JP5708791B2 - 車両の噛合歯車 - Google Patents

Description

本発明は、車両の動力伝達経路を構成する噛合歯車の構造に係り、特に、歯車による動力伝達時に発生するこもり音、ガラ音とギヤノイズとの低減を両立する噛合歯車の構造に関するものである。

エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路には、複数個の互いに噛み合う一対の噛合歯車が設けられており、エンジンの駆動力がそれら噛合歯車を介して駆動輪に伝達されている。このような噛合歯車において、動力伝達時にこもり音およびガラ音が発生することが知られている。こもり音とは、エンジンのトルク変動が起振源となり、その振動がトランスミッション（変速機）を経由してドライブシャフト、サスペンションを介して車内まで伝達される車内音である。また、ガラ音とは、エンジンのトルク変動が起振源となり、その振動がトランスミッションに伝達されると、トランスミッション内の噛合歯車において歯車同士が衝突する所謂ガタ打ち（歯打ち）が発生し、このガタ打ちによってトランスミッションのケース表面が振動して発せられる音が車内に伝達される車内音である。これらこもり音およびガラ音を低減するには、動力伝達経路に設けられている歯車のギヤ慣性（慣性モーメント）を増加させると、エンジンのトルク変動に対する歯車の応答レベルが低減し、こもり音およびガラ音を改善できることが知られている。

また、噛合歯車において、動力伝達時にギヤノイズが発生することも知られている。歯車の噛合（駆動ギヤと被駆動ギヤ）には、必ず理想的な回転運動に対する回転角度誤差が存在する。この回転角度誤差とは、駆動ギヤに対する被駆動ギヤの進みまたは遅れに対応するものであり、噛合伝達誤差ともいわれている。この噛合伝達誤差は、歯車の製造誤差、組付誤差、歯車や支持軸並びにケース等の弾性変形によって発生し、噛合伝達誤差を零にすることは不可能である。そして、この噛合伝達誤差が存在すると、噛合い点強制力が発生し、ギヤノイズの起振源となってギヤノイズが発生する。

上記ギヤノイズが発生するメカニズムを図６を用いて説明する。図６は、駆動ギヤ１５０と被駆動ギヤ１６０との噛合状態を示す模式図である。図６において、噛合い点における駆動ギヤ１５０および被駆動ギヤ１６０の変位（回転変位）をそれぞれＸ１、Ｘ２とすると、噛合伝達誤差ＴＥは下式（１）で示される。また、この噛合い点における駆動ギヤ１５０および被駆動ギヤ１６０のコンプライアンスをそれぞれφ１、φ２とすると、駆動ギヤ１５０の変位Ｘ１および被駆動ギヤ１６０の変位Ｘ２は、下式（２）、（３）で示される。なお、Ｆ１およびＦ２は駆動ギヤ１５０と被駆動ギヤ１６０との噛合い点の強制力（噛合い点強制力）であり、作用・反作用の関係から、Ｆ１＝−Ｆ２の関係となる。ここで、コンプライアンスφとは、構造物に力Ｆを与えた際の応答変位がＸであるとき、その変位Ｘを力Ｆで割った物理量を周波数軸で表現したものである。例えば、コンプライアンスφが小さい場合、力Ｆに対して変位Ｘが小さくなり、コンプライアンスφが大きい場合、力Ｆに対して変位Ｘが大きくなる。
ＴＥ＝Ｘ１−Ｘ２・・・（１）
Ｘ１＝φ１×Ｆ１・・・（２）
Ｘ２＝φ２×Ｆ２・・・（３）

式（１）〜式（３）およびＦ１＝−Ｆ２の関係より、下式（４）が成立する。なお、式（４）において、１／（φ１＋φ２）が噛合い点動剛性と定義される。式（４）より、コンプライアンスφ１、φ２を大きくすれば、噛合い点強制力Ｆ１が小さくなることがわかる。すなわち、コンプライアンスφ１、φ２を大きくすれば、噛合い点強制力Ｆ１が小さくなり、ギヤノイズが低減される。
Ｆ１＝ＴＥ／（φ１＋φ２）・・・（４）

この噛合い点強制力Ｆ１を低減するため、特許文献１では、フランジのギヤの側面に円環部材（板状）を取付け、付加振動系として作用させることで、噛合い点動剛性を低減する技術が開示されている。

特開２０００−２２０７２６号公報

このようにコンプライアンスφ１、φ２を大きくするには、歯車のギヤ慣性（慣性モーメント）を低減する必要が生じる。しかしながら、ギヤ慣性（慣性モーメント）を低減させると、その背反として上述したこもり音、ガラ音が大きくなる。こもり音、ガラ音を低減するには、ギヤノイズとは逆にギヤ慣性（慣性モーメント）を増加させてコンプライアンスφ１、φ２を小さくする必要がある。すなわち、こもり音、ガラ音の低減とギヤノイズの低減とは互いに背反する対策が必要となる。特許文献１においては、ギヤノイズを低減させるため、コンプライアンスを増加させてギヤノイズを低減しているものの、こもり音、ガラ音を低減することはできなかった。

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、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路に設けられて、互いに噛み合う一対の歯車から構成される車両の噛合歯車において、動力伝達時に発生するこもり音、ガラ音およびギヤノイズの低減を両立することができる車両の噛合歯車を提供することにある。

上記目的を達成するための、請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a)エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路に備えられて、互い噛み合う一対の歯車から構成される車両の噛合歯車において、(b)その噛合歯車を構成する少なくとも一方の歯車は、軸方向の両端に渡ってリング形状を有し、(c)その一方の歯車の外周部には、付加振動系が設けられていることを特徴とする。

このようにすれば、噛合歯車を構成する一方の歯車が軸方向の両端に渡ってリング形状であることからフランジ形状の歯車に比べて歯車の慣性モーメントが増加するため、こもり音およびガラ音が低減される。ここで、こもり音およびガラ音は、低周波数域で問題となる。これに対して、低周波数域では付加振動系を振動させず単なる慣性系として機能させることで、さらにその付加振動系により慣性モーメントが増加してこもり音およびガラ音が効果的に低減される。また、ギヤノイズが発生する高周波数域では、付加振動系を振動させてコンプライアンスを増加し、ギヤノイズの起振源となる噛合い点強制力を低減させることで、ギヤノイズを低減させることができる。すなわち、歯車をリング形状にすると共に、付加振動系を追加したことによる慣性モーメント増加の影響を、付加振動系を振動させることで打ち消すことができる。これより、こもり音およびガラ音の低減とギヤノイズの低減とを両立させることができる。

ここで、好適には、前記付加振動系は、前記一方の歯車の外周側に設けられるリング状の質量部材およびその質量部材と前記一方の歯車の外周部とを接続する弾性部材から構成されている。このようにすれば、こもり音、ガラ音が発生する低周波数域では質量部材によって慣性モーメントを増加させることができると共に、ギヤノイズが発生する高周波数域では付加振動系を振動させることで、コンプライアンスを増加させてギヤノイズを低減することができる。

また、好適には、前記弾性部材は、金属バネから構成されている。このようにすれば、低周波数領域では弾性部材を振動させずに慣性系として作動させ、ギヤノイズが発生する周波数域で効果的に付加振動系を振動させることができる。

本発明が適用されたハイブリッド車両の動力伝達装置の概要を説明するための骨子図である。 図１のカウンタドリブンギヤを一例としたギヤ構造とこもり音、ガラ音およびギヤノイズの関係を示す図である。 図２の本発明に対応するドリブンギヤを拡大した図である。 図３の本発明に対応するドリブンギヤの弾性部材として金属ばねを使用した構造を示す図である。 複合歯車と噛み合うドリブンギヤのギヤ構造をフランジタイプ、リングタイプ、本発明に対応するリングタイプに付加振動系を追加したタイプ毎に発生するこもり音、ガラ音およびギヤノイズを数値シミュレーションで計算した計算結果を示す図である。 駆動ギヤと被駆動ギヤとの噛合状態を示す模式図であって、ギヤノイズが発生するメカニズムを説明するための図である。

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の動力伝達装置１０（以下、動力伝達装置１０と記載する）の概要を説明するための骨子図である。図１に示すように、動力伝達装置１０は、エンジン１２と、第１電動機ＭＧ１と、エンジン１２および第１電動機ＭＧ１に動力伝達可能に連結されてエンジン１２および第１電動機ＭＧ１の駆動力を適宜分配或いは合成する動力分配機構としての第１遊星歯車装置１４と、第２電動機ＭＧ２と、第２電動機ＭＧ２の回転を減速させるリダクションギヤとして機能する第２遊星歯車装置１８とを、同軸心Ｃ上に備えて構成されている。エンジン１２の駆動力は、ダンパ装置２０、第１遊星歯車装置１４、出力歯車２２、減速歯車装置２４、差動歯車装置２６、および左右の車軸２７を介して駆動輪２８に伝達される。また、エンジン１２に対して軸方向の反対側の端部には、エンジン１２の出力軸１６の回転によって作動させられる機械式のオイルポンプ１９が接続されている。上記のように、エンジン１２、第１電動機ＭＧ１、第１遊星歯車装置１４、第２遊星歯車装置１８、第２電動機ＭＧ２が軸心Ｃ上に配置されることで、動力伝達装置１０が径方向に小型化される。

なお、第１電動機ＭＧ１および第２電動機ＭＧ２は発電機能をも有する所謂モータジェネレータであるが、動力分配機構としての差動状態を制御するための差動用電動機として機能する第１電動機ＭＧ１は、反力を発生させるためのジェネレータ（発電）機能を少なくとも備える。また、駆動輪２８に動力伝達可能に連結された第２電動機ＭＧ２は、走行用の駆動力源として駆動力を出力する走行用電動機として機能するためモータ（電動機）機能を少なくとも備える。また、第２電動機ＭＧ２は、主として走行用の駆動力源として機能するため、第１電動機ＭＧ１よりも大きなものとなる。すなわち、第２電動機ＭＧ２のイナーシャが第１電動機ＭＧ１のイナーシャよりも大きなものとなる。

第１電動機ＭＧ１は、同軸心Ｃ上において、軸方向の両端が軸受３２および軸受３４によって回転可能に支持されている回転子として機能する円筒状のロータ３６と、ロータ３６の外周側に配置され非回転部材であるケース３０によって回転不能に固定されている固定子として機能する円筒状のステータ３８とを、含んで構成されている。

第２電動機ＭＧ２は、同軸心Ｃ上において、ケース３０に接続されることで回転不能に固定されている固定子として機能する円筒状のステータ４０と、ステータ４０の内周側に配置されて回転子として機能する円筒状のロータ４２とを、含んで構成されている。ロータ４２の内周側は、円筒状の回転軸４８が接続されている。回転軸４８は、その両端が軸受５０および軸受５２によって回転可能に支持されることによって、回転軸４８に接続されているロータ４２も同様に、軸心Ｃまわりに回転可能に支持される。また、回転軸４８の軸方向においてエンジン１２側の端部が第２遊星歯車装置１８の後述するサンギヤＳ２に接続されている。

第１遊星歯車装置１４は、シングルピニオン型の遊星歯車装置で構成され、サンギヤＳ１と、サンギヤＳ１と同軸心上に配置されてピニオンギヤＰ１を介してサンギヤＳ１と噛み合うリングギヤＲ１と、ピニオンギヤＰ１を自転および公転可能に支持するキャリヤＣＡ１とを備えている。そして、第１遊星歯車装置１８のサンギヤＳ１が第１電動機ＭＧ１のロータ３６に連結され、キャリヤＣＡ１が出力軸１６およびダンパ装置２０を介してエンジン１２に連結され、リングギヤＲ１が出力歯車２２、減速歯車装置２４、差動歯車装置２６、および左右の車軸２７を介して左右の駆動輪２８に機械的に連結されている。

第２遊星歯車装置１８は、第１遊星歯車装置１４と共通の軸心Ｃを中心に軸方向に並んで配置されており、第２電動機ＭＧ２の回転を減速して出力する機構として機能する。第２遊星歯車装置１８は、シングルピニオン型の遊星歯車装置で構成され、サンギヤＳ２と、サンギヤＳ２と同軸心上に配置されてピニオンギヤＰ２を介してサンギヤＳ２と噛み合うリングギヤＲ２と、ピニオンギヤＰ２を自転および公転可能に支持するキャリヤＣＡ２とを備えている。そして、第２遊星歯車装置２０のサンギヤＳ２が回転軸４８を介して第２電動機ＭＧ２のロータ４２に連結され、キャリヤＣＡ２が非回転部材であるケース３０に連結され、リングギヤＲ２がリングギヤＲ１と同様に、出力歯車２２、減速歯車装置２４、差動歯車装置２６、および車軸２７を介して左右の駆動輪２８に機械的に連結されている。そして、サンギヤＳ２から入力される第２電動機ＭＧ２の回転が減速されてリングギヤＲ２から出力される。

また、本実施例では、内周側に第１遊星歯車装置１８のリングギヤＲ１の内歯および第２リングギヤＲ２の内歯が軸方向に並んで形成されると共に、外周側に出力歯車２２の外歯が形成されている所謂複合式の複合歯車５４が使用されている。上記のように、複合歯車５４において複数の歯車機能が一体化されることにより、動力伝達装置１０がコンパクトとなる。

減速歯車機構２４は、カウンタ軸６２に出力歯車２２（カウンタドライブギヤ）と噛み合うカウンタドリブンギヤ６４と、差動歯車尾装置２６のファイナルドリブンギヤ６６と噛み合うファイナルドライブギヤ６８とで構成されており、出力歯車２２の回転を減速させてファイナルドリブンギヤ６６に伝達する。なお、カウンタ軸６２は、一対の軸受６９、７１によって回転可能に支持されており、各歯車は斜歯で構成される。

差動歯車装置２６は、公知である傘歯車式のものであり、差動歯車装置２６のファイナルドリブンギヤ６６に接続されているデフケース７０と、両端がデフケース７０に支持されているピニオンシャフト７２と、ピニオンシャフト７２に挿し通されてピニオンシャフト７２の回転軸まわりに相対回転可能なピニオンギヤ７４と、ピニオンギヤ７４と噛み合う一対のサイドギヤ７６とを、備えている。なお、一対のサイドギヤ７６は、それぞれ左右の車軸２７にスプライン嵌合されることにより一体的に回転させられる。差動歯車装置２６の差動作用によって、車両の走行状態に応じて左右の車軸２７（駆動輪２８）に回転差が与えられる。

図１において、例えば出力軸２２（カウンタドライブギヤ）とカウンタドリブンギヤ６４との噛合部やファイナルドライブギヤ６８とファイナルドリブンギヤ６６との噛合部において発生するこもり音およびガラ音、並びにギヤノイズが問題となる。ここで、こもり音は、エンジン１２のトルク変動が起振源となり、その振動が左右の車輪２７、図示しないサスペンションを介して車内に伝達される車内音である。また、ガラ音は、エンジン１２のトルク変動が起振源となり、噛合部で発生する歯車同士の衝突である所謂ガタ打ち（歯打ち）がケース３０に伝達され、そのガタ打ちによってケース３０の表面が振動して発せられる音が車内に伝達される車内音である。これらこもり音およびガラ音は、いずれも歯車の慣性モーメントを増加させることで低減されることが知られている。慣性モーメントが大きくなると、エンジン１２のトルク変動による影響が抑制されるためである。なお、出力歯車２２およびカウンタドリブンギヤ６４によって、本発明の互いに噛み合う一対の歯車から構成される車両の噛合歯車が構成される。

図２は、例えばカウンタドリブンギヤ６４を一例としたギヤ構造とこもり音、ガラ音およびギヤノイズの関係を示している。従来のギヤは図２の左側に示すように、カウンタドリブンギヤ６４ａ（以下、ドリブンギヤ６４ａ）がフランジ状（フランジタイプのギヤ）に形成されている。このフランジタイプのドリブンギヤ６４ａでは、ドリブンギヤ６４ａの慣性モーメントが小さく、こもり音およびガラ音に対して不利となる。しかしながら、フランジタイプのドリブンギヤ６４ａは、コンプライアンスφが大きくなるため、ギヤノイズに対して有利な構造であることが知られている。

一方、図２の中央に示すように、ドリブンギヤ６４ａのギヤ形状をリング形状（リングタイプのギヤ、ドリブンギヤ６４ｂ）に変更すると、ドリブンギヤ６４ｂの慣性モーメントが大きくなり、こもり音およびガラ音が改善される。しかしながら、リングタイプのドリブンギヤ６４ｂは、慣性モーメントが大きく、さらに剛性が高くなるため、コンプライアンスφが小さくなり、ギヤノイズに対して不利となる。

これに対して、本実施例のドリブンギヤ６４ｃは、図２の右側に示すように、中央に示すリングタイプのドリブンギヤ６４ｂに、さらにダイナミックダンパとして機能する付加振動系１００が設けられている。このドリブンギヤ６４ｃに設けられている付加振動系１００は、リング状の質量部材１０２とその質量部材１０２とギヤの本体とを接続する弾性部材１０４とから構成されている。

図３は、図２のドリブンギヤ６４ｃの拡大図である。なお、図３の左側は、ドリブンギヤ６４ｃを矢印Ａ方向から見たＡ矢視図である。図３に示すように、ドリブンギヤ６４ｃは、リング状に形成されており、ドリブンギヤ６４ｃの円筒状に形成されている本体１０６の外周部には、弾性部材１０４を介してリング状の質量部材１０２が接続されることで、付加振動系１００が形成されている。また、付加振動系１００と軸方向に並んで、出力歯車２２（カウンタドライブギヤ）と噛み合うドリブンギヤ６４ｃの歯部１０８が形成されている。前記弾性部材１０４は、金属バネもしくはゴム部材が好適に使用される。なお、ドリブンギヤ６４ｃでは、軸受６９、７１が本体１０６の内周側に配置されている。

図４に、図３のドリブンギヤ６４ｃの弾性部材１０４として金属ばねを使用した構造を３例示す。図４（ａ）は、弾性部材１０４として板ばね１０４ａが等角度間隔に８個配設されており、質量部材１０２がその板ばね１０４ａによってドリブンギヤ６４ｃの本体１０６と接続されている。また、図４（ｂ）は、弾性部材１０４としてＵ字型板ばね１０４ｂが等角度間隔に８個配設されており、質量部材１０２がそのＵ字型板ばね１０４ｂによってドリブンギヤ６４ｃの本体１０６と接続されている。さらに、図４（ｃ）は、弾性部材１０４としてコイルばね１０４ｃが等角度間隔に８個配設されており、質量部材１０２がそのコイルばね１０４ｃによってドリブンギヤ６４ｃの本体１０６と接続されている。なお、弾性部材１０４としてゴム部材等を使用することもできる。このように、弾性部材１０４の材質や形状は限定されるものではないが、何れも低周波数域では振動させず、ギヤノイズが発生する高周波数域において振動するようにチューニングされる。なお、ギヤノイズは高周波数域で発生するので、実際には、金属ばねの方が、ゴム材に比べて信頼性が高く、チューニングの容易性を考慮すると好ましい。金属ばねは、ゴム部材に比べて剛性が高いので、低周波数域では振動せずに剛性部材として機能し、ギヤノイズが発生する周波数域で効果的に振動させることができる。

図５に、複合歯車５４に形成されている出力歯車２２と噛み合うドリブンギヤ６４のギヤ構造をドリブンギヤ６４ａ、６４ｂ、６４ｃとした場合に発生するこもり音、ガラ音およびギヤノイズを数値シミュレーションで計算した計算結果をそれぞれ示す。なお、複合歯車５４（出力歯車２２）の形状は共通のものとした。図５において左側がフランジタイプのドリブンギヤ６４ａの計算結果、中央がリングタイプのドリブンギヤ６４ｂの計算結果、右側が本発明に対応する付加振動系１００が設けられているドリブンギヤ６４ｃの計算結果をそれぞれ示している。また、各ドリブンギヤ６４の下方に示す２つグラフにおいて、上側がドリブンギヤ６４の周波数と噛合いコンプライアンスφ１（複合歯車５４側）、φ２（ドリブンギヤ６４側）の関係を示しており、下側がドリブンギヤ６４の周波数と噛合い点動剛性（＝１／（φ１＋φ２））の関係を示している。この２つのグラフにおいて、周波数域ａ（低周波数域）ではこもり音、ガラ音が問題となり、周波数域ｂ（高周波数域）ではギヤノイズｂが問題となる。

図５に示すように、フランジタイプのドリブンギヤ６４ａの慣性モーメントをＡとすると、リングギヤタイプのドリブンギヤ６４ｂの慣性モーメントが４Ａとなり、さらに本発明のドリブンギヤ６４ｃの慣性モーメントは７Ａとなる。このように、フランジタイプのドリブンギヤ６４ａをリングギヤタイプのドリブンギヤ６４ｂに変更することで慣性モーメントが４倍程度に増加している。さらに、ドリブンギヤ６４ｃでは、付加振動系１００の質量部材１０２が付加されるので、慣性モーメントが７Ａと最も大きくなる。ここで、こもり音、ガラ音は、慣性モーメントが大きい方が有利であるため、フランジタイプのドリブンギヤ６４ａに比べて、リングギヤタイプのドリブンギヤ６４ｂおよび本発明のドリブンギヤ６４ｃは、こもり音、ガラ音性能が向上し、特に最も慣性モーメントの大きいドリブンギヤ６４ｃがこもり音、ガラ音性能に関して有利となる。

また、ドリブンギヤ６４がリング状に形成されると、ドリブンギヤの剛性も高くなるので、コンプライアンスφ２が小さくなる。このことは図５の各ドリブンギヤ６４の周波数と噛合いコンプライアンスφ１、φ２の関係を示すグラフにも示されている。こもり音、ガラ音性能を向上するには、コンプライアンスφ１、φ２を低下させる必要がある。なお、複合歯車５４は、その形状を共通としたため、複合歯車５４側のコンプライアンスφ１は各ドリブンギヤ６４ａ〜６４ｃにおいて等しくなる。従って、コンプライアンスφ２が小さくなる程、こもり音、ガラ音性能に有利となる。図５に示すように、フランジタイプのドリブンギヤ６４ａでは、周波数域ａにおいて、太実線で示すコンプライアンスφ２が、リングギヤタイプのドリブンギヤ６４ｂおよび本発明のドリブンギヤ６４ｃのコンプライアンスφ２よりも大きくなっている。言い換えれば、リングギヤタイプのドリブンギヤ６４ｂおよび本発明のドリブンギヤ６４ｃでは、周波数域ａにおいてコンプライアンスφ２が小さくなっており、こもり音、ガラ音性能が改善されている。

しかしながら、ドリブンギヤ６４の慣性モーメント並びに剛性が大きくなると、コンプライアンスφ２が小さくなる一方、その背反として、コンプライアンスφ１、φ２の逆数である噛合い点動剛性（＝１／（φ１＋φ２））が大きくなる。噛合い点動剛性が大きくなると、噛合い点強制力が大きくなってギヤノイズの起振力が大きくなるため、ギヤノイズが大きくなる。図５のドリブンギヤ６４の周波数と噛合い点動剛性との関係を示すグラフにおいて、リングギヤタイプのドリブンギヤ６４ｂおよび本発明のドリブンギヤ６４ｃには、比較対象としてフランジタイプのドリブンギヤ６４ａの噛合い点動剛性が細線で示されている。ここで、リングギヤタイプのドリブンギヤ６４ｂの周波数と噛合い点動剛性との関係に着目すると、周波数域ｂにおいて太線で示すドリブンギヤ６４ｂの噛合い点動剛性が細線で示すドリブンギヤ６４ａの噛合い点動剛性よりも大きくなっている。すなわち、ギヤノイズ性能に関しては、ドリブンギヤ６４ａの方がドリブンギヤ６４ｂよりも有利となることがわかる。

これに対して、本発明のドリブンギヤ６４ｃは、周波数域ｂにおいてフランジタイプのドリブンギヤ６４ａと比べても噛合い点動剛性の大きさが比較的変わらない。すなわち、ドリブンギヤ６４ｃのギヤノイズ特性は、フランジタイプのドリブンギヤ６４ａとそれほど変わらないこととなる。これは、ギヤノイズが問題となるドリブンギヤ６４の周波数域ｂにおいて、付加振動系１００が振動することで、コンプライアンスφ２が増加するためである。すなわち周波数域ｂにおいて付加振動系１００が作動することで、コンプライアンスφ２が増加してギヤノイズが低減される。これより、ドリブンギヤ６４ｃは、こもり音、ガラ音が低減されると共に、ギヤノイズが低減され、こもり音、ガラ音の低減とギヤノイズの低減とを両立している。

上述のように、本実施例によれば、減速歯車装置２４の一部を構成するドリブンギヤ６４ｃがリング形状であることからフランジ形状の歯車に比べて歯車の慣性モーメントが増加するため、こもり音およびガラ音が低減される。ここで、こもり音およびガラ音は、低周波数域で問題となる。これに対して、低周波数域では付加振動系１００を振動させず単なる慣性系として機能させることで、さらに慣性モーメントが増加してこもり音およびガラ音が効果的に低減される。また、ギヤノイズが発生する高周波数域では、付加振動系１００を振動させてコンプライアンスφ２を増加し、ギヤノイズの起振源となる噛合い点強制力を低減させることで、ギヤノイズを低減させることができる。すなわち、ドリブンギヤ６４ｃをリング形状にすると共に、付加振動系１００を追加したことによる慣性モーメント増加の影響を、付加振動系１００を振動させることで打ち消すことができる。これより、こもり音およびガラ音の低減とギヤノイズの低減とを両立させることができる。

また、本実施例によれば、付加振動系１００は、ドリブンギヤ６４ｃの本体１０６の外周側に設けられるリング状の質量部材１０２およびその質量部材１０２とドリブンギヤ６４ｃとを接続する弾性部材１０４から構成されている。このようにすれば、こもり音、ガラ音が発生する低周波数域では質量部材１０４によって慣性モーメントを増加させることができると共に、ギヤノイズが発生する高周波数域では付加振動系１００を振動させることで、コンプライアンスを増加させてギヤノイズを低減することができる。

また、本実施例によれば、弾性部材１０４は、金属バネ（板ばね１０４ａ、Ｕ字型板ばね１０４ｂ、コイルばね１０４ｃ）から構成されている。このようにすれば、低周波数領域では弾性部材１０４を振動させずに慣性系として作動させ、ギヤノイズが発生する周波数域で付加振動系１００を効果的に振動させることができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、出力歯車２２（カウンタドライブギヤ）とカウンタドリブンギヤ６４とで構成される噛合歯車を一例にして説明されているが、噛合歯車は上記に限定されず、例えばファイナルドライブギヤ６８とファイナルドリブンギヤ６６において、本発明のギヤ構造が適用されても構わない。すなわち、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路において、駆動力を伝達する噛合歯車であれば本発明を適用することができる。

また、前述の実施例では、ハイブリッド車両の動力伝達装置１０に本発明が適用されているが、ハイブリッド車両に限定されず、有段式自動変速機や無段式時自動変速機など、他の形式の動力伝達装置であっても、噛合歯車を備える構成であれば本発明を適用することができる。

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
２４：減速歯車装置（噛合歯車）
２８：駆動輪
６４ｃ：カウンタドリブンギヤ（一方の歯車）
１００：付加振動系
１０２：質量部材
１０４：弾性部材
１０４ａ：板ばね（金属ばね）
１０４ｂ：Ｕ時型板ばね（金属ばね）
１０４ｃ：コイルばね（金属ばね）

Claims (3)

1. エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路に備えられて、互い噛み合う一対の歯車から構成される車両の噛合歯車において、
   該噛合歯車を構成する少なくとも一方の歯車は、軸方向の両端に渡ってリング形状を有し、
   該一方の歯車の外周部には、付加振動系が設けられていることを特徴とする車両の噛合歯車。
2. 前記付加振動系は、前記一方の歯車の外周側に設けられるリング状の質量部材および該質量部材と該一方の歯車の外周部とを接続する弾性部材から構成されていることを特徴とする請求項１の車両の噛合歯車。
3. 前記弾性部材は、金属バネから構成されていることを特徴とする請求項２の車両の噛合歯車。

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