JP6546300B1 - Transmission for motor - Google Patents

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Abstract

【課題】差動機構としてディファレンシャルギヤを用いる場合において、軸線方向長さを短縮し、装置全体の小型化を図れる電動機用変速装置を提供する。【解決手段】本発明による電動機用変速装置１は、電動機２の動力を変速し、ディファレンシャルギヤ４に伝達する。ダブルピニオン式の第１遊星歯車機構ＰＧ１は、電動機２の動力が入力されるサンギヤＳ１と、複数の第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２を支持するキャリアＣ１と、リングギヤＲ１を有し、キャリアＣ１及びリングギヤＲ１はそれぞれ第１及び第２ブレーキＢ２で制動される。各第２ピニオンギヤＰ２は、第１ピニオンギヤＰ１及びリングギヤＲ１に噛み合う基部Ｐ２Ｂと、基部Ｐ２Ｂから電動機２と反対側に延びる延出部Ｐ２Ｅを有し、ディファレンシャルギヤ４は、延出部Ｐ２Ｅに噛み合う第２サンギヤＳ２を有し、複数の延出部Ｐ２Ｅによって画成された内側の空間に配置されている。【選択図】図１When a differential gear is used as a differential mechanism, a transmission for an electric motor capable of reducing the length in the axial direction and reducing the size of the entire apparatus is provided. A transmission for an electric motor according to the present invention shifts the power of an electric motor and transmits it to a differential gear. The double pinion type first planetary gear mechanism PG1 has a sun gear S1 to which the motive power of the electric motor 2 is input, a carrier C1 supporting a plurality of first and second pinion gears P1 and P2, and a ring gear R1. The ring gear R1 is braked by the first and second brakes B2, respectively. Each second pinion gear P2 has a base portion P2B meshing with the first pinion gear P1 and the ring gear R1, and an extension portion P2E extending from the base portion P2B to the opposite side to the motor 2, and the differential gear 4 meshes with the extension portion P2E It has two sun gears S2, and is arranged in an inner space defined by a plurality of extension parts P2E. [Selected figure] Figure 1

Description

本発明は、電動機の動力を変速するとともに、差動機構によって２つの出力軸に配分するための電動機用変速装置に関する。   The present invention relates to a transmission for a motor for shifting the power of a motor and distributing the power to two output shafts by a differential mechanism.

従来のこの種の電動機用変速装置として、例えば特許文献１に開示されたものが知られている。この電動機用変速装置（以下、単に「変速装置」という）は、電気自動車に適用されたものであり、図６に示された例では、電動モータ（以下「モータ」という）に連結された変速機構及び差動機構を備えており、これらの３つの機構は、この順に電気自動車の出力軸の軸線方向に並んだ状態で配置され、ハウジングに収容されている。   As a conventional transmission for this type of motor, for example, one disclosed in Patent Document 1 is known. The electric motor transmission (hereinafter simply referred to as "transmission") is applied to an electric vehicle, and in the example shown in FIG. 6, a transmission connected to an electric motor (hereinafter referred to as "motor") A mechanism and a differential mechanism are provided, and these three mechanisms are arranged in this order in the axial direction of the output shaft of the electric vehicle and accommodated in the housing.

変速機構は、第１及び第２クラッチと遊星歯車機構を有しており、これらは、モータ側から順に軸線方向に並んだ状態で配置されている。遊星歯車機構は、互いに歯数が異なる第１及び第２ピニオンギヤを一体に有する２連ピニオンギヤと、２連ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアを有する。また、遊星歯車機構は、モータのロータに第１クラッチを介して連結され、上記第１ピニオンギヤに噛み合う第１サンギヤと、第１ピニオンギヤに噛み合うとともに、ハウジングに固定された第１リングギヤを有し、さらに、モータのロータに第２クラッチを介して連結され、上記第２ピニオンギヤに噛み合うとともに、第１サンギヤよりも歯数の大きい第２サンギヤと、第２ピニオンギヤに噛み合う、第１リングギヤよりも歯数の小さい第２リングギヤを有する。   The transmission mechanism has first and second clutches and a planetary gear mechanism, which are arranged in order from the motor side in the axial direction. The planetary gear mechanism has a double pinion gear integrally including first and second pinion gears having different numbers of teeth, and a carrier rotatably supporting the double pinion gear. The planetary gear mechanism has a first sun gear connected to the rotor of the motor via a first clutch and meshing with the first pinion gear, and a first ring gear meshing with the first pinion gear and fixed to the housing. Furthermore, the number of teeth is greater than that of the first ring gear, which is connected to the rotor of the motor via the second clutch, meshes with the second pinion gear, and meshes with the second sun gear having a larger number of teeth than the first sun gear and the second pinion gear. Has a small second ring gear.

差動機構は、ダブルピニオン式の遊星歯車機構で構成されており、変速機構の第２リングギヤに連結されたリングギヤと、リングギヤに順に噛み合う第１及び第２プラネタリギヤと、第１及び第２プラネタリギヤを回転自在に支持するキャリアと、第２プラネタリギヤに噛み合うサンギヤを有する。この差動機構のサンギヤは、電気自動車の一方の出力軸に連結され、キャリアは、電気自動車の他方の出力軸に連結されている。   The differential mechanism is formed of a double pinion type planetary gear mechanism, and includes a ring gear connected to a second ring gear of the transmission mechanism, first and second planetary gears meshing with the ring gear in order, and first and second planetary gears. It has a carrier that is rotatably supported, and a sun gear that meshes with the second planetary gear. The sun gear of the differential mechanism is coupled to one output shaft of the electric vehicle, and the carrier is coupled to the other output shaft of the electric vehicle.

この変速装置では、第１クラッチをオンし、第２クラッチをオフすると、モータの動力は、変速機構の第１サンギヤに入力され、所定の減速比で変速された後、第２リングギヤを介して、差動機構のリングギヤに出力される。一方、第１クラッチをオフし、第２クラッチをオンすると、モータの動力は、第２サンギヤに入力され、上記よりも小さい所定の減速比で変速された後、第２リングギヤを介して、差動機構のリングギヤに出力される。差動機構に入力されたモータの動力は、そのサンギヤとキャリアに配分され、２つの出力軸に伝達される。   In this transmission, when the first clutch is turned on and the second clutch is turned off, the power of the motor is input to the first sun gear of the transmission mechanism, and after being shifted at a predetermined speed reduction ratio, the second ring gear is used. , Is output to the ring gear of the differential mechanism. On the other hand, when the first clutch is turned off and the second clutch is turned on, the power of the motor is input to the second sun gear, and after shifting at a predetermined reduction ratio smaller than the above, the difference is generated via the second ring gear. It is output to the ring gear of the moving mechanism. The power of the motor input to the differential mechanism is distributed to the sun gear and the carrier, and transmitted to the two output shafts.

特開２００２−１０４００１号公報JP, 2002-104001, A

上述したように、従来の変速装置では、変速されたモータの動力を配分する差動機構として、通常のディファレンシャルギヤではなく、ダブルピニオン式の遊星歯車機構が用いられている。これは、変速機構の第１及び第２クラッチ、遊星歯車機構の２つのギヤ列と差動機構が、出力軸の軸線方向に並んで配置される関係から、ディファレンシャルギヤよりも軸線方向長さが小さいダブルピニオン式の遊星歯車機構を用いる方が、軸線方向長さを抑制する上で有利なためである。   As described above, in the conventional transmission, a double pinion type planetary gear mechanism is used instead of a normal differential gear as a differential mechanism for distributing the power of a shifted motor. This is because the first and second clutches of the transmission mechanism and the two gear trains of the planetary gear mechanism and the differential mechanism are arranged side by side in the axial direction of the output shaft, so the axial length is longer than that of the differential gear. The use of a small double pinion planetary gear mechanism is advantageous in suppressing the axial length.

しかし、ダブルピニオン式の遊星歯車機構は、ディファレンシャルギヤと比較して構成が複雑であるため、装置全体の構成の複雑化や高コスト化を招く。この観点から、差動機構として、ディファレンシャルギヤを用いることが好ましいものの、その場合には、軸線方向長さが大きいディファレンシャルギヤが変速機構と並設される結果、軸線方向長さが大きくなり、装置全体の大型化を招く。   However, the double pinion type planetary gear mechanism is complicated in configuration as compared with the differential gear, resulting in the complication of the entire configuration of the device and an increase in cost. From this point of view, although it is preferable to use a differential gear as the differential mechanism, in that case, as a result of the differential gear having a large axial length being juxtaposed with the transmission mechanism, the axial length becomes large. It leads to the enlargement of the whole.

本発明は、このような課題を解決するためになされたものであり、差動機構としてディファレンシャルギヤを用いる場合において、軸線方向長さを短縮し、装置全体の小型化を図ることができる電動機用変速装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made to solve such a problem, and in the case of using a differential gear as a differential mechanism, for an electric motor capable of shortening the axial length and achieving the downsizing of the entire device. The purpose is to provide a transmission.

この目的を達成するために、請求項１に係る発明は、電動機２の動力を変速するとともに、差動機構によって２つの出力軸（実施形態における（以下、本項において同じ）駆動軸ＳＬ、ＳＲ）に配分する電動機用変速装置１であって、出力軸と同軸状に配置されたダブルピニオン式の遊星歯車機構（第１遊星歯車機構ＰＧ１）を備え、遊星歯車機構は、電動機２の動力が入力されるサンギヤＳ１と、サンギヤＳ１に噛み合う複数の第１ピニオンギヤＰ１、及び複数の第１ピニオンギヤＰ１にそれぞれ噛み合う複数の第２ピニオンギヤＰ２を回転自在に支持するキャリアＣ１と、複数の第２ピニオンギヤＰ２に噛み合うリングギヤＲ１と、を有し、キャリアＣ１を制動するための第１ブレーキ（第１ブレーキＢ１、ワンウェイクラッチＯＷＣ）と、リングギヤＲ１を制動するための第２ブレーキＢ２と、をさらに備え、複数の第２ピニオンギヤＰ２の各々は、第１ピニオンギヤＰ１及びリングギヤＲ１に噛み合う基部Ｐ２Ｂと、基部Ｐ２Ｂから電動機２と反対側に延びる延出部Ｐ２Ｅを有し、差動機構は、第２ピニオンギヤＰ２の延出部Ｐ２Ｅに噛み合う第２サンギヤＳ２を入力ギヤとして有するディファレンシャルギヤ４で構成され、複数の第２ピニオンギヤＰ２の延出部Ｐ２Ｅによって画成された内側の空間に配置されていることを特徴とする。   In order to achieve this object, the invention according to claim 1 changes the power of the motor 2 while shifting the power of the motor 2 and by means of a differential mechanism two output shafts (in the embodiment (same in the present embodiment) drive shafts SL and SR). ), And includes a double pinion type planetary gear mechanism (first planetary gear mechanism PG1) coaxially arranged with the output shaft. A carrier C1 rotatably supporting a sun gear S1 to be input, a plurality of first pinion gears P1 meshing with the sun gear S1, and a plurality of second pinion gears P2 meshing with the plurality of first pinion gears P1, and a plurality of second pinion gears P2 First gear for braking the carrier C1 (first brake B1, one-way clutch OWC) , A second brake B2 for braking the ring gear R1, and a plurality of second pinion gears P2 each have a base P2B meshing with the first pinion gear P1 and the ring gear R1, and a base P2B opposite to the motor 2 The differential mechanism includes the extending portion P2E, and the differential mechanism includes the differential gear 4 having the second sun gear S2 meshing with the extending portion P2E of the second pinion gear P2 as an input gear, and extends the plurality of second pinion gears P2 It is characterized in that it is disposed in the inner space defined by the part P2E.

上記のように、本発明の電動機用変速装置（以下、適宜「変速装置」という）は、ダブルピニオン式の遊星歯車機構を備えており、差動機構はディファレンシャルギヤで構成されている。遊星歯車機構の第２ピニオンギヤは、基部と、基部から電動機と反対側に延びる延出部を有し、基部は、第１ピニオンギヤ及びリングギヤに噛み合い、延出部は、ディファレンシャルギヤの入力ギヤである第２サンギヤに噛み合っている。また、遊星歯車機構のキャリア及びリングギヤをそれぞれ制動する第１及び第２ブレーキが設けられている。   As described above, the electric motor transmission according to the present invention (hereinafter, appropriately referred to as the "transmission") includes a double pinion type planetary gear mechanism, and the differential mechanism is configured by a differential gear. The second pinion gear of the planetary gear mechanism has a base and an extension extending from the base to the opposite side of the motor, the base meshes with the first pinion gear and the ring gear, and the extension is an input gear of the differential gear It is engaged with the second sun gear. Also, first and second brakes are provided to brake the carrier and ring gear of the planetary gear mechanism, respectively.

この構成によれば、電動機の動力は、遊星歯車機構のサンギヤに入力され、第１ピニオンギヤと第２ピニオンギヤの基部を介して、キャリア及びリングギヤに入力される。後述するように、電動機の動力は、第１ブレーキでキャリアを制動した場合と、第２ブレーキでリングギヤを制動した場合において、遊星歯車機構の回転要素間の歯数比によって定まる、互いに異なる所定の減速比で減速される。したがって、第１及び第２ブレーキの作動／停止を切り替えることによって、電動機の動力を２段変速で変速することができる。変速された動力は、第２ピニオンギヤの延出部及び第２サンギヤを介してディファレンシャルギヤに入力され、ディファレンシャルギヤによって２つの出力軸に配分される。   According to this configuration, the motive power of the motor is input to the sun gear of the planetary gear mechanism, and is input to the carrier and the ring gear via the first pinion gear and the base of the second pinion gear. As will be described later, the power of the electric motor is determined by the ratio of the number of teeth between the rotating elements of the planetary gear mechanism, which are different from each other when the carrier is braked by the first brake and when the ring gear is braked by the second brake. It is decelerated at the reduction ratio. Therefore, by switching the operation / stop of the first and second brakes, it is possible to shift the power of the electric motor in two-speed shift. The shifted power is input to the differential gear through the extension of the second pinion gear and the second sun gear, and is distributed to the two output shafts by the differential gear.

また、本発明によれば、第２ピニオンギヤの基部から電動機と反対側に延びる延出部によって、その内側に空間が画成され、この内側空間にディファレンシャルギヤが配置・収容されている。これにより、ディファレンシャルギヤが変速機構に対して軸線方向に並設される場合と比較して、軸線方向長さを短縮でき、装置全体の小型化を図ることができる。また、差動機構として、ダブルピニオン式の遊星歯車機構よりも構成が単純なディファレンシャルギヤが用いられるので、装置全体の構成の単純化と低コスト化を図ることができる。   Further, according to the present invention, a space is defined on the inner side by the extension portion extending from the base of the second pinion gear to the opposite side to the electric motor, and the differential gear is disposed and accommodated in the inner space. As a result, the axial length can be shortened as compared with the case where the differential gears are provided in parallel with the transmission mechanism in the axial direction, and the overall size of the device can be reduced. Further, since a differential gear having a simpler configuration than that of the double pinion type planetary gear mechanism is used as the differential mechanism, simplification of the overall configuration of the apparatus and cost reduction can be achieved.

請求項２に係る発明は、請求項１に記載の電動機用変速装置において、複数の第２ピニオンギヤＰ２の各々は、基部Ｐ２Ｂ及び延出部Ｐ２Ｅを有する大ギヤＰ２１と、大ギヤＰ２１よりも小さい歯数を有する小ギヤＰ２２とを一体に有する２連ピニオンギヤで構成され、小ギヤＰ２２に噛み合う第２リングギヤＲ２と、第２リングギヤＲ２を制動するための第３ブレーキＢ３と、をさらに備えることを特徴とする。   The invention according to claim 2 is the electric motor transmission as set forth in claim 1, wherein each of the plurality of second pinion gears P2 is smaller than the large gear P21 having the base portion P2B and the extension portion P2E and the large gear P21. It further comprises: a second ring gear R2 meshing with the small gear P22, and a third brake B3 for braking the second ring gear R2. The second ring gear R2 is composed of a double pinion gear integrally having a small gear P22 having a number of teeth. It features.

この構成によれば、第３ブレーキで第２リングギヤを制動した場合、後述するように、電動機の動力は、上記の第１ブレーキでキャリアを制動した場合と第２ブレーキでリングギヤを制動した場合の中間の所定の減速比で減速される。したがって、第１〜第３ブレーキの作動／停止を切り替えることによって、電動機の動力を３段変速で変速することができる。   According to this configuration, when the second ring gear is braked by the third brake, the motive power of the electric motor is, as described later, when the carrier is braked by the first brake and when the ring gear is braked by the second brake. The vehicle is decelerated at an intermediate predetermined speed reduction ratio. Therefore, by switching the operation / stop of the first to third brakes, it is possible to shift the power of the electric motor in three-speed shift.

請求項３に係る発明は、請求項２に記載の電動機用変速装置において、第２ピニオンギヤＰ２の小ギヤＰ２２は、大ギヤＰ２１に対して電動機２と反対側に配置されており、ディファレンシャルギヤ４は、大ギヤＰ２１の延出部Ｐ２Ｅ及び小ギヤＰ２２によって画成された内側の空間に配置されていることを特徴とする。   According to a third aspect of the present invention, in the transmission for a motor according to the second aspect, the small gear P22 of the second pinion gear P2 is disposed on the opposite side to the electric motor 2 with respect to the large gear P21. Are disposed in an inner space defined by the extension P2E of the large gear P21 and the small gear P22.

この構成によれば、第２ピニオンギヤの大ギヤの延出部と大ギヤに対して電動機と反対側に配置された小ギヤによって、請求項１の場合よりも軸線方向に長い、大きな内側空間が画成され、この内側空間にディファレンシャルギヤが配置されている。これにより、内側空間にディファレンシャルギヤのより多くの部分又は全部を収容することができる。   According to this configuration, a large inner space, which is longer in the axial direction than in the case of claim 1, is formed by the extension of the large gear of the second pinion gear and the small gear disposed on the opposite side of the large gear to the motor. A differential gear is disposed in the inner space defined. This allows the inner space to accommodate more or less of the differential gear.

請求項４に係る発明は、請求項２又は３に記載の電動機用変速装置において、電動機２、遊星歯車機構及びディファレンシャルギヤ４は、ケースＣＡに収容されており、第１〜第３ブレーキＢ１〜Ｂ３は、ケースＣＡの周壁部に配置されていることを特徴とする。   According to a fourth aspect of the invention, in the electric motor transmission of the second or third aspect, the electric motor 2, the planetary gear mechanism, and the differential gear 4 are accommodated in a case CA, and the first to third brakes B1 to B1 are provided. B3 is characterized in that it is disposed on the peripheral wall portion of the case CA.

この構成によれば、第１〜第３ブレーキが、電動機、遊星歯車機構及びディファレンシャルギヤを収容するケースの周壁部に配置されているので、同じ目的のクラッチが遊星歯車機構などに対して軸線方向に並設される従来の場合と比較して、軸線方向長さを短縮でき、装置全体のさらなる小型化を図ることができる。   According to this configuration, since the first to third brakes are arranged on the peripheral wall portion of the case accommodating the motor, the planetary gear mechanism and the differential gear, the clutch for the same purpose is in the axial direction with respect to the planetary gear mechanism etc. As compared with the conventional case of juxtaposed in parallel, the axial direction length can be shortened, and the further miniaturization of the entire device can be achieved.

請求項５に係る発明は、請求項１から４のいずれかに記載の電動機用変速装置において、電動機２と遊星歯車機構との間に出力軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されたシングルピニオン式の第２遊星歯車機構ＰＧ０をさらに備え、第２遊星歯車機構ＰＧ０は、電動機２に連結されたサンギヤＳ０と、回転不能のリングギヤＲ０と、サンギヤＳ０及びリングギヤＲ０に噛み合うピニオンギヤＰ０を回転自在に支持するとともに、遊星歯車機構のサンギヤＳ１に連結されたキャリアＣ０と、を有することを特徴とする。   The invention according to claim 5 is the transmission for a motor according to any one of claims 1 to 4, wherein the single pinion type is disposed between the motor 2 and the planetary gear mechanism coaxially with the output shafts SL and SR. The second planetary gear mechanism PG0 rotatably supports the sun gear S0 connected to the motor 2, the non-rotatable ring gear R0, and the pinion gear P0 meshing with the sun gear S0 and the ring gear R0. And a carrier C0 connected to the sun gear S1 of the planetary gear mechanism.

この構成によれば、電動機の動力は、第２遊星歯車機構のサンギヤに入力され、所定の減速比で減速された後、キャリアを介して、遊星歯車機構のサンギヤに入力されるので、この減速の分、変速装置全体として、より大きな減速比を得ることができる。   According to this configuration, the power of the motor is input to the sun gear of the second planetary gear mechanism, decelerated at a predetermined reduction ratio, and then input to the sun gear of the planetary gear mechanism through the carrier. As a whole, a larger reduction ratio can be obtained as the entire transmission.

本発明の第１実施形態による電動機用変速装置を概略的に示す図である。FIG. 1 schematically shows a transmission for an electric motor according to a first embodiment of the present invention. 電動機用変速装置の第１遊星歯車機構などを示す図である。It is a figure which shows the 1st planetary gear mechanism etc. of the transmission for electric motors. 図１の電動機用変速装置における主な回転要素の歯数の設定例を示す表である。It is a table | surface which shows the example of a setting of the number of teeth of the main rotating element in the transmission for electric motors of FIG. 図１の電動機用変速装置の動作表である。It is an operation table of the transmission for electric motors of FIG. 電動機用変速装置の前進高速（Ｈｉ）モードにおける回転要素間の回転数の関係を示す速度線図である。FIG. 7 is a velocity diagram showing the relationship between the rotational speeds of the rotary elements in the forward high speed (Hi) mode of the electric motor transmission. 電動機用変速装置の前進低速（Ｌｏｗ）モードにおける回転要素間の回転数の関係を示す速度線図である。FIG. 6 is a velocity diagram showing the relationship between the rotational speeds of the rotary elements in the forward low speed mode of the electric motor transmission. 図１の電動機用変速装置の動作をまとめて示す速度線図である。FIG. 7 is a velocity diagram showing the operation of the electric motor transmission of FIG. 1 together; 本発明の第２実施形態による電動機用変速装置を概略的に示す図である。It is a figure showing roughly the transmission for electric motors by a 2nd embodiment of the present invention. 図８の電動機用変速装置における主な回転要素の歯数の設定例を示す表である。It is a table | surface which shows the example of a setting of the number of teeth of the main rotating element in the transmission for electric motors of FIG. 図８の電動機用変速装置の動作表である。It is an operation | movement table of the transmission for electric motors of FIG. 図８の電動機用変速装置の前進中速（Ｍｉｄ）モードにおける回転要素間の回転数の関係を示す速度線図である。FIG. 9 is a velocity diagram showing the relationship between the rotational speeds of the rotary elements in the forward middle speed (Mid) mode of the electric motor transmission of FIG. 8; 図８の電動機用変速装置の動作をまとめて示す速度線図である。FIG. 9 is a velocity diagram showing the operation of the electric motor transmission of FIG.

以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図１に示す、本発明の第１実施形態による電動機用変速装置（以下、適宜「変速装置」という）１は、例えば四輪の車両（図示せず）に動力源として搭載された電動機（以下「モータ」という）２の動力を変速するものである。変速された動力は、ディファレンシャルギヤ４によって、互いに同軸状の左右の駆動軸ＳＬ、ＳＲに配分され、さらに左右の駆動輪（図示せず）に伝達される。これらのモータ２、変速装置１及びディファレンシャルギヤ４は、駆動軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に、その軸線方向に並んだ状態で配置されるとともに、ケースＣＡに収容されている。   Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. A transmission for an electric motor (hereinafter referred to as "transmission" as appropriate) 1 according to a first embodiment of the present invention shown in FIG. 1 is, for example, an electric motor (hereinafter referred to as a power source) mounted on a four-wheel vehicle (not shown). The power of the motor 2) is changed. The shifted power is distributed by the differential gear 4 to the left and right drive shafts SL and SR coaxial with each other, and is further transmitted to the left and right drive wheels (not shown). The motor 2, the transmission 1, and the differential gear 4 are coaxially arranged with the drive shafts SL and SR in the axial direction, and are accommodated in the case CA.

モータ２は、環状のステータ２ａ及びロータ２ｂを有する。ステータ２ａは、複数の鉄芯やコイルなどで構成され、ケースＣＡに固定されている。ロータ２ｂは、複数の磁石などで構成され、ステータ２ａに対向するように配置されており、ステータ２ａへの電力の供給によって、正転方向又は逆転方向に回転駆動される。   The motor 2 has an annular stator 2a and a rotor 2b. The stator 2a is configured of a plurality of iron cores, coils, etc., and is fixed to the case CA. The rotor 2b is composed of a plurality of magnets and the like, and is disposed to face the stator 2a, and is rotationally driven in the forward or reverse direction by the supply of power to the stator 2a.

変速装置１は、第１遊星歯車機構ＰＧ１、第２遊星歯車機構ＰＧ０、第１ブレーキＢ１及び第２ブレーキＢ２などで構成されている。これらの構成要素は、駆動軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されており、また、第２遊星歯車機構ＰＧ０と第１遊星歯車機構ＰＧ１は、モータ２側からこの順に並んだ状態で配置されている。   The transmission 1 includes a first planetary gear mechanism PG1, a second planetary gear mechanism PG0, a first brake B1, a second brake B2, and the like. These components are arranged coaxially with the drive shafts SL and SR, and the second planetary gear mechanism PG0 and the first planetary gear mechanism PG1 are arranged side by side in this order from the motor 2 side There is.

第２遊星歯車機構ＰＧ０は、モータ２の動力を一定の減速比で減速し、第１遊星歯車機構ＰＧ１に出力するものであり、サンギヤＳ０、複数のピニオンギヤＰ０、キャリアＣ０及びリングギヤＲ０を有するシングルピニオン式の遊星歯車機構で構成されている。   The second planetary gear mechanism PG0 decelerates the power of the motor 2 at a constant reduction ratio and outputs it to the first planetary gear mechanism PG1. The second planetary gear mechanism PG0 is a single having a sun gear S0, a plurality of pinion gears P0, a carrier C0 and a ring gear R0. It is composed of a pinion type planetary gear mechanism.

サンギヤＳ０は、モータ２のロータ２ｂに一体に設けられている。複数のピニオンギヤＰ０は、キャリアＣ０に回転自在に支持されるとともに、サンギヤＳ０及びリングギヤＲ０に噛み合っている。キャリアＣ０は、第１遊星歯車機構ＰＧ１の後述するサンギヤＳ１に連結されている。また、リングギヤＲ０は、ケースＣＡに固定されている。   The sun gear S0 is integrally provided on the rotor 2b of the motor 2. The plurality of pinion gears P0 are rotatably supported by the carrier C0 and mesh with the sun gear S0 and the ring gear R0. The carrier C0 is connected to a sun gear S1 described later of the first planetary gear mechanism PG1. The ring gear R0 is fixed to the case CA.

一方、第１遊星歯車機構ＰＧ１は、ダブルピニオン式のものであり、サンギヤＳ１、複数の（本例では３つの）第１ピニオンギヤＰ１、複数の（本例では３つの）第２ピニオンギヤＰ２、キャリアＣ１及びリングギヤＲ１などで構成されている。   On the other hand, the first planetary gear mechanism PG1 is a double pinion type, and has a sun gear S1, a plurality of (three in this example) first pinion gears P1, a plurality of (three in this example) second pinion gears P2, a carrier It comprises C1 and a ring gear R1.

前述したように、サンギヤＳ１は、第２遊星歯車機構ＰＧ０のキャリアＣ０に連結されている。第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２は、キャリアＣ１の支軸１１、１２にそれぞれ回転自在に支持されており、第１ピニオンギヤＰ１はサンギヤＳ１に噛み合っている。第２ピニオンギヤＰ２は、基部Ｐ２Ｂと、基部Ｐ２Ｂからディファレンシャルギヤ４側に延びる延出部Ｐ２Ｅを有しており、基部Ｐ２Ｂにおいて第１ピニオンギヤＰ１及びリングギヤＲ１に噛み合い、延出部Ｐ２Ｅにおいて、ディファレンシャルギヤ４の入力ギヤである第２サンギヤＳ２に噛み合っている。   As described above, the sun gear S1 is coupled to the carrier C0 of the second planetary gear mechanism PG0. The first and second pinion gears P1 and P2 are rotatably supported by the support shafts 11 and 12 of the carrier C1, respectively, and the first pinion gear P1 meshes with the sun gear S1. The second pinion gear P2 has a base P2B and an extension P2E extending from the base P2B to the differential gear 4 side. The second pinion gear P2 meshes with the first pinion gear P1 and the ring gear R1 at the base P2B, and the differential gear at the extension P2E. It meshes with the second sun gear S2 which is an input gear of No.4.

図３に示されるように、サンギヤＳ１及びリングギヤＲ１の歯数ＺＳ１、ＺＲ１は、第２遊星歯車機構ＰＧ０のサンギヤＳ０及びリングギヤＲ０の歯数ＺＳ０、ＺＲ０にそれぞれ等しい。また、第２サンギヤＳ２の歯数ＺＳ２は、上記の２つのサンギヤＳ１、Ｓ０の歯数ＺＳ１、ＺＳ０よりも小さい。   As shown in FIG. 3, the number of teeth ZS1 and ZR1 of the sun gear S1 and the ring gear R1 is equal to the number of teeth ZS0 and ZR0 of the sun gear S0 of the second planetary gear mechanism PG0 and the ring gear R0, respectively. Further, the number of teeth ZS2 of the second sun gear S2 is smaller than the number of teeth ZS1 and ZS0 of the above two sun gears S1 and S0.

キャリアＣ１の支軸１２は、第２ピニオンギヤＰ２の延出部Ｐ２Ｅからディファレンシャルギヤ４側にさらに延びており、この部分に前記第１ブレーキＢ１が連結されている。また、リングギヤＲ１に前記第２ブレーキＢ２が連結されている。   The support shaft 12 of the carrier C1 further extends from the extension portion P2E of the second pinion gear P2 to the differential gear 4 side, and the first brake B1 is connected to this portion. The second brake B2 is connected to the ring gear R1.

第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２は、ケースＣＡの周壁部に設けられており、例えば多板式の摩擦クラッチで構成されている。第１ブレーキＢ１は、多数のクラッチ板を有するリング状のインナー１３ａと、これらの多数のクラッチ板と交互に配置された多数のクラッチ板を有するリング状のアウター１３ｂと、アウター１３ｂを駆動するアクチュエータ（図示せず）などを有する。インナー１３ａは、キャリアＣ１の支軸１２に連結され、アウター１３ｂは、ケースＣＡに軸線方向に移動可能にかつ回転不能に設けられている。また、アクチュエータの動作は、制御装置（図示せず）によって制御され、それにより第１ブレーキＢ１の作動／停止が切り替えられる。   The first and second brakes B1 and B2 are provided on the peripheral wall portion of the case CA, and are formed of, for example, a multi-plate friction clutch. The first brake B1 includes a ring-shaped inner 13a having a large number of clutch plates, a ring-shaped outer 13b having a large number of clutch plates alternately arranged with the plurality of clutch plates, and an actuator for driving the outer 13b. (Not shown) and the like. The inner 13a is connected to the support shaft 12 of the carrier C1, and the outer 13b is provided on the case CA so as to be axially movable and non-rotatable. In addition, the operation of the actuator is controlled by a control device (not shown), whereby the operation / stop of the first brake B1 is switched.

具体的には、アクチュエータが停止した状態では、インナー１３ａのクラッチ板とアウター１３ｂのクラッチ板が非係合状態に保たれることによって、キャリアＣ１は制動されず、その回転が許容される。また、アクチュエータが作動すると、回転不能のアウター１３ｂのクラッチ板が、軸線方向に移動し、インナー１３ａのクラッチ板に押し付けられた状態で係合することによって、キャリアＣ１が制動され、回転不能に固定される。   Specifically, when the actuator is stopped, the clutch plate of the inner 13a and the clutch plate of the outer 13b are kept in the non-engaged state, whereby the carrier C1 is not braked and its rotation is allowed. In addition, when the actuator operates, the non-rotatable outer clutch plate of the outer 13b is moved in the axial direction and engaged while pressed against the inner clutch plate of the inner 13a, whereby the carrier C1 is braked and fixed non-rotatably Be done.

第２ブレーキＢ２は、第１ブレーキＢ１と同様に構成されたインナー１４ａ、アウター１４ｂ及びアクチュエータ（図示せず）を有しており、インナー１４ａはリングギヤＲ１に連結され、アウター１４ｂは、ケースＣＡに軸線方向に移動可能にかつ回転不能に設けられている。アクチュエータの停止状態では、リングギヤＲ１は制動されず、その回転が許容され、アクチュエータが作動すると、リングギヤＲ１が制動され、回転不能に固定される。   The second brake B2 has an inner 14a, an outer 14b and an actuator (not shown) configured similarly to the first brake B1, the inner 14a is connected to the ring gear R1, and the outer 14b is attached to the case CA. It is axially movable and non-rotatable. In the stopped state of the actuator, the ring gear R1 is not braked, and its rotation is allowed, and when the actuator is actuated, the ring gear R1 is braked and fixed so as not to rotate.

また、キャリアＣ１の支軸１２とケースＣＡの間には、第１ブレーキＢ１と並列にワンウェイクラッチＯＷＣが設けられている。ワンウェイクラッチＯＷＣは、一般的な機械式のものであり、ケースＣＡに一体に設けられたリング状のアウターと、支軸１２に一体に設けられたリング状のインナーを有する。また、ワンウェイクラッチＯＷＣは、キャリアＣ１が駆動軸ＳＬ、ＳＲを前進させる方向に回転するときに、ケースＣＡとキャリアＣ１の間を遮断し、キャリアＣ１の回転を許容する一方、キャリアＣ１が駆動軸ＳＬ、ＳＲを後進させる方向に回転しようとするときに、ケースＣＡとキャリアＣ１の間を接続し、キャリアＣ１を回転不能に固定するように設定されている。   Further, a one-way clutch OWC is provided in parallel with the first brake B1 between the support shaft 12 of the carrier C1 and the case CA. The one-way clutch OWC is a general mechanical type, and has a ring-shaped outer provided integrally with the case CA and a ring-shaped inner provided integrally with the support shaft 12. In addition, when the carrier C1 rotates in the direction of advancing the drive shafts SL and SR, the one-way clutch OWC cuts off between the case CA and the carrier C1 to allow the carrier C1 to rotate while the carrier C1 is the drive shaft. When attempting to rotate SL and SR in the reverse direction, the case CA and the carrier C1 are connected, and the carrier C1 is set to be fixed in a non-rotatable manner.

ディファレンシャルギヤ４は、一般的な構成のものであり、回転自在のデフケース４ａと、デフケース４ａに回転自在に支持された複数のピニオンギヤ４ｂと、ピニオンギヤ４ｂに噛み合う左右のサイドギヤ４ｃ、４ｄを有する。左サイドギヤ４ｃは、左駆動軸ＳＬを介して左駆動輪に連結され、右サイドギヤ４ｄは、右駆動軸ＳＲを介して右駆動輪に連結されている。   The differential gear 4 has a general configuration, and includes a rotatable differential case 4a, a plurality of pinion gears 4b rotatably supported by the differential case 4a, and left and right side gears 4c and 4d meshing with the pinion gear 4b. The left side gear 4c is connected to the left drive wheel via the left drive shaft SL, and the right side gear 4d is connected to the right drive wheel via the right drive shaft SR.

デフケース４ａには、入力ギヤとしての第２サンギヤＳ２が一体に設けられている。前述したように、第２サンギヤＳ２は、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２の延出部Ｐ２Ｅに噛み合っている。また、図１に示すように、ディファレンシャルギヤ４は、その大部分が、第２ピニオンギヤＰ２の延出部Ｐ２Ｅ、第１ブレーキＢ１及びワンウェイクラッチＯＷＣによって画成される内側空間に配置されており、全体としてケースＣＡに収容されている。左右の駆動軸ＳＬ、ＳＲは、ケースＣＡの開口を通って外部に延びている。   The differential gear case 4a is integrally provided with a second sun gear S2 as an input gear. As described above, the second sun gear S2 meshes with the extension portion P2E of the second pinion gear P2 of the first planetary gear mechanism PG1. Further, as shown in FIG. 1, most of the differential gear 4 is disposed in an inner space defined by the extension portion P2E of the second pinion gear P2, the first brake B1 and the one-way clutch OWC, It is housed in Case CA as a whole. The left and right drive shafts SL and SR extend to the outside through the opening of the case CA.

以上の構成によれば、モータ２の動力は、ロータ２ｂから第２遊星歯車機構ＰＧ０のサンギヤＳ０に入力され、第２遊星歯車機構ＰＧ０によって所定の減速比で減速された状態で、キャリアＣ０を介して第１遊星歯車機構ＰＧ１のサンギヤＳ１に入力される。入力された動力は、第１遊星歯車機構ＰＧ１によって変速された状態で、第２ピニオンギヤＰ２及び第２サンギヤＳ２を介してディファレンシャルギヤ４に伝達される。伝達された動力は、ディファレンシャルギヤ４によって左右の駆動軸ＳＬ、ＳＲに配分され、左右の駆動輪に伝達される。以下、変速装置１による変速動作について、詳細に説明する。   According to the above configuration, the motive power of the motor 2 is input from the rotor 2b to the sun gear S0 of the second planetary gear mechanism PG0, and the carrier C0 is decelerated by the second planetary gear mechanism PG0 at a predetermined speed reduction ratio. It is input to the sun gear S1 of the first planetary gear mechanism PG1 via the first planetary gear mechanism PG1. The input power is transmitted to the differential gear 4 via the second pinion gear P2 and the second sun gear S2 while being shifted by the first planetary gear mechanism PG1. The transmitted power is distributed to the left and right drive shafts SL and SR by the differential gear 4 and transmitted to the left and right drive wheels. Hereinafter, the shift operation by the transmission 1 will be described in detail.

まず、第２遊星歯車機構ＰＧ０がシングルピニオン式であることと、そのリングギヤＲ０がケースＣＡに固定され、サンギヤＳ０を入力とし、キャリアＣ０を出力とすることから、第２遊星歯車機構ＰＧ０による減速比（以下「Ｓ０−Ｓ１減速比」という）ＲＳ０１は、リングギヤＲ０及びサンギヤＳ０の歯数ＺＲ０、ＺＳ０を用いて、次式（１）で表される。
ＲＳ０１＝（ＺＲ０／ＺＳ０）＋１ ・・・（１）
右辺のＺＲ０、ＺＳ０に図３の数値を代入すると、Ｓ０−Ｓ１減速比ＲＳ０１は、
ＲＳ０１＝（１４７／３６）＋１＝５．０８３になる。 First, since the second planetary gear mechanism PG0 is a single pinion type, and the ring gear R0 is fixed to the case CA, the sun gear S0 is an input, and the carrier C0 is an output, the second planetary gear mechanism PG0 decelerates The ratio (hereinafter referred to as “S0-S1 reduction ratio”) RS01 is expressed by the following equation (1) using the ring gear R0 and the number of teeth ZR0 and ZS0 of the sun gear S0.
RS01 = (ZR0 / ZS0) +1 (1)
Substituting the values in FIG. 3 into ZR0 and ZS0 on the right side, the S0-S1 reduction ratio RS01 is
RS01 = (147/36) + 1 = 5.083.

また、第１遊星歯車機構ＰＧ１がダブルピニオン式であることと、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２が、ディファレンシャルギヤ４の入力ギヤである第２サンギヤＳ２に噛み合っていることから、変速装置１における回転要素間の回転数の関係は、例えば図５の共線図のように表される。すなわち、サンギヤＳ１（キャリアＣ０）、リングギヤＲ１、キャリアＣ１及び第２サンギヤＳ２によって、４つの回転要素が構成されるとともに、それらの４つの回転数が一直線上に並ぶ共線関係が成立する。   Further, since the first planetary gear mechanism PG1 is a double pinion type, and the second pinion gear P2 of the first planetary gear mechanism PG1 meshes with the second sun gear S2 which is an input gear of the differential gear 4, gear change is achieved. The relationship of the number of rotations between the rotating elements in the device 1 is expressed, for example, as shown in the alignment chart of FIG. That is, four rotating elements are constituted by the sun gear S1 (carrier C0), the ring gear R1, the carrier C1 and the second sun gear S2, and a collinear relationship in which those four rotational speeds are aligned in a straight line is established.

また、同図のλ１及びλ２はそれぞれ、キャリアＣ１−リングギヤＲ１間を基準（＝１）とする、キャリアＣ１−サンギヤＳ１間の速度比（以下「第１レバー比」という）と、キャリアＣ１−第２サンギヤＳ２間の速度比（以下「第２レバー比」という）であり、次式（２）（３）で表される。
λ１＝（ＺＲ１／ＺＳ１） ・・・（２）
λ２＝（ＺＲ１／ＺＳ２） ・・・（３） Further, λ1 and λ2 in the same figure respectively indicate the speed ratio between the carrier C1 and the sun gear S1 (hereinafter referred to as “first lever ratio”), with the carrier C1 and the ring gear R1 as a reference (= 1) It is a speed ratio between the second sun gear S2 (hereinafter referred to as "the second lever ratio"), and is expressed by the following equations (2) and (3).
λ1 = (ZR1 / ZS1) (2)
λ2 = (ZR1 / ZS2) (3)

以上の構成の変速装置１では、動作モードとして、前進高速（Ｈｉ）モード、前進低速（Ｌｏｗ）モード及び後進（ＲＶＳ）モードが設定され、さらに切離しモードが設定されている。以下、図４の動作表を参照しながら、変速装置１の動作を動作モードごとに説明する。   In the transmission 1 having the above-described configuration, the forward high speed (Hi) mode, the forward low speed (Low) mode, and the reverse (RVS) mode are set as the operation mode, and the separation mode is further set. Hereinafter, the operation of the transmission 1 will be described for each operation mode with reference to the operation table of FIG. 4.

［Ｈｉモード］
図４に示すように、このＨｉモードでは、モータ２を前進用の所定の方向に駆動した状態で、第１ブレーキＢ１を停止させるとともに、第２ブレーキＢ２を作動させ、リングギヤＲ１を制動・固定する。このときの回転要素間の回転数の関係は、図５のように表され、リングギヤＲ１の回転数が０になるとともに、サンギヤＳ１の動力は、反転し且つ減速された状態で、第２サンギヤＳ２に伝達される。 [Hi mode]
As shown in FIG. 4, in the Hi mode, while the motor 2 is driven in a predetermined direction for forward movement, the first brake B1 is stopped and the second brake B2 is operated to brake and fix the ring gear R1. Do. The relationship between the rotational speeds of the rotating elements at this time is expressed as shown in FIG. 5, and while the rotational speed of the ring gear R1 becomes 0 and the power of the sun gear S1 is reversed and decelerated, the second sun gear It is transmitted to S2.

このＨｉモードにおけるサンギヤＳ１−第２サンギヤＳ２間の減速比（以下「Ｈｉモード減速比」という）ＲＳ１２（Ｈｉ）は、図５に示される第１及び第２レバー比λ１、λ２の関係から、次式（４）で表される。
ＲＳ１２（Ｈｉ）＝（λ１−１）／（λ２＋１）
＝［（ＺＲ１／ＺＳ１）−１］／［（ＺＲ１／ＺＳ２）＋１］
・・・（４）
右辺のＺＲ１、ＺＳ１、ＺＳ２に図３の数値を代入すると、Ｈｉモード減速比ＲＳ１２（Ｈｉ）は、
ＲＳ１２（Ｈｉ）＝［（１４７／３６）−１］／［（１４７／９３）＋１］＝１．１９５になる。 The reduction ratio (hereinafter referred to as "Hi mode reduction ratio") RS12 (Hi) between the sun gear S1 and the second sun gear S2 in the Hi mode is determined from the relationship between the first and second lever ratios λ1 and λ2 shown in FIG. It is expressed by the following equation (4).
RS12 (Hi) = (λ1-1) / (λ2 + 1)
= [(ZR1 / ZS1) -1] / [(ZR1 / ZS2) +1]
... (4)
Substituting the values in FIG. 3 into ZR1, ZS1 and ZS2 on the right side, the Hi mode reduction ratio RS12 (Hi) becomes
RS12 (Hi) = [(147/36) -1] / [(147/93) +1] = 1.195.

また、Ｈｉモードにおけるモータ２−ディファレンシャルギヤ４の間の総減速比は、前記式（１）によるＳ０−Ｓ１減速比ＲＳ０１（＝５．０８３）とＨｉモード減速比ＲＳ１２（Ｈｉ）（＝１．１９５）との積で表され、５．０８３×１．１９５＝６．０７４になる。   Further, the total reduction ratio between the motor 2-differential gear 4 in the Hi mode is the S0-S1 reduction ratio RS01 (= 5.083) and the Hi mode reduction ratio RS12 (Hi) (= 1. 1) according to the equation (1). 195) to give 5.083 × 1.195 = 6.074.

［Ｌｏｗモード］
このＬｏｗモードでは、モータ２を前進用の所定の方向に駆動した状態で、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を停止させる。この状態では、キャリアＣ１及びリングギヤＲ１が空回りすることによって、キャリアＣ１がサンギヤＳ１と同じ方向に、すなわち駆動軸ＳＬ、ＳＲを後進させる方向に回転しようとするため、前述のように設定されたワンウェイクラッチＯＷＣが作動する。その結果、ケースＣＡとキャリアＣ１の間が接続され、キャリアＣ１が回転不能に固定される。このときの回転要素間の回転数の関係は、図６のように表され、キャリアＣ１の回転数が０になるとともに、サンギヤＳ１の動力は、反転し且つＨｉモード時よりも大きく減速された状態で、第２サンギヤＳ２に伝達される。 [Low mode]
In the low mode, the first and second brakes B1 and B2 are stopped while the motor 2 is driven in a predetermined direction for forward movement. In this state, when carrier C1 and ring gear R1 idle, carrier C1 tries to rotate in the same direction as sun gear S1, that is, in the direction to reverse drive shafts SL and SR, so the one-way set as described above The clutch OWC operates. As a result, the case CA and the carrier C1 are connected, and the carrier C1 is non-rotatably fixed. The relationship between the rotational speeds of the rotating elements at this time is expressed as shown in FIG. 6, and while the rotational speed of the carrier C1 becomes 0, the power of the sun gear S1 is reversed and decelerated more than in the Hi mode. In the state, it is transmitted to the second sun gear S2.

このＬｏｗモードにおけるサンギヤＳ１−第２サンギヤＳ２間の減速比（以下「Ｌｏｗモード減速比」という）ＲＳ１２（Ｌｏｗ）は、図６に示される第１及び第２レバー比λ１、λ２の関係から、次式（５）で表され、
ＲＳ１２（Ｌｏｗ）＝λ１／λ２
＝（ＺＲ１／ＺＳ１）／（ＺＲ１／ＺＳ２） ・・・（５）
右辺のＺＲ１、ＺＳ１、ＺＳ２に図３の数値を代入すると、Ｌｏｗモード減速比ＲＳ１２（Ｌｏｗ）は、
ＲＳ１２（Ｌｏｗ）＝（１４７／３６）／（１４７／９３）＝２．５８３
になり、Ｈｉモード減速比ＲＳ１２（Ｈｉ）（＝１．１９５）よりも大きな減速比が得られる。 The reduction ratio (hereinafter referred to as "Low mode reduction ratio") RS12 (Low) between the sun gear S1 and the second sun gear S2 in the low mode is determined from the relationship between the first and second lever ratios λ1 and λ2 shown in FIG. It is expressed by the following formula (5),
RS12 (Low) = λ1 / λ2
= (ZR1 / ZS1) / (ZR1 / ZS2) (5)
Substituting the values in FIG. 3 into ZR1, ZS1 and ZS2 on the right side, the Low mode reduction ratio RS12 (Low) is
RS12 (Low) = (147/36) / (147/93) = 2.583
Thus, a reduction ratio larger than the Hi mode reduction ratio RS12 (Hi) (= 1.195) is obtained.

また、Ｌｏｗモードにおけるモータ２−ディファレンシャルギヤ４の間の総減速比は、Ｓ０−Ｓ１減速比ＲＳ０１（＝５．０８３）とＬｏｗモード減速比ＲＳ１２（Ｌｏｗ）（＝２．５８３）との積で表され、５．０８３×２．５８３＝１３．１２９になる。   Also, the total reduction ratio between the motor 2-differential gear 4 in the low mode is the product of the S0-S1 reduction ratio RS01 (= 5.083) and the low mode reduction ratio RS12 (Low) (= 2.583). It becomes 5.083x2.583 = 13.129.

［ＲＶＳモード］
このＲＶＳモードでは、モータ２を上述した前進用の方向と逆方向に駆動した状態で、第１ブレーキＢ１を作動させ、キャリアＣ１を制動・固定するとともに、第２ブレーキＢ２を停止させ、リングギヤＲ１の回転を許容する。このときの回転要素間の回転数の関係は、図７に示すように、上述したＬｏｗモードの場合と正負逆になり、サンギヤＳ１はＬｏｗモード時と逆方向に回転し、キャリアＣ１の回転数は０になる。また、サンギヤＳ１の動力は、反転し且つＬｏｗモード時と同じ減速比で減速された状態で、第２サンギヤＳ２に伝達され、それにより後進走行が行われる。 [RVS mode]
In this RVS mode, while the motor 2 is driven in the direction opposite to the above-described forward direction, the first brake B1 is operated to brake and fix the carrier C1, and the second brake B2 is stopped, and the ring gear R1 Allow rotation of At this time, as shown in FIG. 7, the relationship between the rotational speeds of the rotating elements is opposite to that in the low mode described above, and the sun gear S1 rotates in the opposite direction to that in the low mode, and the rotational speed of the carrier C1 is Will be zero. Further, the power of the sun gear S1 is reversed and transmitted to the second sun gear S2 in a state decelerated at the same speed reduction ratio as that in the low mode, whereby reverse travel is performed.

［切離しモード］
切離しモードは、モータ２と駆動輪との間の動力の伝達を遮断する切離し運転を行うときに選択される。この切離しモードでは、モータ２を停止した状態で、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を停止させる。図７に示すように、この状態では、駆動輪の動力がディファレンシャルギヤ４を介して伝達されることで、キャリアＣ１及びリングギヤＲ１が回転するものの、これらは空回りするだけなので、モータ２と駆動輪との間の動力の伝達は行われない。 [Disengagement mode]
The separation mode is selected when performing a separation operation that cuts off the transmission of power between the motor 2 and the drive wheels. In this separation mode, the first and second brakes B1 and B2 are stopped while the motor 2 is stopped. As shown in FIG. 7, in this state, the power of the drive wheels is transmitted through the differential gear 4, and although the carrier C1 and the ring gear R1 rotate, these only rotate freely, so the motor 2 and the drive wheels There is no transmission of power between.

以上の変速装置１の動作をまとめると、図７のように示され、モータ２の動作と第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の作動／停止を制御することによって、Ｌｏｗモード及びＨｉモードによる前進２段変速と、ＲＶＳモード及び切離しモードによる動作が実行される。   The operation of the transmission 1 is summarized as shown in FIG. 7 and is controlled by the operation of the motor 2 and the operation / stop of the first and second brakes B1 and B2 to advance in the low mode and the hi mode. The operation in the two-speed shift, the RVS mode and the disconnection mode is performed.

なお、本実施形態では、前述したように、ＬｏｗモードにおけるキャリアＣ１の固定をワンウェイクラッチＯＷＣによって行うのに対し、ＲＶＳモードにおけるキャリアＣ１の固定を、第１ブレーキＢ１によって行う。これは以下の理由による。すなわち、Ｌｏｗモードでは、キャリアＣ１を固定するために大きな制動トルクが必要であるのに対し、ＲＶＳモードでは、そのときのモータ２のトルクが車両の商品性上の必要量に抑制されることで、キャリアＣ１を小さな制動トルクで固定することが可能である。この関係から、第１ブレーキＢ１とワンウェイクラッチＯＷＣを上記のように使い分けることで、第１ブレーキＢ１のクラッチ容量の低減を図るようにしたものである。   In the present embodiment, as described above, the carrier C1 is fixed in the low mode by the one-way clutch OWC, whereas the carrier C1 is fixed in the RVS mode by the first brake B1. This is due to the following reasons. That is, in the low mode, a large braking torque is required to fix the carrier C1, while in the RVS mode, the torque of the motor 2 at that time is suppressed to the required amount on the vehicle's merchandise. , The carrier C1 can be fixed with a small braking torque. From this relationship, the clutch capacity of the first brake B1 is reduced by selectively using the first brake B1 and the one-way clutch OWC as described above.

以上のように、本実施形態の電動機用減速装置１によれば、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の作動／停止を切り替えることによって、モータ２の動力を２段変速で変速するとともに、ディファレンシャルギヤ４によって左右の駆動軸ＳＬ、ＳＲに配分することができる。また、モータ２の動力が、第２遊星歯車機構ＰＧ０によって減速されるので、変速装置全体として、より大きな減速比を得ることができる。   As described above, according to the electric motor reduction gear transmission 1 of the present embodiment, the power of the motor 2 is shifted in two steps by switching the operation / stop of the first and second brakes B1 and B2, and the differential It can be distributed to the left and right drive shafts SL and SR by the gear 4. Further, since the power of the motor 2 is decelerated by the second planetary gear mechanism PG0, a larger reduction ratio can be obtained as the entire transmission.

また、ダブルピニオン式である第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２の基部Ｐ２Ｂからモータ２と反対側に延びる延出部Ｐ２Ｅや第１ブレーキＢ１及びワンウェイクラッチＯＷＣによって、その内側に空間が画成され、この内側空間にディファレンシャルギヤ４の大部分が収容されている。これにより、ディファレンシャルギヤが変速機構に対して軸線方向に並設される場合と比較して、軸線方向長さを短縮でき、変速装置１とディファレンシャルギヤ４とを併せた装置全体の小型化を図ることができる。また、差動機構として、ダブルピニオン式の遊星歯車機構よりも構成が単純なディファレンシャルギヤ４が用いられるので、装置全体の構成の単純化と低コスト化を図ることができる。さらに、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２とワンウェイクラッチＯＷＣがケースＣＡの周壁部に配置されているので、遊星歯車機構などに対して軸線方向に並設される従来の場合と比較して、軸線方向長さを短縮でき、装置全体のさらなる小型化を図ることができる。   In addition, a space is drawn inside by the extension portion P2E extending from the base P2B of the second pinion gear P2 of the first planetary gear mechanism PG1 of the double pinion type opposite to the motor 2, the first brake B1 and the one-way clutch OWC. Most of the differential gear 4 is accommodated in the inner space. As a result, the axial length can be shortened as compared with the case where the differential gear is arranged in parallel with the transmission mechanism in the axial direction, and the overall size of the device including the transmission 1 and the differential gear 4 can be reduced. be able to. Further, since the differential gear 4 having a simpler configuration than the double pinion type planetary gear mechanism is used as the differential mechanism, simplification and cost reduction of the entire configuration of the apparatus can be achieved. Furthermore, since the first and second brakes B1 and B2 and the one-way clutch OWC are disposed on the peripheral wall portion of the case CA, compared with the conventional case where they are juxtaposed in the axial direction with respect to the planetary gear mechanism etc. The axial length can be shortened, and the overall size of the device can be further reduced.

さらに、大きな制動トルクが要求される、ＬｏｗモードにおけるキャリアＣ１の固定を、ワンウェイクラッチＯＷＣによって行い、大きな制動トルクが要求されない、ＲＶＳモードにおけるキャリアＣ１の固定を、第１ブレーキＢ１によって行うので、第１ブレーキＢ１のクラッチ容量の低減を図ることができる。   Further, the first brake B1 fixes the carrier C1 in the low mode, which requires a large braking torque, and the first brake B1, which fixes the carrier C1 in the RVS mode, which does not require a large braking torque. The clutch capacity of the brake B1 can be reduced.

次に、図８などを参照しながら、本発明の第２実施形態による電動機用変速装置（以下、適宜「変速装置」という）５１について説明する。この変速装置５１は、前述した第１実施形態による変速装置１と比較し、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２が２連ピニオンギヤで構成されていることや、この２連ピニオンギヤの一方に噛み合う第２リングギヤＲ２と、第２リングギヤＲ２を制動する第３ブレーキＢ３が追加されていることが、主に異なる。なお、以下の変速装置５１の説明では、変速装置１と同じ又は同等の構成要素に対して同じ符号を付し、変速装置１と異なる部分を中心として説明を行うものとする。   Next, a transmission for an electric motor (hereinafter, appropriately referred to as “transmission”) 51 according to a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. 8 and the like. Compared with the transmission 1 according to the first embodiment described above, the transmission 51 has the second pinion gear P2 of the first planetary gear mechanism PG1 configured with a double pinion gear, and one of the double pinion gears. The main difference is that the meshing second ring gear R2 and the third brake B3 for braking the second ring gear R2 are added. In the following description of the transmission 51, the same or similar components as or to those of the transmission 1 are denoted by the same reference numerals, and the description will be made focusing on parts different from the transmission 1.

図８に示すように、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２は、互いに一体の大ギヤＰ２１及び小ギヤＰ２２を有する２連ピニオンギヤで構成されている。大ギヤＰ２１は、基部Ｐ２１Ｂと、基部Ｐ２１Ｂからディファレンシャルギヤ４側に延びる延出部Ｐ２１Ｅを有し、基部Ｐ２１Ｂにおいて第１ピニオンギヤＰ１及びリングギヤＲ１に噛み合い、延出部Ｐ２１Ｅにおいてディファレンシャルギヤ４の第２サンギヤＳ２に噛み合っている。小ギヤＰ２２は、延出部Ｐ２１Ｅよりもディファレンシャルギヤ４側に配置され、第２リングギヤＲ２に噛み合っており、第２リングギヤＲ２には第３ブレーキＢ３が連結されている。   As shown in FIG. 8, the second pinion gear P2 of the first planetary gear mechanism PG1 is constituted by a double pinion gear having a large gear P21 and a small gear P22 which are integral with each other. The large gear P21 has a base P21B and an extension P21E extending from the base P21B to the differential gear 4 side, meshing with the first pinion gear P1 and the ring gear R1 at the base P21B, and the second of the differential gear 4 at the extension P21E. It is engaged with the sun gear S2. The small gear P22 is disposed closer to the differential gear 4 than the extension P21E, meshes with the second ring gear R2, and the third brake B3 is connected to the second ring gear R2.

図９は、本実施形態における主な回転要素の歯数の設定例を示す。図３との比較から明らかなように、第１実施形態と同様に用いられているサンギヤＳ０などの回転要素の歯数Ｚは、第１実施形態と同じ値に設定されている。また、本実施形態で追加された第２ピニオンギヤＰ２の小ギヤＰ２２の歯数ＺＰ２２は、大ギヤＰ２１の歯数ＺＰ２１よりも小さく、これに対応して、第２リングギヤＲ２の歯数ＺＲ２は、リングギヤＲ１の歯数ＺＲ１よりも小さい。   FIG. 9 shows an example of setting the number of teeth of the main rotation element in the present embodiment. As is clear from the comparison with FIG. 3, the number of teeth Z of the rotary element such as the sun gear S0 used in the same manner as in the first embodiment is set to the same value as in the first embodiment. Further, the number of teeth ZP22 of the small gear P22 of the second pinion gear P2 added in this embodiment is smaller than the number of teeth ZP21 of the large gear P21, and the number of teeth ZR2 of the second ring gear R2 is correspondingly It is smaller than the number of teeth ZR1 of the ring gear R1.

また、図３と図８との比較から明らかなように、第１ブレーキＢ１及びワンウェイクラッチＯＷＣは、第２ブレーキＢ２に対し、第１実施形態ではモータ２と反対側（ディファレンシャルギヤ４側）に配置されるのに対し、本実施形態ではモータ２側に配置されている。これにより、第２ピニオンギヤＰ２の大ギヤ２１の延出部Ｐ２１Ｅとその延長側に配置された小ギヤＰ２２の内側に、第１実施形態の場合よりも軸線方向に長い、より大きな空間が画成され、この内側空間にディファレンシャルギヤ４の全体が収容されている。   Further, as is clear from the comparison between FIG. 3 and FIG. 8, the first brake B1 and the one-way clutch OWC are on the opposite side (differential gear 4 side) to the motor 2 in the first embodiment with respect to the second brake B2. It arrange | positions, It arrange | positions at the motor 2 side in this embodiment. Thus, a larger space, which is longer in the axial direction than in the first embodiment, is defined inside the extension portion P21E of the large gear 21 of the second pinion gear P2 and the small gear P22 disposed on the extension side thereof. In the inner space, the entire differential gear 4 is accommodated.

また、第３ブレーキＢ３は、ケースＣＡの周壁部に設けられ、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２と同様に構成されたインナー１５ａ、アウター１５ｂ及びアクチュエータ（図示せず）を有しており、インナー１５ａは第２リングギヤＲ２に連結され、アウター１５ｂは、ケースＣＡに軸線方向に移動可能にかつ回転不能に設けられている。したがって、このアクチュエータが停止した状態では、第２リングギヤＲ２は制動されず、その回転が許容され、アクチュエータが作動すると、第２リングギヤＲ２が制動され、回転不能に固定される。   Further, the third brake B3 has an inner 15a, an outer 15b, and an actuator (not shown) which are provided on the peripheral wall portion of the case CA and configured similarly to the first and second brakes B1 and B2. The inner 15a is connected to the second ring gear R2, and the outer 15b is provided on the case CA so as to be axially movable and non-rotatable. Therefore, when the actuator is stopped, the second ring gear R2 is not braked and its rotation is allowed, and when the actuator is actuated, the second ring gear R2 is braked and fixed so as not to rotate.

以上の構成の変速装置５１では、前述した変速装置１の第２遊星歯車機構ＰＧ０による減速動作と第１遊星歯車機構ＰＧ１などによる変速動作（Ｈｉモード、Ｌｏｗモード、ＲＶＳモード及び切離しモード）が、同様に行われる。また、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ０などの回転要素の歯数Ｚが第１実施形態と同じであることから、これらの動作によって得られるＳ０−Ｓ１減速比ＲＳ０１、Ｈｉモード減速比ＲＳ１２（Ｈｉ）及びＬｏｗモード減速比ＲＳ１２（Ｌｏｗ）もまた、第１実施形態と同じである。   In the transmission 51 having the above configuration, the speed reduction operation by the second planetary gear mechanism PG0 of the transmission 1 described above and the transmission operation (Hi mode, Low mode, RVS mode, disconnecting mode) by the first planetary gear mechanism PG1 etc. The same is done. Further, since the number of teeth Z of the rotating elements such as the first and second planetary gear mechanisms PG1 and PG0 is the same as in the first embodiment, the S0-S1 reduction ratio RS01 obtained by these operations and the Hi mode reduction ratio RS12 (Hi) and Low mode reduction ratio RS12 (Low) are also the same as in the first embodiment.

以上の動作に加え、この変速装置５１では、前進中速（Ｍｉｄ）モードによる変速動作が、以下のように行われる。まず、ダブルピニオン式の第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２が２連ピニオンギヤで構成され、その小ギヤＰ２２に第２リングギヤＲ２が噛み合い、第２リングギヤＲ２が第３ブレーキＢ３に連結されていることから、変速装置５１における回転要素間の回転数の関係は、例えば図１１の共線図のように表される。すなわち、サンギヤＳ１（キャリアＣ０）、リングギヤＲ１、第２リングギヤＲ２、キャリアＣ１及び第２サンギヤＳ２によって、５つの回転要素が構成されるとともに、それらの５つの回転数が一直線上に並ぶ共線関係が成立する。   In addition to the above operation, in the transmission 51, the shifting operation in the forward middle speed (Mid) mode is performed as follows. First, the second pinion gear P2 of the double pinion type first planetary gear mechanism PG1 is constituted by a double pinion gear, the second ring gear R2 meshes with its small gear P22, and the second ring gear R2 is connected to the third brake B3. Because of this, the relationship between the rotational speeds of the rotating elements in the transmission 51 is expressed, for example, as shown in the alignment chart of FIG. That is, five rotating elements are constituted by the sun gear S1 (carrier C0), the ring gear R1, the second ring gear R2, the carrier C1 and the second sun gear S2, and the collinear relationship in which the five rotational speeds are aligned in a straight line. Is established.

また、同図のλ３は、キャリアＣ１−リングギヤＲ１間を基準とする、キャリアＣ１−第２リングギヤＲ２間の速度比（以下「第３レバー比」という）であり、次式（６）で表される。
λ３＝（ＺＲ１／ＺＲ２）・（ＺＰ２２／ＺＰ２１） ・・・（６） Further, λ3 in the same figure is a speed ratio between the carrier C1 and the second ring gear R2 (hereinafter referred to as “third lever ratio”) based on the carrier C1 and the ring gear R1 and is represented by the following equation (6) Be done.
λ3 = (ZR1 / ZR2) · (ZP22 / ZP21) (6)

図１０に示すように、Ｍｉｄモードでは、モータ２を前進用の所定の方向に駆動した状態で、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を停止させ、キャリアＣ１及びリングギヤＲ１の回転を許容するとともに、第３ブレーキＢ３を作動させ、第２リングギヤＲ２を制動・固定する。このときの回転要素間の回転数の関係は、図１１のように表され、第２リングギヤＲ２の回転数が０になるとともに、サンギヤＳ１の動力は、反転し且つ減速された状態で、第２サンギヤＳ２に伝達される。   As shown in FIG. 10, in the Mid mode, the first and second brakes B1 and B2 are stopped in a state where the motor 2 is driven in a predetermined direction for forward movement, and rotation of the carrier C1 and the ring gear R1 is permitted. The third brake B3 is operated to brake and fix the second ring gear R2. The relationship between the rotational speeds of the rotating elements at this time is expressed as shown in FIG. 11, and while the rotational speed of the second ring gear R2 becomes 0, the power of the sun gear S1 is reversed and decelerated, 2 transmitted to the sun gear S2.

このＭｉｄモードにおけるサンギヤＳ１−第２サンギヤＳ２間の減速比（以下「Ｍｉｄモード減速比」という）ＲＳ１２（Ｍｉｄ）は、図１１に示される第１〜第３レバー比λ１〜λ３の関係から、次式（７）で表される。
ＲＳ１２（Ｍｉｄ）
＝（λ１−λ３）／（λ２＋λ３）
＝［（ＺＲ１／ＺＳ１）−（ＺＲ１／ＺＲ２）・（ＺＰ２２／ＺＰ２１）］
／［（ＺＲ１／ＺＳ２）＋（ＺＲ１／ＺＲ２）・（ＺＰ２２／ＺＰ２１）］
・・・（７）
右辺のＺＲ１、ＺＳ１、ＺＳ２、ＺＰ２１及びＺＰ２２に図９の数値を代入すると、Ｍｉｄモード減速比ＲＳ１２（Ｍｉｄ）は、
ＲＳ１２（Ｍｉｄ）
＝［（１４７／３６）−（１４７／１４１）・（２０／２６）］
／［（１４７／９３）＋（１４７／１４１）・（２０／２６）］＝１．３７７
になり、Ｈｉモード減速比ＲＳ１２（Ｈｉ）（＝１．１９５）とＬｏｗモード減速比ＲＳ１２（Ｌｏｗ）（＝２．５８３）の間の減速比が得られる。 The reduction ratio (hereinafter referred to as "Mid mode reduction ratio") RS12 (Mid) between the sun gear S1 and the second sun gear S2 in the mid mode is determined from the relationship between the first to third lever ratios λ1 to λ3 shown in FIG. It is expressed by the following equation (7).
RS12 (Mid)
= (Λ1-λ3) / (λ2 + λ3)
= [(ZR1 / ZS1)-(ZR1 / ZR2) (ZP22 / ZP21)]
/ [(ZR1 / ZS2) + (ZR1 / ZR2) · (ZP22 / ZP21)]
... (7)
Substituting the values in FIG. 9 into ZR1, ZS1, ZS2, ZP21 and ZP22 on the right side, the Mid mode reduction ratio RS12 (Mid) becomes
RS12 (Mid)
= [(147/36)-(147/141)-(20/26)]
/[(147/93)+(147/141)·(20/26)]=1.377
Thus, a reduction ratio between the Hi mode reduction ratio RS12 (Hi) (= 1.195) and the Low mode reduction ratio RS12 (Low) (= 2.583) is obtained.

また、Ｍｉｄモードにおけるモータ２−ディファレンシャルギヤ４の間の総減速比は、式（１）によるＳ０−Ｓ１減速比ＲＳ０１（＝５．０８３）とＭｉｄモード減速比ＲＳ１２（Ｍｉｄ）（＝１．３７７）との積で表され、５．０８３×１．３７７＝６．９９９になる。   In addition, the total reduction ratio between the motor 2-differential gear 4 in the Mid mode is S0-S1 reduction ratio RS01 (= 5.083) and Mid mode reduction ratio RS12 (Mid) (= 1. 377) according to equation (1). And the product is 5.083 × 1.377 = 6.999.

以上の変速装置５１の動作をまとめると、図１２のように示され、モータ２の動作と第１〜第３ブレーキＢ１〜Ｂ３の作動／停止を制御することによって、Ｌｏｗモード、Ｍｉｄモード及びＨｉモードによる前進３段変速と、ＲＶＳモード及び切離しモードによる動作が実行される。   The operation of the transmission 51 described above is summarized as shown in FIG. 12, and by controlling the operation of the motor 2 and the operation / stop of the first to third brakes B1 to B3, the Low mode, Mid mode and Hi Operation is performed according to the forward three-speed shift depending on the mode, the RVS mode and the disconnection mode.

以上のように、本実施形態の電動機用減速装置５１によれば、第１〜第３ブレーキＢ１〜Ｂ３の作動／停止を切り替えることによって、モータ２の動力を３段変速で変速するとともに、ディファレンシャルギヤ４によって左右の駆動軸ＳＬ、ＳＲ及び駆動輪に配分することができる。   As described above, according to the motor reduction gear 51 of the present embodiment, the power of the motor 2 is shifted in three steps by switching the operation / stop of the first to third brakes B1 to B3, and the differential The gears 4 can be distributed to the left and right drive shafts SL, SR and the drive wheels.

また、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２が、大ギヤＰ２１と小ギヤＰ２２を一体に有する２連ピニオンギヤで構成され、大ギヤＰ２１の延出部Ｐ２Ｅとその延長側に延びる小ギヤＰ２２によって、第１実施形態よりも軸線方向に長い、大きな内側空間が画成されている。これにより、この内側空間にディファレンシャルギヤ４の全体を収容することができる。さらに、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２と同様、第３ブレーキＢ３もまた、ケースＣＡの周壁部に配置されていることで、軸線方向長さを短縮でき、装置全体の小型化を図ることができる。   The second pinion gear P2 of the first planetary gear mechanism PG1 is a double pinion gear integrally having a large gear P21 and a small gear P22, and an extension portion P2E of the large gear P21 and a small gear P22 extending on the extension side thereof. Thus, a large inner space longer in the axial direction than in the first embodiment is defined. Thus, the entire differential gear 4 can be accommodated in the inner space. Furthermore, as with the first and second brakes B1 and B2, the third brake B3 is also disposed on the peripheral wall portion of the case CA, so that the axial length can be shortened, and the overall size of the device can be reduced. Can.

なお、本発明は、説明した実施形態に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、ディファレンシャルギヤ４は、実施形態で説明した一般的なものに限らず、他の任意のタイプのものを採用することが可能である。また、実施形態では、第１〜第３ブレーキＢ１〜Ｂ３として、多板式の摩擦クラッチを用いているが、対象となる回転要素を制動可能である限り、他の適当なタイプのブレーキを用いてもよい。   In addition, this invention can be implemented in various aspects, without being limited to the described embodiment. For example, the differential gear 4 is not limited to the general one described in the embodiment, and any other type may be employed. In the embodiment, the multi-plate friction clutch is used as the first to third brakes B1 to B3. However, any other appropriate type of brake may be used as long as the target rotating element can be braked. It is also good.

また、実施形態では、第１ブレーキＢ１のクラッチ容量を低減するために、ワンウェイクラッチＯＷＣを別個に設け、ＬｏｗモードにおけるキャリアＣ１の固定に用いているが、ワンウェイクラッチＯＷＣを省略し、キャリアＣ１の固定を第１ブレーキＢ１によって行ってもよい。   In the embodiment, in order to reduce the clutch capacity of the first brake B1, the one-way clutch OWC is separately provided and used to fix the carrier C1 in the low mode, but the one-way clutch OWC is omitted. The fixing may be performed by the first brake B1.

さらに、実施形態は、変速装置１及び５１を、車両の動力源としてのモータ２に適用した例であるが、本発明はこれに限らず、差動機構とともに用いられる他の用途の電動機に広く適用することができる。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。   Furthermore, the embodiment is an example in which the transmissions 1 and 51 are applied to the motor 2 as a motive power source of a vehicle, but the present invention is not limited to this and is widely applied to motors of other applications used with a differential mechanism. It can apply. In addition, it is possible to change suitably the composition of details within the limits of the meaning of the present invention.

１ 電動機用変速装置
２ モータ（電動機）
４ ディファレンシャルギヤ（差動機構）
ＳＬ 左駆動軸（出力軸）
ＳＲ 右駆動軸（出力軸）
ＰＧ１ 第１遊星歯車機構（遊星歯車機構）
Ｓ１ 第１遊星歯車機構のサンギヤ（遊星歯車機構のサンギヤ）
Ｐ１ 第１遊星歯車機構の第１ピニオンギヤ（遊星歯車機構の第１ピニオンギヤ）
Ｐ２ 第１遊星歯車機構の第２ピニオンギヤ（遊星歯車機構の第２ピニオンギヤ）
Ｐ２Ｂ 第２ピニオンギヤの基部
Ｐ２Ｅ 第２ピニオンギヤの延出部
Ｃ１ 第１遊星歯車機構のキャリア（遊星歯車機構のキャリア）
Ｒ１ 第１遊星歯車機構のリングギヤ（遊星歯車機構のリングギヤ）
Ｂ１ 第１ブレーキ
ＯＷＣ ワンウェイクラッチ（第１ブレーキ）
Ｂ２ 第２ブレーキ
Ｓ２ 第２サンギヤ
５１ 電動機用変速装置
Ｐ２１ 第２ピニオンギヤの大ギヤ
Ｐ２２ 第２ピニオンギヤの小ギヤ
Ｂ３ 第３ブレーキ
ＣＡ ケース
ＰＧ０ 第２遊星歯車機構
Ｓ０ 第２遊星歯車機構のサンギヤ
Ｐ０ 第２遊星歯車機構のピニオンギヤ
Ｃ０ 第２遊星歯車機構のキャリア
Ｒ０ 第２遊星歯車機構のリングギヤ 1 Transmission for motor 2 Motor (motor)
4 Differential gear (differential mechanism)
SL left drive shaft (output shaft)
SR right drive shaft (output shaft)
PG1 1st planetary gear mechanism (planet gear mechanism)
S1 Sun gear of first planetary gear mechanism (sun gear of planetary gear mechanism)
P1 First pinion gear of first planetary gear mechanism (first pinion gear of planetary gear mechanism)
P2 Second pinion gear of the first planetary gear mechanism (second pinion gear of the planetary gear mechanism)
P2B Base of second pinion gear P2E Extension of second pinion gear C1 Carrier of first planetary gear mechanism (carrier of planetary gear mechanism)
R1 Ring gear of first planetary gear mechanism (ring gear of planetary gear mechanism)
B1 1st brake OWC one-way clutch (1st brake)
B2 Second brake S2 Second sun gear 51 Transmission for motor P21 Large gear of second pinion gear P22 Small gear of second pinion gear B3 Third brake CA Case PG0 Second planetary gear mechanism S0 Sun gear of second planetary gear mechanism P0 Second Pinion gear of planetary gear mechanism C0 Carrier of second planetary gear mechanism R0 Ring gear of second planetary gear mechanism

Claims (5)

電動機の動力を変速するとともに、差動機構によって２つの出力軸に配分する電動機用変速装置であって、
前記出力軸と同軸状に配置されたダブルピニオン式の遊星歯車機構を備え、
前記遊星歯車機構は、
前記電動機の動力が入力されるサンギヤと、
当該サンギヤに噛み合う複数の第１ピニオンギヤ、及び当該複数の第１ピニオンギヤにそれぞれ噛み合う複数の第２ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアと、
前記複数の第２ピニオンギヤに噛み合うリングギヤと、を有し、
前記キャリアを制動するための第１ブレーキと、
前記リングギヤを制動するための第２ブレーキと、をさらに備え、
前記複数の第２ピニオンギヤの各々は、前記第１ピニオンギヤ及び前記リングギヤに噛み合う基部と、当該基部から前記電動機と反対側に延びる延出部を有し、
前記差動機構は、前記第２ピニオンギヤの前記延出部に噛み合う第２サンギヤを入力ギヤとして有するディファレンシャルギヤで構成されるとともに、前記複数の第２ピニオンギヤの前記延出部によって画成された内側の空間に配置されていることを特徴とする電動機用変速装置。 A transmission for a motor that shifts the power of the motor and distributes the power to two output shafts by a differential mechanism,
It has a double pinion type planetary gear mechanism coaxially arranged with the output shaft,
The planetary gear mechanism is
A sun gear to which the power of the motor is input;
A plurality of first pinion gears meshing with the sun gear, and a carrier rotatably supporting a plurality of second pinion gears meshing respectively with the plurality of first pinion gears;
And a ring gear engaged with the plurality of second pinion gears,
A first brake for braking the carrier;
And a second brake for braking the ring gear.
Each of the plurality of second pinion gears has a base that meshes with the first pinion gear and the ring gear, and an extension that extends from the base to the opposite side of the motor.
The differential mechanism includes a differential gear having a second sun gear meshing with the extension of the second pinion gear as an input gear, and an inner side defined by the extensions of the plurality of second pinion gears. A transmission for an electric motor, which is disposed in the space of 前記複数の第２ピニオンギヤの各々は、前記基部及び前記延出部を有する大ギヤと、当該大ギヤよりも小さい歯数を有する小ギヤとを一体に有する２連ピニオンギヤで構成され、
前記小ギヤに噛み合う第２リングギヤと、
当該第２リングギヤを制動するための第３ブレーキと、をさらに備えることを特徴とする、請求項１に記載の電動機用変速装置。 Each of the plurality of second pinion gears is constituted by a double pinion gear integrally including a large gear having the base and the extension and a small gear having a smaller number of teeth than the large gear.
A second ring gear meshing with the small gear;
The transmission according to claim 1, further comprising: a third brake for braking the second ring gear. 前記第２ピニオンギヤの前記小ギヤは、前記大ギヤに対して前記電動機と反対側に配置されており、前記ディファレンシャルギヤは、前記大ギヤの前記延出部及び前記小ギヤによって画成された内側の空間に配置されていることを特徴とする、請求項２に記載の電動機用変速装置。   The small gear of the second pinion gear is disposed opposite to the electric motor with respect to the large gear, and the differential gear is an inner side defined by the extended portion of the large gear and the small gear. A transmission for an electric motor according to claim 2, characterized in that it is disposed in the space of (1). 前記電動機、前記遊星歯車機構及び前記ディファレンシャルギヤは、ケースに収容されており、前記第１〜第３ブレーキは、前記ケースの周壁部に配置されていることを特徴とする、請求項２又は３に記載の電動機用変速装置。   The motor, the planetary gear mechanism, and the differential gear are housed in a case, and the first to third brakes are disposed on a peripheral wall portion of the case. Gearbox for electric motor according to claim 1. 前記電動機と前記遊星歯車機構との間に前記出力軸と同軸状に配置されたシングルピニオン式の第２遊星歯車機構をさらに備え、
当該第２遊星歯車機構は、
前記電動機に連結されたサンギヤと、
回転不能のリングギヤと、
前記サンギヤ及び前記リングギヤに噛み合うピニオンギヤを回転自在に支持するとともに、前記遊星歯車機構の前記サンギヤに連結されたキャリアと、を有することを特徴とする、請求項１から４のいずれかに記載の電動機用変速装置。 It further comprises a single pinion type second planetary gear mechanism disposed coaxially with the output shaft between the motor and the planetary gear mechanism,
The second planetary gear mechanism is
A sun gear coupled to the motor;
Non-rotatable ring gear,
The motor according to any one of claims 1 to 4, further comprising: a sun gear and a pinion gear meshing with the ring gear rotatably supported, and a carrier connected to the sun gear of the planetary gear mechanism. Transmission.
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