JP4122866B2 - Rigidity setting method for vehicle powertrain and vehicle powertrain - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンの剛性設定方法、及び、同設定方法を用いて生産された車両用パワートレーンに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば、エンジン前置き・後輪駆動式の車両では、エンジン、トランスミッション、プロペラシャフト及びディファレンシャルギヤによって構成されるパワートレーンが、エンジンの動力を左右後輪に伝達する。このようなパワートレーンには、車両走行中に曲げ振動が発生することが知られている。この曲げ振動は、エンジンが発生する振動や、プロペラシャフトの曲げ振動が加振力となって発生する。
【０００３】
プロペラシャフトの曲げ振動は、その製造精度に起因する回転アンバランスによって、回転中に弾性曲げ変形して触れ回ることによって発生する。パワートレーンが曲げ振動するときの振動数は、プロペラシャフトの回転数に応じて変化する。そして、この曲げ振動の振動数がそのパワートレーンに固有のある値になると、パワートレーンが共振することが知られている。
【０００４】
パワートレーンが共振すると、撓みが大きくなったプロペラシャフトに過大な曲げ応力が発生したり、トランスミッションケースの特定部位に大きな応力が発生する。その結果、プロペラシャフトの疲労強度が低下したり、ジョイント、スプライン、ベアリング等の耐久性が低下する。また、トランスミッションケースの疲労強度や耐久性が低下する。
【０００５】
このようなパワートレーンの共振を防止するために、パワートレーン全体の曲げ剛性を向上させることによって共振時の振動数をより高い方に移動させ、車両の使用車速域で共振が発生しないようにする技術が知られている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
パワートレーン全体の曲げ剛性を向上させるためには、エンジンとトランスミッションとの結合剛性をより高くし、また、トランスミッションやプロペラシャフトの断面係数をより高くする手法を用いることができる。
【０００７】
エンジンとトランスミッションとの結合剛性を高くしたり、トランスミッションの断面係数をより高くするには、トランスミッションケースの曲げ剛性を高くする必要がある。ところが、トランスミッションケースの曲げ剛性を高くするにはその肉厚をより厚くする必要があり、トランスミッションの体積や重量が大きくなる。
【０００８】
また、プロペラシャフトの断面係数をより高くするにもその肉厚をより厚くする必要があり、プロペラシャフトの体積や重量が大きくなる。
従って、パワートレーン全体の曲げ剛性をより向上させることで使用車速域での共振を防止しようとすると、パワートレーンの体積や重量が大きくなる問題があった。
【０００９】
本発明は、上記課題を解決するためになされたものであって、その目的は、プロペラシャフトを備えた車両用パワートレーンの疲労強度あるいは耐久性をより一層高くすることができる車両用パワートレーンの剛性設定方法、及び、同設定方法を用いて生産された車両用パワートレーンを提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するための手段及びその作用・効果を記載する。
請求項１に記載の発明は、プロペラシャフトと、同プロペラシャフトの軸方向に直交する平断面が略長方形に形成されるトランスミッションケースを有するトランスミッションとを備える車両用パワートレーンの剛性設定方法であって、前記長方形の長辺延伸方向における前記トランスミッションケースの曲げ剛性と、前記長方形の短辺延伸方向における同トランスミッションケースの曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」となるように前記トランスミッションケースの曲げ剛性を設定することを特徴とする。
【００１１】
請求項１に記載の発明によれば、パワートレーンに、エンジンの振動やプロペラシャフトの曲げ振動による加振力が入力すると、パワートレーンが曲げ振動し、そのパワートレーンに固有のある振動数で共振する。例えば内部に無用な空間を持たないために、本発明のように、プロペラシャフトの軸方向に直交する平断面が略長方形に形成されるトランスミッションケースを備えたトランスミッションでは、その長方形の短辺延伸方向におけるトランスミッションケースの曲げ剛性が、同長方形の長辺延伸方向におけるトランスミッションケースの曲げ剛性よりも低くなっている。このとき、プロペラシャフトの軸線に直交するトランスミッションケースの長方形の長辺延伸方向での曲げ剛性と、同長方形の短辺延伸方向での曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」でない場合には、長辺延伸方向での振幅が大きくなる共振と、短辺延伸方向での振幅が大きくなる共振とが異なる振動数で発生する。長辺延伸方向での曲げ剛性は長辺延伸方向での共振の振動数の二乗に比例し、短辺延伸方向での曲げ剛性は短辺延伸方向での共振の振動数の二乗に比例する。ここで、上記各発明によれば、上記剛性比がほぼ「１」となるようにトランスミッションケースの曲げ剛性を設定することにより、パワートレーンの共振が長辺延伸方向と短辺延伸方向とで別々の振動数で発生せず、ある振動数でのみプロペラシャフトがこれら方向に等しい振幅で撓み変形するように発生することができるようになる。このため、共振に伴ってプロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値が小さくなり、しかも、長辺延伸方向と短辺延伸方向とにおける曲げ応力の変動振幅がほぼ「０」となる。従って、パワートレーンの疲労強度及び耐久性を高くすることができるようになる。
【００１２】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記トランスミッションケースの壁部にリブを設けることにより前記剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるように前記トランスミッションケースの曲げ剛性を設定することを特徴とする。
【００１３】
請求項２に記載の発明によれば、請求項１に記載の発明の作用に加えて、壁部にリブを設けることにより短辺延伸方向におけるトランスミッションケースの曲げ剛性を設定するため、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状をほぼ長方形のままとして同トランスミッションケースの曲げ剛性を変更することができるようになる。したがって、トランスミッションが従来の体積から大きくならないようにすることができ、車体側の設計変更を必要としなくなる。
【００１４】
請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記トランスミッションケースの所定部位を前記エンジンに対し補強部材によって連結することにより前記剛性比がほぼ「１」となるように前記トランスミッションケースの曲げ剛性を設定することを特徴とする。
【００１５】
請求項３に記載の発明によれば、請求項１に記載の発明の作用に加えて、トランスミッションケースの所定部位を車両用エンジンに対し補強部材によって連結することにより前記剛性比がほぼ「１」となるようにトランスミッションケースの曲げ剛性を設定するため、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状をほぼ長方形のままとして同トランスミッションケースの曲げ剛性を変更することができるようになる。したがって、従来のトランスミッションをほぼそのまま用いることができる。
【００１６】
請求項４に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記トランスミッションケースの所定の壁部を厚くすることにより前記剛性比がほぼ「１」となるように前記トランスミッションケースの曲げ剛性を設定することを特徴とする。
【００１７】
請求項４に記載の発明によれば、請求項１に記載の発明の作用に加えて、トランスミッションケースの所定の壁部を厚くすることによりトランスミッションケースの曲げ剛性を設定するため、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状をほぼ長方形のままとして同トランスミッションケースの曲げ剛性を変更することができるようになる。したがって、トランスミッションが従来の体積から大きくならないようにすることができ、車体側の設計変更を必要としなくなる。
【００１８】
請求項５に記載の発明は、プロペラシャフトと、同プロペラシャフトの軸方向に直交する平断面が略長方形に形成されるトランスミッションケースを有するトランスミッションとを備える車両用パワートレーンであって、前記長方形の長辺延伸方向における前記トランスミッションケースの曲げ剛性と、前記長方形の短辺延伸方向における同トランスミッションケースの曲げ剛性との剛性比Ｒ１がほぼ「１」であることを特徴とする。
【００１９】
請求項６に記載の発明は、請求項５に記載の発明において、前記剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるように前記トランスミッションケースの壁部にリブを設けることを特徴とする。
【００２１】
請求項７に記載の発明は、請求項５に記載の発明において、前記剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるように前記トランスミッションケースの所定部位を車両用エンジンに対し補強部材によって連結することを特徴とする。
請求項８に記載の発明は、請求項５に記載の発明において、前記剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるように前記トランスミッションケースの所定の壁部を厚くすることを特徴とする。
請求項５〜請求項８に記載の発明によれば、上記請求項１〜請求項４に記載の発明の作用効果に準じた作用効果を得ることができる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を、手動式変速機を備えた車両用パワートレーンに具体化した一実施形態を図１〜図１３に従って説明する。
【００２３】
図３に示すように、本実施形態の車両用パワートレーン１０は、エンジン１１、トランスミッション１２、プロペラシャフト１３及びディファレンシャルギヤ１４から構成されている。
【００２４】
エンジン１１は縦置きされ、後ろ向きに延出された出力軸が、図示しないクラッチを介して手動式のトランスミッション１２に接続されている。
エンジン１１とトランスミッション１２とは、エンジン１１のシリンダブロックに、トランスミッション１２のトランスミッションケースがボルト締めされることで連結されている。
【００２５】
エンジン１１、トランスミッション１２及びディファレンシャルギヤ１４は、それぞれ車体に支持されている。
そして、エンジン１１の動力は、トランスミッション１２、プロペラシャフト１３及びディファレンシャルギヤ１４を介して、図示しない左右後輪に伝達される。
【００２６】
本実施形態のパワートレーン１０では、トランスミッション１２のトランスミッションケースは、その軸線方向に直交する平断面形状が略円形となる略円筒状に形成されている。これにより、トランスミッション１２は、その軸線方向に直交する全ての方向での曲げ剛性がほぼ均等化されている。従って、軸線方向に直交するある第１方向での曲げ剛性と、この第１方向に直交し、かつ、軸線に直交する第２方向での曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」とされている。
【００２７】
そして、パワートレーン１０は、トランスミッション１２の曲げ剛性が全ての直交方向でほぼ等しくされていることにより、軸線方向に直交するある第１方向での曲げ剛性と、第１方向に直交し、かつ、軸線に直交する第２方向での曲げ剛性との剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるようにその曲げ剛性が設定されている。
【００２８】
一般に、手動式のトランスミッションは、同一軸線上に配置されたインプットシャフト及びアウトプットシャフトと、この両シャフトに平行に下方に配置されたカウンタシャフトとがトランスミッションケースに支持されている。そして、インプットシャフト及びアウトプットシャフトに支持されたギヤ群と、カウンタシャフトに支持されたギヤ群とが噛み合わされている。このため、従来、トランスミッションケースは、その内部に無用な空間を持たないように、その軸線方向に直交する平断面が略長方形に形成されることが一般的である。
【００２９】
このようなトランスミッションケースを備えた従来のトランスミッションでは、トランスミッションケースの幅方向の曲げ剛性が、ケースの高さ方向の曲げ剛性よりも低くなっている。すなわち、トランスミッションの幅方向に一致する車両左右方向（以下、単に左右方向という。）での曲げ剛性は、同じく高さ方向に一致する車両上下方向（以下、単に上下方向という。）での曲げ剛性よりも小さくなっている。
【００３０】
なお、本実施形態では、左右方向が第１の共振方向であり、上下方向が第２の共振方向である。
一方、プロペラシャフトについては、その軸線に直交する全ての方向で曲げ剛性がほぼ均等とみなすことができる。また、エンジン及びディファレンシャルギヤは、それ自体の曲げ振動を考慮する必要がない剛体とみなすことができる。このため、従来のパワートレーンでは、左右方向での曲げ剛性を上下方向での曲げ剛性で除した剛性比Ｒ１が約Ｒ１＝０．９６となっている。
【００３１】
このようなパワートレーンには、車両の走行中、エンジンで発生する振動や、プロペラシャフトの曲げ振動が加振力となった曲げ振動が発生する。さらに、曲げ振動の振動数がそのパワートレーンに固有のある振動数となると、パワートレーンが共振する。
【００３２】
このとき、プロペラシャフトは、図４に示すように、ある第１の共振振動数ｆ１のときに左右方向に大きな振幅で共振する。また、第１の共振振動数ｆ１よりも高い第２の共振振動数ｆ２のときに上下方向に大きな振幅で共振する。
【００３３】
なお、図４は、左右方向で共振するときの振動数ｆ１と、上下方向で共振するときの振動数ｆ２とに差があることを示すための模式図である。曲げ剛性は振動数の二乗に比例するため、振動数ｆ１／ｆ２＝約０．９８である。
【００３４】
一般に、パワートレーンでは、トランスミッションやエンジンの形状によって決定される２つの方向が、共振時の振動方向（以下、共振方向という。）となる。この両共振方向は、プロペラシャフトの軸線方向に対してほぼ直交するとともに互いに直交する。そして、パワートレーンに対する加振力の方向がその共振方向でなくても、パワートレーンがその共振方向に共振することが知られている。
【００３５】
プロペラシャフトは、左右方向での共振時には、図５に示すように、その軸芯が左右方向を長軸とする楕円軌道を描くように曲げ振動する。すなわち、左右方向での共振時には、左右方向での振幅が極大となるように曲げ振動する。
【００３６】
このとき、プロペラシャフトには、図６に示すように、その１回転当たり２周期で増減する曲げ応力が発生する。すなわち、プロペラシャフトが、左方向又は右方向に最も大きく撓んだときに曲げ応力が最大となり、上方向又は下方向に最も小さく撓んだときには曲げ応力が最小となる。
【００３７】
同様に、上下方向での共振時には、その軸芯が上下方向を長軸とする楕円軌道を描くように曲げ振動し、その１回転当たり２周期で増減する曲げ応力が発生する。すなわち、上下方向での共振時には、上下方向での振幅が最大となるように曲げ振動する。
【００３８】
従って、従来のパワートレーンでは、左右方向又は上下方向での共振時にプロペラシャフトに発生する曲げ応力が、その１回転当たり２回最大となるように周期的に増減する。
【００３９】
次に、パワートレーンの剛性比Ｒ１を変化させたときに、共振の発生状態と、プロペラシャフトの曲げ振動の状態をシュミレーションした結果について説明する。
【００４０】
このシュミレーションでは、剛性比Ｒ１が、Ｒ＝０．８０，０．９６，１，１．０４，１．２０の各場合について行なっている。
Ｒ＝０．８０は、トランスミッションの左右方向での曲げ剛性が上下方向での曲げ剛性よりも明確に低い場合であり、反対に、Ｒ＝１．２０は、左右方向での曲げ剛性が上下方向での曲げ剛性よりも明確に高い場合であって、従来のパワートレーンにはない値である。また、Ｒ＝０．９６は、左右方向での曲げ剛性が上下方向での曲げ剛性よりもやや低い場合であって従来パワートレーンの代表値であり、反対に、Ｒ＝１．０４は、左右方向での曲げ剛性が上下方向での曲げ剛性よりもやや高い場合である。さらに、Ｒ＝１は、左右方向での曲げ剛性と上下方向での曲げ剛性とが等しい場合であって、本実施形態のパワートレーン１０の場合である。
【００４１】
図７（ａ−２），（ｂ−２），（ｃ−２），（ｄ−２）．（ｅ−２）は、プロペラシャフトの回転数を変化させたときの、左右方向の曲げ応力と上下方向の曲げ応力とを合わせて図示したグラフである。また、図７（ａ−１），（ｂ−１），（ｃ−１），（ｄ−１），（ｅ−１）は、同じく、プロペラシャフトの軸芯の軌跡を示す。
【００４２】
剛性比Ｒ１がＲ＝０．８０のときには、図７（ａ−２）に示すように、左右方向での共振振動数が上下方向での共振振動数より低くなり、左右方向での共振領域と上下方向での共振領域とが明確に分離する。
【００４３】
そして、プロペラシャフトの軸芯の軌跡は、図７（ａ−１）に示すように、左右方向での共振時の略左右方向を長軸とする扁平な楕円状の軌跡と、また、上下方向での共振時の略上下方向を長軸とする扁平な楕円状の軌跡とが重ね合わさった状態となる。
【００４４】
また、剛性比Ｒ１がＲ＝１．２０のときには、図７（ｅ−２）に示すように、Ｒ＝０．８０のときと反対に、左右方向での共振振動数が上下方向での共振振動数より明確に高くなり、左右方向での共振領域と上下方向での共振領域とが明確に分離する。
【００４５】
そして、プロペラシャフトの軸芯の軌跡は、図７（ｅ−１）に示すように、左右方向での共振時の略左右方向を長軸とする扁平な楕円状の軌跡と、上下方向での共振時の略上下方向を長軸とする扁平な楕円状の軌跡とが重ね合わさった状態となる。
【００４６】
また、剛性比Ｒ１がＲ＝０．９６のときには、図７（ｂ−２）に示すように、左右方向での共振振動数と上下方向での共振振動数とが極めて近くなり、左右方向での共振領域と上下方向での共振領域とが明確に分離しなくなる。
【００４７】
そして、プロペラシャフトの軸芯の軌跡は、図７（ｂ−１）に示すように、左右方向での共振に基づく略左右方向を長軸とする楕円状の軌跡と、上下方向での共振に基づく略上下方向を長軸とする楕円状の軌跡とが合成された状態となる。
【００４８】
また、剛性比Ｒ１がＲ＝１．０４のときには、図７（ｄ−２）に示すように、Ｒ＝０．９６のときと同様に、左右方向での共振振動数と上下方向での共振振動数とが極めて近くなり、左右方向での共振領域と上下方向での共振領域とが明確に分離しなくなる。
【００４９】
そして、プロペラシャフトの軸芯の軌跡は、図７（ｄ−１）に示すように、左右方向での共振に基づく略左右方向を長軸とする楕円状の軌跡と、上下方向での共振に基づく略上下方向を長軸とする楕円状の軌跡とが合成された状態となる。
【００５０】
また、剛性比がＲ＝１のときには、図７（ｃ−２）に示すように、共振の方向性が完全になくなり、１つの共振振動数でのみ共振する。
そして、プロペラシャフト１３の軸芯の軌跡は、図７（ｃ−１）に示すように、１つの共振点で曲げ振動するときの真円状の軌跡となる。
【００５１】
以上のシミュレーションの結果、剛性比Ｒ１＝０．９６の従来のパワートレーンでは、図８及び図９に示すように、左右方向又は上下方向での共振時に、プロペラシャフトに発生する曲げ応力が、プロペラシャフトの回転数に応じた周期で変動する。なお、図８は、プロペラシャフトの回転数を変化させたときの曲げ応力の変化状態を示し、図９は、図８における共振点の詳細図である。
【００５２】
一方、本実施形態のパワートレーン１０においては、トランスミッション１２の曲げ剛性がプロペラシャフト１３の軸線に直交する全ての方向で均等化されていることから、従来のパワートレーンと異なり、図１０に示すように、１つの共振点でのみ共振する。このため、プロペラシャフト１３は、共振時に、その軸芯が真円軌道を描くように曲げ振動する。従って、共振時にプロペラシャフト１３に発生する曲げ応力の大きさは、図１１に示すように、その回転位置に関係なく一定となる。
【００５３】
なお、図１０は、プロペラシャフトの回転数を変化させたときの曲げ応力の変化状態を示し、図１１は、図１０における共振点の詳細図である。
（耐久性の評価）
次に、本実施形態のパワートレーン１０におけるプロペラシャフト１３と、従来のパワートレーンにおけるプロペラシャフトとの耐久性を比較評価した。
【００５４】
図１は、左右方向での共振振動数を上下方向での共振振動数で除した比（以下、共振点比という。）Ｒ２を変化させたときの、曲げ応力の最大値（以下、最大応力という。）、及び、曲げ応力の変動幅の最大値（以下、最大振幅という。）の増減比率の変化状態を示している。
【００５５】
但し、共振点比Ｒ２が「１」でなく、左右方向及び上下方向でそれぞれ共振する場合については、それぞれの共振時に発生する最大応力の内、大きな方の最大応力を、その共振点比Ｒ２に対する最大応力としている。
【００５６】
ここで、曲げ剛性は共振振動数の二乗に比例することから、剛性比Ｒ１は共振点比Ｒ２の二乗となる。
従って、剛性比Ｒ１＝０．９６である従来のパワートレーンの共振点比Ｒ２はＲ２＝０．９８であり、剛性比Ｒ１＝１である本実施形態の共振点比Ｒ２はＲ２＝１である。
【００５７】
ある共振点比Ｒ２に対する最大応力の増減比率は、そのときの最大応力を、共振点比Ｒ２＝１のときの最大応力で除した値である。また、ある共振点比Ｒ２に対する応力振幅の増減比率は、そのときの応力振幅を、共振点比Ｒ２＝１のときの最大応力で除した値である。
【００５８】
最大応力は、図１に示すように、約０．９６≦Ｒ２≦約０．９９５及び約１．００５≦Ｒ２≦約１．０４の範囲では、本実施形態の最大応力に対する増減比率が１．１以上となり、また、約０．９８≦Ｒ２≦約０．９８５及び約１．０１５≦Ｒ２≦約１．０２の範囲では、同じく１．２以上となる。
【００５９】
これに対し、最大応力は、約０．９９≦Ｒ１≦約１．０１の範囲では、本実施形態の最大応力に対する増減比率がほぼ「１」となる。
一方、Ｒ２≦約０．９５及び約１．０５≦Ｒ２の範囲では、本実施形態の最大応力に対する増減比率が１．０４以下となり、また、Ｒ２≦約０．９２及び約１．０８≦Ｒ２の範囲では、同じく１．０２以下となる。従って、剛性比Ｒ１が、Ｒ１≦約０．９又は約１．１≦Ｒ１の範囲では、本実施形態の最大応力に対する増減比率が約１．０４以下となる。
【００６０】
パワートレーンの耐久性は、パワートレーンのジョイント、スプライン、ベアリング等の耐久性であって、共振時にプロペラシャフト１３に発生する最大応力が小さいほど高くなる。
【００６１】
従って、共振点比Ｒ２＝１の本実施形態のパワートレーン１０では、従来のパワートレーンに対して耐久性が向上することが分かった。
また、Ｒ２≦０．９５及び１．０５≦Ｒ２のパワートレーンでも、耐久性が向上し、Ｒ２≦０．９２及び１．０８≦Ｒ２のパワートレーンでは、耐久性がより一層向上することが分かった。
【００６２】
これに対し、最大振幅については、本実施形態のパワートレーン１０では、ほぼ「０」となるが、共振点比Ｒ２が「１」以外のパワートレーンでは、大きな値となる。
【００６３】
（疲労強度の評価）
次に、本実施形態のパワートレーン１０におけるプロペラシャフト１３と、従来のパワートレーンにおけるプロペラシャフトとの疲労強度を比較評価する。
【００６４】
図１２は、剛性比Ｒ１を変化させたときの、曲げ応力の平均値（以下、平均応力という。）、及び、曲げ応力の変動幅（以下、応力振幅という。）の増減比率の変化状態を示している。
【００６５】
平均応力は、図１３に示すように、共振時に発生する曲げ応力の最大値と最小値との平均値である。また、応力振幅は、同じく、曲げ応力の最大値と平均応力との差分値である。なお、図１３は、図８の共振領域の拡大図である。
【００６６】
ある共振点比Ｒ２に対する平均応力の増減比率は、そのときの平均応力を、共振点比Ｒ２＝０．８のときの平均応力で除した値である。また、ある共振点比Ｒ２に対する応力振幅の増減比率は、そのときの応力振幅を、共振点比Ｒ２＝０．８のときの平均応力で除した値である。
【００６７】
平均応力は、図１２に示すように、共振点比Ｒ２＝１の本実施形態が、共振点比Ｒ２＝０．８の場合に対する増減比率が最も大きな約１．９となる。
これに対し、剛性比Ｒ１＝０．９６である従来のパワートレーンの平均応力は、その増減比率が約１．５となる。
【００６８】
一方、応力振幅は、本実施形態が「０」となり、従来はその増減比率が約０．８となる。
プロペラシャフト１３の疲労強度は、共振時の平均応力及び応力振幅から、図２に示すように、疲れ限度線図を用いて評価することができる。
【００６９】
疲れ限度線図では、あるプロペラシャフトが共振時に発生する曲げ応力の平均応力及び応力振幅に対し、そのときの平均応力に対して疲れ限度線が決定する許容応力振幅と、実際の応力振幅との振幅差分を、そのプロペラシャフトの疲労強度とみなすことができる。
【００７０】
従来の共振点比Ｒ２＝０．９６のパワートレーンでのプロペラシャフトの疲労強度は、図２に示すように、長さＡで表される。一方、本実施形態でのパワートレーン１０のプロペラシャフト１３の疲労強度は、同じく長さＢで表される。そして、長さＢは、長さＡの約３倍の長さであることが分かった。
【００７１】
従って、本実施形態のパワートレーン１０のプロペラシャフト１３は、従来のパワートレーンのプロペラシャフトに対して疲労強度が向上することが分かる。ここで、従来のパワートレーンのように、互いに直交する２方向で共振が発生した場合に、プロペラシャフトの曲げ振動がトランスミッションケースの応力分布に与える影響について、ＦＥＭ（有限要素解析法）計算による解析を行なった。
【００７２】
その結果、プロペラシャフトが共振するときには、その共振方向に対応するトランスミッションケースの部位に高い応力が発生することが確認できた。
従って、本実施形態のパワートレーン１０では、プロペラシャフト１３が特定の方向に共振しないので、トランスミッションケースの特定部位に高い応力が発生することはない。
【００７３】
次に、以上詳述した本実施形態が有する効果を列記する。
（１） パワートレーン１０において、トランスミッション１２の左右方向（第１方向）での曲げ剛性と上下方向（第２方向）の曲げ剛性との剛性比Ｒ１をほぼ「１」にした。このため、パワートレーン１０での共振が、左右方向と上下方向とで独立して発生せず、ある振動数でのみプロペラシャフト１３が全方向に等しい振幅で撓み変形するように発生する。このとき、曲げ応力の最大値が極小となるため、パワートレーン１０の耐久性が向上する。また、応力振幅が「０」となるので、疲労強度が向上する。
【００７４】
従って、パワートレーン１０の疲労強度及び耐久性をより一層高くすることができる。また、エンジン１１とトランスミッション１２との結合剛性を高くしたり、あるいは、トランスミッション１２やプロペラシャフト１３の断面係数を高くする必要がないので、パワートレーン１０の体積や重量の増大を招かない。
【００７５】
（２） 従来、その構造上、左右方向及び上下方向で曲げ剛性に差があったトランスミッションを、そのトランスミッションケースの断面形状を円筒形にすることによって、左右方向及び上下方向で曲げ剛性がほぼ等しくなるようにした。これにより、プロペラシャフト１３の軸線に対して直交し、かつ、互いに直交する２方向での曲げ剛性が等しくなるようにし、いずれの２方向でも共振が起こらないようにした。このため、新たな部品を用いることなく、パワートレーン１０の疲労強度及び耐久性をより一層高くすることができる。
【００７６】
次に、上記一実施形態以外の実施形態を列記する。
・ 前記一実施形態で、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状を従来のままとし、その上部壁部及び下部壁部の壁厚を従来よりも厚くすることでその幅方向（第１方向）の曲げ剛性をより大きくする。このことにより、幅方向の曲げ剛性と高さ方向（第２方向）の曲げ剛性との剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるようにする。この場合には、前記一実施形態の（１）に記載した効果が得られる他、トランスミッションが従来の体積から大きくならないようにすることができ、車体側の設計変更を必要としない。
【００７７】
・ 前記一実施形態で、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状を従来のままとし、トランスミッションケースの特定部位をエンジン１１のシリンダブロックに対し補強バーやスティフナによって連結することによって、幅方向の曲げ剛性を従来よりも高くする。このことにより、高さ方向（第２方向）の曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」となるようにする。この場合には、前記一実施形態の（１）に記載した効果が得られる他、従来のトランスミッションをほぼそのまま用いることができる。
【００７８】
・ 前記一実施形態で、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状を従来のままとし、その右壁部及び左壁部に設けられるリブを多くしたり、その断面積を大きくすることによって幅方向（第１方向）の曲げ剛性を従来より大きくする。このことにより、幅方向の曲げ剛性と高さ方向（第２方向）の曲げ剛性との剛性比Ｒ１がほぼ「１」となるようにする。この場合には、前記一実施形態の（１）に記載した効果が得られる他、トランスミッションが従来の体積から大きくならないようにすることができ、車体側の設計変更を必要としない。
【００７９】
・ 前記一実施形態で、トランスミッションケースの軸線直交方向の平断面形状を従来のままとし、右壁部及び左壁部の壁厚を従来より厚くすることで、その高さ方向の曲げ剛性をより大きくする。このことにより、幅方向の曲げ剛性と高さ方向（第２方向）の曲げ剛性との剛性比Ｒ１を従来より小さくする。そして、パワートレーン１０が幅方向（第１の共振方向）で共振するときの振動数と高さ方向（第２の共振方向）で共振するときの振動数との共振点比Ｒ２がＲ２≦０．９５（剛性比Ｒ１では、Ｒ１≦０．９）となるようにする。この場合には、共振時にプロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大応力を前記一実施形態と同等にすることができるため、一実施形態と同様に耐久性をより高くすることができる。
【００８０】
また、幅方向の曲げ剛性を決定するその幅方向（第１方向）の曲げ剛性を決定するその上部壁部及び下部壁部の壁厚を従来よりも厚くすることによって、幅方向の曲げ剛性と高さ方向の曲げ剛性との剛性比Ｒ１を従来より大きくする。そして、幅方向（第１の共振方向）で共振するときの振動数と高さ方向（第２の共振方向）で共振するときの振動数との共振点比Ｒ２が１．０５≦Ｒ２（剛性比Ｒ１では、１．０５≦Ｒ１）となるようにしても同じ効果がある。
【００８１】
・ 前記一実施形態で、パワートレーンは、エンジン前置き後輪駆動方式で手動変速機を備えたものに限らず、同方式でロックアップクラッチ付きの自動変速機を備えたものであってもよい。この場合には、ロックアップクラッチがロックアップしているときにプロペラシャフトに発生する曲げ応力の最大値を低減し、また、応力振幅をほぼ「０」にすることができる。
【００８２】
また、後輪駆動方式に限らず、四輪駆動方式のパワートレーンに実施してもよい。
・ 前記一実施形態で、パワートレーンは、エンジンの代わりに電動モータを備えたものであってもよい。
【００８３】
以下、前記各実施形態から把握される技術的思想をその効果とともに列記する。
（１） 請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載の発明において、前記パワートレーンは、エンジン、トランスミッション、プロペラシャフト及びディファレンシャルギヤからなることを特徴とする車両用パワートレーンの剛性設定方法。
【００８４】
（２） 請求項４〜請求項７のいずれか一項に記載の発明において、前記パワートレーンは、エンジン、トランスミッション、プロペラシャフト及びディファレンシャルギヤからなることを特徴とする車両用パワートレーン。
【００８５】
（３） 請求項４又は請求項５のいずれかに記載の発明において、パワートレーンの構成要素であるトランスミッションの前記第１方向における曲げ剛性と、同じく前記第２方向における曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」であることを特徴とする車両用パワートレーン。
【００８６】
（４） 上記技術的思想（３）に記載の発明において、前記トランスミッションのトランスミッションケースは、その軸線方向に直交する平断面形状が略円形となる略円筒状に形成されていることを特徴とする車両用パワートレーン。この場合には、新たな部品を用いることなく、パワートレーンの疲労強度及び耐久性をより高くすることができる。
【００８７】
（５） 上記技術的思想（３）に記載の発明において、前記トランスミッションのトランスミッションケースには、前記第１方向における曲げ剛性と、前記第２方向における曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」となるようにリブが設けられていることを特徴とする車両用パワートレーン。
【００８８】
（６） 上記技術的思想（３）に記載の発明において、前記トランスミッションのトランスミッションケースは、前記第１方向における曲げ剛性と前記第２方向における曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」となるようにその壁厚が設定されていることを特徴とする車両用パワートレーン。
【００８９】
（７） 上記技術的思想（３）に記載の発明において、前記トランスミッションのトランスミッションケースは、前記第１方向における曲げ剛性と前記第２方向における曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」となるように、エンジンのシリンダブロックに対し補強手段（補強バー、スティフナ）によって連結されていることを特徴とする車両用パワートレーン。
【図面の簡単な説明】
【図１】 パワートレーンの共振点比を変化させたときの共振時の最大応力及び応力振幅の増減比率を示すグラフ。
【図２】 疲労強度の比較結果を示す疲れ限度線図。
【図３】 パワートレーンを示す模式図。
【図４】 従来のパワートレーンにおける左右方向及び上下方向の振動特性を示すグラフ。
【図５】 共振時でのプロペラシャフトの曲げ振動の状態を示す模式図。
【図６】 同じく曲げ応力の変化状態を示すグラフ。
【図７】 （ａ−１）〜（ｅ−１）は、剛性比に対するプロペラシャフトの曲げ振動の状態を示す軌跡図、（ａ−２）〜（ｅ−２）は、共振の発生状態を示すグラフ。
【図８】 従来のパワートレーンの曲げ応力特性を示すグラフ。
【図９】 同じく共振時における曲げ応力の変化状態を示すグラフ。
【図１０】 本実施形態のパワートレーンの曲げ応力特性を示すグラフ。
【図１１】 同じく共振時における曲げ応力の変化状態を示すグラフ。
【図１２】 剛性比に対する平均応力及び応力振幅の増減比率を示すグラフ。
【図１３】 共振時の曲げ応力特性を示す模式図。
【符号の説明】
１０…パワートレーン、１１…エンジン、１２…トランスミッション、１３…プロペラシャフト、１４…ディファレンシャルギヤ、ｆ１，ｆ２…振動数、Ｒ１…剛性比、Ｒ２…共振点比。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a rigidity setting method for a vehicle power train provided with a propeller shaft, and a vehicle power train produced using the setting method.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, for example, in an engine front / rear wheel drive type vehicle, a power train including an engine, a transmission, a propeller shaft, and a differential gear transmits engine power to left and right rear wheels. It is known that bending vibration occurs in such a power train while the vehicle is traveling. This bending vibration is generated by the vibration generated by the engine or the bending vibration of the propeller shaft as an excitation force.
[0003]
The bending vibration of the propeller shaft is generated by elastic bending deformation and touching during rotation due to rotational imbalance caused by the manufacturing accuracy. The frequency at which the power train bends and vibrates changes according to the rotation speed of the propeller shaft. It is known that the power train resonates when the frequency of the bending vibration becomes a certain value unique to the power train.
[0004]
When the power train resonates, an excessive bending stress is generated in the propeller shaft that has been greatly bent, or a large stress is generated in a specific part of the transmission case. As a result, the fatigue strength of the propeller shaft decreases, and the durability of joints, splines, bearings and the like decreases. Further, the fatigue strength and durability of the transmission case are reduced.
[0005]
In order to prevent such resonance of the power train, by improving the bending rigidity of the entire power train, the frequency at the time of resonance is moved higher, so that resonance does not occur in the vehicle speed range of the vehicle. Technology is known.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In order to improve the bending rigidity of the entire power train, it is possible to use a technique in which the coupling rigidity between the engine and the transmission is increased and the section modulus of the transmission and the propeller shaft is further increased.
[0007]
In order to increase the coupling rigidity between the engine and the transmission or to increase the section modulus of the transmission, it is necessary to increase the bending rigidity of the transmission case. However, in order to increase the bending rigidity of the transmission case, it is necessary to increase its thickness, which increases the volume and weight of the transmission.
[0008]
Further, in order to further increase the section modulus of the propeller shaft, it is necessary to increase the thickness thereof, and the volume and weight of the propeller shaft are increased.
Therefore, if the bending rigidity of the entire power train is further improved to prevent resonance in the vehicle speed range, there is a problem that the volume and weight of the power train increase.
[0009]
The present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to provide a vehicle power train that can further increase the fatigue strength or durability of a vehicle power train that includes a propeller shaft. A rigidity setting method and a vehicle power train produced by using the setting method are provided.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
The means for achieving the above object and the actions and effects are described.
The invention according to
[0011]
According to the first aspect of the present invention, when an excitation force due to engine vibration or propeller shaft bending vibration is input to the power train, the power train bends and resonates at a frequency inherent to the power train. Do. For example, in a transmission having a transmission case in which a plane cross section orthogonal to the axial direction of the propeller shaft is formed in a substantially rectangular shape as in the present invention so as not to have an unnecessary space inside, the short side extending direction of the rectangle The bending rigidity of the transmission case is lower than the bending rigidity of the transmission case in the long side extending direction of the rectangle.At this time, it is orthogonal to the axis of the propeller shaftLong rectangular side of transmission caseBending stiffness in direction,Short side extension of the same rectangleIf the ratio of stiffness to bending stiffness in the direction is not nearly “1”,Long side stretchingResonance with increasing amplitude in direction,Short side stretchingThe resonance occurs at a different frequency from the resonance in which the amplitude in the direction increases.Long side stretchingBending stiffness in directionLong side stretchingProportional to the square of the frequency of resonance in the direction,Short side stretchingBending stiffness in directionShort side stretchingProportional to the square of the frequency of resonance in the direction. here,According to each of the above inventions, by setting the bending rigidity of the transmission case so that the rigidity ratio is substantially “1”, the resonance of the power train has different frequencies in the long-side extending direction and the short-side extending direction. The propeller shaft can be generated to bend and deform with the same amplitude in these directions only at a certain frequency. For this reason, the maximum value of the bending stress generated in the propeller shaft along with the resonance is reduced, and the fluctuation amplitude of the bending stress in the long-side extending direction and the short-side extending direction is substantially “0”. Therefore, the fatigue strength and durability of the power train can be increased.
[0012]
The invention according to
[0013]
According to the invention described in
[0014]
The invention according to
[0015]
According to the invention described in
[0016]
The invention according to claim 4The bending rigidity of the transmission case is set so that the rigidity ratio becomes substantially “1” by thickening a predetermined wall portion of the transmission case.It is characterized by that.
[0017]
According to invention of
[0018]
The invention described in claim 5A vehicle power train comprising a propeller shaft and a transmission having a transmission case in which a plane cross-section orthogonal to the axial direction of the propeller shaft is formed in a substantially rectangular shape, the transmission case in the long-side extending direction of the rectangle The rigidity ratio R1 between the bending rigidity and the bending rigidity of the transmission case in the rectangular short-side extending direction is substantially “1”.It is characterized by being.
[0019]
The invention described in claim 6In the invention according to claim 5, ribs are provided on the wall portion of the transmission case so that the rigidity ratio R1 is substantially "1".It is characterized by that.
[0021]
The invention according to claim 7 is the claim5In the invention described inA predetermined portion of the transmission case is connected to the vehicle engine by a reinforcing member so that the rigidity ratio R1 is substantially “1”.It is characterized by that.
The invention according to claim 8 is characterized in that, in the invention according to claim 5, the predetermined wall portion of the transmission case is thickened so that the rigidity ratio R1 is substantially “1”.
According to the invention described in claims 5 to 8, it is possible to obtain the effects similar to the effects of the invention described in
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment in which the present invention is embodied in a vehicle power train equipped with a manual transmission will be described with reference to FIGS.
[0023]
As shown in FIG. 3, the
[0024]
The
The
[0025]
The
The power of the
[0026]
In the
[0027]
The
[0028]
Generally, in a manual transmission, an input shaft and an output shaft arranged on the same axis, and a counter shaft arranged below and parallel to both shafts are supported by a transmission case. And the gear group supported by the input shaft and the output shaft, and the gear group supported by the counter shaft are meshed. For this reason, conventionally, the transmission case is generally formed in a substantially rectangular plane in cross section perpendicular to the axial direction so as not to have an unnecessary space inside.
[0029]
In a conventional transmission including such a transmission case, the bending rigidity in the width direction of the transmission case is lower than the bending rigidity in the height direction of the case. That is, the bending rigidity in the vehicle left-right direction (hereinafter simply referred to as the left-right direction) that matches the width direction of the transmission is the bending rigidity in the vehicle vertical direction (hereinafter simply referred to as the up-down direction) that also matches the height direction. Is smaller than
[0030]
In the present embodiment, the horizontal direction is the first resonance direction, and the vertical direction is the second resonance direction.
On the other hand, regarding the propeller shaft, the bending rigidity can be regarded as almost equal in all directions orthogonal to the axis. Further, the engine and the differential gear can be regarded as a rigid body that does not need to consider its own bending vibration. Therefore, in the conventional power train, the rigidity ratio R1 obtained by dividing the bending rigidity in the left-right direction by the bending rigidity in the up-down direction is about R1 = 0.96.
[0031]
In such a power train, while the vehicle is running, vibration generated by the engine and bending vibration generated by bending vibration of the propeller shaft are generated. Furthermore, when the frequency of the bending vibration becomes a certain frequency unique to the power train, the power train resonates.
[0032]
At this time, as shown in FIG. 4, the propeller shaft resonates with a large amplitude in the left-right direction at a certain first resonance frequency f1. Further, resonance occurs with a large amplitude in the vertical direction when the second resonance frequency f2 is higher than the first resonance frequency f1.
[0033]
FIG. 4 is a schematic diagram for showing that there is a difference between the frequency f1 when resonating in the left-right direction and the frequency f2 when resonating in the up-down direction. Since the bending rigidity is proportional to the square of the frequency, the frequency f1 / f2 is about 0.98.
[0034]
In general, in a power train, two directions determined by the shape of the transmission and the engine are vibration directions at the time of resonance (hereinafter referred to as resonance directions). Both resonance directions are substantially orthogonal to the axial direction of the propeller shaft and orthogonal to each other. It is known that the power train resonates in the resonance direction even if the direction of the excitation force with respect to the power train is not the resonance direction.
[0035]
When the propeller shaft resonates in the left-right direction, as shown in FIG. 5, the propeller shaft bends and vibrates so as to draw an elliptical orbit with the left-right direction as the major axis. That is, at the time of resonance in the left-right direction, bending vibration is performed so that the amplitude in the left-right direction is maximized.
[0036]
At this time, as shown in FIG. 6, a bending stress that increases or decreases in two cycles per one rotation is generated on the propeller shaft. That is, the bending stress is maximized when the propeller shaft is bent most in the left direction or the right direction, and the bending stress is minimized when the propeller shaft is bent the least in the upward direction or the downward direction.
[0037]
Similarly, at the time of resonance in the vertical direction, bending vibration is generated so that the axis of the shaft draws an elliptical orbit with the vertical direction as the long axis, and bending stress that increases or decreases in two cycles per rotation is generated. That is, at the time of resonance in the vertical direction, bending vibration is performed so that the amplitude in the vertical direction is maximized.
[0038]
Therefore, in the conventional power train, the bending stress generated in the propeller shaft at the time of resonance in the left-right direction or the up-down direction is periodically increased or decreased so that the maximum is twice per rotation.
[0039]
Next, the result of simulating the state of resonance and the state of bending vibration of the propeller shaft when the rigidity ratio R1 of the power train is changed will be described.
[0040]
In this simulation, the rigidity ratio R1 is performed for each of R = 0.80, 0.96, 1, 1.04, and 1.20.
R = 0.80 is the case where the bending stiffness in the left-right direction of the transmission is clearly lower than the bending stiffness in the up-down direction, and conversely, R = 1.20 is the bending stiffness in the left-right direction is the up-down direction. This is a case that is clearly higher than the bending rigidity in the case of the conventional power train. R = 0.96 is a case where the bending rigidity in the left-right direction is slightly lower than the bending rigidity in the up-down direction, and is a typical value of the conventional power train. Conversely, R = 1.04 is the left-right direction. This is a case where the bending rigidity in the direction is slightly higher than the bending rigidity in the vertical direction. Furthermore, R = 1 is a case where the bending rigidity in the left-right direction is equal to the bending rigidity in the up-down direction, and is the case of the
[0041]
7 (a-2), (b-2), (c-2), (d-2). (E-2) is the graph which illustrated in figure combining the bending stress of the left-right direction, and the bending stress of an up-down direction when changing the rotation speed of a propeller shaft. Moreover, FIG. 7 (a-1), (b-1), (c-1), (d-1), (e-1) shows the locus | trajectory of the axial center of a propeller shaft similarly.
[0042]
When the rigidity ratio R1 is R = 0.80, as shown in FIG. 7A-2, the resonance frequency in the left-right direction is lower than the resonance frequency in the up-down direction, and the resonance region in the left-right direction The resonance region in the vertical direction is clearly separated.
[0043]
The trajectory of the axis of the propeller shaft is, as shown in FIG. 7 (a-1), a flat elliptical trajectory whose major axis is the substantially left-right direction during resonance in the left-right direction, and the vertical direction. In this state, a flat elliptical trajectory having a major axis in the substantially vertical direction at the time of resonance is superimposed.
[0044]
When the rigidity ratio R1 is R = 1.20, as shown in FIG. 7 (e-2), the resonance frequency in the left-right direction is the resonance in the up-down direction as opposed to when R = 0.80. The frequency is clearly higher than the frequency, and the resonance region in the left-right direction and the resonance region in the up-down direction are clearly separated.
[0045]
The trajectory of the axis of the propeller shaft is, as shown in FIG. 7 (e-1), a flat elliptical trajectory having a major axis in the substantially horizontal direction at the time of resonance in the horizontal direction, and a vertical axis direction. A flat elliptical trajectory having the major axis in the substantially vertical direction at the time of resonance is superimposed.
[0046]
Further, when the stiffness ratio R1 is R = 0.96, as shown in FIG. 7B-2, the resonance frequency in the left-right direction is very close to the resonance frequency in the up-down direction. The resonance region and the resonance region in the vertical direction are not clearly separated.
[0047]
As shown in FIG. 7 (b-1), the trajectory of the axis of the propeller shaft is an elliptical trajectory having a major axis in the substantially horizontal direction based on resonance in the horizontal direction, and resonance in the vertical direction. An elliptical trajectory having a major axis in the substantially vertical direction is combined.
[0048]
When the stiffness ratio R1 is R = 1.04, as shown in FIG. 7 (d-2), the resonance frequency in the left-right direction and the resonance in the up-down direction are the same as when R = 0.96. The frequency becomes very close, and the resonance region in the left-right direction is not clearly separated from the resonance region in the up-down direction.
[0049]
Then, as shown in FIG. 7 (d-1), the trajectory of the axis of the propeller shaft is an elliptical trajectory having a major axis in the substantially horizontal direction based on resonance in the horizontal direction and resonance in the vertical direction. An elliptical trajectory having a major axis in the substantially vertical direction is combined.
[0050]
Further, when the stiffness ratio is R = 1, as shown in FIG. 7C-2, the directionality of the resonance is completely lost, and resonance occurs only at one resonance frequency.
And the locus | trajectory of the axial center of the
[0051]
As a result of the above simulation, in the conventional power train having the rigidity ratio R1 = 0.96, as shown in FIGS. 8 and 9, the bending stress generated in the propeller shaft at the time of resonance in the left-right direction or the up-down direction is It fluctuates with a period according to the number of rotations of the shaft. 8 shows a change state of the bending stress when the rotation speed of the propeller shaft is changed, and FIG. 9 is a detailed view of the resonance point in FIG.
[0052]
On the other hand, in the
[0053]
10 shows a change state of the bending stress when the rotation speed of the propeller shaft is changed, and FIG. 11 is a detailed view of the resonance point in FIG.
(Durability evaluation)
Next, the durability of the
[0054]
FIG. 1 shows the maximum bending stress (hereinafter referred to as the maximum stress) when the ratio R2 obtained by dividing the resonant frequency in the horizontal direction by the resonant frequency in the vertical direction (hereinafter referred to as the resonance point ratio) R2 is changed. ) And the change state of the increase / decrease ratio of the maximum value of the fluctuation range of the bending stress (hereinafter referred to as the maximum amplitude).
[0055]
However, in the case where the resonance point ratio R2 is not “1” and resonates in the left-right direction and the up-down direction, the larger maximum stress among the maximum stresses generated at the time of each resonance is given to the resonance point ratio R2. Maximum stress.
[0056]
Here, since the bending rigidity is proportional to the square of the resonance frequency, the rigidity ratio R1 is the square of the resonance point ratio R2.
Therefore, the resonance point ratio R2 of the conventional power train with the rigidity ratio R1 = 0.96 is R2 = 0.98, and the resonance point ratio R2 of the present embodiment with the rigidity ratio R1 = 1 is R2 = 1. .
[0057]
The increase / decrease ratio of the maximum stress with respect to a certain resonance point ratio R2 is a value obtained by dividing the maximum stress at that time by the maximum stress when the resonance point ratio R2 = 1. Further, the increase / decrease ratio of the stress amplitude with respect to a certain resonance point ratio R2 is a value obtained by dividing the stress amplitude at that time by the maximum stress when the resonance point ratio R2 = 1.
[0058]
As shown in FIG. 1, the increase / decrease ratio of the maximum stress with respect to the maximum stress of the present embodiment is 1. in the range of about 0.96 ≦ R2 ≦ about 0.995 and about 1.005 ≦ R2 ≦ about 1.04. In the range of about 0.98 ≦ R2 ≦ about 0.985 and about 1.015 ≦ R2 ≦ about 1.02, it is also 1.2 or more.
[0059]
In contrast, the increase / decrease ratio of the maximum stress with respect to the maximum stress of the present embodiment is substantially “1” in the range of about 0.99 ≦ R1 ≦ about 1.01.
On the other hand, in the range of R2 ≦ about 0.95 and about 1.05 ≦ R2, the increase / decrease ratio with respect to the maximum stress of the present embodiment is 1.04 or less, and R2 ≦ about 0.92 and about 1.08 ≦ R2 In this range, it is 1.02 or less. Therefore, when the rigidity ratio R1 is in the range of R1 ≦ about 0.9 or about 1.1 ≦ R1, the increase / decrease ratio with respect to the maximum stress of the present embodiment is about 1.04 or less.
[0060]
The durability of the power train is the durability of joints, splines, bearings, and the like of the power train, and increases as the maximum stress generated in the
[0061]
Therefore, it was found that the durability of the
In addition, it was found that durability was improved even with power trains of R2 ≦ 0.95 and 1.05 ≦ R2, and durability was further improved with power trains of R2 ≦ 0.92 and 1.08 ≦ R2. It was.
[0062]
On the other hand, the maximum amplitude is substantially “0” in the
[0063]
(Evaluation of fatigue strength)
Next, the fatigue strength between the
[0064]
FIG. 12 shows a change state of an increase / decrease ratio of an average value of bending stress (hereinafter referred to as average stress) and a fluctuation range of bending stress (hereinafter referred to as stress amplitude) when the rigidity ratio R1 is changed. Show.
[0065]
As shown in FIG. 13, the average stress is an average value of the maximum value and the minimum value of bending stress generated at the time of resonance. Similarly, the stress amplitude is a difference value between the maximum value of the bending stress and the average stress. FIG. 13 is an enlarged view of the resonance region of FIG.
[0066]
The increase / decrease ratio of the average stress with respect to a certain resonance point ratio R2 is a value obtained by dividing the average stress at that time by the average stress when the resonance point ratio R2 = 0.8. Further, the increase / decrease ratio of the stress amplitude with respect to a certain resonance point ratio R2 is a value obtained by dividing the stress amplitude at that time by the average stress when the resonance point ratio R2 = 0.8.
[0067]
As shown in FIG. 12, the average stress is about 1.9 in which the present embodiment having the resonance point ratio R2 = 1 has the largest increase / decrease ratio with respect to the resonance point ratio R2 = 0.8.
On the other hand, the increase / decrease ratio of the average stress of the conventional power train having the rigidity ratio R1 = 0.96 is about 1.5.
[0068]
On the other hand, the stress amplitude is “0” in the present embodiment, and conventionally, the increase / decrease ratio is about 0.8.
The fatigue strength of the
[0069]
In the fatigue limit diagram, the average stress and stress amplitude of the bending stress generated when a propeller shaft resonates with the allowable stress amplitude determined by the fatigue limit line with respect to the average stress at that time and the actual stress amplitude. The amplitude difference can be regarded as the fatigue strength of the propeller shaft.
[0070]
The fatigue strength of the propeller shaft in the power train having the conventional resonance point ratio R2 = 0.96 is represented by a length A as shown in FIG. On the other hand, the fatigue strength of the
[0071]
Therefore, it can be seen that the
[0072]
As a result, it was confirmed that when the propeller shaft resonates, a high stress is generated in the portion of the transmission case corresponding to the resonance direction.
Therefore, in the
[0073]
Next, effects of the present embodiment described in detail above will be listed.
(1) In the
[0074]
Therefore, the fatigue strength and durability of the
[0075]
(2) Conventionally, due to its structure, the transmission has a difference in bending rigidity in the left-right direction and the up-down direction. By making the cross-sectional shape of the transmission case cylindrical, the bending rigidity is almost equal in the left-right direction and the up-down direction. It was made to become. As a result, the bending rigidity in two directions perpendicular to the axis of the
[0076]
Next, embodiments other than the one embodiment will be listed.
In the embodiment, the cross-sectional shape in the direction orthogonal to the axis of the transmission case remains the same as before, and the wall thickness of the upper wall portion and the lower wall portion is made thicker than before so that the width direction (first direction) Increase the bending stiffness of Thus, the rigidity ratio R1 between the bending rigidity in the width direction and the bending rigidity in the height direction (second direction) is set to be substantially “1”. In this case, the effect described in (1) of the embodiment can be obtained, and the transmission can be prevented from becoming larger than the conventional volume, and the design change on the vehicle body side is not required.
[0077]
In the embodiment, the cross-sectional shape in the direction orthogonal to the axis of the transmission case remains the same as before, and a specific part of the transmission case is connected to the cylinder block of the
[0078]
In the embodiment, the cross-sectional shape in the direction orthogonal to the axis of the transmission case remains the same as in the past, and the width direction is increased by increasing the number of ribs provided on the right wall portion and the left wall portion or increasing the cross-sectional area thereof. The bending rigidity in the (first direction) is made larger than before. Thus, the rigidity ratio R1 between the bending rigidity in the width direction and the bending rigidity in the height direction (second direction) is set to be substantially “1”. In this case, the effect described in (1) of the embodiment can be obtained, and the transmission can be prevented from becoming larger than the conventional volume, and the design change on the vehicle body side is not required.
[0079]
In the above embodiment, the plane cross-sectional shape in the direction orthogonal to the axis of the transmission case remains the same as before, and the wall thickness of the right wall portion and the left wall portion is made thicker than before, so that the bending rigidity in the height direction is further increased. Enlarge. As a result, the rigidity ratio R1 between the bending rigidity in the width direction and the bending rigidity in the height direction (second direction) is made smaller than in the prior art. The resonance point ratio R2 between the frequency when the
[0080]
Further, the bending rigidity in the width direction is determined by increasing the wall thickness of the upper wall portion and the lower wall portion that determines the bending rigidity in the width direction (first direction) that determines the bending rigidity in the width direction. The rigidity ratio R1 with the bending rigidity in the height direction is made larger than before. The resonance point ratio R2 between the frequency when resonating in the width direction (first resonance direction) and the frequency when resonating in the height direction (second resonance direction) is 1.05 ≦ R2 (rigidity). The ratio R1 has the same effect even if 1.05 ≦ R1).
[0081]
In the embodiment, the power train is not limited to the one having the engine front and rear wheel drive system and the manual transmission, but may be the same system having an automatic transmission with a lock-up clutch. In this case, the maximum value of the bending stress generated in the propeller shaft when the lockup clutch is locked up can be reduced, and the stress amplitude can be made substantially “0”.
[0082]
Moreover, you may implement not only in a rear-wheel drive system but in the power train of a four-wheel drive system.
In the embodiment, the power train may include an electric motor instead of the engine.
[0083]
Hereinafter, the technical ideas grasped from the respective embodiments will be listed together with their effects.
(1) In the invention according to any one of
[0084]
(2) The vehicle power train according to any one of
[0085]
(3) In the invention according to
[0086]
(4) In the invention described in the technical idea (3), the transmission case of the transmission is formed in a substantially cylindrical shape in which a planar cross-sectional shape orthogonal to the axial direction is a substantially circular shape. Power train for vehicles. In this case, the fatigue strength and durability of the power train can be further increased without using new parts.
[0087]
(5) In the invention according to the technical idea (3), the transmission case of the transmission has a rigidity ratio of approximately “1” between the bending rigidity in the first direction and the bending rigidity in the second direction. The power train for vehicles is provided with the rib so that it may become.
[0088]
(6) In the invention described in the technical idea (3), the transmission case of the transmission has a rigidity ratio of approximately “1” between the bending rigidity in the first direction and the bending rigidity in the second direction. The vehicle power train is characterized in that the wall thickness is set in the vehicle.
[0089]
(7) In the invention described in the technical idea (3), the transmission case of the transmission has a rigidity ratio of approximately “1” between the bending rigidity in the first direction and the bending rigidity in the second direction. Further, the vehicle power train is connected to a cylinder block of the engine by reinforcing means (reinforcing bar, stiffener).
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a graph showing an increase / decrease ratio of maximum stress and stress amplitude during resonance when the resonance point ratio of a power train is changed.
FIG. 2 is a fatigue limit diagram showing a comparison result of fatigue strength.
FIG. 3 is a schematic diagram showing a power train.
FIG. 4 is a graph showing vibration characteristics in the horizontal direction and vertical direction in a conventional power train.
FIG. 5 is a schematic diagram showing a state of bending vibration of the propeller shaft during resonance.
FIG. 6 is a graph showing a change state of bending stress in the same manner.
7 (a-1) to (e-1) are locus diagrams showing the state of bending vibration of the propeller shaft with respect to the rigidity ratio, and (a-2) to (e-2) are states of occurrence of resonance. Graph showing.
FIG. 8 is a graph showing bending stress characteristics of a conventional power train.
FIG. 9 is a graph showing a change state of bending stress at the same time during resonance.
FIG. 10 is a graph showing a bending stress characteristic of the power train of the present embodiment.
FIG. 11 is a graph showing a change state of bending stress at the same time during resonance.
FIG. 12 is a graph showing an increase / decrease ratio of average stress and stress amplitude with respect to the rigidity ratio.
FIG. 13 is a schematic diagram showing a bending stress characteristic at resonance.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF
Claims (8)
前記長方形の長辺延伸方向における前記トランスミッションケースの曲げ剛性と、前記長方形の短辺延伸方向における同トランスミッションケースの曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」となるように前記トランスミッションケースの曲げ剛性を設定することを特徴とする車両用パワートレーンの剛性設定方法。A vehicle powertrain stiffness setting method comprising: a propeller shaft; and a transmission having a transmission case in which a plane cross section orthogonal to the axial direction of the propeller shaft is formed in a substantially rectangular shape ,
Bending and stiffness of the transmission case in the long side direction of extension of the rectangle, the flexural rigidity of the transmission case as the rigidity ratio of the flexural rigidity of the transmission case in the short-side direction of extension of said rectangle is substantially "1" A rigidity setting method for a power train for a vehicle, characterized by comprising:
前記長方形の長辺延伸方向における前記トランスミッションケースの曲げ剛性と、前記長方形の短辺延伸方向における同トランスミッションケースの曲げ剛性との剛性比がほぼ「１」であることを特徴とする車両用パワートレーン。 A vehicle power train comprising: a propeller shaft; and a transmission having a transmission case in which a plane cross section orthogonal to the axial direction of the propeller shaft is formed in a substantially rectangular shape,
A vehicular power train characterized in that a rigidity ratio of a bending rigidity of the transmission case in the rectangular long-side extending direction and a bending rigidity of the transmission case in the rectangular short-side extending direction is substantially “1”. .
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