JP2017145942A - Vehicle drive device - Google Patents

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Makoto Yukishima
良 雪島
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To shorten an axial dimension of a gear device as a torque difference amplification mechanism, and to reduce a size and a weight of a vehicle drive device.SOLUTION: A gear device 30 for distributing the power from an electric motor to right and left wheels, is composed of two planetary gear mechanisms combined coaxially with a pair of right and left intermediate gear shafts 13L, 13R, the planetary gear mechanisms have internal gears R, R, planetary carriers C, C, sun gears S, Sand planetary gears P, P, and further have a first connecting member 31 connecting one planetary carrier Cand the other sun gear S, and a second connecting member 32 connecting one sun gear Sand the other planetary carrier C. The intermediate gear shafts are provided with input-side external gear 13a and an output-side small diameter gear 13b, both ends of the planetary carrier are rotatably supported by rolling bearings 20a, 20b, the outboard-side rolling bearing 20b is fitted to an inner peripheral side of the output-side small diameter gear 13b, and an inner wheel 20d and a housing accommodating a reduction gear are fitted.SELECTED DRAWING: Figure 2

Description

この発明は、独立した二つの駆動源からの駆動トルクを左右の駆動輪にトルク差を増幅して伝達することができる車両駆動装置に関するものである。   The present invention relates to a vehicle drive device capable of amplifying a torque difference and transmitting drive torque from two independent drive sources to left and right drive wheels.

電気自動車等の車両において、左右の駆動輪にそれぞれ電動モータを配置して、各電動モータを独立して制御することにより左右の駆動輪に適宜駆動トルク差を与え、これにより車両の旋回モーメントを制御することが知られている。例えば、各電動モータがそれぞれ減速機を介して左右の駆動輪に独立して接続されている場合、各電動モータの回転速度はそれぞれの減速機で減速され、かつ、各電動モータの出力トルクはそれぞれの減速機で増大されて左右の駆動輪に伝達される。ここで、車両の右旋回時と左旋回時の挙動を同様にするために、各電動モータは同じ出力特性にして、それぞれの減速機も同じ減速比にしている。   In a vehicle such as an electric vehicle, electric motors are arranged on the left and right drive wheels, respectively, and each electric motor is controlled independently to give an appropriate drive torque difference between the left and right drive wheels, thereby reducing the turning moment of the vehicle. It is known to control. For example, when each electric motor is independently connected to the left and right drive wheels via a reduction gear, the rotational speed of each electric motor is reduced by the respective reduction gear, and the output torque of each electric motor is It is increased by each reducer and transmitted to the left and right drive wheels. Here, in order to make the vehicle turn right and turn left in the same manner, each electric motor has the same output characteristics, and each reduction gear has the same reduction ratio.

ところで、左右の駆動輪の出力トルクに差を付けたい場合、左右の電動モータの出力トルクに差を付け、左右の駆動輪に左右の電動モータの出力トルクを減速機を介して伝達する。   By the way, when it is desired to make a difference between the output torques of the left and right drive wheels, a difference is made between the output torques of the left and right electric motors, and the output torques of the left and right electric motors are transmitted to the left and right drive wheels via a reduction gear.

左右の駆動輪に伝達される左右の電動モータの出力トルクは、減速機の減速比に応じて増大される。但し、左右の駆動輪の出力トルクの差の比率は、左右の減速機の減速比が同じであるので、左右の電動モータの出力トルクの差の比率と同一であり、左右の駆動輪の出力トルクの差の比率が増大されるわけではない。   The output torques of the left and right electric motors transmitted to the left and right drive wheels are increased according to the reduction ratio of the speed reducer. However, the ratio of the difference between the output torques of the left and right drive wheels is the same as the ratio of the difference between the output torques of the left and right electric motors because the reduction ratio of the left and right reduction gears is the same. The ratio of the torque difference is not increased.

ところが、車両のスムーズな旋回走行の実現や、極端なアンダーステア、極端なオーバーステア等の車両の挙動変化を抑制するために、左右の電動モータから与えられる出力トルクの差の比率よりも左右の駆動輪に伝達される出力トルクの差の比率を大きくすることが有効な場合がある。   However, in order to achieve smooth turning of the vehicle and to suppress changes in vehicle behavior such as extreme understeer and extreme oversteer, the left and right drive is more than the ratio of the difference in output torque applied from the left and right electric motors. It may be effective to increase the ratio of the difference in output torque transmitted to the wheels.

特許文献１及び特許文献２には、二つの駆動源と左右の駆動輪との間に、３要素２自由度の遊星歯車機構を同軸上に二つ組み合わせた歯車装置を備え、二つの駆動源から与えられるトルクの差を増幅して左右の駆動輪に与えることができる車両駆動装置が開示されている。   Patent Document 1 and Patent Document 2 include a gear device in which two planetary gear mechanisms having three elements and two degrees of freedom are coaxially arranged between two drive sources and left and right drive wheels. A vehicle drive device is disclosed that can amplify the difference between torques applied to the left and right driving wheels and amplify the difference.

特許文献１に開示された車両駆動装置（以下、従来技術１という。）を図５及び図６を参照して説明する。図５は、従来技術１に係る車両駆動装置の歯車構成を示すスケルトン図、図６は従来技術１に係る車両駆動装置に組み込まれた歯車装置によるトルク差の増幅率を説明するための速度線図である。   A vehicle drive device disclosed in Patent Document 1 (hereinafter referred to as Conventional Technology 1) will be described with reference to FIGS. FIG. 5 is a skeleton diagram showing the gear configuration of the vehicle drive device according to the prior art 1. FIG. 6 is a speed line for explaining the amplification factor of the torque difference by the gear device incorporated in the vehicle drive device according to the prior art 1. FIG.

車両駆動装置１００は、車両に搭載された左右の電動モータ１０２Ｌ及び電動モータ１０２Ｒと、左駆動輪１０４Ｌ及び右駆動輪１０４Ｒと、これらの間に設けられる歯車装置１０５と減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒ、１０７Ｌ、１０７Ｒとを備えている。   The vehicle drive device 100 includes left and right electric motors 102L and 102R mounted on the vehicle, left drive wheels 104L and right drive wheels 104R, a gear device 105 and reduction gear trains 106L and 106R provided therebetween. 107L and 107R.

電動モータ１０２Ｌ及び電動モータ１０２Ｒは、車両に搭載されたバッテリ（図示省略）からの電力により動作し、電子制御装置（図示省略）により個別に制御され、異なるトルクを発生させて出力することができる。   The electric motor 102L and the electric motor 102R operate with electric power from a battery (not shown) mounted on the vehicle, are individually controlled by an electronic control device (not shown), and can generate and output different torques. .

電動モータ１０２Ｌの出力軸１０２ａＬ、電動モータ１０２Ｒの出力軸１０２ａＲは、それぞれ減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒを介して歯車装置１０５の各結合部材１１１、１１２に接続される。歯車装置１０５からの出力は減速ギヤ列１０７Ｌ、１０７Ｒを介して左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに与えられる。   The output shaft 102aL of the electric motor 102L and the output shaft 102aR of the electric motor 102R are connected to the coupling members 111 and 112 of the gear device 105 via reduction gear trains 106L and 106R, respectively. The output from the gear unit 105 is given to the left and right drive wheels 104L and 104R via the reduction gear trains 107L and 107R.

歯車装置１０５は、３要素２自由度の同一の遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒが同軸上に二つ組み合わされて構成されている。   The gear device 105 is configured by combining two identical planetary gear mechanisms 110L and 110R having three elements and two degrees of freedom on the same axis.

遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒには、例えば、シングルピニオン遊星歯車機構が採用されている。シングルピニオン遊星歯車機構は、同軸上に設けられた太陽歯車ＳL、ＳR及び内歯車ＲL、ＲRと、これら太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとの間に位置する複数の遊星歯車ＰL、ＰRと、遊星歯車ＰL、ＰRを回動可能に支持し、太陽歯車ＳL、ＳR及び内歯車ＲL、ＲRと同軸上に設けられた遊星キャリヤＣL、ＣRとから構成される。ここで、太陽歯車ＳL、ＳRと遊星歯車ＰL、ＰRは外周にギヤ歯を有する外歯歯車であり、内歯車ＲL、ＲRは内周にギヤ歯を有する内歯歯車である。 As the planetary gear mechanisms 110L and 110R, for example, a single pinion planetary gear mechanism is adopted. The single pinion planetary gear mechanism includes a sun gear S L , S R and an internal gear R L , R R provided on the same axis, and between these sun gears S L , S R and the internal gears R L , R R. A plurality of planetary gears P L and P R and planetary gears P L and P R are rotatably supported, and are provided coaxially with the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R. It is composed of planetary carriers C L and C R. Here, the sun gear S L, S R and the planetary gears P L, P R is the external gear having gear teeth on the outer circumference, the internal gear R L, R R is the internal gear having gear teeth on the inner peripheral is there.

遊星歯車ＰL、ＰRは太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとに噛み合っている。図５に示すようなシングルピニオン遊星歯車機構では、遊星キャリヤＣL、ＣRを固定した場合に太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとが逆方向に回転するため、速度線図に表すと内歯車ＲL、ＲR及び太陽歯車ＳL、ＳRが遊星キャリヤＣL、ＣRに対して反対側に配置される。換言すると、内歯車ＲL、ＲRは遊星キャリヤＣL、ＣRを挟んで太陽歯車ＳL、ＳRの反対側に配置される。 The planetary gears P L and P R mesh with the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R. In the single pinion planetary gear mechanism as shown in FIG. 5, when the planetary carriers C L and C R are fixed, the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R rotate in opposite directions, so that the speed In the diagram, the internal gears R L and R R and the sun gears S L and S R are arranged on the opposite side with respect to the planetary carriers C L and C R. In other words, the internal gears R L , R R are arranged on the opposite side of the sun gears S L , S R across the planetary carriers C L , C R.

図６に示す速度線図においては、遊星キャリヤＣL、ＣRから内歯車ＲL、ＲRまでの長さと遊星キャリヤＣL、ＣRから太陽歯車ＳL、ＳRまでの長さの比は、内歯車ＲL、ＲRの歯数Ｚｒの逆数（１／Ｚｒ）と太陽歯車ＳL、ＳRの歯数Ｚｓの逆数（１／Ｚｓ）との比と等しい。 In the velocity diagram shown in FIG. 6, the ratio of the length from the planet carriers C L and C R to the internal gears R L and R R and the length from the planet carriers C L and C R to the sun gears S L and S R Is equal to the ratio of the reciprocal number (1 / Zr) of the number of teeth Zr of the internal gears R L and R R and the reciprocal number (1 / Zs) of the number of teeth Zs of the sun gears S L and S R.

この歯車装置１０５は、図５に示すように、太陽歯車ＳL、遊星キャリヤＣL、遊星歯車ＰL及び内歯車ＲLを有する第１遊星歯車機構１１０Ｌと、同じく太陽歯車ＳR、遊星キャリヤＣR、遊星歯車ＰR及び内歯車ＲRを有する第２遊星歯車機構１１０Ｒとが同軸上に組み合わされて構成されている。 As shown in FIG. 5, the gear device 105 includes a first planetary gear mechanism 110L having a sun gear S L , a planetary carrier C L , a planetary gear P L and an internal gear RL , as well as the sun gear S R and the planet carrier. C R, and a second planetary gear mechanism 110R having a planetary gear P R and the internal gear R R is configured by combining coaxially.

そして、第１遊星歯車機構１１０Ｌの太陽歯車ＳLと第２遊星歯車機構１１０Ｒの内歯車ＲRとが第１結合部材１１１によって結合され、第１遊星歯車機構１１０Ｌの内歯車ＲLと第２遊星歯車機構１１０Ｒの太陽歯車ＳRとが第２結合部材１１２によって結合されている。 Then, the sun gear S L of the first planetary gear mechanism 110L and the internal gear R R of the second planetary gear mechanism 110R is coupled by a first coupling member 111, and the internal gear R L of the first planetary gear mechanism 110L second The sun gear S R of the planetary gear mechanism 110R is coupled by the second coupling member 112.

第１結合部材１１１には、電動モータ１０２Ｌで発生されたトルクＴＭ１が減速ギヤ列１０６Ｌを介して入力され、第２結合部材１１２には、電動モータ１０２Ｒで発生されたトルクＴＭ２が減速ギヤ列１０６Ｒを介して入力される。また、第１遊星歯車機構１１０Ｌの遊星キャリヤＣL及び第２遊星歯車機構１１０Ｒの遊星キャリヤＣRは、それぞれ減速ギヤ列１０７Ｌ、１０７Ｒを介して左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに接続されて出力が取り出される。 The torque TM1 generated by the electric motor 102L is input to the first coupling member 111 via the reduction gear train 106L, and the torque TM2 generated by the electric motor 102R is input to the second coupling member 112 by the reduction gear train 106R. Is input through. Further, the planet carrier C R of the planetary carrier C L and the second planetary gear mechanism 110R of the first planetary gear mechanism 110L, respectively reduction gear train 107L, through 107R left and right drive wheels 104L, the output is connected to the 104R It is taken out.

ここで、歯車装置１０５によって伝達される駆動トルクについて、図６に示す速度線図を用いて説明する。   Here, the driving torque transmitted by the gear device 105 will be described with reference to a velocity diagram shown in FIG.

歯車装置１０５は、二つの同一の遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒを組み合わせて構成されるため、図６に示すように二本の速度線図によって表すことができる。ここでは、理解を容易にするために、二本の速度線図を上下にずらし、上側に遊星歯車機構１１０Ｌの速度線図を示し、下側に遊星歯車機構１１０Ｒの速度線図を示す。   Since the gear device 105 is configured by combining two identical planetary gear mechanisms 110L and 110R, it can be represented by two velocity diagrams as shown in FIG. Here, for easy understanding, the two speed diagrams are shifted up and down, the speed diagram of the planetary gear mechanism 110L is shown on the upper side, and the speed diagram of the planetary gear mechanism 110R is shown on the lower side.

また、第１の遊星歯車機構１１０Ｌの速度線図と第２の遊星歯車機構１１０Ｒの速度線図は、太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRが左右反対に配置される。すなわち、図６において、第１の遊星歯車機構１１０Ｌの太陽歯車ＳLの下に第２の遊星歯車機構１１０Ｒの内歯車ＲRが配置され、第１の遊星歯車機構１１０Ｌの内歯車ＲLの下に第２の遊星歯車機構１１０Ｒの太陽歯車ＳRが配置される。 Further, in the velocity diagram of the first planetary gear mechanism 110L and the velocity diagram of the second planetary gear mechanism 110R, the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R are arranged in the left and right directions. That is, in FIG. 6, the internal gear R R of the second planetary gear mechanism 110R is arranged on the sun gear S L of the first planetary gear mechanism 110L, the internal gear R L of the first planetary gear mechanism 110L the sun gear S R of the second planetary gear mechanism 110R is disposed underneath.

この歯車装置１０５は、図６に示す二本の速度線図の両端に位置する要素同士が、図中破線で示すように、第１結合部材１１１及び第２結合部材１１２によってそれぞれ結合されている。そして、第１結合部材１１１及び第２結合部材１１２に、それぞれ第１のモータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒから出力されたトルクＴＭ１及びＴＭ２が入力される。ここで、本来は、各電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒから出力されたトルクＴＭ１及びＴＭ２は各減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒを介し各結合部材１１１、１１２に入力されるため、減速比が掛かるが、理解を容易にするため、速度線図及び各計算式の以降の説明においては、減速比を省略し、各結合部材１１１、１１２に入力されるトルクをＴＭ１及びＴＭ２のままとする。   In the gear device 105, the elements located at both ends of the two velocity diagrams shown in FIG. 6 are coupled to each other by a first coupling member 111 and a second coupling member 112 as indicated by broken lines in the drawing. . Then, torques TM1 and TM2 output from the first motor 102L and the second electric motor 102R are input to the first connecting member 111 and the second connecting member 112, respectively. Here, originally, the torques TM1 and TM2 output from the electric motors 102L and 102R are input to the coupling members 111 and 112 via the reduction gear trains 106L and 106R, respectively. For the sake of simplicity, in the following explanation of the velocity diagram and each calculation formula, the reduction ratio is omitted, and the torques input to the coupling members 111 and 112 remain TM1 and TM2.

一方、図６に示す速度線図上で中間に位置する遊星キャリヤＣL、ＣRから左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに伝達される駆動トルクＴＬ、ＴＲが出力される。 On the other hand, driving torques TL and TR transmitted from the planetary carriers C L and C R located in the middle of the speed diagram shown in FIG. 6 to the left and right driving wheels 104L and 104R are output.

このように構成された歯車装置１０５によって、第１の電動モータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒで発生させる各駆動トルクＴＭ１、ＴＭ２にトルク差（入力トルク差）ΔＴＩＮ（＝ＴＭ２−ＴＭ１）を与えると、左駆動輪１０４Ｌに伝達される駆動トルクＴＬと右駆動輪１０４Ｒに伝達される駆動トルクＴＲとに駆動トルク差ΔＴＯＵＴ（＝ＴＬ−ＴＲ）を発生させることができる。すなわち、この歯車装置１０５によれば、以下の式（１）の関係が得られる。なお、係数αはトルク差増幅率である。   The gear device 105 configured in this manner gives a torque difference (input torque difference) ΔTIN (= TM2−TM1) to the drive torques TM1 and TM2 generated by the first electric motor 102L and the second electric motor 102R. Then, a drive torque difference ΔTOUT (= TL−TR) can be generated between the drive torque TL transmitted to the left drive wheel 104L and the drive torque TR transmitted to the right drive wheel 104R. That is, according to the gear device 105, the relationship of the following expression (1) is obtained. The coefficient α is a torque difference amplification factor.

（ＴＬ−ＴＲ）＝α×（ＴＭ２−ＴＭ１） …（１）   (TL-TR) = α × (TM2-TM1) (1)

この従来技術１に係る歯車装置１０５のトルク差増幅率αについて説明する。ここでは、二つの遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒは、シングルピニオン形式の遊星歯車機構であり、同一の歯数の歯車要素を使用しているため、速度線図においては内歯車ＲLと遊星キャリヤＣLとの距離及び内歯車ＲRと遊星キャリヤＣRとの距離は等しく、これをａとする。また、太陽歯車ＳLとキャリヤＣLとの距離及び太陽歯車ＳRと遊星キャリヤＣRとの距離も等しく、これをｂとする。 The torque difference amplification factor α of the gear device 105 according to prior art 1 will be described. Here, the two planetary gear mechanisms 110L and 110R are single-pinion type planetary gear mechanisms and use gear elements having the same number of teeth. Therefore, in the velocity diagram, the internal gear RL and the planet carrier C The distance from L and the distance between the internal gear R R and the planet carrier C R are equal, and this is a. Further, the distance between the sun gear S L and the carrier C L and the distance between the sun gear S R and the planet carrier C R are also equal, which is b.

左右両端の第１結合部材１１１、第２結合部材１１２に、それぞれ第１の電動モータ１０２Ｌ、第２の電動モータ１０２ＲのトルクＴＭ１、ＴＭ２を入力し、遊星キャリヤＣL、ＣRから駆動トルクＴＬ、ＴＲを取り出す場合、トルクの入力と出力の関係から、以下の式（２）が得られる。 Torques TM1 and TM2 of the first electric motor 102L and the second electric motor 102R are input to the first coupling member 111 and the second coupling member 112 at the left and right ends, respectively, and the driving torque TL is output from the planetary carriers C L and C R. When TR is taken out, the following equation (2) is obtained from the relationship between torque input and output.

ＴＲ＋ＴＬ＝ＴＭ１＋ＴＭ２ …（２）   TR + TL = TM1 + TM2 (2)

また、図中の左端（ＲL、ＳR）を基準としたモーメントの式は以下の式（３）となる。なお、図６において、矢印Ｍ方向が正のモーメント方向を示している。 Also, the equation of moment with reference to the left end (R L , S R ) in the figure is the following equation (3). In FIG. 6, the arrow M direction indicates the positive moment direction.

０＝ａＴＬ＋ｂＴＲ−（ａ＋ｂ）ＴＭ１ …（３）   0 = aTL + bTR− (a + b) TM1 (3)

これら式（２）、（３）からＴＬ、ＴＲについてまとめると、以下の（４）、（５）式となる。
ＴＬ＝（（ａ／（ｂ−ａ））＋１）・ＴＭ２−（ａ／（ｂ−ａ））・ＴＭ１…（４）
ＴＲ＝（（ａ／（ｂ−ａ））＋１）・ＴＭ１−（ａ／（ｂ−ａ））・ＴＭ２…（５） Summarizing TL and TR from these equations (2) and (3), the following equations (4) and (5) are obtained.
TL = ((a / (ba)) + 1) .TM2- (a / (ba)). TM1 (4)
TR = ((a / (ba)) + 1) .TM1- (a / (ba)). TM2 (5)

これら（４）、（５）式から駆動トルク差（ＴＬ−ＴＲ）は以下の（６）式となる。
（ＴＬ−ＴＲ）＝（（ａ＋ｂ）／（ｂ−ａ））・（ＴＭ２−ＴＭ１）…（６） From these equations (4) and (5), the drive torque difference (TL-TR) is the following equation (6).
(TL-TR) = ((a + b) / (ba)). (TM2-TM1) (6)

シングルピニオン形式の遊星歯車機構の場合、長さａは内歯車ＲL、ＲRの歯数Ｚｒの逆数（１／Ｚｒ）、長さｂは太陽歯車ＳL、ＳRの歯数Ｚｓの逆数（１／Ｚｓ）となるため、上記の式は（７）式のように書き換えられる。
（ＴＬ−ＴＲ）＝（（Ｚｒ＋Ｚｓ）／（Ｚｒ−Ｚｓ））・（ＴＭ２−ＴＭ１）…（７） In the case of a single pinion type planetary gear mechanism, the length a is the reciprocal (1 / Zr) of the number of teeth Zr of the internal gears R L and R R , and the length b is the reciprocal of the number of teeth Zs of the sun gears S L and S R. Since (1 / Zs), the above equation can be rewritten as equation (7).
(TL-TR) = ((Zr + Zs) / (Zr-Zs)). (TM2-TM1) (7)

上記（７）式よりトルク差増幅率αは、（Ｚｒ＋Ｚｓ）／（Ｚｒ−Ｚｓ）となる。   From the above equation (7), the torque difference amplification factor α is (Zr + Zs) / (Zr−Zs).

上記したように、この従来技術１では、第１の電動モータ１０２Ｌ、第２の電動モータ１０２Ｒからの入力は、ＳL＋ＲR、ＳR＋ＲLとなり、駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒへの出力はＣL、ＣRとなる。 As described above, in the prior art 1, the inputs from the first electric motor 102L and the second electric motor 102R are S L + R R and S R + R L , and the outputs to the drive wheels 104L and 104R are C L, the C R.

二つの電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒで異なるトルクＴＭ１、ＴＭ２を発生させて入力トルク差ΔＴＩＮ（＝（ＴＭ２−ＴＭ１））を与えると、歯車装置１０５において入力トルク差ΔＴＩＮが増幅され、入力トルク差ΔＴＩＮよりも大きな駆動トルク差α・ΔＴＩＮを得ることができる。すなわち、入力トルク差ΔＴＩＮが小さくても、歯車装置１０５において所定のトルク差増幅率αで入力トルク差ΔＴＩＮを増幅することができ、左駆動輪１０４Ｌと右駆動輪１０４Ｒとに伝達される駆動トルクＴＬ、ＴＲに、入力トルク差ΔＴＩＮよりも大きな駆動トルク差ΔＴＯＵＴ（＝α・（ＴＭ２−ＴＭ１））を与えることができる。   When different torques TM1 and TM2 are generated by the two electric motors 102L and 102R to give an input torque difference ΔTIN (= (TM2−TM1)), the gear device 105 amplifies the input torque difference ΔTIN, and the input torque difference ΔTIN Large driving torque difference α · ΔTIN can be obtained. That is, even if the input torque difference ΔTIN is small, the gear device 105 can amplify the input torque difference ΔTIN with a predetermined torque difference amplification factor α, and the drive torque transmitted to the left drive wheel 104L and the right drive wheel 104R. A driving torque difference ΔTOUT (= α · (TM2−TM1)) larger than the input torque difference ΔTIN can be given to TL and TR.

次に、特許文献２に開示された車両駆動装置（以下、従来技術２という。）を図７及び図８を参照して説明する。図７は、従来技術２に係る車両駆動輪装置の歯車構成を示すスケルトン図、図８は従来技術２に係る車両駆動装置によるトルク差増幅率を説明するための速度線図である。   Next, a vehicle drive device disclosed in Patent Document 2 (hereinafter referred to as Conventional Technology 2) will be described with reference to FIGS. FIG. 7 is a skeleton diagram showing the gear configuration of the vehicle drive wheel device according to the conventional technique 2, and FIG. 8 is a velocity diagram for explaining the torque difference amplification factor by the vehicle drive device according to the conventional technique 2.

なお、図７においては、従来技術１との差を分かりやすくするために、左右に電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒを配置して従来技術１と同様の図にし、同一構成部分には同一符号を付している。   In FIG. 7, in order to make the difference from the prior art 1 easier to understand, the electric motors 102L and 102R are arranged on the left and right sides so as to be the same as in the prior art 1, and the same components are denoted by the same reference numerals. ing.

図７に示すように、車両駆動装置１００は、車両に搭載された第１の電動モータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒと、左駆動輪１０４Ｌ及び右駆動輪１０４Ｒと、これらの間に設けられる歯車装置１０５と減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒとを備えている。   As shown in FIG. 7, the vehicle drive device 100 is provided between a first electric motor 102L and a second electric motor 102R mounted on the vehicle, a left drive wheel 104L and a right drive wheel 104R, and these. A gear device 105 and reduction gear trains 106L and 106R are provided.

第１の電動モータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒは、車両に搭載されたバッテリ（図示省略）からの電力により動作し、電子制御装置（図示省略）により個別に制御され、異なるトルクを発生させて出力することができる。第１の電動モータ１０２Ｌの出力軸１０２ａＬ、第２の電動モータ１０２Ｒの出力軸１０２ａＲは、それぞれ減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒを介して歯車装置１０５の太陽歯車ＳL、ＳRに接続される。歯車装置１０５からの出力は左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに与えられる。 The first electric motor 102L and the second electric motor 102R operate with electric power from a battery (not shown) mounted on the vehicle, and are individually controlled by an electronic control device (not shown) to generate different torques. Can be output. The output shaft 102aL of the first electric motor 102L and the output shaft 102aR of the second electric motor 102R are connected to the sun gears S L and S R of the gear device 105 via reduction gear trains 106L and 106R, respectively. The output from the gear unit 105 is given to the left and right drive wheels 104L, 104R.

従来技術１と同様に従来技術２の歯車装置１０５は、３要素２自由度の同一の遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒが同軸上に二つ組み合わされて構成されている。遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒには、例えば、シングルピニオン形式の遊星歯車機構が採用されている。   Like the prior art 1, the gear device 105 of the prior art 2 is configured by combining two identical planetary gear mechanisms 110L and 110R having three elements and two degrees of freedom on the same axis. As the planetary gear mechanisms 110L and 110R, for example, single-pinion type planetary gear mechanisms are employed.

そして、第１の遊星歯車機構１１０Ｌの遊星キャリヤＣLと第２の遊星歯車機構１１０Ｒの内歯車ＲRとが第１結合部材１１１によって結合され、第１の遊星歯車機構１１０Ｌの内歯車ＲLと第２の遊星歯車機構１１０Ｒの遊星キャリヤＣRとが第２結合部材１１２によって結合されている。 Then, the planet carrier C L of the first planetary gear mechanism 110L and the internal gear R R of the second planetary gear mechanism 110R is coupled by a first coupling member 111, the internal gear R L of the first planetary gear mechanism 110L When the planet carrier C R of the second planetary gear mechanism 110R is coupled by the second coupling member 112.

第１の電動モータ１０２Ｌで発生されたトルクＴＭ１が減速ギヤ列１０６Ｌを介して第１の遊星歯車機構１１０Ｌの太陽歯車ＳLに入力され、第２の電動モータ１０２Ｒで発生されたトルクＴＭ２が減速ギヤ列１０６Ｒを介して第２の遊星歯車機構１１０Ｒの太陽歯車ＳRに入力される。 The first electric motor 102L torque TM1 generated in is input to the sun gear S L of the first planetary gear mechanism 110L via a reduction gear train 106L, torque TM2 generated by the second electric motor 102R is decelerated It is input to the sun gear S R of the second planetary gear mechanism 110R through a gear train 106R.

また、第１結合部材１１１、第２の結合部材１１２は、それぞれ左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに接続されて出力が取り出される。   The first coupling member 111 and the second coupling member 112 are connected to the left and right drive wheels 104L and 104R, respectively, and output is taken out.

この従来技術２では、電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒからの入力は、ＳL、ＳRとなり、駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒへの出力は、ＣL＋ＲR、ＣR＋ＲLとなる。 In this prior art 2, the inputs from the electric motors 102L and 102R are S L and S R , and the outputs to the drive wheels 104L and 104R are C L + R R and C R + R L.

ここで、従来技術２の歯車装置１０５によって伝達される駆動トルクについて、図８に示す速度線図を用いて説明する。   Here, the driving torque transmitted by the gear device 105 of the prior art 2 will be described with reference to a velocity diagram shown in FIG.

歯車装置１０５は、二つの同一のシングルピニオンの遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒを組み合わせて構成されるため、図８に示すように二本の速度線図によって表すことができる。ここでは、理解を容易にするために、二本の速度線図を上下にずらし、上側に第１の遊星歯車機構１１０Ｌの速度線図を示し、下側に第２の遊星歯車機構１１０Ｒの速度線図を示している。また、従来技術１での説明と同様に、速度線図及び各計算式の以降の説明においては、各減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒでの減速比を省略し、各太陽歯車ＳL、ＳRに入力されるトルクをＴＭ１及びＴＭ２のままとする。 Since the gear device 105 is configured by combining two identical single pinion planetary gear mechanisms 110L and 110R, it can be represented by two velocity diagrams as shown in FIG. Here, for ease of understanding, the two speed diagrams are shifted up and down, the speed diagram of the first planetary gear mechanism 110L is shown on the upper side, and the speed of the second planetary gear mechanism 110R is shown on the lower side. A diagram is shown. Similarly to the description in the related art 1, in the following explanation of the velocity diagram and each calculation formula, the reduction ratio in each reduction gear train 106L, 106R is omitted, and each sun gear S L , S R is assigned to each sun gear S L , S R. The input torque remains TM1 and TM2.

図７に示す歯車装置１０５では、遊星キャリヤＣLと内歯車ＲRが、図８の図中破線で示すように、第１結合部材１１１によって結合され、遊星キャリヤＣRと内歯車ＲLが、図中破線で示すように、第２結合部材１１２によって結合されている。 In the gear device 105 shown in FIG. 7, the planet carrier C L and the internal gear R R are coupled by the first coupling member 111 as shown by the broken line in FIG. 8, and the planet carrier C R and the internal gear R L are connected. These are coupled by the second coupling member 112 as indicated by a broken line in the figure.

そして、太陽歯車ＳL、ＳRにそれぞれ第１の電動モータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒから出力されたトルクＴＭ１及びＴＭ２が入力される。一方、速度線図上で中間に位置する第１結合部材１１１、第２結合部材１１２から左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに伝達される駆動トルクＴＬ、ＴＲが出力される。 The torques TM1 and TM2 output from the first electric motor 102L and the second electric motor 102R are input to the sun gears S L and S R , respectively. On the other hand, the drive torques TL and TR transmitted from the first coupling member 111 and the second coupling member 112 located in the middle of the velocity diagram to the left and right driving wheels 104L and 104R are output.

このように構成された歯車装置１０５によっても、第１の電動モータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒで発生させる各駆動トルクＴＭ１、ＴＭ２にトルク差（入力トルク差）ΔＴＩＮ（＝ＴＭ２−ＴＭ１）を与えることで、左駆動輪１０４Ｌに伝達される駆動トルクＴＬと右駆動輪１０４Ｒに伝達される駆動トルクＴＲとに駆動トルク差ΔＴＯＵＴ（＝ＴＲ−ＴＬ）を発生させることができる。   Also with the gear device 105 configured in this manner, a torque difference (input torque difference) ΔTIN (= TM2−TM1) is generated between the drive torques TM1 and TM2 generated by the first electric motor 102L and the second electric motor 102R. By giving, a driving torque difference ΔTOUT (= TR−TL) can be generated between the driving torque TL transmitted to the left driving wheel 104L and the driving torque TR transmitted to the right driving wheel 104R.

この従来技術２に係る歯車装置１０５のトルク差増幅率αについて説明する。この従来技術２においても、二つのシングルピニオン形式の遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒは、同一の歯数の歯車要素を使用しているため、速度線図においては内歯車ＲLと遊星キャリヤＣLとの距離及び内歯車ＲRと遊星キャリヤＣRとの距離は等しく、これをａとする。また、太陽歯車ＳLと遊星キャリヤＣLとの距離及び太陽歯車ＳRと遊星キャリヤＣRとの距離も等しく、これをｂとする。 The torque difference amplification factor α of the gear device 105 according to prior art 2 will be described. Also in this prior art 2, since the two single pinion type planetary gear mechanisms 110L and 110R use gear elements having the same number of teeth, the internal gear R L and the planet carrier C L And the distance between the internal gear R R and the planetary carrier C R are equal to each other. Further, the distance between the sun gear S L and the planet carrier C L and the distance between the sun gear S R and the planet carrier C R are also equal, which is b.

この従来技術２の歯車装置１０５を速度線図で示すと図８のようになる。   FIG. 8 shows the gear device 105 of the prior art 2 as a speed diagram.

この速度線図において、トルクの釣り合いを考えると、トルク差増幅率αを求めることができる。なお、図８において、矢印Ｍ方向が正のモーメント方向を示している。   In this speed diagram, when considering the balance of torque, the torque difference gain α can be obtained. In FIG. 8, the arrow M direction indicates the positive moment direction.

ＳRの点を基準にしたモーメントＭの釣り合いから下記（８）式が算出される。
ｂ・ＴＲ＋（ａ＋ｂ）・ＴＬ−（ａ＋２ｂ）・ＴＭ１＝０ …（８） The following equation (8) is calculated from the balance of the moment M with respect to the point of S R.
b.TR + (a + b) .TL- (a + 2b) .TM1 = 0 (8)

ＳLの点を基準にしたモーメントＭの釣り合いから下記（９）式が算出される。
−ｂ・ＴＬ−（ａ＋ｂ）・ＴＲ＋（ａ＋２ｂ）・ＴＭ２＝０ …（９） The following equation (9) is calculated from the balance of the moment M with respect to the point of S L.
-B.TL- (a + b) .TR + (a + 2b) .TM2 = 0 (9)

（８）式＋（９）式より、下記（１０）式が算出される。
ａ・（ＴＲ−ＴＬ）―（ａ＋２ｂ）・（ＴＭ２−ＴＭ１）＝０
（ＴＲ−ＴＬ）＝（（ａ＋２ｂ）／ａ）・（ＴＭ２−ＴＭ１） …（１０） The following expression (10) is calculated from the expression (8) + the expression (9).
a. (TR-TL)-(a + 2b). (TM2-TM1) = 0
(TR-TL) = ((a + 2b) / a). (TM2-TM1) (10)

（１０）式の（ａ＋２ｂ）／ａがトルク差増幅率αとなる。   (A + 2b) / a in the equation (10) is the torque difference amplification factor α.

ａ＝１／Ｚｒ、ｂ＝１／Ｚｓを代入すると、α＝（２Ｚｒ＋Ｚｓ）／Ｚｓとなる。   When a = 1 / Zr and b = 1 / Zs are substituted, α = (2Zr + Zs) / Zs.

この従来技術２では、電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒからの入力は、ＳL、ＳR、駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒへの出力はＣL＋ＲR、ＣR＋ＲLであり、トルク差増幅率αは、（２Ｚｒ＋Ｚｓ）／Ｚｓである。 In this prior art 2, the inputs from the electric motors 102L, 102R are S L , S R , the outputs to the drive wheels 104L, 104R are C L + R R , C R + RL , and the torque difference amplification factor α is (2Zr + Zs) / Zs.

上記のように、従来技術１及び従来技術２に記載のものにおいては、二つの電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒで異なるトルクＴＭ１、ＴＭ２を発生させて入力トルク差ΔＴＩＮを与えると、歯車装置１０５において入力トルク差ΔＴＩＮが増幅され、入力トルク差ΔＴＩＮよりも大きな駆動トルク差ΔＴＯＵＴを得ることができる。   As described above, in the conventional technology 1 and the conventional technology 2, when the two electric motors 102L and 102R generate different torques TM1 and TM2 to give the input torque difference ΔTIN, the gear device 105 receives the input torque. The difference ΔTIN is amplified, and a driving torque difference ΔTOUT larger than the input torque difference ΔTIN can be obtained.

特開２０１５−２１５９４号公報JP 2015-21594 A 特許第４９０７３９０号公報Japanese Patent No. 4907390

ところで、前記従来技術１及び従来技術２では、２つの遊星歯車機構を構成する内歯車ＲL、ＲRと結合部材とを接続することによりトルク差を増幅するようにしているため、左右どちらかの内歯車ＲL、ＲRと別部材を繋ぐ結合部材の１つが、必ず他方の内歯車ＲL、ＲRより大径になるため、装置が大型化するという問題がある。 By the way, in the prior art 1 and the prior art 2, the torque difference is amplified by connecting the internal gears R L and R R constituting the two planetary gear mechanisms and the coupling member. One of the connecting members connecting the internal gears R L and R R to the other member necessarily has a larger diameter than the other internal gears R L and R R , so that there is a problem that the apparatus becomes large.

車両駆動装置は、車体に搭載されるため、搭載空間を小さくして車室空間を広く確保するためには、トルク差を増幅する歯車装置の小型化、軽量化は必須である。   Since the vehicle drive device is mounted on the vehicle body, it is essential to reduce the size and weight of the gear device that amplifies the torque difference in order to reduce the mounting space and secure a large vehicle interior space.

一方、車両駆動装置のトルク差を増幅する歯車装置の入力軸を直接電動モータに連結し、歯車装置の出力軸を駆動輪に連結すると、駆動輪に必要な駆動トルクに合わせた電動モータの動力が必要となるため、電動モータが大型化してしまう。このため、車両駆動装置には電動モータのトルクを増大して駆動輪に伝達する減速機構としてのいくつかの歯車軸を有する。歯車軸は、電動モータの出力軸と連結し、入力歯車としての小径歯車を有する入力歯車軸と、駆動輪と連結し、出力歯車としての大径歯車を有する出力歯車軸と、入力歯車軸と出力歯車軸の間で歯車が噛合うことで動力伝達を行う中間歯車軸を少なくとも１つ以上配置する構成である。   On the other hand, when the input shaft of the gear device that amplifies the torque difference of the vehicle drive device is directly connected to the electric motor and the output shaft of the gear device is connected to the drive wheel, the power of the electric motor that matches the drive torque required for the drive wheel Therefore, the electric motor becomes large. For this reason, the vehicle drive device has several gear shafts as a reduction mechanism that increases the torque of the electric motor and transmits it to the drive wheels. The gear shaft is connected to the output shaft of the electric motor, the input gear shaft having a small diameter gear as an input gear, the output gear shaft having a large diameter gear as an output gear connected to a drive wheel, and the input gear shaft, In this configuration, at least one intermediate gear shaft that transmits power by engaging the gear between the output gear shafts is arranged.

従来技術１および従来技術２では、車両駆動装置における歯車装置の配置について具体的に言及されていないが、歯車装置を２段減速の出力側に設けた場合、出力トルクに対する構成部品(歯車、軸受等)の強度確保のため、構成部品が大型化し、その結果、車両駆動装置が大型化し、製作コストも上がる可能性がある。   In the prior art 1 and the prior art 2, the arrangement of the gear device in the vehicle drive device is not specifically mentioned. However, when the gear device is provided on the output side of the two-stage reduction, the component (gear, bearing) for the output torque Etc.) to ensure the strength, the component parts are enlarged, and as a result, the vehicle drive device may be enlarged and the production cost may be increased.

また、歯車装置を２段減速の入力側に設けた場合、歯車装置を構成する遊星歯車機構の各歯車が高速で回転し、歯車の歯面同士のすべりによる摩擦熱が発生し易い。歯車歯面の冷却に潤滑油を用いた場合、遊星歯車機構を２つ連結することで構成が複雑になり、歯車装置内部への潤滑油路の確保が困難になる可能性がある。   Further, when the gear device is provided on the input side of the two-stage reduction, each gear of the planetary gear mechanism constituting the gear device rotates at high speed, and frictional heat due to slippage between the gear tooth surfaces tends to occur. When lubricating oil is used for cooling the gear tooth surface, the configuration becomes complicated by connecting two planetary gear mechanisms, and it may be difficult to secure a lubricating oil path inside the gear device.

また、歯車の歯面同士の片当たりによる異常摩耗を防ぐため、軸受構成等、歯車軸の回転精度を確保する必要があるが、従来技術１と従来技術２では、共に歯車装置の軸受構成までの記載はない。   Further, in order to prevent abnormal wear due to contact between the tooth surfaces of the gears, it is necessary to ensure the rotation accuracy of the gear shaft, such as a bearing configuration. There is no description.

ところで、本願の出願人は、従来技術１と従来技術２におけるトルク差を増幅する歯車装置よりも小型、軽量化を図った車両駆動装置を、既に特許出願を行っている（特願２０１６−０２３５２９号）。   By the way, the applicant of the present application has already filed a patent application for a vehicle drive device that is smaller and lighter than the gear device that amplifies the torque difference between the prior art 1 and the prior art 2 (Japanese Patent Application No. 2006-023529). issue).

この本願の出願人が特許出願している車両駆動装置（先願例１）は、図９及び図１０に示す構成である。   The vehicle drive device (prior application example 1) for which the applicant of this application has applied for a patent has the configuration shown in FIGS. 9 and 10.

先願例１の車両駆動装置２０１は、車両に搭載され独立して制御可能な二つの電動モータ２０２Ｌ、２０２Ｒと、二つの電動モータ２０２Ｌ、２０２Ｒと左右の駆動輪との間に設けられ、二つの電動モータ２０２Ｌ、２０２Ｒからの動力を左右輪に分配する歯車装置３００と、二つの電動モータ２０２Ｌ、２０２Ｒの動力を駆動輪に伝達する減速装置２０３Ｌ、２０３Ｒとを備えている。前記減速装置２０３Ｌ、２０３Ｒは、電動モータ２０２Ｌ、２０２Ｒに連結し、入力歯車２１２ａを有する入力歯車軸２１２Ｌ、２１２Ｒと、駆動輪に連結し、出力歯車２１４ａを有する出力歯車軸２１４Ｌ、２１４Ｒと、歯車の噛合いにより入力歯車軸２１２Ｌ、２１２Ｒから出力歯車軸２１４Ｌ、２１４Ｒの間の動力伝達を行う中間歯車軸２１３Ｌ、２１３Ｒとを有し、減速装置２０３Ｌ、２０３Ｒを構成する歯車が外歯車である。   The vehicle drive device 201 of the first application example is provided between two electric motors 202L and 202R that are mounted on a vehicle and can be controlled independently, between the two electric motors 202L and 202R, and left and right drive wheels. A gear device 300 that distributes the power from the two electric motors 202L and 202R to the left and right wheels, and speed reducers 203L and 203R that transmit the power of the two electric motors 202L and 202R to the drive wheels are provided. The reduction gears 203L and 203R are connected to electric motors 202L and 202R, input gear shafts 212L and 212R having an input gear 212a, output gear shafts 214L and 214R connected to driving wheels and having an output gear 214a, and gears. , And intermediate gear shafts 213L and 213R that transmit power between the input gear shafts 212L and 212R and the output gear shafts 214L and 214R, and the gears constituting the reduction gears 203L and 203R are external gears.

二つの電動モータ２０２Ｌ、２０２Ｒからの動力を左右輪に分配する歯車装置３００は、同軸に配された左右の1対の中間歯車軸２１３Ｌ、２１３Ｒと同軸上に二つ組み合わせた３要素２自由度の遊星歯車機構からなる。遊星歯車機構は、内歯車ＲL、ＲRと、前記内歯車ＲL、ＲRと同軸上に設けられた遊星キャリヤＣL、ＣRと、前記内歯車ＲL、ＲRと同軸上に設けられた太陽歯車ＳL、ＳRと、公転歯車としての遊星歯車ＰL、ＰRとを有し、前記二つの遊星歯車機構の一方の遊星キャリヤＣLと他方の太陽歯車ＳRとを結合する第１結合部材２３１と、一方の太陽歯車ＳRと他方の遊星キャリヤＣRとを結合する第２結合部材２３２とを有し、前記歯車装置３００と同軸上にある中間歯車軸２１３Ｌ、２１３Ｒに、入力歯車２１２ａと噛み合う入力側外歯車２１３ａと、前記遊星歯車機構の遊星キャリヤＣL、ＣRと連結され、出力歯車２１４ａと噛み合う出力側小径歯車２１３ｂとを設け、前記遊星キャリヤＣL、ＣRの両端が転がり軸受２１９ａ、２１９ｂによって歯車装置３００を収容するハウジング２０９に対して回転自在に支持した構造である。 The gear device 300 that distributes the power from the two electric motors 202L and 202R to the left and right wheels is a three-element two-degree-of-freedom combination that is coaxially combined with a pair of left and right intermediate gear shafts 213L and 213R. The planetary gear mechanism. Planetary gear mechanism, the internal gear R L, and R R, the internal gear R L, R R and planet carrier C L provided coaxially, and C R, the internal gear R L, on R R coaxial provided sun gear S L, and S R, the planetary gear P L as a revolving wheel, and a P R, and one of the planet carrier C L and the other of the sun gear S R of the two planetary gear mechanism An intermediate gear shaft 213L having a first coupling member 231 to be coupled and a second coupling member 232 for coupling one sun gear S R and the other planetary carrier C R to be coaxial with the gear device 300; to 213R, an input-side external gear 213a meshing with the input gear 212a, a planet carrier C L of the planetary gear mechanism, is connected to the C R, and an output-side small-diameter gear 213b meshing with the output gear 214a provided, the planet carrier C L , C across R is the rolling bearing 219a, 219 A rotatably supported structure relative to the housing 209 which accommodates the gear unit 300 by.

この先願例１では、上記のように、車両駆動装置２０１の中間歯車軸２１３Ｌ、２１３Ｒに歯車装置３００を設置し、遊星キャリヤＣL、ＣRの両端を転がり軸受２１９ａ、２１９ｂによってハウジング２０９に対して支持する構造であるため、ハウジング２０９に転がり軸受２１９ａ、２１９ｂを嵌合する軸受嵌合穴２０８ａ、２０８ｂを設ける必要があり、軸受嵌合穴２０８ａ、２０８ｂを設ける分だけ、中間歯車軸２１３Ｌ、２１３Ｒの軸方向寸法（図１０のＬ1）が大きくなる。 In this prior example 1, as described above, the intermediate gear shaft 213L of the vehicle drive system 201, a gear 300 is installed to 213R, the planet carrier C L, both ends rolling bearing 219a of C R, with respect to the housing 209 by 219b Therefore, it is necessary to provide the bearing fitting holes 208a and 208b for fitting the rolling bearings 219a and 219b in the housing 209, and the intermediate gear shaft 213L, as much as the bearing fitting holes 208a and 208b are provided. The axial dimension of 213R (L 1 in FIG. 10) is increased.

そこで、この発明は、車両駆動装置に組み込む歯車装置自体を大幅に大径化することなく、特に、歯車装置を配置する中間歯車軸部分の軸方向寸法を小さくすることを課題とする。   Accordingly, an object of the present invention is to reduce the axial dimension of the intermediate gear shaft portion in which the gear device is disposed, in particular, without significantly increasing the diameter of the gear device incorporated in the vehicle drive device.

前記の課題を解決するために、この発明は、車両に搭載され独立して制御可能な二つの駆動源と、前記二つの駆動源と左右の駆動輪との間に設けられ、前記二つの駆動源からの動力を左右輪に分配する歯車装置と、前記二つの駆動源の動力を駆動輪に伝達する減速装置とを備える車両駆動装置において、前記減速装置は、駆動源に連結し、入力歯車を有する入力歯車軸と、駆動輪に連結し、出力歯車を有する出力歯車軸と、歯車の噛合いにより入力歯車軸から出力歯車軸の間の動力伝達を行う中間歯車軸が少なくとも1つ以上配され、前記減速装置を構成する歯車が外歯車であり、前記二つの駆動源からの動力を左右輪に分配する歯車装置は、同軸に配された左右の1対の中間歯車軸と同軸上に二つ組み合わせた３要素２自由度の遊星歯車機構からなり、前記遊星歯車機構は、内歯車と、前記内歯車と同軸上に設けられた遊星キャリヤと、前記内歯車と同軸上に設けられた太陽歯車と、公転歯車としての遊星歯車とを有し、前記二つの遊星歯車機構の一方の遊星キャリヤと他方の太陽歯車とを結合する第１結合部材と、一方の太陽歯車と他方の遊星キャリヤとを結合する第２結合部材とを有し、前記歯車装置と同軸上にある前記減速装置の中間歯車軸に、入力歯車または駆動側中間歯車軸の歯車と噛み合う入力側外歯車と、前記遊星歯車機構の遊星キャリヤと連結され、出力歯車または従動側中間歯車軸の歯車と噛み合う出力側小径歯車とを設け、前記遊星キャリヤの両端が転がり軸受によって回転自在に支持され、この遊星キャリヤを支持するアウトボード側の転がり軸受が、出力歯車または従動側中間歯車軸の歯車と噛み合う出力側小径歯車の内周側に嵌合し、前記転がり軸受の内輪と前記減速装置を収容するハウジングとが嵌合することを特徴とする。   In order to solve the above-described problems, the present invention provides two drive sources mounted on a vehicle and independently controllable, and provided between the two drive sources and the left and right drive wheels. In a vehicle drive device comprising: a gear device that distributes power from the power source to the left and right wheels; and a speed reducer that transmits power from the two drive sources to the drive wheels, the speed reducer is connected to the drive source and is connected to the input gear. At least one intermediate gear shaft that transmits power between the input gear shaft and the output gear shaft by meshing the gears. The gear constituting the reduction gear is an external gear, and the gear device that distributes the power from the two drive sources to the left and right wheels is coaxial with a pair of left and right intermediate gear shafts arranged coaxially. Two-element planetary gear mechanism with two elements combined The planetary gear mechanism includes an internal gear, a planet carrier provided coaxially with the internal gear, a sun gear provided coaxially with the internal gear, and a planetary gear as a revolving gear. And a first coupling member that couples one planet carrier and the other sun gear of the two planetary gear mechanisms, and a second coupling member that couples one sun gear and the other planet carrier, The intermediate gear shaft of the speed reducer, which is coaxial with the gear device, is connected to the input side external gear meshing with the gear of the input gear or the drive side intermediate gear shaft, and the planet carrier of the planetary gear mechanism, and is connected to the output gear or the driven gear. An output-side small-diameter gear that meshes with a gear of the side intermediate gear shaft, both ends of the planetary carrier are rotatably supported by rolling bearings, and the rolling bearing on the outboard side that supports the planetary carrier has output teeth. It is fitted to an inner peripheral side of an output-side small-diameter gear that meshes with a gear of a vehicle or a driven intermediate gear shaft, and an inner ring of the rolling bearing and a housing that accommodates the reduction gear are fitted.

前記転がり軸受外輪と前記出力歯車または従動側中間歯車軸の歯車と噛み合う出力側小径歯車の内周面との嵌合いがしまり嵌めであり、前記転がり軸受の内輪と前記ハウジングとの嵌合いがすきま嵌めとすることができる。   Fitting between the outer ring of the rolling bearing and the inner peripheral surface of the output-side small-diameter gear meshing with the output gear or the gear of the driven-side intermediate gear shaft is a tight fit, and the fitting between the inner ring of the rolling bearing and the housing is a clearance. It can be a fit.

前記遊星歯車機構は、それぞれ内歯車と、前記内歯車と同軸上に設けられた遊星キャリヤと、前記内歯車と同軸上に設けられた太陽歯車と、公転歯車としての遊星歯車とを有し、前記内歯車の外周部に入力歯車軸の入力歯車と噛み合う入力側外歯車を設けた構成にすることができる。   Each of the planetary gear mechanisms has an internal gear, a planet carrier provided coaxially with the internal gear, a sun gear provided coaxially with the internal gear, and a planetary gear as a revolving gear, An input side external gear that meshes with the input gear of the input gear shaft may be provided on the outer peripheral portion of the internal gear.

前記遊星歯車機構は、一方の前記遊星キャリヤと他方の太陽歯車と結合する第１結合部材と、一方の太陽歯車と他方の遊星キャリヤとを結合する第２結合部材とを有し、前記第１結合部材と第２結合部材が同軸上に配置されると共に、一方の結合部材が中空軸、他方の結合部材が前記中空軸内部に挿通される軸を有し、２つの遊星歯車軸の間を通る軸が２重構造である歯車装置であって、歯車装置を備える減速装置のハウジングが、中央ハウジングと左右の側面ハウジングからなる３ピース構成であり、前記中央ハウジングには左右を仕切る仕切り壁が設けられ、前記仕切り壁に、前記歯車装置の前記第１結合部材と前記第２結合部材が、貫通する穴が設けられている構成にすることができる。   The planetary gear mechanism includes a first coupling member that couples one planetary carrier and the other sun gear, and a second coupling member that couples one sun gear and the other planetary carrier, The coupling member and the second coupling member are arranged coaxially, and one coupling member has a hollow shaft, and the other coupling member has an axis inserted into the hollow shaft, and is between the two planetary gear shafts. A gear device having a double structure on a shaft passing therethrough, wherein a housing of a speed reducer provided with the gear device has a three-piece configuration including a central housing and left and right side housings, and the central housing has a partition wall that separates left and right The partition wall may be provided with a hole through which the first coupling member and the second coupling member of the gear device pass.

前記遊星歯車機構の遊星キャリヤは、遊星歯車を支持するキャリヤピンを介して、車両のインボード側およびアウトボード側に延設し、キャリヤフランジを有する中空軸部であって、前記遊星キャリヤの両端をハウジングに対して転がり軸受で回転自在に支持することができる。   The planetary carrier of the planetary gear mechanism is a hollow shaft portion that extends on the inboard side and the outboard side of the vehicle via a carrier pin that supports the planetary gear and has a carrier flange, and has both ends of the planetary carrier. Can be rotatably supported by a rolling bearing with respect to the housing.

前記遊星キャリヤのアウトボード側に、出力歯車または従動側の中間歯車軸の歯車と噛み合う出力側小径歯車を設けることができる。   On the outboard side of the planetary carrier, an output-side small-diameter gear that meshes with an output gear or a gear of a driven-side intermediate gear shaft can be provided.

前記遊星歯車機構の内歯車は、遊星キャリヤに対して転がり軸受によって回転自在に支持することができる。   The internal gear of the planetary gear mechanism can be rotatably supported by a rolling bearing with respect to the planet carrier.

前記第１結合部材と第２結合部材が同軸上に配置されると共に、一方の結合部材が中空軸、他方の結合部材が前記中空軸内部に挿通される軸からなる２重構造である歯車装置であって、前記第１結合部材および前記第２結合部材と、それぞれの結合部材が連結する遊星キャリヤとの連結をスプライン嵌合としてもよい。   A gear device having a double structure in which the first coupling member and the second coupling member are arranged coaxially, one coupling member is a hollow shaft, and the other coupling member is a shaft inserted into the hollow shaft. And it is good also as a spline fitting to connect the said 1st coupling member and the said 2nd coupling member, and the planet carrier to which each coupling member connects.

前記第１結合部材および第２結合部材の内、内径側の結合部材と連結する太陽歯車の最大径を、外径側の結合部材とスプライン嵌合する遊星キャリヤのスプライン最小径よりも小さくすることができる。   Of the first coupling member and the second coupling member, the maximum diameter of the sun gear connected to the coupling member on the inner diameter side is made smaller than the minimum spline diameter of the planet carrier that is spline-fitted with the coupling member on the outer diameter side. Can do.

前記スプライン嵌合は、軸方向に摺動可能な嵌合とすることができる。   The spline fitting may be a fitting that is slidable in the axial direction.

前記第１結合部材および第２結合部材の内、外径側の結合部材の両端にスラスト軸受を設けることができる。   Thrust bearings can be provided at both ends of the outer diameter side coupling member of the first coupling member and the second coupling member.

前記第１結合部材および第２結合部材の内、内径側の結合部材の内径に給油穴を設けることができる。   An oil supply hole can be provided in the inner diameter of the inner diameter side of the first coupling member and the second coupling member.

以上のように、この発明によれば、トルク差増幅機構である歯車装置の２つの遊星歯車機構の接続は、太陽歯車と遊星キャリヤの接続であり、内歯車より大径の接続部材は必要としないので、トルク差増幅機構を小さくすることができ、トルク差増幅機構を含む車両駆動装置を小型、軽量化することができる。   As described above, according to the present invention, the connection between the two planetary gear mechanisms of the gear device that is the torque difference amplifying mechanism is a connection between the sun gear and the planet carrier, and a connecting member having a larger diameter than the internal gear is required. Therefore, the torque difference amplification mechanism can be reduced, and the vehicle drive device including the torque difference amplification mechanism can be reduced in size and weight.

遊星キャリヤの両端が転がり軸受によって回転自在に支持され、この遊星キャリヤを支持するアウトボード側の転がり軸受が、出力歯車または従動側中間歯車軸の歯車と噛み合う出力側小径歯車の内周側に嵌合し、前記転がり軸受の内輪と前記減速装置を収容するハウジングとが嵌合する構成にすることにより、遊星キャリヤを支持するアウトボード側の転がり軸受が出力側小径歯車の内周側に嵌合する分だけ、歯車装置を配置する中間歯車軸部分の軸方向寸法が小さくなる。   Both ends of the planetary carrier are rotatably supported by rolling bearings, and the rolling bearing on the outboard side that supports the planetary carrier is fitted on the inner peripheral side of the output-side small gear that meshes with the gear of the output gear or the driven intermediate gear shaft. When the inner ring of the rolling bearing and the housing that houses the speed reducer are fitted, the rolling bearing on the outboard side that supports the planet carrier is fitted to the inner peripheral side of the output-side small-diameter gear. Accordingly, the axial dimension of the intermediate gear shaft portion on which the gear device is disposed is reduced.

トルク差増幅機構である歯車装置を車両駆動装置の1対の中間歯車軸と同軸に設けることにより、歯車装置自体が大幅に大径化することがない。   By providing the gear device, which is a torque difference amplification mechanism, coaxially with the pair of intermediate gear shafts of the vehicle drive device, the gear device itself does not greatly increase in diameter.

また、２つの遊星歯車機構を、中空軸とその中空軸の内部に挿通される軸からなる２重構造の第1結合部材及び第２結合部材によって結合し、内径側の結合部材の内径側に給油穴を設けることより、軸心給油が行えるので、遊星歯車機構内部の歯車歯面や軸受部分への潤滑が容易になる。   In addition, the two planetary gear mechanisms are coupled by a first coupling member and a second coupling member having a double structure comprising a hollow shaft and a shaft inserted into the hollow shaft, and are connected to the inner diameter side of the inner diameter side coupling member. By providing the oil supply hole, the shaft center oil supply can be performed, so that the gear tooth surface and the bearing portion inside the planetary gear mechanism can be easily lubricated.

遊星歯車機構の内歯車と入力側外歯車を一体形成とし、内歯車の外周部に入力側外歯車を設けることにより、更なる小型化が行える。   Further reduction in size can be achieved by integrally forming the internal gear of the planetary gear mechanism and the input side external gear and providing the input side external gear on the outer peripheral portion of the internal gear.

さらに、歯車装置の遊星キャリヤの両端を転がり軸受で支持し、内歯車を遊星キャリヤに対して軸受によって支持することにより、歯車軸の回転精度を確保することができる。   Furthermore, the rotational accuracy of the gear shaft can be ensured by supporting both ends of the planetary carrier of the gear device with rolling bearings and supporting the internal gear with respect to the planetary carrier by bearings.

この発明の車両駆動装置の実施形態を示す横断平面図である。It is a cross-sectional top view which shows embodiment of the vehicle drive device of this invention. 図１の実施形態の歯車装置部分の拡大図である。It is an enlarged view of the gear apparatus part of embodiment of FIG. 図１の実施形態に係る車両駆動装置の歯車構成をスケルトン図で示した電気自動車の説明図である。It is explanatory drawing of the electric vehicle which showed the gear structure of the vehicle drive device which concerns on embodiment of FIG. 1 with the skeleton figure. 図１の実施形態に係る車両駆動装置に組み込まれた歯車装置によるトルク差増幅率を説明するための速度線図である。It is a speed diagram for demonstrating the torque difference amplification factor by the gear apparatus incorporated in the vehicle drive device which concerns on embodiment of FIG. 従来技術１に係る車両駆動装置の歯車構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the gear structure of the vehicle drive device which concerns on the prior art 1. FIG. 従来技術１に係る車両駆動装置に組み込まれた歯車装置によるトルク差増幅率を説明するための速度線図である。It is a speed diagram for demonstrating the torque difference gain by the gear apparatus integrated in the vehicle drive device which concerns on the prior art 1. FIG. 従来技術２に係る車両駆動装置の歯車構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the gear structure of the vehicle drive device which concerns on the prior art 2. FIG. 従来技術２に係る車両駆動装置に組み込まれた歯車装置によるトルク差増幅率を説明するための速度線図である。It is a speed diagram for demonstrating the torque difference gain by the gear apparatus integrated in the vehicle drive device which concerns on the prior art 2. FIG. 先願例１の車両駆動装置を示す横断平面図である。It is a cross-sectional top view which shows the vehicle drive device of prior application example 1. 図９に示す先願例１の車両駆動装置の歯車装置部分の拡大図である。FIG. 10 is an enlarged view of a gear device portion of the vehicle drive device of the first application example shown in FIG. 9.

以下、この発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。   Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.

図３に示す電気自動車ＡＭは、後輪輪駆動方式であり、シャーシ６０と、後輪としての駆動輪６１Ｌ、６１Ｒと、前輪６２Ｌ、６２Ｒと、この発明に係る２モータ式の車両駆動装置１、バッテリ６３、インバータ６４等を備える。図３では、車両駆動装置１の歯車構成をスケルトン図で示している。   The electric vehicle AM shown in FIG. 3 is a rear wheel drive system, and includes a chassis 60, drive wheels 61L and 61R as rear wheels, front wheels 62L and 62R, and a two-motor vehicle drive device 1 according to the present invention. , A battery 63, an inverter 64, and the like. In FIG. 3, the gear structure of the vehicle drive device 1 is shown with the skeleton figure.

図１及び図３に示す車両駆動装置１は、車両に搭載され独立して制御可能な二つの駆動源としての電動モータ２Ｌ、２Ｒと、左右の駆動輪６１Ｌ、６１Ｒと二つの電動モータ２Ｌ、２Ｒとの間に設けられる左右２基の減速装置３Ｌ、３Ｒとを備える。   1 and 3 includes two electric motors 2L and 2R that are mounted on a vehicle and can be controlled independently, left and right driving wheels 61L and 61R, and two electric motors 2L, 2R left and right reduction gears 3L, 3R provided between 2R.

２モータ式の車両駆動装置１の駆動トルクは、等速ジョイント６５ａ、６５ｂと中間シャフト６５ｃからなるドライブシャフトを介して左右の駆動輪６１Ｌ、６１Ｒに伝達される。   The drive torque of the two-motor type vehicle drive device 1 is transmitted to the left and right drive wheels 61L and 61R via a drive shaft composed of constant velocity joints 65a and 65b and an intermediate shaft 65c.

なお、２モータ式の車両駆動装置１の搭載形態としては、図３に示す後輪駆動方式の他、前輪駆動方式、四輪駆動方式でもよい。   As a mounting form of the two-motor type vehicle drive device 1, a front wheel drive system or a four-wheel drive system may be used in addition to the rear wheel drive system shown in FIG.

２モータ式の車両駆動装置１における左右の電動モータ２Ｌ、２Ｒは、同一の最大出力を有する同一規格の電動モータが用いられ、図１に示すように、モータハウジング４Ｌ、４Ｒ内に収容されている。   The left and right electric motors 2L and 2R in the two-motor type vehicle drive device 1 use the same standard electric motors having the same maximum output, and are housed in the motor housings 4L and 4R as shown in FIG. Yes.

モータハウジング４Ｌ、４Ｒは、円筒形のモータハウジング本体４ａＬ、４ａＲと、このモータハウジング本体４ａＬ、４ａＲの外側面を閉塞する外側壁４ｂＬ、４ｂＲと、モータハウジング本体４ａＬ、４ａＲの内側面に減速装置３Ｌ、３Ｒと隔てる内側壁４ｃＬ、４ｃＲとからなる。モータハウジング本体４ａＬ、４ａＲの内側壁４ｃＬ、４ｃＲには、モータ軸５ａを引き出す開口部が設けられている。   The motor housings 4L and 4R include cylindrical motor housing bodies 4aL and 4aR, outer walls 4bL and 4bR that close the outer surfaces of the motor housing bodies 4aL and 4aR, and reduction gears on the inner surfaces of the motor housing bodies 4aL and 4aR. It consists of inner walls 4cL and 4cR separated from 3L and 3R. The inner walls 4cL and 4cR of the motor housing bodies 4aL and 4aR are provided with openings through which the motor shaft 5a is drawn.

電動モータ２Ｌ、２Ｒは、図１に示すように、モータハウジング本体４ａＬ、４ａＲの内周面にステータ６を設け、このステータ６の内周に間隔をおいてロータ５を設けたラジアルギャップタイプのものを使用している。なお、電動モータ２Ｌ、２Ｒは、アキシャルギャップタイプのものを使用してもよい。   As shown in FIG. 1, the electric motors 2 </ b> L and 2 </ b> R are of a radial gap type in which a stator 6 is provided on the inner peripheral surface of the motor housing body 4 aL and 4 aR, and a rotor 5 is provided on the inner periphery of the stator 6. I am using something. The electric motors 2L and 2R may be axial gap types.

ロータ５は、モータ軸５ａを中心部に有し、そのモータ軸５ａはモータハウジング本体４ａＬ、４ａＲの内側壁４ｃＬ、４ｃＲの開口部からそれぞれ減速装置３Ｌ、３Ｒ側に引き出されている。モータハウジング本体４ａＬ、４ａＲの内側壁４ｃＬ、４ｃＲの開口部とモータ軸５ａとの間にはシール部材７が設けられている。   The rotor 5 has a motor shaft 5a in the center, and the motor shaft 5a is drawn from the openings of the inner walls 4cL and 4cR of the motor housing main bodies 4aL and 4aR to the reduction gears 3L and 3R, respectively. A seal member 7 is provided between the openings of the inner side walls 4cL and 4cR of the motor housing bodies 4aL and 4aR and the motor shaft 5a.

モータ軸５ａは、モータハウジング本体４ａＬ、４ａＲの内側壁４ｃＬ、４ｃＲと外側壁４ｂＬ、４ｂＲとに転がり軸受８ａ、８ｂによって回転自在に支持されている（図１）。   The motor shaft 5a is rotatably supported by the rolling bearings 8a and 8b on the inner walls 4cL and 4cR and the outer walls 4bL and 4bR of the motor housing main bodies 4aL and 4aR (FIG. 1).

左右並列に設けられた２基の減速装置３Ｌ、３Ｒを収容する減速装置ハウジング９は、減速装置３Ｌ、３Ｒの歯車軸と直交する方向に３ピースに分割され、図１に示すように、中央ハウジング９ａとこの中央ハウジング９ａの両側面に固定される左右の側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲの３ピース構造になっている。左右の側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲは、中央ハウジング９ａの両側の開口部に複数のボルト（図示省略）によって固定されている。   A reduction gear housing 9 that accommodates two reduction gears 3L and 3R provided in parallel on the left and right is divided into three pieces in a direction perpendicular to the gear shafts of the reduction gears 3L and 3R, as shown in FIG. The housing 9a has a three-piece structure including left and right side housings 9bL and 9bR fixed to both side surfaces of the central housing 9a. The left and right side housings 9bL and 9bR are fixed to the openings on both sides of the central housing 9a by a plurality of bolts (not shown).

減速装置ハウジング９の側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲのアウトボード側（車体外側）の側面と電動モータ２Ｌ、２Ｒのモータハウジング本体４ａＬ、４ａＲの内側壁４ｃＬ、４ｃＲとを、複数のボルト１０によって固定することにより、減速装置ハウジング９の左右に２基の電動モータ２Ｌ、２Ｒが固定配置される（図１）。   A plurality of bolts 10 are used to fix side faces 9bL and 9bR of the reduction gear housing 9 on the side of the outboard side (outside the vehicle body) and the inner side walls 4cL and 4cR of the motor housing bodies 4aL and 4aR of the electric motors 2L and 2R. Thus, the two electric motors 2L and 2R are fixedly arranged on the left and right sides of the reduction gear housing 9 (FIG. 1).

中央ハウジング９ａには、図１に示すように、中央に仕切り壁１１が設けられている。減速装置ハウジング９は、この仕切り壁１１によって左右に２分割され、２基の減速装置３Ｌ、３Ｒを収容する独立した左右の収容室が並列に設けられている。   As shown in FIG. 1, the central housing 9a is provided with a partition wall 11 at the center. The speed reducer housing 9 is divided into left and right parts by the partition wall 11, and independent left and right accommodation chambers for accommodating the two speed reducers 3L and 3R are provided in parallel.

減速装置３Ｌ、３Ｒは、図１に示すように、左右対称形に設けられ、モータ軸５ａから動力が伝達され、入力歯車１２ａを有する入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒと、この入力歯車１２ａに噛み合う大径の入力側外歯車１３ａと出力歯車１４ａに噛み合う出力側小径歯車１３ｂを有する中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒと、出力歯車１４ａを有し、減速装置ハウジング９から引き出されて等速ジョイント６５ａ、６５ｂ、中間シャフト６５ｃ（図３）を介して駆動輪６１Ｌ、６１Ｒにトルクを伝達する出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒとを備える平行軸歯車減速機である。左右２基の減速装置３Ｌ、３Ｒの各入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒ、各中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒ、各出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒは、それぞれが同軸上に配置されている。   As shown in FIG. 1, the reduction gears 3L and 3R are provided in a bilaterally symmetric shape. Power is transmitted from the motor shaft 5a, and the input gear shafts 12L and 12R having the input gear 12a are meshed with the input gear 12a. Intermediate gear shafts 13L and 13R having an output side small gear 13b meshing with an input side external gear 13a and an output gear 14a, and an output gear 14a. The constant velocity joints 65a and 65b are pulled out from the reduction gear housing 9 and This is a parallel shaft gear reducer including output gear shafts 14L and 14R that transmit torque to drive wheels 61L and 61R via an intermediate shaft 65c (FIG. 3). The input gear shafts 12L and 12R, the intermediate gear shafts 13L and 13R, and the output gear shafts 14L and 14R of the left and right reduction gears 3L and 3R are coaxially arranged.

減速装置３Ｌ、３Ｒの入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒの両端は、中央ハウジング９ａの仕切り壁１１の左右両面に形成した軸受嵌合穴１６ａと側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲに形成した軸受嵌合穴１６ｂに転がり軸受１７ａ、１７ｂを介して回転自在に支持されている。軸受嵌合穴１６ａ、１６ｂは、転がり軸受１７ａ、１７ｂの外輪が当接する壁部のある段付き形状になっている。   Both ends of the input gear shafts 12L, 12R of the reduction gears 3L, 3R roll into bearing fitting holes 16a formed on both the left and right sides of the partition wall 11 of the central housing 9a and bearing fitting holes 16b formed in the side housings 9bL, 9bR. The bearings 17a and 17b are rotatably supported. The bearing fitting holes 16a and 16b have a stepped shape having a wall portion with which the outer rings of the rolling bearings 17a and 17b abut.

入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒのアウトボード側の端部は、側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲに設けた開口部から外側に引き出されており、開口部と入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒの外側端部との間にはオイルシール１８を設け、減速装置ハウジング９に封入された潤滑油の漏洩を防止している。   The end portions on the outboard side of the input gear shafts 12L, 12R are drawn outward from the openings provided in the side housings 9bL, 9bR, and between the openings and the outer ends of the input gear shafts 12L, 12R. Is provided with an oil seal 18 to prevent leakage of the lubricating oil sealed in the speed reducer housing 9.

入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒは中空構造であり、この中空の入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒに、モータ軸５ａの端部が挿入されている。入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒとモータ軸５ａとは、スプライン（セレーションも含む以下同じ）結合されている。   The input gear shafts 12L and 12R have a hollow structure, and end portions of the motor shaft 5a are inserted into the hollow input gear shafts 12L and 12R. The input gear shafts 12L, 12R and the motor shaft 5a are connected by splines (including the same for serrations).

中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒは、少なくとも一つ以上配置されており、図１に示す実施形態では、一対の中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒを有する。   At least one or more intermediate gear shafts 13L and 13R are arranged. In the embodiment shown in FIG. 1, the intermediate gear shafts 13L and 13R have a pair of intermediate gear shafts 13L and 13R.

中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒは、外周面に入力歯車１２ａに噛み合う入力側外歯車１３ａと出力歯車１４ａに噛み合う出力側小径歯車１３ｂを有する段付きの歯車軸を構成している。この中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒの両端は、中央ハウジング９ａの仕切り壁１１の両面に形成した軸受嵌合穴１９ａと側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲに形成した軸受嵌合凸部１９ｃとに転がり軸受２０ａ、２０ｂを介して支持されている。そして、軸受嵌合穴１９ａは、転がり軸受２０ａの外輪が当接する壁部のある段付き形状になっており、後述する第１結合部材３１と第２結合部材３２が通るように貫通している。   The intermediate gear shafts 13L and 13R constitute a stepped gear shaft having an input side external gear 13a meshing with the input gear 12a and an output side small diameter gear 13b meshing with the output gear 14a on the outer peripheral surface. Both ends of the intermediate gear shafts 13L and 13R are rolled into bearing fitting holes 19a formed on both surfaces of the partition wall 11 of the central housing 9a and bearing fitting convex portions 19c formed on the side housings 9bL and 9bR. Is supported through. And the bearing fitting hole 19a becomes a stepped shape with the wall part which the outer ring | wheel of the rolling bearing 20a contact | abuts, and has penetrated so that the 1st coupling member 31 mentioned later and the 2nd coupling member 32 may pass. .

同軸上に配置された中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒには、この中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒと同軸上に、二つの電動モータ２Ｌ、２Ｒから与えられる駆動トルクを左右の駆動輪６１Ｌ、６１Ｒにトルク差を増幅して分配する歯車装置３０が組み込まれている。   The intermediate gear shafts 13L and 13R arranged on the same axis are connected to the intermediate gear shafts 13L and 13R so that the drive torque applied from the two electric motors 2L and 2R is a torque difference between the left and right drive wheels 61L and 61R. A gear device 30 for amplifying and distributing the signal is incorporated.

歯車装置３０は、同軸に配された左右の1対の中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒと同軸上に二つ組み合わせた３要素２自由度の遊星歯車機構からなる。   The gear device 30 includes a planetary gear mechanism having three elements and two degrees of freedom, which are coaxially combined with a pair of left and right intermediate gear shafts 13L and 13R arranged coaxially.

歯車装置３０を構成する遊星歯車機構は、図２の拡大図に示すように、中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒの大径の入力側外歯車１３ａにそれぞれ組み込まれた内歯車ＲL、ＲRと、内歯車ＲL、ＲRと同軸上に設けられた太陽歯車ＳL、ＳRと、内歯車ＲL、ＲRと太陽歯車ＳL、ＳRに噛み合う公転歯車としての遊星歯車ＰL、ＰRと、遊星歯車ＰL、ＰRに連結され、内歯車ＲL、ＲRと同軸上に設けられた遊星キャリヤＣL、ＣRと、一方の遊星キャリヤＣL（図２では図の左側）と他方の太陽歯車ＳR（図２では図の右側）とを結合する第１結合部材３１と、一方の太陽歯車ＳL（図２では図の左側）と他方の遊星キャリヤＣR（図２では図の右側）とを結合する第２結合部材３２と、内歯車ＲL、ＲRに連結された、入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒの入力歯車１２ａと噛み合う中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒの入力側外歯車１３ａと、出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒの出力歯車１４ａと噛み合う中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒの出力側小径歯車１３ｂとを有し、中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒの出力側小径歯車１３ｂを、遊星キャリヤＣL、ＣRに連結した構成である。 As shown in the enlarged view of FIG. 2, the planetary gear mechanism constituting the gear device 30 includes internal gears R L and R R incorporated in the large-diameter input-side external gear 13a of the intermediate gear shafts 13L and 13R, internal gear R L, R R and the sun gear S L provided coaxially, S R and internal gear R L, R R and the sun gear S L, the planetary gear P L as a revolving gear meshing with S R, P and R, the planetary gear P L, is connected to the P R, the internal gear R L, R R and planet carrier C L provided coaxially, C R and the left one of the planet carrier C L (in FIG. 2 FIG. ) And the other sun gear S R (the right side of the figure in FIG. 2), one sun gear S L (the left side of the figure in FIG. 2) and the other planet carrier C R (the figure). a second coupling member 32 for coupling the two in the right hand side of the drawing), the internal gear R L, linked to R R, the input gear shaft 12L, 12R The intermediate gear 13a includes an input side external gear 13a of the intermediate gear shafts 13L and 13R meshing with the input gear 12a, and an output side small gear 13b of the intermediate gear shafts 13L and 13R meshing with the output gear 14a of the output gear shafts 14L and 14R. The output side small-diameter gear 13b of the shafts 13L and 13R is connected to the planetary carriers C L and C R.

なお、中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒを複数対設けた場合には、入力側外歯車１３ａに連結された内歯車ＲL、ＲRは、複数対の中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒの内、入力歯車１２ａと噛み合う入力側外歯車１３ａに配置され、また、出力側小径歯車１３ｂが、複数対の中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒの内の従動側の中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒに設けられた歯車と噛み合うように配置される。 When a plurality of pairs of intermediate gear shafts 13L and 13R are provided, the internal gears R L and R R connected to the input side external gear 13a are connected to the input gear 12a of the plurality of pairs of intermediate gear shafts 13L and 13R. The output side small gear 13b is arranged to mesh with the gears provided on the driven intermediate gear shafts 13L and 13R of the plural pairs of intermediate gear shafts 13L and 13R. Be placed.

図２に示す実施形態では、内歯車ＲL、ＲRに連結された入力側外歯車１３ａは、内歯車ＲL、ＲRと一体に形成しているが、別体に形成してもよい。 In the embodiment shown in FIG. 2, the internal gear R L, R R in connected input-side external gear 13a is an internal gear R L, but are formed integrally with the R R, it may be formed separately .

遊星キャリヤＣL、ＣRは、遊星歯車ＰL、ＰRを支持するキャリヤピン３３と、キャリヤピン３３のアウトボード側端部に連結されたアウトボード側のキャリヤフランジ３４ａと、インボード側端部に連結されたインボード側のキャリヤフランジ３４ｂを有する。 Planet carrier C L, C R is the planetary gears P L, a carrier pin 33 which supports the P R, and the carrier flange 34a on the outboard side which is connected to the outboard side end portion of the carrier pin 33, inboard end And an inboard carrier flange 34b connected to the portion.

アウトボード側のキャリヤフランジ３４ａは、アウトボード側に延びる中空軸部３５を備えており、中空軸部３５のアウトボード側の端部が、減速装置ハウジング９の側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲに形成した軸受嵌合凸部１９ｃに転がり軸受２０ｂを介して支持されている。   The carrier flange 34a on the outboard side includes a hollow shaft portion 35 extending toward the outboard side, and the end portion on the outboard side of the hollow shaft portion 35 is formed on the side housings 9bL and 9bR of the speed reducer housing 9. It is supported by the fitting convex part 19c via the rolling bearing 20b.

すなわち、この遊星キャリヤＣL、ＣRを支持するアウトボード側の転がり軸受２０ｂの外輪２０ｃの外周面は、出力歯車１４ａと噛み合う出力側小径歯車１３ｂの内周側に形成した軸受嵌合穴１９ｂに嵌合し、転がり軸受２０ｂの内輪２０ｄの内周面が、減速装置ハウジング９の側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲのインボード側に形成した軸受嵌合凸部１９ｃの外周面に嵌合している。 That is, the outer peripheral surface of the outer ring 20c of the outboard-side rolling bearing 20b that supports the planetary carriers C L and C R is a bearing fitting hole 19b formed on the inner peripheral side of the output-side small-diameter gear 13b that meshes with the output gear 14a. The inner peripheral surface of the inner ring 20d of the rolling bearing 20b is fitted to the outer peripheral surface of a bearing fitting convex portion 19c formed on the inboard side of the side housings 9bL and 9bR of the reduction gear housing 9.

遊星キャリヤＣL、ＣRを支持するアウトボード側の転がり軸受２０ｂが出力側小径歯車１３ｂの内周側に嵌合する分だけ、歯車装置３０を配置する中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒの軸方向寸法（図２のＬ2）を短縮することができる。先願例１の図１０のＬ1と図２のＬ2とを比較すると、Ｌ1＞Ｌ2という関係になる。 Amount corresponding axial dimension of the intermediate gear shaft 13L, 13R to place the gear unit 30 to the planet carrier C L, the rolling bearing 20b on the outboard side for supporting the C R is fitted to the inner peripheral side of the output-side small-diameter gear 13b (L 2 in FIG. 2) can be shortened. Comparing L 2 of L 1 and 2 in Figure 10 of Sakinegairei 1, a relationship of L 1> L 2.

前記転がり軸受２０ｂの外輪２０ｃと前記出力側小径歯車１３ｂの内周面（軸受嵌合穴１９ｂ）との嵌合いがしまり嵌めであり、前記転がり軸受２０ｂの内輪２０ｄと側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲの軸受嵌合凸部１９ｃとの嵌合いがすきま嵌めである。   The outer ring 20c of the rolling bearing 20b and the inner peripheral surface (bearing fitting hole 19b) of the output-side small-diameter gear 13b are fitted together, and the inner ring 20d of the rolling bearing 20b and the bearings of the side housings 9bL and 9bR. The fitting with the fitting convex portion 19c is a clearance fit.

インボード側のキャリヤフランジ３４ｂは、インボード側に延びる中空軸部３６を備えており、中空軸部３６のインボード側の端部が、中央ハウジング９ａの仕切り壁１１に形成した軸受嵌合穴１９ａに転がり軸受２０ａを介して支持されている。   The carrier flange 34b on the inboard side includes a hollow shaft portion 36 extending toward the inboard side, and an end portion on the inboard side of the hollow shaft portion 36 is formed in a bearing fitting hole formed in the partition wall 11 of the central housing 9a. 19a is supported via a rolling bearing 20a.

図１に示す実施形態では、前記出力側小径歯車１３ｂが、キャリヤフランジ３４ａの中空軸部３５の外周面に一体に形成されている。   In the embodiment shown in FIG. 1, the output-side small-diameter gear 13b is integrally formed on the outer peripheral surface of the hollow shaft portion 35 of the carrier flange 34a.

遊星歯車ＰL、ＰRは、針状ころ軸受３７を介してキャリヤピン３３によって支持されている。 The planetary gears P L and P R are supported by the carrier pin 33 via the needle roller bearing 37.

また、前記各キャリヤフランジ３４ａ、３４ｂの対向面と遊星歯車ＰL、ＰRの間にスラスト板３８を挿入し、遊星歯車ＰL、ＰRの回転の円滑化を図っている。 Further, each carrier flange 34a, 34b facing surface and a planetary gear P L of, inserting the thrust plate 38 between the P R, the planetary gear P L, thereby achieving a smooth rotation of the P R.

前記各キャリヤフランジ３４ａ、３４ｂの外周面と内歯車ＲL、ＲRとの間には、転がり軸受３９ａ、３９ｂを配置している。 Wherein each carrier flange 34a, 34b outer peripheral surface and the inner gear R L of the, between the R R, the rolling bearing 39a, are arranged 39 b.

また、インボード側のキャリヤフランジ３４ｂと、インボード側のキャリヤフランジ３４ｂの中空軸部３６を支持する転がり軸受２０ａとの間には、カラー４０を配置している。   A collar 40 is disposed between the carrier flange 34b on the inboard side and the rolling bearing 20a that supports the hollow shaft portion 36 of the carrier flange 34b on the inboard side.

車両駆動装置１の歯車装置３０を構成する２つの遊星歯車機構を連結している第１結合部材３１および第２結合部材３２は、減速装置ハウジング９の中央ハウジング９ａを左右に仕切る仕切り壁１１を貫通して組み込まれている。   The first coupling member 31 and the second coupling member 32 that couple the two planetary gear mechanisms constituting the gear device 30 of the vehicle drive device 1 define the partition wall 11 that partitions the central housing 9a of the reduction gear housing 9 to the left and right. It is built through.

この第１結合部材３１と第２結合部材３２は、同軸上に配置されると共に、一方の結合部材（図１及び図２の実施形態では第２結合部材３２）が中空軸、他方の結合部材（図１及び図２の実施形態では第１結合部材３１）が中空軸に挿通される軸からなる２重構造になっている。   The first coupling member 31 and the second coupling member 32 are arranged coaxially, and one coupling member (the second coupling member 32 in the embodiment of FIGS. 1 and 2) is a hollow shaft and the other coupling member. (In the embodiment of FIGS. 1 and 2, the first coupling member 31) has a double structure including a shaft inserted through the hollow shaft.

図１及び図２に示す実施形態では、中空軸で構成される第２結合部材３２の右側の遊星歯車機構の端部と、遊星キャリヤＣRのインボード側のキャリヤフランジ３４ｂの中空軸部３６とにスプライン４１を設け、第２結合部材３２を遊星キャリヤＣRに対しスプライン嵌合により連結している。 1 and in the embodiment shown in FIG. 2, the second coupling member 32 and the end portion of the right side of the planetary gear mechanism, the planet carrier C carrier on the inboard side of the R flange 34b of the hollow shaft portion 36 composed of a hollow shaft DOO splines 41 provided on the second coupling member 32 to the planet carrier C R are coupled by spline-fitting.

また、図１及び図２に示す実施形態では、第１結合部材３１の左側の遊星歯車機構の端部と、遊星キャリヤＣLのアウトボード側のキャリヤフランジ３４ａの中空軸部３５とにスプライン４２を設けて、第１結合部材３１を遊星キャリヤＣLに対しスプライン嵌合により連結している。 Moreover, the spline 42 in the embodiment shown in FIGS. 1 and 2, the end portion of the left planetary gear mechanism of the first coupling member 31, and the hollow shaft portion 35 of the carrier flange 34a on the outboard side of the planet carrier C L the provided, it is connected by spline fitting to the first coupling member 31 the planet carrier C L.

上記のように、２つの遊星歯車機構の第１結合部材３１と第２結合部材３２とを、遊星キャリヤＣLと遊星キャリヤＣRに対しスプライン嵌合によって連結することにより、２つの遊星歯車機構が左右に分割することが可能となり、３ピース構成の減速装置ハウジング９に他の減速歯車軸と一緒に左右から組込むことができる。 As described above, the two first coupling member 31 of the planetary gear mechanism and a second coupling member 32, by connecting the splined to the planet carrier C L and the planet carrier C R, two planetary gear mechanism Can be divided into left and right, and can be incorporated into the three-piece reduction gear housing 9 together with other reduction gear shafts from the left and right.

第２結合部材３２の遊星キャリヤＣL側の端部は、その外周面に、左側の遊星歯車機構の遊星歯車ＰLと噛み合う外歯車が形成され、この外歯車が左側の遊星歯車機構の太陽歯車ＳLを構成している。 End of the planet carrier C L of the second coupling member 32 has, on its outer peripheral surface, the external gear meshing with the planetary gears P L of the left planetary gear mechanism is formed, the sun the external gear of the left planetary gear mechanism A gear S L is configured.

中空軸で構成される第２結合部材３２に挿通される第１結合部材３１は、右側の遊星歯車機構側の端部に大径部４３を有し、この大径部４３の外周面に、右側の遊星歯車機構の遊星歯車ＰRと噛み合う外歯車が形成され、この外歯車が右側の遊星歯車機構の太陽歯車ＳRを構成している。 The first coupling member 31 inserted through the second coupling member 32 constituted by a hollow shaft has a large diameter portion 43 at the end on the right planetary gear mechanism side, and on the outer peripheral surface of the large diameter portion 43, external gear is formed to mesh with the planetary gears P R of the right planetary gear mechanism, the external gear constitutes the sun gear S R of the right planetary gear mechanism.

第１結合部材３１および第２結合部材３２の内、内径側の結合部材（第１結合部材３１）と連結している太陽歯車ＳRの最大径は、外径側の結合部材（第２結合部材３２）が嵌め合う遊星キャリヤＣRのインボード側のキャリヤフランジ３４ｂの中空軸部３６の内面のスプライン穴の最小径よりも小さく設定することにより、内径側の結合部材（第１結合部材３１）を容易に組み込むことが可能である。 Of the first coupling member 31 and second coupling member 32, the maximum diameter of the sun gear S R are connected to the inner diameter side of the coupling member (first coupling member 31), the binding of the outer diameter side member (the second coupling by member 32) is set smaller than the minimum diameter of the spline hole of the inner surface of the hollow shaft portion 36 of the carrier flange 34b on the inboard side of the planet carrier C R for mating, the inner diameter side of the coupling member (first coupling member 31 ) Can be easily incorporated.

内径側の結合部材（第１結合部材３１）の外周面と、外径側の結合部材（第２結合部材３２）の内周面との間には、カラー４４と、カラー４４の両端に針状ころ軸受４５、４６を介在させている。   Between the outer peripheral surface of the inner diameter side coupling member (first coupling member 31) and the inner peripheral surface of the outer diameter side coupling member (second coupling member 32), there are needles 44 at both ends of the collar 44. The roller bearings 45 and 46 are interposed.

第１結合部材３１および第２結合部材３２と遊星キャリヤＣL、ＣRとの嵌合（スプライン４１、４２）は、軸方向に摺動可能な嵌め合い公差とすることにより、はすば歯車のスラスト力による歯車歯面への偏荷重を防ぐことができる。 The first coupling member 31 and the second coupling member 32 and the planetary carriers C L and C R are fitted to the planetary carriers C L and C R (splines 41 and 42) by using a fitting tolerance slidable in the axial direction. Uneven load on the gear tooth surface due to the thrust force can be prevented.

また、第１結合部材３１および第２結合部材３２と遊星キャリヤＣL、ＣRとのスプライン（スプライン４１、４２）嵌合部の摺動による軸方向移動は、外径側結合部材（図１及び図２の実施形態では第２結合部材３２）の両端にスラスト軸受４７、４８を設けることにより規制している。 Further, the axial movement of the first coupling member 31 and the second coupling member 32 and the planetary carriers C L and C R due to the sliding of the spline (splines 41 and 42) fitting portion is the outer diameter side coupling member (FIG. 1). In the embodiment of FIG. 2, the second coupling member 32) is regulated by providing thrust bearings 47 and 48 at both ends.

２つの遊星歯車機構を連結する２重構造の軸の内径側の結合部材（図１及び図２の実施形態では第１結合部材３１）は、結合部材（図１及び図２の実施形態では第１結合部材３１）と遊星キャリヤ（図１及び図２の実施形態ではＣL）とのスプライン嵌合と反対側の軸端を、他方の遊星キャリヤ（図１及び図２の実施形態ではＣR）に対して深溝玉軸受４９によって支持している。 The coupling member (the first coupling member 31 in the embodiment of FIGS. 1 and 2) on the inner diameter side of the double structure shaft that couples the two planetary gear mechanisms is the coupling member (the first coupling member 31 in the embodiment of FIGS. 1 and 2). 1 coupling member 31) and the planetary carrier (C L in the embodiment of FIGS. 1 and 2), the shaft end opposite to the spline fitting, and the other planet carrier (C R in the embodiment of FIGS. 1 and 2) ) Is supported by a deep groove ball bearing 49.

２つの遊星歯車機構を連結する２重構造の軸の内径側の結合部材（図１及び図２の実施形態では第１結合部材３１）には、軸心に給油穴５０を設けている。内径側の結合部材（図１及び図２の実施形態では第１結合部材３１）の給油穴５０には、外径側結合部材（図１及び図２の実施形態では第２結合部材３２）の両端のスラスト軸受４７、４８の位置に、径方向の給油通路５１、５２を設けている。   The coupling member (the first coupling member 31 in the embodiment of FIGS. 1 and 2) on the inner diameter side of the double-structure shaft that couples the two planetary gear mechanisms is provided with an oil supply hole 50 in the shaft center. The oil supply hole 50 of the inner diameter side coupling member (first coupling member 31 in the embodiment of FIGS. 1 and 2) has an outer diameter side coupling member (second coupling member 32 in the embodiment of FIGS. 1 and 2). Radial oil supply passages 51 and 52 are provided at the positions of the thrust bearings 47 and 48 at both ends.

出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒは、大径の出力歯車１４ａを有し、中央ハウジング９ａの仕切り壁１１の両面に形成した軸受嵌合穴５３ａと側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲに形成した軸受嵌合穴５３ｂに転がり軸受５４ａ、５４ｂによって支持されている。そして、軸受嵌合穴５３ａ、５３ｂは、転がり軸受５４ａ、５４ｂの外輪が当接する壁部のある段付き形状になっている。   The output gear shafts 14L and 14R have a large-diameter output gear 14a, and are formed in bearing fitting holes 53a formed on both surfaces of the partition wall 11 of the central housing 9a and bearing fitting holes 53b formed on the side housings 9bL and 9bR. It is supported by rolling bearings 54a and 54b. The bearing fitting holes 53a and 53b have a stepped shape having a wall portion with which the outer rings of the rolling bearings 54a and 54b come into contact.

出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒのアウトボード側の端部は、側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲに形成した開口部から減速装置ハウジング９の外側に引き出され、引き出された出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒのアウトボード側の端部の外周面に、等速ジョイント６５ａの外側継手部がスプライン結合されている。   Outboard side ends of the output gear shafts 14L and 14R are drawn out of the reduction gear housing 9 from openings formed in the side housings 9bL and 9bR, and are pulled out to the outboard side of the output gear shafts 14L and 14R. The outer joint portion of the constant velocity joint 65a is splined to the outer peripheral surface of the end portion.

出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒに結合された等速ジョイント６５ａは、中間シャフト６５ｃ、等速ジョイント６５ｂを介して駆動輪６１Ｌ、６１Ｒに接続される（図３）。   The constant velocity joint 65a coupled to the output gear shafts 14L and 14R is connected to the drive wheels 61L and 61R via the intermediate shaft 65c and the constant velocity joint 65b (FIG. 3).

出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒのアウトボード側の端部と側面ハウジング９ｂＬ、９ｂＲに形成した開口部との間には、オイルシール５５を設け、減速装置ハウジング９に封入された潤滑油の漏洩および外部からの泥水などの侵入を防止している。   An oil seal 55 is provided between the end of the output gear shafts 14L and 14R on the outboard side and the opening formed in the side housings 9bL and 9bR, and leakage of the lubricating oil sealed in the speed reducer housing 9 and the outside Intrusion of muddy water from

図１に示す実施形態の２モータ式の車両駆動装置１の歯車構成は、図３に示すスケルトン図の通りである。   The gear configuration of the two-motor vehicle drive device 1 of the embodiment shown in FIG. 1 is as shown in the skeleton diagram of FIG.

図３に示すように、左右の電動モータ２Ｌ及び電動モータ２Ｒは、車両に搭載されたバッテリ６３からインバータ６４を介して与えられた電力により動作する。そして、電動モータ２Ｌ、２Ｒは、電子制御装置（図示省略）により個別に制御され、異なるトルクを発生させて出力することができる。   As shown in FIG. 3, the left and right electric motors 2 </ b> L and 2 </ b> R are operated by electric power supplied from a battery 63 mounted on the vehicle via an inverter 64. The electric motors 2L and 2R are individually controlled by an electronic control device (not shown), and can generate and output different torques.

電動モータ２Ｌ、２Ｒのモータ軸５ａのトルクは、減速装置３Ｌ、３Ｒの入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒの入力歯車１２ａと中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒの大径の入力側外歯車１３ａとの歯数比で増大されて歯車装置３０の内歯車ＲL、ＲRに伝達される。 The torque of the motor shaft 5a of the electric motors 2L and 2R is the gear ratio between the input gear shaft 12a of the input gear shafts 12L and 12R of the reduction gears 3L and 3R and the large-diameter input side external gear 13a of the intermediate gear shafts 13L and 13R. And transmitted to the internal gears R L and R R of the gear device 30.

そして、歯車装置３０を介して中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒの出力側小径歯車１３ｂが出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒの大径の出力歯車１４ａに噛み合って出力側小径歯車１３ｂと出力歯車１４ａとの歯数比で電動モータ２Ｌ、２Ｒのモータ軸５ａのトルクがさらに増大されて、駆動輪６１Ｌ、６１Ｒに出力される。   Then, the output side small gear 13b of the intermediate gear shafts 13L and 13R meshes with the large diameter output gear 14a of the output gear shafts 14L and 14R via the gear device 30, and the number of teeth of the output side small gear 13b and the output gear 14a. The torque of the motor shafts 5a of the electric motors 2L and 2R is further increased by the ratio and output to the drive wheels 61L and 61R.

歯車装置３０は、３要素２自由度の同一の遊星歯車機構が同軸上の中間歯車軸１３Ｌ、１３Ｒに二つ組み合わされて構成され、遊星歯車機構として、シングルピニオン遊星歯車機構を採用している。   The gear device 30 is configured by combining two identical planetary gear mechanisms having three elements and two degrees of freedom with coaxial intermediate gear shafts 13L and 13R, and adopts a single pinion planetary gear mechanism as the planetary gear mechanism. .

遊星歯車機構は、同軸上に設けられた太陽歯車ＳL、ＳR及び内歯車ＲL、ＲRと、これら太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとの間に位置する複数の遊星歯車ＰL、ＰRと、遊星歯車ＰL、ＰRを回動可能に支持し太陽歯車ＳL、ＳR及び内歯車ＲL、ＲRと同軸上に設けられた遊星キャリヤＣL、ＣRとから構成される。ここで、太陽歯車ＳL、ＳRと遊星歯車ＰL、ＰRは外周にギヤ歯を有する外歯歯車であり、内歯車ＲL、ＲRは内周にギヤ歯を有する内歯歯車である。遊星歯車ＰL、ＰRは太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとに噛み合っている。 The planetary gear mechanism is positioned between the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R provided on the same axis, and between the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R. A plurality of planetary gears P L and P R and planetary gears P L and P R are rotatably supported, and a planet carrier C is provided coaxially with the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R. L, composed of a C R. Here, the sun gear S L, S R and the planetary gears P L, P R is the external gear having gear teeth on the outer circumference, the internal gear R L, R R is the internal gear having gear teeth on the inner peripheral is there. The planetary gears P L and P R mesh with the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R.

シングルピニオン遊星歯車機構では、遊星キャリヤＣL、ＣRを固定した場合に太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとが逆方向に回転するため、図４に示す速度線図に表すと内歯車ＲL、ＲR及び太陽歯車ＳL、ＳRが遊星キャリヤＣL、ＣRに対して反対側に配置される。 In the single pinion planetary gear mechanism, when the planetary carriers C L and C R are fixed, the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R rotate in opposite directions. , The internal gears R L , R R and the sun gears S L , S R are arranged on the opposite side to the planet carriers C L , C R.

この歯車装置３０は、前記のように、太陽歯車ＳL、遊星キャリヤＣL、遊星歯車ＰL及び内歯車ＲLを有する第１の遊星歯車機構と、同じく太陽歯車ＳR、遊星キャリヤＣR、遊星歯車ＰR及び内歯車ＲRを有する第２の遊星歯車機構とが同軸上に組み合わされて構成されている。 As described above, the gear device 30 includes the first planetary gear mechanism having the sun gear S L , the planet carrier C L , the planetary gear P L, and the internal gear RL , the sun gear S R , and the planet carrier C R. , a second planetary gear mechanism having a planetary gear P R and the internal gear R R is configured by combining coaxially.

そして、第１の遊星歯車機構の遊星キャリヤＣLと第２の遊星歯車機構の太陽歯車ＳRとが結合されて第１結合部材３１を形成し、第１の遊星歯車機構の太陽歯車ＳLと第２の遊星歯車機構の遊星キャリヤＣRとが結合されて第２結合部材３２を形成している。 Then, the planet carrier C L of the first planetary gear mechanism and the sun gear S R of the second planetary gear mechanism are coupled to form the first coupling member 31, and the sun gear S L of the first planetary gear mechanism is formed. When the planet carrier C R of the second planetary gear mechanism forms a second coupling member 32 are coupled.

第１の遊星歯車機構の内歯車ＲLに電動モータ２Ｌで発生したトルクＴＭ１は、入力歯車軸１２Ｌの入力歯車１２ａと入力側外歯車１３ａとが噛み合って中間歯車軸１３Ｌに伝達され、中間歯車軸１３Ｌに伝達されたトルクが、第１の遊星歯車機構を介して中間歯車軸１３Ｌの出力側小径歯車１３ｂに伝達され、中間歯車軸１３Ｌの出力側小径歯車１３ｂと出力歯車軸１４Ｌの出力歯車１４ａとが噛み合って出力歯車軸１４Ｌから駆動輪６１Ｌに駆動トルクＴＬが出力される。 The torque TM1 generated by the electric motor 2L in the internal gear RL of the first planetary gear mechanism is transmitted to the intermediate gear shaft 13L through the meshing of the input gear 12a of the input gear shaft 12L and the input side external gear 13a, and the intermediate gear shaft 13L. The torque transmitted to the shaft 13L is transmitted to the output-side small gear 13b of the intermediate gear shaft 13L via the first planetary gear mechanism, and the output gear of the output-side small gear 13b of the intermediate gear shaft 13L and the output gear shaft 14L. 14a meshes with the output gear shaft 14L and the drive torque TL is output to the drive wheel 61L.

第２の遊星歯車機構の内歯車ＲRに電動モータ２Ｒで発生したトルクＴＭ２は、入力歯車軸１２Ｒの入力歯車１２ａと入力側外歯車１３ａとが噛み合って中間歯車軸１３Ｒに伝達され、中間歯車軸１３Ｒに伝達されたトルクが、第２の遊星歯車機構を介して中間歯車軸１３Ｒの出力側小径歯車１３ｂに伝達され、中間歯車軸１３Ｒの出力側小径歯車１３ｂと出力歯車軸１４Ｒの出力歯車１４ａとが噛み合って出力歯車軸１４Ｒから駆動輪６１Ｒに駆動トルクＴＲが出力される。 Torque TM2 generated by the electric motor 2R to the internal gear R R of the second planetary gear mechanism includes an input gear 12a of the input gear shaft 12R and the input-side external gear 13a is transmitted to the intermediate gear shaft 13R meshing, intermediate gear The torque transmitted to the shaft 13R is transmitted to the output-side small gear 13b of the intermediate gear shaft 13R via the second planetary gear mechanism, and the output gear of the output-side small gear 13b of the intermediate gear shaft 13R and the output gear shaft 14R. The drive torque TR is output from the output gear shaft 14R to the drive wheel 61R.

電動モータ２Ｌ、２Ｒからの出力は、二つの遊星歯車機構のそれぞれの内歯車ＲL、ＲRに与えられ、第１結合部材３１、第２結合部材３２からの出力が駆動輪６１Ｌ、６１Ｒに与えられる。
第２結合部材３２は、中空軸で構成されており、その内部に第１結合部材３１が挿通され、第１結合部材３１と第２結合部材３２を構成する軸は２重構造になっている。 Electric motor 2L, the output from the 2R, each internal gear R L of the two planetary gear mechanisms, given R R, the first coupling member 31, the output from the second coupling member 32 is the driving wheel 61L, the 61R Given.
The 2nd coupling member 32 is comprised by the hollow shaft, the 1st coupling member 31 is penetrated in the inside, and the axis | shaft which comprises the 1st coupling member 31 and the 2nd coupling member 32 has a double structure. .

第１結合部材３１は、その一端（図中右端）が太陽歯車ＳRの回転軸であり、他端（図中左端）が太陽歯車ＳLを貫通して設けられ、遊星キャリヤＣLに接続されている。また、中空軸である第２結合部材３２は、一端（図中左端）が太陽歯車ＳLの回転軸となっており、他端（図中右端）は遊星キャリヤＣRと接続されている。この第１結合部材３１と第２結合部材３２によって、二つの遊星歯車機構が結合されている。 The first coupling member 31 has one end a rotation shaft of the (right end in the drawing) is the sun gear S R, the other end (left end in the drawing) are provided through the sun gear S L, connected to the planet carrier C L Has been. The second coupling member 32 is a hollow shaft, one end (left end in the drawing) has a rotation shaft of the sun gear S L, the other end (right end in the drawing) is connected to the planet carrier C R. Two planetary gear mechanisms are coupled by the first coupling member 31 and the second coupling member 32.

歯車装置３０は、二つの同一のシングルピニオン形式の遊星歯車機構を組み合わせて構成されるため、図４に示すように二本の速度線図によって表すことができる。ここでは、分かりやすいように、二本の速度線図を上下にずらし、上側に左側の遊星歯車機構の速度線図を示し、下側に右側の遊星歯車機構の速度線図を示す。また本来は、図１の実施形態では、各電動モータ２Ｌ、２Ｒから出力されたトルクＴＭ１及びＴＭ２は、各入力歯車軸１２Ｌ、１２Ｒの入力歯車１２ａと噛み合う入力側外歯車１３ａを介して各内歯車ＲL、ＲRに入力されるため減速比が掛かる、また、歯車装置３０から取り出された駆動トルクＴＬ、ＴＲは、出力歯車１４ａと噛み合う出力側小径歯車１３ｂを介し左右の駆動輪６１Ｌ、６１Ｒへ伝達されるため減速比が掛かるが、以降、理解を容易にするため、図４に示す速度線図及び各計算式の説明においては、減速比を省略し、各内歯車ＲL、ＲRに入力されるトルクをＴＭ１及びＴＭ２のまま、駆動トルクはＴＬ、ＴＲのままとする。 Since the gear device 30 is configured by combining two planetary gear mechanisms of the same single pinion type, it can be represented by two velocity diagrams as shown in FIG. Here, for easy understanding, the two velocity diagrams are shifted up and down, the velocity diagram of the left planetary gear mechanism is shown on the upper side, and the velocity diagram of the right planetary gear mechanism is shown on the lower side. Originally, in the embodiment of FIG. 1, the torques TM1 and TM2 output from the electric motors 2L and 2R are respectively transmitted through the input side external gears 13a meshing with the input gears 12a of the input gear shafts 12L and 12R. Since the gears R L and R R are input to the transmission gear, a reduction ratio is applied. The drive torques TL and TR taken out from the gear device 30 are connected to the left and right drive wheels 61L via the output-side small-diameter gear 13b meshing with the output gear 14a. However, in order to facilitate understanding, the speed ratio and the calculation formulas shown in FIG. 4 are omitted in the following description of the speed ratio and the calculation formulas, and the internal gears R L , R are omitted. The torque input to R remains TM1 and TM2, and the drive torque remains TL and TR.

歯車装置３０を構成する二つの遊星歯車機構は、同一の歯数の歯車要素を使用しているため、速度線図においては内歯車ＲLと遊星キャリヤＣLとの距離及び内歯車ＲRと遊星キャリヤＣRとの距離は等しく、これをａとする。また、太陽歯車ＳLと遊星キャリヤＣLとの距離及び太陽歯車ＳRと遊星キャリヤＣRとの距離も等しく、これをｂとする。遊星キャリヤＣL、ＣRから内歯車ＲL、ＲRまでの長さと遊星キャリヤＣL、ＣRから太陽歯車ＳL、ＳRまでの長さの比は、内歯車ＲL、ＲRの歯数Ｚｒの逆数（１／Ｚｒ）と太陽歯車ＳL、ＳRの歯数Ｚｓの逆数（１／Ｚｓ）との比と等しい。よって、ａ＝（１／Ｚｒ）、ｂ＝（１／Ｚｓ）である。 Two planetary gear mechanism constituting the gear device 30, due to the use of gear elements of the same number of teeth, in the speed diagram and distance and the internal gear R R of the internal gear R L and the planet carrier C L the distance between the planet carrier C R are equal, which is referred to as a. Further, the distance between the sun gear S L and the planet carrier C L and the distance between the sun gear S R and the planet carrier C R are also equal, which is b. The ratio of the length from the planet carrier C L , C R to the internal gear R L , R R and the length from the planet carrier C L , C R to the sun gear S L , S R is the ratio of the internal gear R L , R R It is equal to the ratio of the reciprocal number (1 / Zr) of the number of teeth Zr and the reciprocal number (1 / Zs) of the number of teeth Zs of the sun gears S L and S R. Therefore, a = (1 / Zr) and b = (1 / Zs).

ＲRの点を基準にしたモーメントＭの釣り合いから下記（１１）式が算出される。なお、図４において、図中矢印方向Ｍがモーメントの正方向である。
ａ・ＴＲ＋（ａ＋ｂ）・ＴＬ−（ｂ＋２ａ）・ＴＭ１＝０ …（１１） The following equation (11) is calculated from the balance of the moment M based on the point of R R. In FIG. 4, the arrow direction M in the figure is the positive direction of the moment.
a * TR + (a + b) * TL- (b + 2a) * TM1 = 0 (11)

ＲLの点を基準にしたモーメントＭの釣り合いから下記（１２）式が算出される。
−ａ・ＴＬ−（ａ＋ｂ）・ＴＲ＋（ｂ＋２ａ）・ＴＭ２＝０ …（１２） The following equation (12) is calculated from the balance of moment M with reference to point R L.
-A.TL- (a + b) .TR + (b + 2a) .TM2 = 0 (12)

（１１）式＋（１２）式より、下記（１３）式が得られる。
−ｂ・（ＴＲ−ＴＬ）＋（２ａ＋ｂ）・（ＴＭ２−ＴＭ１）＝０
（ＴＲ−ＴＬ）＝（（２ａ＋ｂ）／ｂ）・（ＴＭ２−ＴＭ１） …（１３） The following expression (13) is obtained from the expression (11) + the expression (12).
-B. (TR-TL) + (2a + b). (TM2-TM1) = 0
(TR-TL) = ((2a + b) / b). (TM2-TM1) (13)

（１３）式の（２ａ＋ｂ）／ｂがトルク増幅率αとなる。ａ＝１／Ｚｒ、ｂ＝１／Ｚｓを代入すると、α＝（Ｚｒ＋２Ｚｓ）／Ｚｒとなり、下記のトルク差増幅率αが得られる。   (2a + b) / b in the equation (13) is the torque amplification factor α. When a = 1 / Zr and b = 1 / Zs are substituted, α = (Zr + 2Zs) / Zr, and the following torque difference amplification factor α is obtained.

α＝（Ｚｒ＋２Ｚｓ）／Ｚｒ   α = (Zr + 2Zs) / Zr

この発明では、電動モータ２Ｌ、２Ｒからの入力は、ＲL、ＲRとなり、駆動輪６１Ｌ、６１Ｒへの出力はＳR＋ＣL、ＳL＋ＣRとなる。 In the present invention, the electric motor 2L, input from 2R is, R L, R R, and the drive wheels 61L, the output of the 61R becomes S R + C L, S L + C R.

そして、二つの電動モータ２Ｌ、２Ｒで異なるトルクＴＭ１、ＴＭ２を発生させて入力トルク差ΔＴＩＮ（＝（ＴＭ２−ＴＭ１））を与えると、歯車装置３０において入力トルク差ΔＴＩＮが増幅され、入力トルク差ΔＴＩＮよりも大きな駆動トルク差α・ΔＴＩＮを得ることができる。すなわち、入力トルク差ΔＴＩＮが小さくても、歯車装置３０において上記したトルク差増幅率α（＝（Ｚｒ＋２Ｚｓ）／Ｚｒ）で入力トルク差ΔＴＩＮを増幅することができ、左駆動輪６１Ｌと右駆動輪６１Ｒとに伝達される駆動トルクＴＬ、ＴＲに、入力トルク差ΔＴＩＮよりも大きな駆動トルク差ΔＴＯＵＴ（＝α・（ＴＭ２−ＴＭ１））を与えることができる。   Then, when different torques TM1 and TM2 are generated by the two electric motors 2L and 2R to give the input torque difference ΔTIN (= (TM2−TM1)), the input torque difference ΔTIN is amplified in the gear device 30, and the input torque difference A driving torque difference α · ΔTIN larger than ΔTIN can be obtained. That is, even if the input torque difference ΔTIN is small, the input torque difference ΔTIN can be amplified by the above-described torque difference amplification factor α (= (Zr + 2Zs) / Zr) in the gear device 30, and the left drive wheel 61L and the right drive wheel A driving torque difference ΔTOUT (= α · (TM2−TM1)) larger than the input torque difference ΔTIN can be given to the driving torques TL and TR transmitted to 61R.

従来技術１及び従来技術２では、トルク差増幅機構である歯車装置１０５の、２つの遊星歯車機構の左右接続部材に内歯車Ｒが含まれるため、左右どちらかの内歯車と別部材を繋ぐ結合部材の１つが必ず他方の内歯車Ｒより大径にならなければならない。   In the prior art 1 and the prior art 2, since the internal gear R is included in the left and right connecting members of the two planetary gear mechanisms of the gear device 105 that is the torque difference amplifying mechanism, the coupling that connects either the left or right internal gear and another member. One of the members must have a larger diameter than the other internal gear R.

この発明では、トルク差分配機構である歯車装置３０を構成する２つの遊星歯車機構の接続は、太陽歯車ＳLと遊星キャリヤＣR、太陽歯車ＳRと遊星キャリヤＣLであるから、内歯車ＲL、ＲRよりも大径の接続部材を必要としない。このため、この発明では、従来技術１及び従来技術２のものに比してトルク差分配機構を小さくすることができので、トルク差分配機構を組み込んだ電気自動車用の車両駆動装置１を小さく軽量化することができる。 In the present invention, connection of the two planetary gear mechanism constituting the gear device 30 is a torque difference distribution mechanism, the sun gear S L and the planet carrier C R, since it is the sun gear S R and the planet carrier C L, the internal gear A connecting member having a larger diameter than R L and R R is not required. For this reason, in this invention, since the torque difference distribution mechanism can be made smaller than those of the prior art 1 and the prior art 2, the vehicle drive device 1 for an electric vehicle incorporating the torque difference distribution mechanism is made smaller and lighter. Can be

電気自動車用の車両駆動装置１を小さく軽量化することにより、車両駆動装置１の車体搭載レイアウトと共に、周辺補機類の車体搭載レイアウトの自由度が向上する。   By reducing the size and weight of the vehicle drive device 1 for an electric vehicle, the degree of freedom of the vehicle body mount layout of peripheral accessories is improved along with the vehicle body mount layout of the vehicle drive device 1.

また、車両駆動装置１が小型化することにより、車室空間が拡大する等のメリットがある。   Further, there is a merit that the vehicle interior space is expanded by downsizing the vehicle drive device 1.

図１に示す実施形態では、二つの駆動源として電動モータ２Ｌ、２Ｒを用い、同一の最大出力を有する同一規格の電動モータである場合を例示したが、二つの駆動源はこれに限られない。   In the embodiment shown in FIG. 1, the electric motors 2 </ b> L and 2 </ b> R are used as the two drive sources, and the same standard electric motor having the same maximum output is illustrated, but the two drive sources are not limited thereto. .

なお、車両駆動装置１が搭載される車両は、電気自動車やハイブリッド電気自動車に限られず、例えば、第１の電動モータ２Ｌ及び第２の電動モータ２Ｒを駆動源とした燃料電池自動車であってもよい。   The vehicle on which the vehicle drive device 1 is mounted is not limited to an electric vehicle or a hybrid electric vehicle, and may be, for example, a fuel cell vehicle that uses the first electric motor 2L and the second electric motor 2R as driving sources. Good.

この発明は前述した実施形態に何ら限定されるものではなく、この発明の要旨を逸脱しない範囲において、さらに種々の形態で実施し得る。   The present invention is not limited to the above-described embodiments, and can be further implemented in various forms without departing from the gist of the present invention.

１ ：車両駆動装置
２Ｌ、２Ｒ ：電動モータ
３Ｌ、３Ｒ ：減速装置
４Ｌ、４Ｒ ：モータハウジング
４ａＬ、４ａＲ ：モータハウジング本体
４ｂＬ、４ｂＲ ：外側壁
４ｃＬ、４ｃＲ ：内側壁
５ ：ロータ
５ａ ：モータ軸
６ ：ステータ
７ ：シール部材
８ａ、８ｂ ：転がり軸受
９ ：減速装置ハウジング
９ａ ：中央ハウジング
９ｂＬ、９ｂＲ ：側面ハウジング
１０ ：ボルト
１１ ：仕切り壁
１２Ｌ、１２Ｒ ：入力歯車軸
１２ａ ：入力歯車
１３Ｌ、１３Ｒ ：中間歯車軸
１３ａ ：入力側外歯車
１３ｂ ：出力側小径歯車
１４Ｌ、１４Ｒ ：出力歯車軸
１４ａ ：出力歯車
１６ａ、１６ｂ ：軸受嵌合穴
１７ａ、１７ｂ ：転がり軸受
１８ ：オイルシール
１９ａ、１９ｂ ：軸受嵌合穴
１９ｃ ：軸受嵌合凸部
２０ａ、２０ｂ ：転がり軸受
２０ｃ ：外輪
２０ｄ ：内輪
３０ ：歯車装置
３１ ：第１結合部材
３２ ：第２結合部材
３３ ：キャリヤピン
３４ａ、３４ｂ ：キャリヤフランジ
３５、３６ ：中空軸部
３７ ：針状ころ軸受
３８ ：スラスト板
３９ａ、３９ｂ ：転がり軸受
４０ ：カラー
４１、４２ ：スプライン
４３ ：大径部
４４ ：カラー
４５、４６ ：針状ころ軸受
４７、４８ ：スラスト軸受
４９ ：深溝玉軸受
５０ ：給油穴
５１、５２ ：給油通路
５３ａ、５３ｂ ：軸受嵌合穴
５４ａ、５４ｂ ：転がり軸受
５５ ：オイルシール
６０ ：シャーシ
６１Ｌ、６１Ｒ ：駆動輪
６２Ｌ、６２Ｒ ：前輪
６３ ：バッテリ
６４ ：インバータ
６５ａ、６５ｂ ：等速ジョイント
６５ｃ ：中間シャフト
ＡＭ ：電気自動車
ＣL、ＣR ：遊星キャリヤ
Ｍ ：モーメント
ＰL、ＰR ：遊星歯車
ＲL、ＲR ：内歯車
ＳL、ＳR ：太陽歯車
ＴＭ１、ＴＭ２ ：電動モータで発生したトルク
ＴＬ、ＴＲ ：駆動トルク
Ｚｒ ：内歯車の歯数
Ｚｓ ：太陽歯車の歯数
ａ、ｂ ：距離
α トルク差増幅率
ΔＴＩＮ ：入力トルク差
ΔＴＯＵＴ ：駆動トルク差 1: Vehicle drive device 2L, 2R: Electric motor 3L, 3R: Deceleration device 4L, 4R: Motor housing 4aL, 4aR: Motor housing body 4bL, 4bR: Outer wall 4cL, 4cR: Inner wall 5: Rotor 5a: Motor shaft 6 : Stator 7: Sealing members 8a and 8b: Rolling bearing 9: Reduction gear housing 9a: Central housing 9bL and 9bR: Side housing 10: Bolt 11: Partition walls 12L and 12R: Input gear shaft 12a: Input gear shafts 13L and 13R: Intermediate Gear shaft 13a: Input side external gear 13b: Output side small diameter gears 14L, 14R: Output gear shaft 14a: Output gears 16a, 16b: Bearing fitting holes 17a, 17b: Rolling bearing 18: Oil seals 19a, 19b: Bearing fitting Hole 19c: Bearing fitting convex portions 20a, 20b: Rolling bearing 20c: Outer ring 20 d: inner ring 30: gear unit 31: first coupling member 32: second coupling member 33: carrier pins 34a, 34b: carrier flanges 35, 36: hollow shaft portion 37: needle roller bearing 38: thrust plates 39a, 39b: Rolling bearing 40: Collar 41, 42: Spline 43: Large diameter portion 44: Collar 45, 46: Needle roller bearing 47, 48: Thrust bearing 49: Deep groove ball bearing 50: Oil hole 51, 52: Oil passage 53a, 53b : Bearing fitting holes 54a and 54b: Rolling bearing 55: Oil seal 60: Chassis 61L and 61R: Drive wheels 62L and 62R: Front wheels 63: Battery 64: Inverters 65a and 65b: Constant velocity joint 65c: Intermediate shaft AM: Electric vehicle C L , C R : Planetary carrier M: Moment P L , P R : Planetary gears R L , R R : Internal gears S L , S R : Sun gears TM1, TM2: Torque TL generated by the electric motor, TR: Drive torque Zr: Number of teeth of the internal gear Zs: Number of teeth of the sun gear a, b: Distance α Torque difference amplification factor ΔTIN: Input torque difference ΔTOUT: Driving torque difference

Claims (11)

車両に搭載され独立して制御可能な二つの駆動源と、前記二つの駆動源と左右の駆動輪との間に設けられ、前記二つの駆動源からの動力を左右輪に分配する歯車装置と、前記二つの駆動源の動力を駆動輪に伝達する減速装置とを備える車両駆動装置において、前記減速装置は、駆動源に連結し、入力歯車を有する入力歯車軸と、駆動輪に連結し、出力歯車を有する出力歯車軸と、歯車の噛合いにより入力歯車軸から出力歯車軸の間の動力伝達を行う中間歯車軸が少なくとも1つ以上配され、前記減速装置を構成する歯車が外歯車であり、前記二つの駆動源からの動力を左右輪に分配する歯車装置は、同軸に配された左右の1対の中間歯車軸と同軸上に二つ組み合わせた３要素２自由度の遊星歯車機構からなり、前記遊星歯車機構は、内歯車と、前記内歯車と同軸上に設けられた遊星キャリヤと、前記内歯車と同軸上に設けられた太陽歯車と、公転歯車としての遊星歯車とを有し、前記二つの遊星歯車機構の一方の遊星キャリヤと他方の太陽歯車とを結合する第１結合部材と、一方の太陽歯車と他方の遊星キャリヤとを結合する第２結合部材とを有し、前記歯車装置と同軸上にある前記減速装置の中間歯車軸に、入力歯車または駆動側中間歯車軸の歯車と噛み合う入力側外歯車と、前記遊星歯車機構の遊星キャリヤと連結され、出力歯車または従動側中間歯車軸の歯車と噛み合う出力側小径歯車とを設け、前記遊星キャリヤの両端が転がり軸受によって回転自在に支持され、この遊星キャリヤを支持するアウトボード側の転がり軸受が、出力歯車または従動側中間歯車軸の歯車と噛み合う出力側小径歯車の内周側に嵌合し、前記転がり軸受の内輪と前記減速装置を収容するハウジングとが嵌合することを特徴とする車両駆動装置。   Two drive sources mounted on the vehicle and independently controllable, and a gear device provided between the two drive sources and the left and right drive wheels, and distributing power from the two drive sources to the left and right wheels A vehicle drive device comprising a speed reducer for transmitting the power of the two drive sources to the drive wheels, wherein the speed reducer is connected to the drive source, connected to the input gear shaft having an input gear, and the drive wheels, An output gear shaft having an output gear and at least one intermediate gear shaft that transmits power between the input gear shaft and the output gear shaft by meshing the gears are arranged, and the gear constituting the reduction gear is an external gear. The gear device for distributing the power from the two drive sources to the left and right wheels is a three-element two-degree-of-freedom planetary gear mechanism that is coaxially combined with a pair of left and right intermediate gear shafts arranged coaxially. The planetary gear mechanism includes an internal gear, A planetary carrier provided coaxially with the internal gear, a sun gear provided coaxially with the internal gear, and a planetary gear serving as a revolving gear, and one planetary carrier of the two planetary gear mechanisms A first coupling member that couples the sun gear to the other sun gear, and a second coupling member that couples the one sun gear to the other planet carrier, and the middle of the reduction gear that is coaxial with the gear device An input side external gear meshing with the gear of the input gear or the drive side intermediate gear shaft, and an output side small diameter gear coupled with the planetary carrier of the planetary gear mechanism and meshing with the gear of the output gear or the driven intermediate gear shaft. And both ends of the planetary carrier are rotatably supported by rolling bearings, and the rolling bearings on the outboard side that support the planetary carrier mesh with the gears of the output gear or the driven intermediate gear shaft. A vehicle drive device, wherein the vehicle drive device is fitted to an inner peripheral side of an output-side small-diameter gear, and an inner ring of the rolling bearing and a housing accommodating the reduction gear are fitted. 前記転がり軸受外輪と前記出力歯車または従動側中間歯車軸の歯車と噛み合う出力側小径歯車の内周面との嵌合いがしまり嵌めであり、前記転がり軸受の内輪と前記ハウジングとの嵌合いがすきま嵌めであることを特徴とする請求項１に記載の車両駆動装置。   Fitting between the outer ring of the rolling bearing and the inner peripheral surface of the output-side small-diameter gear meshing with the output gear or the gear of the driven-side intermediate gear shaft is a tight fit, and the fitting between the inner ring of the rolling bearing and the housing is a clearance. The vehicle drive device according to claim 1, wherein the vehicle drive device is a fit. 前記遊星歯車機構は、それぞれ内歯車と、前記内歯車と同軸上に設けられた遊星キャリヤと、前記内歯車と同軸上に設けられた太陽歯車と、公転歯車としての遊星歯車とを有し、前記内歯車の外周部に入力歯車軸の入力歯車と噛み合う入力側外歯車を設けたことを特徴とする請求項１又は２に記載の車両駆動装置。   Each of the planetary gear mechanisms has an internal gear, a planet carrier provided coaxially with the internal gear, a sun gear provided coaxially with the internal gear, and a planetary gear as a revolving gear, The vehicle drive device according to claim 1, wherein an input side external gear that meshes with an input gear of an input gear shaft is provided on an outer peripheral portion of the internal gear. 前記遊星歯車機構は、一方の前記遊星キャリヤと他方の太陽歯車と結合する第１結合部材と、一方の太陽歯車と他方の遊星キャリヤとを結合する第２結合部材とを有し、前記第１結合部材と第２結合部材が同軸上に配置されると共に、一方の結合部材が中空軸、他方の結合部材が前記中空軸内部に挿通される軸を有し、２つの遊星歯車軸の間を通る軸が２重構造である歯車装置であって、歯車装置を備える減速装置のハウジングが、中央ハウジングと左右の側面ハウジングからなる３ピース構成であり、前記中央ハウジングには左右を仕切る仕切り壁が設けられ、前記仕切り壁に、前記歯車装置の前記第１結合部材と前記第２結合部材が、貫通する穴が設けられていることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の車両駆動装置。   The planetary gear mechanism includes a first coupling member that couples one planetary carrier and the other sun gear, and a second coupling member that couples one sun gear and the other planetary carrier, The coupling member and the second coupling member are arranged coaxially, and one coupling member has a hollow shaft, and the other coupling member has an axis inserted into the hollow shaft, and is between the two planetary gear shafts. A gear device having a double structure on a shaft passing therethrough, wherein a housing of a speed reducer provided with the gear device has a three-piece configuration including a central housing and left and right side housings, and the central housing has a partition wall that separates left and right The vehicle according to claim 1, wherein the partition wall is provided with a hole through which the first coupling member and the second coupling member of the gear device pass. Drive device. 前記遊星歯車機構の遊星キャリヤは、遊星歯車を支持するキャリヤピンを介して、車両のインボード側およびアウトボード側に延設し、キャリヤフランジを有する中空軸部であって、前記遊星キャリヤの両端をハウジングに対して転がり軸受で回転自在に支持することを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の車両駆動装置。   The planetary carrier of the planetary gear mechanism is a hollow shaft portion that extends on the inboard side and the outboard side of the vehicle via a carrier pin that supports the planetary gear and has a carrier flange, and has both ends of the planetary carrier. The vehicle drive device according to any one of claims 1 to 4, wherein the vehicle is rotatably supported by a rolling bearing with respect to the housing. 前記遊星キャリヤのアウトボード側に、出力歯車または従動側の中間歯車軸の歯車と噛み合う出力側小径歯車を設けたことを特徴とする請求項５に記載の車両駆動装置。   6. The vehicle drive device according to claim 5, wherein an output-side small-diameter gear that meshes with an output gear or a gear of an intermediate gear shaft on the driven side is provided on the outboard side of the planetary carrier. 前記遊星歯車機構の内歯車が遊星キャリヤに対して転がり軸受によって回転自在に支持されていることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の車両駆動装置。   The vehicle drive device according to any one of claims 1 to 6, wherein an internal gear of the planetary gear mechanism is rotatably supported by a rolling bearing with respect to the planet carrier. 前記第１結合部材と第２結合部材が同軸上に配置されると共に、一方の結合部材が中空軸、他方の結合部材が前記中空軸内部に挿通される軸からなる２重構造である歯車装置であって、前記第１結合部材および前記第２結合部材と、それぞれの結合部材を連結する遊星キャリヤとの連結がスプライン嵌合であることを特徴とする請求項４〜７のいずれかに記載の車両駆動装置。   A gear device having a double structure in which the first coupling member and the second coupling member are arranged coaxially, one coupling member is a hollow shaft, and the other coupling member is a shaft inserted into the hollow shaft. The connection between the first coupling member and the second coupling member and a planet carrier that couples the respective coupling members is spline fitting. Vehicle drive device. 前記スプライン嵌合が軸方向に摺動可能な嵌合であることを特徴とする請求項８に記載の車両駆動装置。   The vehicle drive device according to claim 8, wherein the spline fitting is a fitting that is slidable in an axial direction. 前記第１および第２結合部材の内、外径側の結合部材の両端にスラスト軸受を設けたことを特徴とする請求項４〜９のいずれかに記載の車両駆動装置。   The vehicle drive device according to any one of claims 4 to 9, wherein thrust bearings are provided at both ends of the outer diameter side coupling member among the first and second coupling members. 前記第１および第２結合部材の内、内径側の結合部材の内径に給油穴を設けたことを特徴とする請求項４〜１０のいずれかに記載の車両駆動装置。   The vehicle drive device according to any one of claims 4 to 10, wherein an oil supply hole is provided in an inner diameter of a coupling member on an inner diameter side among the first and second coupling members.
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