JP6861184B2 - 車両駆動装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両駆動装置に関し、特に、２つのモータの動力を遊星機構で合流させる車両駆動装置に関する。

２つのモータの動力を遊星機構で合流させて駆動力を得る装置が知られている。例えば特許文献１には、２つのモータから得られるトルクを遊星歯車機構を介して１つの車両駆動軸に伝達する電動車両と、その電動車両の制御装置が記載されている。

また、モータの回転などによりうなりが発生することが知られている。例えば、特許文献２には、駆動モータにより駆動される駆動プーリと歯付きベルトとが噛み合う際に生じる噛み合い音の周波数を取得し、その噛み合い音の周波数と歯付きベルトの振動音の周波数との偏差が所定範囲内にある場合には、うなりが発生すると予測して、駆動モータの回転数を変更するうなり制御装置が記載されている。なお、例えば、非特許文献１には、うなり音などの聴こえ具合を評価するための指標となる不協和度が記載されている。

特開２００７−６８３０１号公報 特開２０１４−１５９８３２号公報

小方厚著、「音律と音階の科学」、講談社、2007年9月、p.83-114

２つのモータの動力を遊星機構で合流させて駆動力を得る際に、２つのモータの回転運動差によりうなり音などの騒音が発生する場合がある。例えば、特許文献２では、噛み合い音の周波数と歯付きベルトの振動音の周波数との偏差が所定範囲内にある場合にうなりが発生すると予測して制御を実行しているが、所定範囲内が例えば２０Ｈｚ以下と極めて限定的な範囲に限られている。そのため、遊星機構を利用する装置に特許文献２の制御を適用しても、２つのモータの回転運動差に伴う騒音を実用的に満足できるレベルで低減することはできない。

本発明の目的は、２つのモータの動力を遊星機構で合流させて駆動力を得る車両駆動装置において、２つのモータの回転により発生する騒音（例えば聴感として目立つ２つの音の不協和の程度）を低減することにある。

本発明の具体例の一つである車両駆動装置は、第１モータの動力と第２モータの動力を遊星機構で合流させて駆動力を得る車両駆動装置であって、前記第１モータの回転により発生する音と前記第２モータの回転により発生する音の周波数比が不協和の低減条件を満たす設計値と制御量の少なくとも一方を備えることを特徴とする。

例えば、前記第１モータと前記第２モータと前記遊星機構のうちの少なくとも一に含まれる設計事項が前記不協和の低減条件を満たす設計値に設定されてもよい。

また、例えば、前記遊星機構に含まれる少なくとも一つの歯車が前記不協和の低減条件を満たす歯数とされてもよい。

また、例えば、前記第１モータと前記第２モータのうちの少なくとも一方が前記不協和の低減条件を満たす回転数に制御されてもよい。

また、例えば、前記第１モータと前記第２モータの回転数差が前記不協和の低減条件を満たすように前記第１モータと前記第２モータのうちの少なくとも一方が制御されてもよい。

また、例えば、前記第１モータの回転により発生する音の周波数ｆ_Ｍ１と前記第２モータの回転により発生する音の周波数ｆ_Ｍ２の周波数比ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２が（条件１）ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２＜０．８７，（条件２）０．９９４３＜ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２＜１．００５７，（条件３）１．１４＜ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２のうちのいずれかの条件を満たすことを前記不協和の低減条件としてもよい。

本発明により、２つのモータの動力を遊星機構で合流させて駆動力を得る車両駆動装置において、２つのモータの回転により発生する騒音（例えば聴感として目立つ２つの音の不協和の程度）が低減される。

車両駆動装置の具体例を示す図である。 ２つのモータの回転により発生するうねりを説明するための図である。 ２つの音の不協和を説明するための図である。 臨界帯域を説明するための図である。 ２つの周波数に関連する設計値と制御量の具体例を示す図である。 かみ合い１次音の不協和度を説明するための図である。 回転数差の制御による不協和度の低減を説明するための図である。

図１は、本発明の具体的な実施態様の一例を示す図であり、図１には、車両駆動装置の具体例が図示されている。図１に例示する車両駆動装置は、第１モータ１１と第２モータ１２と遊星機構２０を備えている。図１に例示する車両駆動装置は、第１モータ１１と第２モータ１２の２つのモータ（電動機）から得られる動力を遊星機構２０が備える遊星歯車２２で合流させて駆動力を得る。

図２は、２つのモータの回転により発生するうねりを説明するための図である。図２には、図１の位置Ｐ１で発生する音の波形の具体例と、図１の位置Ｐ２で発生する音の波形の具体例が図示されている。

図１の位置Ｐ１は第１モータ１１から得られる動力が遊星歯車２２に入る（伝わる）直前の減速機におけるかみ合い部分であり、図１の位置Ｐ２は第２モータ１２から得られる動力が遊星歯車２２に入る（伝わる）直前の減速機におけるかみ合い部分である。

例えば、位置Ｐ１における音の周波数ｆ_Ｍ１と位置Ｐ２における音の周波数ｆ_Ｍ２が比較的近いと、図２に例示するようなうねり音が発生する。

図３は、２つの音の不協和を説明するための図である。図３には、２つの純音の一方の周波数を固定して他方の周波数を変化させ、２つの純音を重ねて聴かせることにより得られる聴感の具体例が図示されている。

図３（Ａ）には、不協和度（不協和の程度）の具体例が図示されている。図３（Ａ）の縦軸に示す不協和度は、２つの純音を重ねて聴かせた場合に得られる聴こえ具合の良し悪しの程度を複数人の多数決で決定したものである。不協和度が高いほどうなりや違和感があり聴こえ具合が悪い。図３（Ａ）に示す具体例において、不協和度１が最大（最悪）であり０（ゼロ）が最小（最良）である。

また、図３（Ａ）の横軸は、２つの純音の周波数差に対応している。なお、図３（Ａ）の横軸の値は、図３（Ｂ）に示す臨界帯域幅で周波数差を除した値である。例えば、周波数が近接した２つの音を聴いた場合に、うなりや違和感やゴロゴロ感の有る周波数差の領域を臨界帯域という。

図４は、臨界帯域を説明するための図である。図４（Ａ）には、２つの音の平均周波数と臨界帯域の関係が図示されている。図４（Ａ）に示すように、２つの音の平均周波数（横軸）が大きくなるに従って臨界帯域（縦軸）も大きくなる傾向にある。

図４（Ｂ）には、２つの音の周波数比と不協和度の関係が図示されている。図４（Ｂ）は、２つの音の一方の周波数を固定して他方の周波数を変化させることにより周波数比を変化させて得られる不協和度が図示されている。図４（Ｂ）に示す周波数（１００Ｈｚ，２００Ｈｚ，４００Ｈｚ，６００Ｈｚ，１０００Ｈｚ）は、固定した方の周波数を示している。なお、図４（Ｂ）の横軸を周波数比から周波数差／臨界帯域幅に代えると図３（Ａ）に示す波形に整理される。

図１の第１モータ１１と第２モータ１２の回転により発生する音についても、図２に例示するように、周波数ｆ_Ｍ１と周波数ｆ_Ｍ２の関係によってはうなり音を生じさせる。そこで、図３，図４に説明される不協和度を２つの周波数ｆ_Ｍ１と周波数ｆ_Ｍ２から導出する式を次のように定義する。

図５は、２つの周波数に関連する設計値と制御量の具体例を示す図である。図５には、図１に示す車両駆動装置の設計値の具体例として、位置Ｐ１における第１モータ１１側（ドライブ側）のギアの歯数Ｚ_ＤＲ１と、位置Ｐ１における遊星歯車２２側（ドリブン側）のギアの歯数Ｚ_ＤＮ１と、位置Ｐ２における第２モータ１２側（ドライブ側）のギアの歯数Ｚ_ＤＲ２と、位置Ｐ２における遊星歯車２２側（ドリブン側）のギアの歯数Ｚ_ＤＮ２が例示されている。

また、図５には、図１に示す車両駆動装置の制御量の具体例として、第１モータ１１の回転数Ｎ_Ｍ１と、第１モータ１１と第２モータ１２の遊星歯車２２（合流部）における回転数差Δωが例示されている。

さらに、図５には、図１に示す車両駆動装置において不協和を引き起こす２つの周波数の具体例として、位置Ｐ１におけるギアのかみ合いによって発生する音の基本波（１次）成分の周波数ｆ_Ｍ１と、位置Ｐ２におけるギアのかみ合いによって発生する音の基本波（１次）成分の周波数ｆ_Ｍ２が例示されている。図５に示す具体例において、周波数ｆ_Ｍ１と周波数ｆ_Ｍ２がそれぞれ（１）式と（２）式により算出される。

図６は、かみ合い１次音の不協和度を説明するための図である。図６には、図１の遊星歯車２２が一体となって回転する運転条件（効率良）におけるかみ合い１次周波数比が示されている。図５に示した具体例において、回転数差Δω＝０（ゼロ）とする運転条件を適用すると、図６に示すように、かみ合い１次周波数比はｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２＝Ｚ_ＤＮ１／Ｚ_ＤＮ２となる。つまり、回転数差Δω＝０とする運転条件では、周波数比（ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２）が遊星歯車２２側のギアの歯数比（Ｚ_ＤＮ１／Ｚ_ＤＮ２）で決定される。

図６（Ｂ）は、回転数差Δω＝０の条件で第１モータ１１の回転数を変化させて得られる不協和度の具体例を示している。図６（Ｂ）の横軸は、第１モータ１１の回転数を示している。第１モータ１１の回転数に応じて、図１の車両駆動装置が搭載される車両の速度（車速）が変化する。また、図６（Ｂ）の縦軸は、かみ合い１次音の不協和度であり、例えば数１式を利用して算出される。そして、図６（Ｂ）には、基準となる設計値で得られる波形（１）と、基準となる設計値から設計値を変更して得られる波形（２）〜（５）が図示されている。つまり、基準となる歯数比（＝周波数比）で得られる波形（１）から、歯数比（＝周波数比）を変更することにより波形（２）〜（５）が得られる。

図６（Ａ）は、不協和度と周波数比の対応関係を示している。図６（Ａ）の横軸に示すかみ合い１次周波数比は、周波数比（ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２）であり、回転数差Δω＝０の条件下では、歯数比（Ｚ_ＤＮ１／Ｚ_ＤＮ２）で決定される。

図６（Ａ）の縦軸に示すかみ合い１次音の不協和度平均値は、周波数比（ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２）ごとに得られる不協和度の平均値である。例えば、図６（Ｂ）の波形（１）〜（５）の各々ついて、全車速域に亘って不協和度の平均値を算出すると、図６（Ａ）における（１）〜（５）に対応した周波数比（ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２）の不協和度平均値が得られる。

図３を利用して説明したように、不協和度が高いほど、うなりや違和感があり聴こえ具合が悪い。一方、不協和度が低くなるほど、うなりや違和感が少なくなる。そこで、例えば、図６（Ａ）に示す具体例において、不協和度（平均値）を０．２以下に抑えようとすると、横軸に示す周波数比（ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２）は、次式に示す条件１から条件３のうちのいずれかの条件を満たす必要がある。

周波数比（ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２）が数２式の条件１から条件３のいずれかの条件を満たすことにより、不協和度（平均値）を０．２以下に低く抑えることができるようになり、第１モータ１１の回転により発生する音（周波数比ｆ_Ｍ１）と第２モータ１２の回転により発生する音（周波数ｆ_Ｍ２）が重なることによる不協和の程度が低減される。

例えば、図５，図６に示す具体例では、位置Ｐ１のかみ合い１次音（周波数ｆ_Ｍ１）と位置Ｐ２のかみ合い１次音（周波数ｆ_Ｍ２）の周波数比（ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２）が、回転数差Δω＝０の条件下で、位置Ｐ１，Ｐ２の遊星歯車２２側のギアの歯数比（Ｚ_ＤＮ１／Ｚ_ＤＮ２）で決定される。そこで、例えば、歯数比（Ｚ_ＤＮ１／Ｚ_ＤＮ２＝ｆ_Ｍ１／ｆ_Ｍ２）が数２式の条件１から条件３のいずれかの条件を満たすように、位置Ｐ１の遊星歯車２２側の歯数Ｚ_ＤＮ１と位置Ｐ２の遊星歯車２２側の歯数Ｚ_ＤＮ２が決定される。これにより、位置Ｐ１のかみ合い１次音（周波数ｆ_Ｍ１）と位置Ｐ２のかみ合い１次音（周波数ｆ_Ｍ２）による不協和の程度を軽減することができる。

なお、図５，図６では、聴感として目立つ２つの音の具体例として、位置Ｐ１のかみ合い１次音と位置Ｐ２のかみ合い１次音を例示したが、聴感として目立つ音は、図１の車両駆動装置内の位置Ｐ１，Ｐ２以外の位置で発生する音であってもよいし、１次音（基本波の音）に限らず２次以上の高調波の音であってもよい。

例えば、位置Ｐ１，Ｐ２以外の位置で発生する音の騒音を低減する場合には、その音に対応した設計事項（例えば歯数Ｚ_ＤＮ１と歯数Ｚ_ＤＮ２以外の設計事項）が、数２式の条件１から条件３のいずれかの条件を満たす設計値とされてもよい。

また、例えばモータ（第１モータ１１と第２モータ１２）の回転により発生するトルク変動（トルクリップル）が振動や騒音の要因になる場合がある。例えば、永久磁石モータを使用する場合には、永久磁石の極数とコイルが巻かれている突極数との最小公倍数に対応した脈動が発生する。その脈動による振動や騒音が聴感として目立つ場合に、モータの性能を考慮しつつ永久磁石の極数とコイルの突極数を適宜な設計値とすることにより周波数を調整して、例えば、数２式の条件１から条件３のいずれかの条件を満たす設計が実現されてもよい。

さらに、設計に代えてあるいは設計と共に、制御によって不協和の低減条件（例えば数２式の条件１から条件３のいずれかの条件）を満たすようにしてもよい。

図７は、回転数差の制御による不協和度の低減を説明するための図である。図７（Ａ）は、第１モータ１１の回転数（図１の車両駆動装置が搭載される車両の車速）を変化させて得られる不協和度の具体例を示している。図７（Ａ）に示す回転数差Δω＝０の波形（破線）は、図６（Ｂ）に示す基準となる設計値で得られる波形（１）である。

基準となる設計値を維持した状態で、つまり設計値を変更せずに、例えば図７（Ｂ）に示すように回転数差Δωを制御して変更すると、図７（Ａ）に例示する実線（直線）ように、回転数差Δω＝０の場合よりも不協和度を低減することができる。

なお、図７（Ｂ）に例示するように回転数差Δωを制御するためには、例えば図７（Ｂ）に示すように、第１モータ１１（Ｍ１）と第２モータ１２（Ｍ２）の回転数を制御すればよい。

図７を利用して説明したように、例えば回転数差Δωを制御することによって不協和度を低減させることができる。そのため、例えば、不協和の低減条件（例えば数２式の条件１から条件３のいずれかの条件）を満たすように、例えばモータ（第１モータ１１と第２モータ１２の少なくとも一方）の回転数などが制御して、騒音（例えば聴感として目立つ２つの音の不協和の程度）が低減されてもよい。

以上、本発明の好適な実施形態を説明したが、上述した実施形態は、あらゆる点で単なる例示にすぎず、本発明の範囲を限定するものではない。本発明は、その本質を逸脱しない範囲で各種の変形形態を包含する。

１１ 第１モータ、１２ 第２モータ、２０ 遊星機構、２２ 遊星歯車。

Claims (3)

1. 第１モータの動力と第２モータの動力を遊星機構で合流させて駆動力を得る車両駆動装置であって、
   前記第１モータの回転により発生する音の周波数ｆ _Ｍ１ と前記第２モータの回転により発生する音の周波数ｆ _Ｍ２ の周波数比ｆ _Ｍ１ ／ｆ _Ｍ２ が、
   （条件１）ｆ _Ｍ１ ／ｆ _Ｍ２ ＜０．８７，
   （条件２）０．９９４３＜ｆ _Ｍ１ ／ｆ _Ｍ２ ＜１．００５７，
   （条件３）１．１４＜ｆ _Ｍ１ ／ｆ _Ｍ２
   のうちのいずれかの条件を満たすよう、前記遊星機構に含まれる少なくとも一つの歯車の歯数が定められている、
   ことを特徴とする車両駆動装置。
2. 請求項１に記載の車両駆動装置において、
   前記遊星機構は、遊星歯車と、前記第１モータの動力を前記遊星歯車に伝える第１歯車対と、前記第２モータの動力を前記遊星歯車に伝える第２歯車対とを有し、
   前記第１歯車対の被駆動歯車の歯数Ｚ _ＤＮ１ と前記第２歯車対の被駆動歯車の歯数Ｚ _ＤＮ２ の歯数比Ｚ _ＤＮ１ ／Ｚ _ＤＮ２ が前記周波数比ｆ _Ｍ１ ／ｆ _Ｍ２ に等しい、
   ことを特徴とする車両駆動装置。
3. 第１モータの動力と第２モータの動力を遊星機構で合流させて駆動力を得る車両駆動装置であって、
   前記第１モータの回転により発生する音の周波数ｆ _Ｍ１ と前記第２モータの回転により発生する音の周波数ｆ _Ｍ２ の周波数比ｆ _Ｍ１ ／ｆ _Ｍ２ が、
   （条件１）ｆ _Ｍ１ ／ｆ _Ｍ２ ＜０．８７，
   （条件２）０．９９４３＜ｆ _Ｍ１ ／ｆ _Ｍ２ ＜１．００５７，
   （条件３）１．１４＜ｆ _Ｍ１ ／ｆ _Ｍ２
   のうちのいずれかの条件を満たすよう、前記第１モータと前記第２モータのうちの少なくとも一方の回転数が制御される、
   ことを特徴とする車両駆動装置。

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