部の前記大径管部側の外周面に設けられた溝状の周方向切欠きにより構成されており、
前記車両用プロペラシャフトの中心線を含む平面において、
前記第１テーパ状管部の直線をなす部分もしくは前記第１テーパ状管部の曲線部における変曲点の接線と前記車両用プロペラシャフトの中心線とのなす角である第１テーパ角をａとし、
前記小径管部の外径をφＳ、前記大径管部の外径をφＬとしたときに次式で定まる縮管率をｂとし、
ｂ＝１−（φＳ／φＬ）
前記第１テーパ状管部の前記接線と前記小径管部の外周面を示す直線の延長線との交点を基点とし、
前記第１テーパ状管部の前記接線と前記大径管部の外周面を示す直線の延長線との交点を第１交点とし、
前記基点と前記第１交点との間の中点を第１中点とし、
前記基点から前記第１中点までの長さだけ前記基点から前記小径管部外周面に向かって離間した点を第１接点とし、
前記第１中点と前記第１接点とに外接する円弧の曲率半径を外接半径Ｒｃとし、前記大径管部の外周面を示す直線と前記第１テーパ状管部の外周面を示す曲線とに外接する境界部円弧の曲率半径を境界部半径Ｒとしたときに次式で定まる縮管部Ｒ率をｃとし、
ｃ＝Ｒ／Ｒｃ
前記第１テーパ状管部の前記大径管部側に形成された前記周方向切欠きにおける板厚をｘとし、前記周方向切欠き以外の前記段付管状部材の板厚をｔとしたときに次式で定まる切欠率をｄとした場合、
ｄ＝ｘ／ｔ
次式（１）および（２）を満足することを特徴とする車両用プロペラシャフト。
０＜１．９５＋０．０８８０×ａ＋７０８×ｂ−９６．７×ｃ＋２３２×ｄ−８．７９×ａ×ｂ＋０．５６２×ａ×ｃ＋０．０１５０×ａ×ｄ＋１８８×ｂ×ｃ−５６０×ｂ×ｄ−１１．０×ｃ×ｄ・・・（１）
０＜−６２７＋７．６３×ａ＋３４２０×ｂ−１８．６×ｃ＋８．８４×ｄ−４４．５×ａ×ｂ＋５．１１×ａ×ｃ＋９．２５×ａ×ｄ−４０２×ｂ×ｃ−２１００×ｂ×ｄ−７２８×ｃ×ｄ・・・（２）
前記段付管状部材は、前記大径管部側に、前記小径管部の外径より大きく前記大径管部の外径より小さい外径を有する中径管部と、前記大径管部と前記中径管部とを接続する第２テーパ状管部と、をさらに有し、
前記第１テーパ状管部の直線をなす部分もしくは前記第１テーパ状管部の曲線部における変曲点の接線と前記車両用プロペラシャフトの中心線とのなす角を第１テーパ角とし、前記第２テーパ状管部の直線をなす部分もしくは前記第２テーパ状管部の曲線部における変曲点の接線と前記車両用プロペラシャフトの中心線とのなす角を第２テーパ角としたとき、前記第２テーパ角が前記第１テーパ角より小さい
ことを特徴とする請求項１の車両用プロペラシャフト。