JP2526664B2 - Car power transmission - Google Patents
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Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） この発明は、トラック等の自動車の動力伝達装置に関
する。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a power transmission device for an automobile such as a truck.
（従来の技術およびその解決すべき課題） トラック等の自動車の内燃エンジンと車輪間に介装さ
れる動力伝達装置は、第１図に示すように、エンジン
（ENG）の出力軸に取り付けられたフライホイール１と
摩擦係合し、動力の伝達を接断するクラッチ装置２、例
えば前進５段後進２段の変速段を有する変速歯車装置
（T/M）３、この出力軸に連結されるプロペラシャフト
４、プロペラシャフト４または前記変速歯車装置３の出
力側に取り付けられ（図示例では変速歯車装置３の出力
側に取り付けられている）、センタブレーキドラムを有
するセンタブレーキ装置５、プロペラシャフト４の他端
に連結される終減速装置６、および終減速装置６と前記
車輪間を接続するアクスルシャフト（図示せず）等を含
んで構成されている。(Prior Art and Problems to be Solved) A power transmission device installed between an internal combustion engine and wheels of an automobile such as a truck is attached to an output shaft of an engine (ENG) as shown in FIG. A clutch device 2 that frictionally engages with the flywheel 1 and disconnects the transmission of power, for example, a speed change gear device (T / M) 3 having five forward speeds and two reverse speeds, and a propeller connected to this output shaft. The shaft 4, the propeller shaft 4, or the center brake device 5, which is attached to the output side of the speed change gear device 3 (in the illustrated example, is attached to the output side of the speed change gear device 3) and has the center brake drum, of the propeller shaft 4. The final reduction gear 6 connected to the other end, and an axle shaft (not shown) that connects the final reduction gear 6 and the wheels are configured.
このように構成される従来の動力伝達装置は、第２図
に示され振動モデルとして簡略表示することが出来る。
この第２図に示されるものは、捩じり４次モードの振動
系であり、符号I1は、クラッチ装置２及び変速歯車装置
３の回転要素、例えばクラッチハブ，ミッションギア，
ドライブピニオン等の慣性モーメンの和を表す。同様
に、符号I2は、プロペラシャフト４およびセンタブレー
キ装置５の回転要素、例えばプロペラシャフト本体、セ
ンタブレーキドラム等の慣性モーメントの和を表す。符
号I3は、終減速装置６の回転要素、例えばデフピニオ
ン、リングギア、ディファレンシャルケース等の慣性モ
ーメントの和をを表す。k1は、クラッチ装置２における
バネ要素の捩じりバネ定数を、k2は、アクスルシャフト
のバネ要素、例えばアクスルシャフト本体の捩じりバネ
定数をそれぞれ表す。そして、第２図には、捩じり４次
モードによる回転変動の大きさを破線で示してある。The conventional power transmission device configured as described above can be simply displayed as a vibration model shown in FIG.
FIG. 2 shows a vibration system of the fourth-order torsion mode, and reference numeral I 1 denotes rotating elements of the clutch device 2 and the speed change gear device 3, for example, a clutch hub, a transmission gear,
Represents the sum of inertia momentum such as drive pinion. Similarly, the symbol I 2 represents the sum of the inertia moments of the rotating elements of the propeller shaft 4 and the center brake device 5, such as the propeller shaft main body and the center brake drum. Reference numeral I 3 represents a sum of inertia moments of rotating elements of the final reduction gear device 6, for example, a differential pinion, a ring gear, a differential case and the like. k 1 represents the torsion spring constant of the spring element in the clutch device 2, and k 2 represents the torsion spring constant of the axle shaft spring element, for example, the axle shaft body. Then, in FIG. 2, the magnitude of the rotation fluctuation due to the fourth-order torsion mode is shown by a broken line.
この振動モードの共振点が、従来の自動車の動力伝達
装置では、第４図の破線で示すように、エンジン回転数
Neの実用域（通常アイドル回転以上の回転領域）に存在
し、このため、共振点近傍でのデフピニオン、プロペラ
シャフト等の回転変動が大きくなり（第５図の破線）、
低速走行時の車内騒音（こもり音）レベルが高かった。
なお、第４図は終減速装置６のデフピニオンの回転変動
（単位rpm）を示すものであり、第２図の捩じり４次振
動モードからクラッチハブ、プロペラシャフト等での回
転変動も第５図と同じ傾向を示すことが理解されよう。In the conventional vehicle power transmission device, the resonance point of this vibration mode is the engine speed as shown by the broken line in FIG.
It exists in the practical range of Ne (the rotation range above the normal idle rotation), so that the rotation fluctuations of the differential pinion, the propeller shaft, etc. near the resonance point become large (broken line in FIG. 5),
The noise level in the vehicle (muffled sound) when driving at low speed was high.
Note that FIG. 4 shows the rotational fluctuation (unit rpm) of the differential pinion of the final reduction gear transmission 6, and the rotational fluctuation in the clutch hub, propeller shaft, etc. from the torsional fourth-order vibration mode in FIG. It will be appreciated that it shows the same trend as the figure.
本発明は、このような問題点を解決するためになされ
たもので、内燃エンジンの回転数の実用域における捩じ
り４次振動モードによる回転変動を抑制し、この回転変
動に伴う騒音の低減を図った自動車の動力伝達装置を提
供することを目的とする。The present invention has been made to solve such a problem, and suppresses the rotational fluctuation due to the torsional fourth-order vibration mode in the practical range of the rotational speed of the internal combustion engine, and reduces the noise accompanying the rotational fluctuation. It is an object of the present invention to provide a power transmission device for an automobile, which aims at the above.
（課題を解決するための手段） 上述の目的を達成するために本発明に依れば、内燃エ
ンジンと車輪間を、少なくとも、動力の伝達を接断する
クラッチ装置、変速比ξを有する変速歯車装置、一端が
該変速歯車装置の出力軸に連結されるプロペラシャフ
ト、該プロペラシャフトまたは前記変速歯車装置の出力
軸に取り付けられるセンタブレーキ装置、前記プロペラ
シャフトの他端に連結され、終減速比ηを有する終減速
装置、および該終減速装置と前記車輪間を接続するアク
スルシャフトを含んでなる動力伝達装置において、 ここに、ｆは動力伝達装置の捩じり４次モードの共振
周波数、I1は前記クラッチ装置および変速歯車装置の回
転要素の慣性モーメントの和、I2は前記プロペラシャフ
トおよびセンタブレーキドラムの回転要素の慣性モーメ
ントの和、I3は前記終減速装置の回転要素の慣性モーメ
ントの和、k1およびk2はそれぞれクラッチ装置およびア
クスルシャフルの各バネ要素の捩じりバネ定数、πは円
周率であり、上式で求められる捩じり４次モード共振周
波数ｆが前記内燃エンジンのアイドル回転数に対応する
周波数f0以下であることを特徴とする自動車の動力伝達
装置が提供される。(Means for Solving the Problems) According to the present invention in order to achieve the above-mentioned object, according to the present invention, at least a clutch device for connecting and disconnecting power transmission between an internal combustion engine and a wheel, a speed change gear having a speed ratio ξ A device, a propeller shaft having one end connected to the output shaft of the speed change gear device, a center brake device attached to the propeller shaft or the output shaft of the speed change gear device, and the other end of the propeller shaft, and a final reduction ratio η A final reduction gear having: and a power transmission device including an axle shaft connecting the final reduction gear and the wheel, Here, f is the resonance frequency of the torsional fourth-order mode of the power transmission device, I 1 is the sum of the inertia moments of the rotating elements of the clutch device and the speed change gear device, and I 2 is the rotation of the propeller shaft and the center brake drum. The sum of the inertia moments of the elements, I 3 is the sum of the moments of inertia of the rotary elements of the final reduction gear, k 1 and k 2 are the torsion spring constants of the spring elements of the clutch device and the axle shuffle, respectively, and π is the circumference. And a torsional fourth-order mode resonance frequency f calculated by the above equation is equal to or lower than a frequency f 0 corresponding to the idling speed of the internal combustion engine.
本発明の自動車の動力伝達装置に含まれるクラッチ装
置および変速歯車装置の回転要素の慣性モーメントの和
I1は、次式 が成立するように設定される。The sum of the moments of inertia of the rotating elements of the clutch device and the speed change gear device included in the power transmission device for an automobile of the present invention.
I 1 is Is set to hold.
また、プロペラシャフトおよびセンタブレーキ装置の
回転要素の慣性モーメントの和I2は、次式 が成立されるように設定される。In addition, the sum I 2 of the moments of inertia of the propeller shaft and the rotating elements of the center brake device is Is set so that
クラッチ装置のバネ要素の捩じりバネ定数k1は、次式 が成立するように設定される。The torsion spring constant k 1 of the spring element of the clutch device is Is set to hold.
アクスルシャフトのバネ要素の捩じりバネ定数k2は、
次式 が成立するように設定される。The torsion spring constant k 2 of the spring element of the axle shaft is
The following formula Is set to hold.
そして、終減速装置の回転要素の慣性モーメントの和
I3は、次式 が成立するように設定される。Then, the sum of the moments of inertia of the rotary elements of the final reduction gear
I 3 is Is set to hold.
（作用） 上述の各式が成立するように各回転要素の慣性モーメ
ントおよびバネ要素のバネ定数を設定すると、動力伝達
装置の捩じり４次モードの共振振動周波数ｆが、アイド
ル回転数に対応する周波数以下となり、アイドル回転数
以下の領域の回転数は、エンジン運転の実用域から外れ
ることから、エンジン運転の実用域では捩じり４次モー
ドの共振振動が生じないことになる。(Operation) When the moment of inertia of each rotary element and the spring constant of the spring element are set so that the above-mentioned equations are satisfied, the resonance vibration frequency f of the fourth-order torsion mode of the power transmission device corresponds to the idle rotation speed. Since the rotational frequency in the region below the idle speed is below the operating frequency, the rotational speed in the region below the idling rotational speed deviates from the practical operating range of the engine operation, so that the torsional fourth-order mode resonance vibration does not occur in the practical operating range of the engine operation.
（実施例） 以下本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明す
る。なお、自動車の動力伝達装置の構成要素としては第
１図に示すものと変わりがなく、本発明では、その振動
モデルおよび各構成要素の回転要素の慣性モーメントや
バネ要素のバネ定数の設定が異なるものである。従っ
て、第１図に示す動力伝達装置の構成は、本発明の構成
としてその個々の要素の説明は省略する。Embodiment An embodiment of the present invention will be described in detail below with reference to the drawings. The constituent elements of the power transmission device of the automobile are the same as those shown in FIG. 1, and in the present invention, the vibration model and the setting of the moment of inertia of the rotating element of each constituent element and the spring constant of the spring element are different. It is a thing. Therefore, the configuration of the power transmission device shown in FIG. 1 is the configuration of the present invention, and the description of the individual elements thereof will be omitted.
本発明は、自動車の動力伝達装置の捩じり系振動モデ
ルを種々検討した結果、第３図に示すモデルにより捩じ
り４次モードの共振周波数ｆを演算すると、演算した共
振周波数ｆは実際の共振周波数と良く一致し、且つ、共
振周波数ｆをエンジンのアイドル回転数に対応する周波
数f0以下になるように、自動車の動力伝達装置の回転要
素の慣性モーメントやバネ要素のバネ定数を設定する
と、エンジンの実用運転域では４次モードの共振振動が
生じないとの知見に基づくものである。According to the present invention, as a result of various studies on a torsion system vibration model of a power transmission device of an automobile, when the resonance frequency f of the torsion fourth-order mode is calculated by the model shown in FIG. 3, the calculated resonance frequency f is actually Of the rotary element of the power transmission device of the vehicle and the spring constant of the spring element are set so that the resonance frequency f is equal to or lower than the frequency f 0 corresponding to the idle speed of the engine. Then, it is based on the knowledge that the resonance vibration of the fourth mode does not occur in the practical operating range of the engine.
第３図の捩じり振動モデルは、上述の知見により第２
図の振動モデルをエンジン軸に等価なモデルに変換した
ものであり、このモデルでは、Ｉはエンジン軸への等価
慣性モーメント、ｋはアクスルシャフトのエンジン軸へ
の等価捩じりバネ定数である。ここに、等価慣性モーメ
ントＩおよび等価捩じりバネ定数ｋは次式（１），
（２）により求められる。The torsional vibration model of FIG.
The vibration model in the figure is converted into a model equivalent to the engine shaft. In this model, I is the equivalent moment of inertia with respect to the engine shaft, and k is the equivalent torsion spring constant of the axle shaft with respect to the engine shaft. Here, the equivalent moment of inertia I and the equivalent torsion spring constant k are expressed by the following equation (1),
It is obtained by (2).
Ｉ＝I1＋I2/ξ２＋I3/（ξ・η）２…（１） ｋ＝k2/（ξ・η）２…（２） 慣性モーメントI1はクラッチ装置２および変速歯車装
置３の回転要素の慣性モーメントの和であり、計算の簡
単化のために主要回転要素、例えばクラッチハブ、ミッ
ションギア、ドライブピニオン等のみを考慮に入れ、他
は省略してもよい。慣性モーメントI2はプロペラシャフ
ト４およびセンタブレーキ装置５の回転要素の慣性モー
メントの和であり、この場合にも主要回転要素、例えば
プロペラシャフト本体、センタブレーキドラム等のみを
考慮に入れ、他は省略してもよい。慣性モーメントI3は
終減速装置６の回転要素の慣性モーメントの和であり、
主要回転要素としてデフピニオン、リングギア、ディフ
ァレンシャルケース等を考慮すればよい。I = I 1 + I 2 / ξ 2 + I 3 / (ξ · η) 2 (1) k = k 2 / (ξ · η) 2 (2) The moment of inertia I 1 is the clutch device 2 and the transmission gear device 3 Is the sum of the moments of inertia of the rotating elements, and only the main rotating elements, such as the clutch hub, the transmission gear, the drive pinion, etc., are taken into consideration for simplifying the calculation, and the others may be omitted. The moment of inertia I 2 is the sum of the moments of inertia of the rotating elements of the propeller shaft 4 and the center brake device 5. In this case as well, only the main rotating elements such as the propeller shaft body and the center brake drum are taken into consideration, and the others are omitted. You may. The moment of inertia I 3 is the sum of the moments of inertia of the rotating elements of the final reduction gear device 6,
A differential pinion, a ring gear, a differential case, etc. may be considered as the main rotating elements.
バネ定数k1は、クラッチ装置２のバネ要素、例えばク
ランクディスクの捩じりバネ定数であり、バネ定数k
2は、アクスルシャフト自体の捩じりバネ定数である。
また、ξは変速歯車装置３の選択された変速段の変速
比、ηは終減速装置６の終減速比である。The spring constant k 1 is a torsion spring constant of a spring element of the clutch device 2, for example, a crank disk, and the spring constant k 1
2 is the torsion spring constant of the axle shaft itself.
Further, ξ is a gear ratio of the selected gear stage of the speed change gear device 3, and η is a final speed reduction ratio of the final speed reducer 6.
この等価モデルから捩じり４次モードの周波数ｆは次
式（３）により容易に演算できる。From this equivalent model, the frequency f of the torsion fourth-order mode can be easily calculated by the following equation (3).
エンジン（E/G）の常用回転数の下限を例えばアイド
ル回転数N0とすると、このアイドル回転数N0に対応する
周波数f0より小さい値、即ち、 ｆ＜f0 …（４） が成立するように、動力伝達装置の各回転要素の慣性モ
ーメントおよび各バネ要素の捩じりバネ定数を設定すれ
ば、捩じり４次モードの共振周波数ｆは実用運転域（実
用回転数以上、この実施例ではアイドル回転数以上の回
転領域）を外れ、実用運転範囲内での車内騒音（所謂こ
もり音）を低減させることができる。なお、本発明が４
気筒４サイクルエンジンに適用され、アイドル回転数N0
が例えば600rpmとすると、１回のクランクシャフトの回
転に対して２回の爆発が生じるので、このアイドル回転
数N0に対応する周波数f0は20Hzに相当する。 Assuming that the lower limit of the engine (E / G) normal rotation speed is, for example, the idle rotation speed N 0 , a value smaller than the frequency f 0 corresponding to this idle rotation speed N 0 , that is, f <f 0 (4) holds. As described above, by setting the moment of inertia of each rotary element of the power transmission device and the torsion spring constant of each spring element, the resonance frequency f of the torsion fourth-order mode is set to a practical operating range (above the practical rotational speed, In the embodiment, it is possible to reduce the vehicle interior noise (so-called muffled noise) within the practical operating range by deviating from the rotation range equal to or higher than the idle speed. The present invention is 4
Applied to a cylinder 4-cycle engine, idle speed N 0
If, for example, is 600 rpm, two explosions occur with one rotation of the crankshaft, so the frequency f 0 corresponding to this idle speed N 0 corresponds to 20 Hz.
第４図の実線は、このようにして設定された動力伝達
装置の回転変動の一例（デフピニオンの回転変動）を、
第５図の実線は車内騒音レベルを示し、これらの図面か
ら実用運転域（周波数f0に対応するエンジン回転数N0以
上の運転域）における回転変動および車内騒音が、従来
（破線で示される）より著しく小さいことが判る。The solid line in FIG. 4 indicates an example of the rotational fluctuation of the power transmission device (rotational fluctuation of the differential pinion) set in this way,
The solid line in FIG. 5 indicates the noise level in the vehicle. From these drawings, the rotation fluctuation and the vehicle noise in the practical operating range (the operating range of the engine speed N 0 or higher corresponding to the frequency f 0 ) are conventionally (indicated by the broken line). ) Is significantly smaller than.
そして、上式（３）および（４）から、クラッチ装置
２および変速歯車装置３の回転要素の慣性モーメントの
和I1は、次式（５）が成立するように充分大きい値に設
定すればよい。Then, from the above equations (3) and (4), if the sum I 1 of the moments of inertia of the rotating elements of the clutch device 2 and the transmission gear device 3 is set to a sufficiently large value so that the following equation (5) is established. Good.
同様に、プロペラシャフト４およびセンタブレーキ装
置５の回転要素の慣性モーメントの和I2は、次式（６）
が成立するように充分大きい値に設定すればよい。 Similarly, the sum I 2 of the moments of inertia of the rotating elements of the propeller shaft 4 and the center brake device 5 is given by the following equation (6).
It should be set to a sufficiently large value so that
クラッチ装置２のバネ要素の捩じりバネ定数k1は、次
式（７）が成立するように充分小さい値に設定すればよ
い。 The torsion spring constant k 1 of the spring element of the clutch device 2 may be set to a sufficiently small value so that the following expression (7) is established.
アクスルシャフトのバネ要素の捩じりバネ定数k2は、
次式（８）が成立するように充分小さい値に設定すれば
よい。 The torsion spring constant k 2 of the spring element of the axle shaft is
It may be set to a sufficiently small value so that the following expression (8) is established.
終減速装置６の回転要素の慣性モーメントの和I3は、
次式（９）が成立するように充分大きい値に設定すれば
よい。 The sum I 3 of the inertia moments of the rotating elements of the final reduction gear 6 is
It may be set to a sufficiently large value so that the following expression (9) is established.
ここで、終減速装置６の終減速比ηは一定値である
が、歯車変速装置３の変速比ξは、選択される変速段に
よりその値が異なる。車種により異なるが、通常高い側
の変速段の変速比について上述の各式が成立するように
各回転要素の慣性モーメントおよびバネ要素の捩じりバ
ネ定数を設定すればよい。 Here, the final reduction gear ratio η of the final reduction gear transmission 6 is a constant value, but the value of the transmission gear ratio ξ of the gear transmission 3 differs depending on the selected shift speed. Although different depending on the vehicle type, the inertia moment of each rotating element and the torsion spring constant of each spring element may be set so that the above equations are generally established for the gear ratio of the higher gear.
（発明の効果） 以上詳述したように、本発明の自動車の動力伝達装置
は、捩じり４次モードの振動モデルの新規な知見に基づ
くもので、 （ここに、I1はクラッチ装置および変速歯車装置の回転
要素の慣性モーメントの和、I2はプロペラシャフトおよ
びセンタブレーキ装置の回転要素の慣性モーメントの
和、I3は終減速装置の回転要素の慣性モーメントの和、
k1およびk2はそれぞれクラッチ装置およびアクスルシャ
フトの各バネ要素の捩じりバネ定数、πは円周率であ
る）、上式により求められる捩じり４次モードの振動周
波数ｆがエンジンのアイドル回転数に対応する周波数f0
以下であるように、各回転要素の慣性モーメントおよび
バネ要素のバネ定数を設定するようにしたので、捩じり
４次モードの共振周波数ｆがエンジンの実用運転域で生
じることがなく、従って各要素の回転変動が小さく、車
内騒音、特にこもり音と称される騒音を低下させること
ができる。(Effects of the Invention) As described in detail above, the power transmission device for an automobile of the present invention is based on the novel knowledge of the vibration model of the torsional fourth-order mode. (Here, I 1 is the sum of the inertia moments of the rotating elements of the clutch device and the speed change gear device, I 2 is the sum of the inertia moments of the rotating elements of the propeller shaft and the center brake device, and I 3 is the rotating element of the final reduction gear. Sum of moments of inertia,
k 1 and k 2 are the torsion spring constants of the spring elements of the clutch device and the axle shaft, respectively, and π is the circular constant.) The vibration frequency f of the torsion fourth-order mode obtained by the above equation is Frequency f 0 corresponding to idle speed
Since the inertia moment of each rotating element and the spring constant of the spring element are set as described below, the resonance frequency f of the torsional fourth-order mode does not occur in the practical operating range of the engine, and accordingly, The fluctuation in the rotation of the element is small, and it is possible to reduce the noise inside the vehicle, particularly the noise called muffled noise.
第１図は、自動車の動力伝達装置の構成を示すブロック
図、第２図は、第１図に示す動力伝達装置の、従来の捩
じり４次振動モデルを示す図、第３図は、本発明による
捩じり４次振動モデルを示す図、第４図はエンジン回転
数Neとデフピニオンの回転変動の関係を示すグラフ、第
５図はエンジン回転数Neと車内騒音との関係を示すグラ
フである。 １……フライホイール、２……クラッチ装置、３……歯
車変速装置（T/M）、４……プロペラシャフト、５……
センタブレーキ装置、６……終減速装置。FIG. 1 is a block diagram showing the structure of a power transmission device for an automobile, FIG. 2 is a view showing a conventional torsional fourth order vibration model of the power transmission device shown in FIG. 1, and FIG. FIG. 4 is a diagram showing a torsional fourth-order vibration model according to the present invention, FIG. 4 is a graph showing a relationship between engine speed Ne and rotational fluctuation of a diff pinion, and FIG. 5 is a graph showing a relationship between engine speed Ne and vehicle interior noise. Is. 1 ... Flywheel, 2 ... Clutch device, 3 ... Gear transmission (T / M), 4 ... Propeller shaft, 5 ...
Center brake device, 6 ... Final reduction device.
Claims (6)
力の伝達を接断するクラッチ装置、変速比ξを有する変
速歯車装置、一端が該変速歯車装置の出力軸に連結され
るプロペラシャフト、該プロペラシャフトまたは前記変
速歯車装置の出力軸に取り付けられるセンタブレーキ装
置、前記プロペラシャフトの他端に連結され、終減速比
ηを有する終減速装置、および該終減速装置と前記車輪
間を接続するアクスルシャフトを含んでなる動力伝達装
置において、 ここに、ｆは動力伝達装置の捩じり４次モードの共振周
波数、I1は前記クラッチ装置および変速歯車装置の回転
要素の慣性モーメントの和、I2は前記プロペラシャフト
およびセンタブレーキ装置の回転要素の慣性モーメント
の和、I3は前記終減速装置の回転要素の慣性モーメント
の和、k1およびk2はそれぞれクラッチ装置およびアクス
ルシャフルの各バネ要素の捩じりバネ定数、πは円周率
であり、上式で求められる捩じり４次モード共振周波数
ｆが前記内燃エンジンのアイドル回転数に対応する周波
数f0以下であることを特徴とする自動車の動力伝達装
置。1. A clutch device for connecting and disconnecting at least power transmission between an internal combustion engine and a wheel, a speed change gear device having a gear ratio ξ, a propeller shaft having one end connected to an output shaft of the speed change gear device, A center brake device attached to a propeller shaft or an output shaft of the speed change gear device, a final reduction gear having a final reduction ratio η connected to the other end of the propeller shaft, and an axle connecting the final reduction gear and the wheels. In a power transmission device including a shaft, Here, f is the resonance frequency of the torsional fourth order mode of the power transmission device, I 1 is the sum of the inertia moments of the rotating elements of the clutch device and the speed change gear device, and I 2 is the rotation of the propeller shaft and the center brake device. The sum of the inertia moments of the elements, I 3 is the sum of the moments of inertia of the rotary elements of the final reduction gear, k 1 and k 2 are the torsion spring constants of the spring elements of the clutch device and the axle shuffle, respectively, and π is the circumference. And the torsional fourth-order mode resonance frequency f calculated by the above equation is equal to or lower than the frequency f 0 corresponding to the idle speed of the internal combustion engine.
転要素の慣性モーメントの和I1は、次式 が成立するように設定されることを特徴とする請求項１
記載の自動車の動力伝達装置。2. A sum I 1 of moments of inertia of rotating elements of the clutch device and the speed change gear device is expressed by the following equation: 2. It is set so that
A power transmission device for a vehicle as described above.
キ装置の回転要素の慣性モーメントの和I2は、次式 が成立するように設定されることを特徴とする請求項１
記載の自動車の動力伝達装置。3. The sum I 2 of the moments of inertia of the rotating elements of the propeller shaft and the center brake device is expressed by the following equation: 2. It is set so that
A power transmission device for a vehicle as described above.
定数k1は、次式 が成立するように設定されることを特徴とする請求項１
記載の自動車の動力伝達装置。4. The torsion spring constant k 1 of the spring element of the clutch device is expressed by the following equation. 2. It is set so that
A power transmission device for a vehicle as described above.
バネ定数k2は、次式 が成立するように設定されることを特徴とする請求項１
記載の自動車の動力伝達装置。5. The torsion spring constant k 2 of the spring element of the axle shaft is expressed by the following equation: 2. It is set so that
A power transmission device for a vehicle as described above.
トの和I3は、次式 が成立するように設定されることを特徴とする請求項１
記載の自動車の動力伝達装置。6. The sum I 3 of the moments of inertia of the rotary elements of the final reduction gear is expressed by the following equation: 2. It is set so that
A power transmission device for a vehicle as described above.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1126059A JP2526664B2 (en) | 1989-05-19 | 1989-05-19 | Car power transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1126059A JP2526664B2 (en) | 1989-05-19 | 1989-05-19 | Car power transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02306825A JPH02306825A (en) | 1990-12-20 |
| JP2526664B2 true JP2526664B2 (en) | 1996-08-21 |
Family
ID=14925614
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1126059A Expired - Lifetime JP2526664B2 (en) | 1989-05-19 | 1989-05-19 | Car power transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2526664B2 (en) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
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Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5750982A (en) * | 1980-09-12 | 1982-03-25 | Nippon Soda Co Ltd | Thiazolidine derivative, its preparation and acaricide |
-
1989
- 1989-05-19 JP JP1126059A patent/JP2526664B2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH02306825A (en) | 1990-12-20 |
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