JP7126908B2 - Electric vehicle drive device and in-wheel motor drive device - Google Patents

Description

本発明は、電動モータによって車輪が駆動される電動車両用の駆動装置、及び車輪の内空領域に配置されて当該車輪を駆動するインホイールモータ駆動装置に関する。 TECHNICAL FIELD The present invention relates to a drive device for an electric vehicle in which wheels are driven by an electric motor, and an in-wheel motor drive device that is arranged in an inner hollow region of a wheel and drives the wheel.

電動車両に用いられる駆動装置として、互いに平行に配置された複数の歯車軸を有する減速部（減速機）を備えたものが知られている。 2. Description of the Related Art As a driving device used in an electric vehicle, there is known one that includes a reduction section (reduction gear) having a plurality of gear shafts arranged parallel to each other.

例えば、下記特許文献１には、互いに平行に配置された、入力軸（入力歯車が設けられたモータ回転軸）と、中間軸と、出力軸（出力歯車が設けられた筒部）とを有する減速部を備えたインホイールモータ駆動装置が開示されている。 For example, in Patent Document 1 below, an input shaft (a motor rotation shaft provided with an input gear), an intermediate shaft, and an output shaft (a cylindrical portion provided with an output gear) are arranged parallel to each other. An in-wheel motor drive device with a reduction section is disclosed.

特開２０１７－６５３０６号公報JP 2017-65306 A

このような複数の歯車軸を有する減速部を用いた駆動装置においては、歯車間の荷重や、歯車を支持するケーシングの組み付け誤差、あるいはケーシングの加工誤差などによって、歯車軸のミスアライメント（歯車軸間での相対的な傾き）が発生する。歯車軸のミスアライメントが大きくなると、歯車間の噛み合い伝達誤差（駆動歯車に対する被駆動歯車の相対的回転の遅れや進み）により振動や騒音が発生し、乗り心地を悪くするだけでなく、振動によって部品が劣化したり破損したりする虞がある。 In a driving device using a reduction section having such a plurality of gear shafts, misalignment of the gear shafts (gear shaft relative tilt between) occurs. If the misalignment of the gear shaft becomes large, vibration and noise will occur due to meshing transmission error between the gears (lag or advance in the relative rotation of the driven gear with respect to the driving gear). Parts may deteriorate or be damaged.

歯車荷重に起因する歯車軸のミスアライメントは、有限要素法（ＦＥＭ：Finite Element Method）などによって算出することが可能である。このため、予め歯車荷重がわかれば、これに起因するミスアライメントを算出し、それに基づいて歯面修正（クラウニング加工）を行うことで歯車同士の噛み合い状態を調整することが可能である。 The misalignment of the gear shaft caused by the gear load can be calculated by the finite element method (FEM) or the like. For this reason, if the gear load is known in advance, it is possible to calculate the misalignment caused by this and perform tooth flank correction (crowning processing) based on this to adjust the meshing state of the gears.

これに対して、ケーシングの組み付け誤差や加工誤差に起因する歯車軸のミスアライメントは、誤差の方向や量が不確定な場合が多く、事前に算出することは困難である。 On the other hand, misalignment of the gear shaft caused by assembly error or machining error of the casing is often uncertain in the direction and amount of the error, and is difficult to calculate in advance.

従って、ケーシングの組み付け誤差や加工誤差に起因する歯車軸のミスアライメントを小さくすることは、非常に重要な課題である。なお、このような課題は、インホイールモータに限ったものではなく、車体に電動モータを設けた所謂オンボードタイプの電動車両駆動装置などにおいても同様に生じ得る課題である。 Therefore, it is a very important issue to reduce the misalignment of the gear shaft caused by assembly error and machining error of the casing. Such a problem is not limited to the in-wheel motor, but can also occur in a so-called on-board type electric vehicle drive device in which an electric motor is provided on the vehicle body.

そこで、本発明は、歯車軸に生じ得るミスアライメントを小さくして歯車間の振動や騒音を低減できる電動車両駆動装置及びインホイールモータ駆動装置を提供することを目的とする。 SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, it is an object of the present invention to provide an electric vehicle drive device and an in-wheel motor drive device capable of reducing misalignment that may occur in gear shafts and reducing vibration and noise between gears.

上記課題を解決するため、本発明は、電動モータ部と、車輪用軸受部と、電動モータ部からのトルクを車輪用軸受部に伝達する減速機部とを備える電動車両駆動装置において、減速機部は、互いに平行に配置された三軸以上の歯車軸を有する平行軸歯車機構と、歯車軸の一端部を支持する軸受が設けられた第１ケーシングと、歯車軸の他端部を支持する軸受が設けられた第２ケーシングとを備え、第１ケーシングと第２ケーシングとを一対のノックピンで位置決めする構成であって、軸方向から見て、各ノックピンの中心を結ぶ線分が、各歯車軸の軸中心を結んで形成された多角形の各頂点及び各辺との交点のうちいずれか２つを通るように、各ノックピンを配置したことを特徴とする。 In order to solve the above-described problems, the present invention provides an electric vehicle drive device that includes an electric motor section, a wheel bearing section, and a speed reducer section that transmits torque from the electric motor section to the wheel bearing section. The part comprises a parallel shaft gear mechanism having three or more gear shafts arranged in parallel with each other, a first casing provided with a bearing for supporting one end of the gear shaft, and supporting the other end of the gear shaft. and a second casing provided with bearings, wherein the first casing and the second casing are positioned by a pair of knock pins. Each knock pin is arranged so as to pass through any two points of intersection with each vertex and each side of a polygon formed by connecting the axial centers of the shafts.

このように、軸方向から見て、各ノックピンの中心を結ぶ線分が、各歯車軸の軸中心を結んで形成された多角形の各頂点及び各辺との交点のうちいずれか２つを通るようにすることで、ケーシングの比較的遠く離れた２点にノックピンを配置することができる。これにより、ノックピンによる位置決め精度が向上するため、各歯車軸におけるミスアライメントを小さくすることができる。 In this way, when viewed from the axial direction, the line segment connecting the centers of the respective knock pins should be any two of the points of intersection with the vertices and sides of the polygon formed by connecting the axial centers of the gear shafts. By passing through, the dowel pins can be arranged at two relatively distant points on the casing. As a result, the positioning accuracy of the knock pin is improved, so misalignment in each gear shaft can be reduced.

例えば、軸方向から見て、各ノックピンの中心を結ぶ線分が、各歯車軸の軸中心を結んで形成された多角形の２つの頂点を通るようにすることで、ケーシングの比較的遠く離れた２点にノックピンを配置することができる。 For example, when viewed from the axial direction, the line segment connecting the centers of the knock pins passes through the two vertices of the polygon formed by connecting the shaft centers of the gear shafts. Dowel pins can be arranged at two points.

また、軸方向から見て、各ノックピンの中心を結ぶ線分が、各歯車軸の軸中心を結んで形成された多角形の１つの頂点と１つの辺との交点を通るように、各ノックピンを配置してもよい。 Each knock pin is arranged so that when viewed from the axial direction, a line segment connecting the centers of the respective knock pins passes through the intersection of one vertex and one side of a polygon formed by connecting the axial centers of the respective gear shafts. may be placed.

あるいは、軸方向から見て、各ノックピンの中心を結ぶ線分が、各歯車軸の軸中心を結んで形成された多角形の２つの辺との交点を通るように、各ノックピンを配置してもよい。 Alternatively, when viewed from the axial direction, each dowel pin is arranged so that a line segment connecting the center of each dowel pin passes through the intersection of two sides of a polygon formed by connecting the shaft centers of the respective gear shafts. good too.

また、上記課題を解決するため、本発明は、電動モータ部と、車輪用軸受部と、前記電動モータ部からのトルクを前記車輪用軸受部に伝達する減速機部とを備える電動車両駆動装置において、減速機部は、互いに平行に配置された三軸以上の歯車軸を有する平行軸歯車機構と、歯車軸の一端部を支持する軸受が設けられた第１ケーシングと、歯車軸の他端部を支持する軸受が設けられた第２ケーシングとを備え、第１ケーシングと第２ケーシングとを一対のノックピンで位置決めする構成であって、軸方向から見て、各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から各歯車軸の軸中心までの距離を、各歯車軸のミスアライメントの大きさに基づいて設定したことを特徴とする。 Further, in order to solve the above-described problems, the present invention provides an electric vehicle drive device that includes an electric motor section, a wheel bearing section, and a speed reducer section that transmits torque from the electric motor section to the wheel bearing section. , the reduction gear unit includes a parallel shaft gear mechanism having three or more gear shafts arranged in parallel with each other, a first casing provided with a bearing for supporting one end of the gear shaft, and the other end of the gear shaft and a second casing provided with bearings for supporting the second casing, wherein the first casing and the second casing are positioned by a pair of knock pins, the line segment connecting the centers of the respective knock pins when viewed from the axial direction is set based on the magnitude of misalignment of each gear shaft.

各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から各歯車軸の軸中心までの距離を調整することで、ケーシング同士の位置ずれにより各歯車軸に生じ得るミスアライメントの相対的大小関係を適宜設定することができる。従って、事前の解析により各歯車軸に生じ得るミスアライメントの大きさを予測し、そのミスアライメントに基づいて各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から各歯車軸の軸中心までの距離を設定することで、特定の歯車軸において生じ得るミスアライメントが他の歯車軸に生じ得るミスアライメントに比べて大きくなるのを抑制できる。これにより、一部の歯車軸におけるミスアライメントが増大することによる振動や騒音の発生を抑制できるようになる。 By adjusting the distance from the midpoint of the line connecting the center of each knock pin to the center of each gear shaft, the relative size relationship of misalignment that can occur on each gear shaft due to positional deviation between casings can be appropriately set. be able to. Therefore, the magnitude of misalignment that can occur on each gear shaft is predicted by preliminary analysis, and the distance from the midpoint of the line connecting the centers of each knock pin to the center of each gear shaft is set based on the misalignment. By doing so, it is possible to suppress the misalignment that may occur in a specific gear shaft from becoming larger than the misalignment that may occur in other gear shafts. As a result, it is possible to suppress the occurrence of vibration and noise due to increased misalignment in some gear shafts.

例えば、複数の歯車軸の中で、一部の歯車軸に生じ得るミスアライメントが最も大きくなる場合は、軸方向から見て、各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から各歯車軸の軸中心までの距離を、ミスアライメントが最も大きくなる歯車軸に対して最小となるように設定するのがよい。このように設定することで、ミスアライメントが最も大きくなると予想される歯車軸に対しては、ケーシング同士の位置ずれに起因する歯車軸のミスアライメントを他の歯車軸に比べて小さくすることができ、当該歯車軸に生じるミスアライメントが特に大きくなるのを防止できる。 For example, if the misalignment that can occur in some of the gear shafts is the largest among a plurality of gear shafts, the axis of each gear shaft should The center distance should be set to be the smallest relative to the gear axis where the misalignment is greatest. By setting in this way, it is possible to reduce the misalignment of the gear shaft caused by the misalignment of the casings compared to the other gear shafts, which is expected to have the largest misalignment. , it is possible to prevent the misalignment of the gear shaft from becoming particularly large.

また、軸方向から見て、各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から各歯車軸の軸中心までの距離を、全て又は一部で同じ距離となるように設定してもよい。すなわち、複数の歯車軸の中で、ミスアライメントの大きさが同程度になる歯車軸がある場合は、それらの歯車軸の軸中心に対するノックピン間の中間点からの距離を同じ距離となるように設定することで、各歯車軸に生じ得るミスアライメントのばらつきをなくし均等にすることができる。 Also, when viewed from the axial direction, the distance from the midpoint of the line segment connecting the centers of the knock pins to the center of each gear shaft may be set to be the same in all or part. In other words, if there are gear shafts with the same degree of misalignment among multiple gear shafts, the distance from the midpoint between the knock pins with respect to the shaft center of those gear shafts should be the same distance. By setting, it is possible to eliminate variations in misalignment that may occur in each gear shaft and make them uniform.

また、平行軸歯車機構は、電動モータ部からのトルクが入力される入力歯車を有する入力軸と、車輪用軸受部と連結され、出力歯車を有する出力軸と、入力軸と出力軸との間で歯車を介して噛み合うことで動力伝達を行う1つ以上の中間軸とで構成され、中間軸は、入力歯車よりも大径で前記入力歯車と噛み合う入力側中間歯車と、出力歯車よりも小径で出力歯車と噛み合う出力側中間歯車とを有するものであってもよい。 In addition, the parallel shaft gear mechanism includes an input shaft having an input gear to which torque from the electric motor is input, an output shaft connected to the wheel bearing portion and having an output gear, and an output shaft between the input shaft and the output shaft. and one or more intermediate shafts that transmit power by meshing through gears, and the intermediate shaft is an input-side intermediate gear that has a larger diameter than the input gear and meshes with the input gear, and a smaller diameter than the output gear. may have an output-side intermediate gear that meshes with the output gear.

また、本発明は、インホイールモータ駆動装置にも適用可能である。 Moreover, the present invention can also be applied to an in-wheel motor drive device.

本発明によれば、歯車軸に生じ得るミスアライメントを小さくすることができるので、歯車間の振動や騒音を低減できるようになる。また、ミスアライメントが小さくなることで、歯車の歯面修正量を少なくすることができ、加工に要する時間やコストを低減できるようになる。 According to the present invention, misalignment that can occur in the gear shaft can be reduced, so that vibration and noise between gears can be reduced. In addition, since the misalignment is reduced, the amount of tooth flank modification of the gear can be reduced, and the time and cost required for processing can be reduced.

インホイールモータ駆動装置を図２のＰ－Ｐ線で矢視したときの縦断面図である。FIG. 3 is a vertical cross-sectional view of the in-wheel motor drive device taken along line PP of FIG. 2; インホイールモータ駆動装置を図１のＱ－Ｑ線で矢視したときの横断面図である。FIG. 2 is a cross-sectional view of the in-wheel motor drive device taken along line QQ in FIG. 1; インホイールモータ駆動装置の一部を分解した縦断面図である。It is the longitudinal cross-sectional view which decomposed|disassembled some in-wheel motor drive devices. 第１実施例に係るノックピンの配置を示す横断面図である。FIG. 4 is a cross-sectional view showing the arrangement of knock pins according to the first embodiment; ノックピン同士の中間点からノックピンの中心までの距離と位置ずれ角との関係を示す図である。FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the distance from the midpoint between the knock pins to the center of the knock pin and the misalignment angle; 第２実施例に係るノックピンの配置を示す横断面図である。FIG. 7 is a cross-sectional view showing the arrangement of knock pins according to the second embodiment; 第３実施例に係るノックピンの配置を示す横断面図である。FIG. 11 is a cross-sectional view showing the arrangement of knock pins according to the third embodiment; 第４実施例に係るノックピンの配置を示す横断面図である。It is a cross-sectional view showing the arrangement of the knock pin according to the fourth embodiment. 第５実施例に係るノックピンの配置を示す横断面図である。FIG. 11 is a cross-sectional view showing the arrangement of knock pins according to a fifth embodiment; インホイールモータ駆動装置を搭載した電気自動車の概略構成を示す平面図である。It is a top view showing a schematic structure of an electric vehicle carrying an in-wheel motor drive. 図１０の電気自動車を示す後方断面図である。FIG. 11 is a rear sectional view showing the electric vehicle of FIG. 10;

以下、添付の図面に基づき、本発明について説明する。なお、本発明を説明するための各図面において、同一の機能もしくは形状を有する部材や構成部品等の構成要素については、判別が可能な限り同一符号を付すことにより一度説明した後ではその説明を省略する。 The present invention will be described below with reference to the accompanying drawings. In addition, in each drawing for explaining the present invention, constituent elements such as members and constituent parts having the same function or shape are given the same reference numerals as much as possible, and once explained, the explanation will be repeated. omitted.

以下の説明では、本発明を、車輪の内空領域に配置されたインホイールモータ駆動装置に適用した場合を例にしているが、本発明はインホイールモータ駆動装置に限らず、駆動装置が車体に設けられた所謂オンボードタイプの電動車両駆動装置にも適用可能である。また、オンボードタイプとしては、１つの電動モータで左右の車輪を駆動する１モータ式、２つの電動モータで左右の車輪を駆動する２モータ式のいずれであってもよい。 In the following description, the case where the present invention is applied to an in-wheel motor drive device arranged in the inner hollow region of a wheel is taken as an example, but the present invention is not limited to the in-wheel motor drive device, and the drive device is a vehicle body. It can also be applied to a so-called on-board type electric vehicle drive device provided in the . The onboard type may be either a one-motor type in which one electric motor drives the left and right wheels, or a two-motor type in which two electric motors drive the left and right wheels.

図１０は、インホイールモータ駆動装置２１を搭載した電気自動車１１の概略平面図、図１１は、電気自動車１１を後方から見た概略断面図である。 FIG. 10 is a schematic plan view of an electric vehicle 11 equipped with an in-wheel motor drive device 21, and FIG. 11 is a schematic cross-sectional view of the electric vehicle 11 as seen from the rear.

図１０に示すように、電気自動車１１は、シャシー１２と、操舵輪としての前輪１３と、駆動輪としての後輪１４と、後輪１４に駆動力を伝達するインホイールモータ駆動装置２１とを装備する。図１１に示すように、後輪１４は、シャシー１２のホイールハウジング１５の内部に収容され、懸架装置（サスペンション）１６を介してシャシー１２の下部に固定されている。 As shown in FIG. 10, an electric vehicle 11 includes a chassis 12, front wheels 13 as steered wheels, rear wheels 14 as drive wheels, and an in-wheel motor drive device 21 that transmits driving force to the rear wheels 14. equip. As shown in FIG. 11 , the rear wheel 14 is housed inside a wheel housing 15 of the chassis 12 and fixed to the lower portion of the chassis 12 via a suspension 16 .

懸架装置１６は、左右に延びるサスペンションアームにより後輪１４を支持すると共に、コイルスプリングとショックアブソーバとを含むストラットにより、後輪１４が地面から受ける振動を吸収してシャシー１２の振動を抑制する。左右のサスペンションアームの連結部分には、旋回時などの車体の傾きを抑制するスタビライザが設けられている。懸架装置１６は、路面の凹凸に対する追従性を向上させ、後輪１４の駆動力を効率よく路面に伝達するために、左右の車輪を独立して上下させる独立懸架式としている。 The suspension device 16 supports the rear wheel 14 with a suspension arm extending left and right, and suppresses the vibration of the chassis 12 by absorbing vibration received by the rear wheel 14 from the ground with a strut including a coil spring and a shock absorber. Stabilizers are provided at the joints of the left and right suspension arms to prevent the vehicle body from tilting when turning. The suspension system 16 is of an independent suspension type in which the left and right wheels independently move up and down in order to improve the ability to follow uneven road surfaces and efficiently transmit the driving force of the rear wheels 14 to the road surface.

電気自動車１１は、ホイールハウジング１５の内部に、左右それぞれの後輪１４を駆動するインホイールモータ駆動装置２１を設けることによって、シャシー１２上にモータ、ドライブシャフト及びデファレンシャルギヤ機構などを設ける必要がなくなるので、客室スペースを広く確保でき、かつ、左右の後輪１４の回転をそれぞれ制御することができるという利点を有する。 By providing the in-wheel motor drive device 21 for driving the left and right rear wheels 14 inside the wheel housing 15, the electric vehicle 11 eliminates the need to provide a motor, a drive shaft, a differential gear mechanism, etc. on the chassis 12. Therefore, there is an advantage that a large passenger compartment space can be secured and the rotation of the left and right rear wheels 14 can be controlled respectively.

この実施形態の特徴的な構成を説明する前にインホイールモータ駆動装置２１の全体構成を図１～図３に基づいて説明する。以下の説明では、インホイールモータ駆動装置２１を車両に搭載した状態で、車両の車幅方向の外側寄りとなる側（図１において左側）をアウトボード側と称し、中央寄りとなる側（図１において右側）をインボード側と称する。 Before describing the characteristic configuration of this embodiment, the overall configuration of the in-wheel motor drive device 21 will be described with reference to FIGS. 1 to 3. FIG. In the following description, when the in-wheel motor drive device 21 is mounted on the vehicle, the side closer to the outside in the vehicle width direction of the vehicle (the left side in FIG. 1) will be referred to as the outboard side, and the side closer to the center (the left side in FIG. 1). 1) is called the inboard side.

図１は、図２のＰ－Ｐ線で矢視したインホイールモータ駆動装置の縦断面図であり、図２は、図１のＱ－Ｑ線で矢視したインホイールモータ駆動装置の横断面図、図３は、インホイールモータ駆動装置の一部を分解した縦断面図である。 1 is a vertical cross-sectional view of the in-wheel motor drive device taken along line PP of FIG. 2, and FIG. 2 is a cross-section of the in-wheel motor drive device taken along line QQ of FIG. FIG. 3 and FIG. 3 are longitudinal cross-sectional views in which a part of the in-wheel motor drive device is disassembled.

図１に示すように、インホイールモータ駆動装置２１は、駆動力を発生させる電動モータ部Ａと、電動モータ部Ａの回転を減速して出力する減速機部Ｂと、減速機部Ｂからの出力を駆動輪としての後輪１４に伝達する車輪用軸受部Ｃとを備えている。電動モータ部Ａ、減速機部Ｂ、及び車輪用軸受部Ｃは、それぞれ二分割された第１ケーシング２２ａ及び第２ケーシング２２ｂ内に収容されている（図３参照）。 As shown in FIG. 1, the in-wheel motor drive device 21 includes an electric motor section A that generates a driving force, a reduction gear section B that reduces the rotation of the electric motor section A and outputs the output, and a A wheel bearing portion C for transmitting an output to the rear wheels 14 serving as driving wheels is provided. The electric motor section A, the speed reducer section B, and the wheel bearing section C are accommodated in a first casing 22a and a second casing 22b that are divided into two (see FIG. 3).

電動モータ部Ａは、第１ケーシング２２ａに固定されたステータ２３と、ステータ２３の径方向内側に隙間をもって対向するように配置されたロータ２４と、ロータ２４の径方向内側に配置されてロータ２４と一体回転するモータ回転軸２５とを備えたラジアルギャップ型の電動モータ２６で構成されている。モータ回転軸２５は、毎分一万数千回転程度で高速回転可能である。ステータ２３は磁性体コアにコイルを巻回することによって構成され、ロータ２４は永久磁石等で構成されている。 The electric motor portion A includes a stator 23 fixed to the first casing 22a, a rotor 24 arranged radially inwardly of the stator 23 so as to face the stator 23 with a gap, and a rotor 24 arranged radially inwardly of the rotor 24. and a radial gap type electric motor 26 having a motor rotating shaft 25 that rotates integrally. The motor rotating shaft 25 can rotate at a high speed of about 10,000 revolutions per minute. The stator 23 is constructed by winding a coil around a magnetic core, and the rotor 24 is constructed of a permanent magnet or the like.

モータ回転軸２５は、その軸方向一方側の端部（図１の左側）が転がり軸受４０により、軸方向他方側の端部（図１の右側）が転がり軸受４１により、第１ケーシング２２ａに対してそれぞれ回転自在に支持されている。 The motor rotating shaft 25 is connected to the first casing 22a by a rolling bearing 40 at one end in the axial direction (left side in FIG. 1) and a rolling bearing 41 at the other end in the axial direction (right side in FIG. 1). are rotatably supported with respect to each other.

減速機部Ｂは、入力歯車３０と、中間歯車としての入力側中間歯車３１及び出力側中間歯車３２と、最終出力歯車３５とを有する。入力歯車３０は入力軸２７と一体に形成され、この入力軸２７はスプライン嵌合（セレーション嵌合を含む。以下、同じ）によってモータ回転軸２５と同軸に連結されている。入力側中間歯車３１及び出力側中間歯車３２を備える中間軸２８は、両中間歯車３１，３２と一体に形成されている。最終出力歯車３５を備える出力軸２９は、最終出力歯車３５と一体に形成されている。各歯車３０，３１，３２，３５のうちの何れか一つあるいは２つ以上を、対応する軸とは別部材で形成し、当該軸にスプライン嵌合等により結合してもよい。 The speed reducer section B has an input gear 30 , an input-side intermediate gear 31 and an output-side intermediate gear 32 as intermediate gears, and a final output gear 35 . The input gear 30 is integrally formed with the input shaft 27, and the input shaft 27 is coaxially connected to the motor rotating shaft 25 by spline fitting (including serration fitting; hereinafter the same). An intermediate shaft 28 having an input-side intermediate gear 31 and an output-side intermediate gear 32 is integrally formed with both intermediate gears 31 and 32 . The output shaft 29 with the final output gear 35 is integrally formed with the final output gear 35 . Any one or more of the gears 30, 31, 32, 35 may be formed of a member separate from the corresponding shaft and coupled to the shaft by spline fitting or the like.

本実施形態では、平行軸歯車機構３９を構成する入力歯車３０、入力側中間歯車３１、出力側中間歯車３２及び最終出力歯車３５として、はすば歯車を用いている。はすば歯車は、同時に噛合う歯数が増え、歯当たりが分散されるので音が静かで、トルク変動が少ない点で有効である。歯車のかみあい率や限界の回転数などを考慮して、各ギヤのモジュールは１～３程度に設定するのが好ましい。 In this embodiment, helical gears are used as the input gear 30, the input-side intermediate gear 31, the output-side intermediate gear 32, and the final output gear 35 that constitute the parallel shaft gear mechanism 39. FIG. Helical gears are effective in that the number of teeth that mesh with each other increases at the same time, and tooth contact is dispersed, so that noise is quiet and torque fluctuations are small. It is preferable to set the module of each gear to about 1 to 3 in consideration of the gear engagement ratio and the limit number of revolutions.

入力軸２７、中間軸２８、及び出力軸２９の各歯車軸は互いに平行に配置されている。また、図２に示すように、各歯車軸２７，２８，２９は、軸方向から見て、これらの軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３を結ぶと三角形をなすように配置されている。このように、軸方向から見て、各歯車軸２７，２８，２９を同一直線上とならないように三角形状に配置することで、インホイールモータ駆動装置２１の外周輪郭の小型化を図っている。これにより、既存のホイール７０内にインホイールモータ駆動装置２１を装着することができる。 The gear shafts of the input shaft 27, the intermediate shaft 28, and the output shaft 29 are arranged parallel to each other. As shown in FIG. 2, the gear shafts 27, 28 and 29 are arranged to form a triangle when viewed from the axial direction and connecting the shaft centers O1, O2 and O3. In this way, by arranging the gear shafts 27, 28, 29 in a triangular shape so as not to be on the same straight line when viewed from the axial direction, the outer peripheral contour of the in-wheel motor drive device 21 is reduced in size. . Thereby, the in-wheel motor drive device 21 can be mounted inside the existing wheel 70 .

図１に示すように、入力軸２７の入力歯車３０の軸方向両側には転がり軸受４２，４３が配置され、各転がり軸受４２，４３によって入力軸２７は各ケーシング２２ａ，２２ｂに対して回転自在に支持されている。中間軸２８は、入力側中間歯車３１をインボード側に配置し、出力側中間歯車３２をアウトボード側に配置した状態で、２つの転がり軸受４４，４５によって各ケーシング２２ａ，２２ｂに対して回転自在に支持されている。また、出力軸２９の最終出力歯車３５の軸方向両側に転がり軸受４６，４７が配置され、各転がり軸受４６，４７によって出力軸２９は各ケーシング２２ａ，２２ｂに対して回転自在に支持されている。 As shown in FIG. 1, rolling bearings 42 and 43 are arranged on both sides of the input gear 30 of the input shaft 27 in the axial direction. supported by The intermediate shaft 28 rotates with respect to the casings 22a and 22b by two rolling bearings 44 and 45 with the input-side intermediate gear 31 arranged on the inboard side and the output-side intermediate gear 32 arranged on the outboard side. freely supported. Rolling bearings 46 and 47 are arranged on both axial sides of the final output gear 35 of the output shaft 29, and the output shaft 29 is rotatably supported by the rolling bearings 46 and 47 with respect to the casings 22a and 22b. .

中間軸２８のインボード側及びアウトボード側を支持する転がり軸受４４，４５では、インボード側となる入力側中間歯車３１側の転がり軸受４４の方が、他方の転がり軸受４５よりも大径である。すなわち、インボード側の転がり軸受４４の内径寸法は、アウトボード側の転がり軸受４５の内径寸法より大きく、インボード側の転がり軸受４４の外径寸法も、アウトボード側の転がり軸受４５の外径寸法よりも大きい。また、中間軸２８のインボード側を支持する転がり軸受４４は、入力側中間歯車３１に設けられた内径側凹部３３に配置されている。 Among the rolling bearings 44 and 45 that support the inboard side and the outboard side of the intermediate shaft 28, the rolling bearing 44 on the input side intermediate gear 31 side, which is the inboard side, has a larger diameter than the other rolling bearing 45. be. That is, the inner diameter dimension of the inboard side rolling bearing 44 is larger than the inner diameter dimension of the outboard side rolling bearing 45 , and the outer diameter dimension of the inboard side rolling bearing 44 is equal to the outer diameter dimension of the outboard side rolling bearing 45 . Larger than the dimensions. A rolling bearing 44 that supports the inboard side of the intermediate shaft 28 is arranged in the inner diameter side concave portion 33 provided in the input side intermediate gear 31 .

出力軸２９のインボード側及びアウトボード側を支持する転がり軸受４６，４７では、上記中間軸２８を支持する転がり軸受４４，４５の関係とは逆に、アウトボード側の転がり軸受４７の方が、他方の転がり軸受４６よりも大径である。すなわち、アウトボード側の転がり軸受４７の内径寸法は、インボード側の転がり軸受４６の内径寸法より大きく、アウトボード側の転がり軸受４７の外径寸法も、インボード側の転がり軸受４６の外径寸法よりも大きい。また、出力軸２９のアウトボード側を支持する転がり軸受４７は、最終出力歯車３５に設けられた内径側凹部３４に配置されている。以上に述べた各転がり軸受４０～４７としては、ラジアル荷重とスラスト荷重の双方を受けることができる軸受、例えば深溝玉軸受が使用される。 Among the rolling bearings 46 and 47 supporting the inboard side and the outboard side of the output shaft 29, the rolling bearing 47 on the outboard side is the opposite of the relationship between the rolling bearings 44 and 45 supporting the intermediate shaft 28. , the diameter of which is larger than that of the other rolling bearing 46 . That is, the inner diameter dimension of the outboard side rolling bearing 47 is larger than the inner diameter dimension of the inboard side rolling bearing 46, and the outer diameter dimension of the outboard side rolling bearing 47 is equal to the outer diameter dimension of the inboard side rolling bearing 46. Larger than the dimensions. A rolling bearing 47 that supports the outboard side of the output shaft 29 is arranged in the inner diameter recessed portion 34 provided in the final output gear 35 . As each of the rolling bearings 40 to 47 described above, a bearing capable of receiving both radial load and thrust load, such as a deep groove ball bearing, is used.

車輪用軸受部Ｃは、内輪回転タイプの車輪用軸受５０で構成される。車輪用軸受５０は、ハブ輪６０と内輪５２とからなる内方部材６１と、外輪５３と、複数の玉５６及び保持器（図示省略）を主な構成とする複列アンギュラ玉軸受である。 The wheel bearing portion C is composed of an inner ring rotating type wheel bearing 50 . The wheel bearing 50 is a double-row angular contact ball bearing mainly composed of an inner member 61 consisting of a hub ring 60 and an inner ring 52, an outer ring 53, a plurality of balls 56, and a retainer (not shown).

ハブ輪６０は、内周にスプライン部を有し、このスプライン部を介して出力軸２９とトルク伝達可能に連結されている。ハブ輪６０のアウトボード側の外周には車輪取り付け用のフランジ部６０ａが形成されている。また、図示は省略するが、車輪取り付け用のフランジ部６０ａには、ブレーキディスク及びホイールが取り付けられる。一方、ハブ輪６０のインボード側の小径段部には内輪５２が嵌合され、内輪５２に対してハブ輪６０の加締め部６０ｂが押し当てられている。加締め部６０ｂは、ハブ輪６０に対する内輪５２の嵌合後にハブ輪６０のインボード側端部が加締められることで形成される。加締め部６０ｂが形成されることによって、内輪５２の軸方向の位置決めを行うと共に車輪用軸受５０に予圧を付与する。 The hub wheel 60 has a spline portion on its inner circumference, and is coupled to the output shaft 29 via this spline portion so as to be capable of transmitting torque. A flange portion 60a for mounting a wheel is formed on the outer periphery of the hub wheel 60 on the outboard side. Although not shown, a brake disc and a wheel are attached to the wheel attachment flange portion 60a. On the other hand, the inner ring 52 is fitted to the small diameter step portion on the inboard side of the hub wheel 60 , and the caulking portion 60 b of the hub wheel 60 is pressed against the inner ring 52 . The crimped portion 60 b is formed by crimping the inboard side end portion of the hub wheel 60 after the inner ring 52 is fitted to the hub wheel 60 . By forming the crimped portion 60 b , the inner ring 52 is axially positioned and a preload is applied to the wheel bearing 50 .

ハブ輪６０の外周にアウトボード側の内側軌道面５４が形成され、内輪５２の外周にインボード側の内側軌道面５４が形成されている。一方、外輪５３の内周には、ハブ輪６０の内側軌道面５４及び内輪５２の内側軌道面５４に対応して複列の外側軌道面５５が形成されている。互いに対向する内側軌道面５４と外側軌道面５５との間に玉５６が転動可能に配置されている。 An outboard-side inner raceway surface 54 is formed on the outer periphery of the hub wheel 60 , and an inboard-side inner raceway surface 54 is formed on the outer periphery of the inner ring 52 . On the inner circumference of the outer ring 53 , double-row outer raceway surfaces 55 are formed corresponding to the inner raceway surface 54 of the hub wheel 60 and the inner raceway surface 54 of the inner ring 52 . Balls 56 are rotatably arranged between the inner raceway surface 54 and the outer raceway surface 55 facing each other.

外輪５３の外周にフランジ部が形成され、このフランジ部はアタッチメント７２を介して第２ケーシング２２ｂにボルト７１で締結固定されている。 A flange portion is formed on the outer circumference of the outer ring 53 , and this flange portion is fastened and fixed to the second casing 22 b via an attachment 72 with bolts 71 .

図１に示すように、減速機部Ｂでは、入力歯車３０と入力側中間歯車３１とが噛合し、出力側中間歯車３２と最終出力歯車３５とが噛合している。入力側中間歯車３１の歯数は入力歯車３０の歯数よりも多く（入力側中間歯車３１は入力歯車３０よりも大径で）、出力側中間歯車３２の歯数は最終出力歯車３５よりも少ない（出力側中間歯車３２は最終出力歯車３５よりも小径である）。このため、モータ回転軸２５の回転により入力軸２７が回転すると、互いに噛み合う入力歯車３０と入力側中間歯車３１との間で回転が減速され、さらに、互いに噛み合う出力側中間歯車３２と最終出力歯車３５との間でも回転が減速される。このように、減速機部Ｂは、モータ回転軸２５の回転運動を二段階に減速する平行軸歯車機構３９を構成する。これにより、電動モータ２６の回転トルクが増幅されて後輪１４へと伝達される。 As shown in FIG. 1, in the speed reducer portion B, the input gear 30 and the input-side intermediate gear 31 are meshed, and the output-side intermediate gear 32 and the final output gear 35 are meshed. The input side intermediate gear 31 has more teeth than the input gear 30 (the input side intermediate gear 31 has a larger diameter than the input gear 30), and the output side intermediate gear 32 has more teeth than the final output gear 35. less (the output-side intermediate gear 32 has a smaller diameter than the final output gear 35). Therefore, when the input shaft 27 rotates due to the rotation of the motor rotating shaft 25, the rotation is decelerated between the input gear 30 and the input-side intermediate gear 31 that mesh with each other, and furthermore, the output-side intermediate gear 32 and the final output gear mesh with each other. 35 is also decelerated. In this manner, the reduction gear section B constitutes a parallel shaft gear mechanism 39 that reduces the rotational motion of the motor rotation shaft 25 in two stages. As a result, the rotational torque of the electric motor 26 is amplified and transmitted to the rear wheels 14 .

インホイールモータ駆動装置２１は、ホイールハウジング１５（図１１参照）の内部に収められ、ばね下荷重となるため、小型軽量化が必須である。前述した構成の平行軸歯車機構３９を電動モータ２６と組み合わせることで、低トルクかつ高回転型の小型電動モータ２６を使用することが可能となる。例えば、減速比が１１の平行軸歯車機構３９を用いた場合、毎分一万数千回転程度の高速回転の電動モータ２６を使用することにより電動モータ２６を小型化することができる。これにより、コンパクトなインホイールモータ駆動装置２１を実現することができ、ばね下重量を抑えて走行安定性及びＮＶＨ特性に優れた電気自動車１１を得ることができる。 Since the in-wheel motor drive device 21 is housed inside the wheel housing 15 (see FIG. 11) and acts as an unsprung load, it is essential to reduce the size and weight. By combining the parallel shaft gear mechanism 39 having the above configuration with the electric motor 26, it is possible to use a small electric motor 26 with low torque and high rotation. For example, if the parallel shaft gear mechanism 39 with a reduction ratio of 11 is used, the electric motor 26 can be downsized by using the electric motor 26 rotating at a high speed of about 10,000 revolutions per minute. As a result, the compact in-wheel motor drive device 21 can be realized, and the electric vehicle 11 with reduced unsprung weight and excellent running stability and NVH characteristics can be obtained.

また、本実施形態では、以上に述べた平行軸歯車機構３９の組み立てに際し、入力軸２７，中間軸２８，出力軸２９は、クリープ防止のためそれぞれの外周面に各転がり軸受４２～４７が予め圧入され、それぞれの歯車同士を噛み合わせたアセンブリの状態で（図３参照）、各ケーシング２２ａ，２２ｂ内に組み付けられる。 In the present embodiment, when assembling the parallel shaft gear mechanism 39 described above, the input shaft 27, the intermediate shaft 28, and the output shaft 29 are preliminarily provided with rolling bearings 42 to 47 on their outer peripheral surfaces to prevent creep. It is assembled in each casing 22a, 22b in an assembly state in which the gears are press-fitted and meshed with each other (see FIG. 3).

ケーシング２２ａ，２２ｂ同士は、一対のノックピン８０によって互いに位置決めされた後、複数のボルト（図示省略）によって締結固定される。一般的に、ノックピン８０は、位置決め精度を向上させるために、互いにできるだけ離れて配置される方が好ましい。本実施形態では、図２に示すように、ケーシング２２ａ，２２ｂが非円形の断面形状に形成されており、一対のノックピン８０が、入力軸２７、中間軸２８、及び出力軸２９で構成された平行軸歯車機構３９を挟んで互いに反対側に配置されている。なお、図２において、ノックピン８０が挿入される孔部９０よりも小さい径に形成された孔９１は、ケーシング２２ａ，２２ｂ同士を締結するボルトを挿入するためのボルト孔である。 The casings 22a and 22b are mutually positioned by a pair of knock pins 80, and then fastened and fixed by a plurality of bolts (not shown). In general, it is preferable that the knock pins 80 are arranged as far apart from each other as possible in order to improve positioning accuracy. In this embodiment, as shown in FIG. 2, the casings 22a and 22b are formed in a non-circular cross-sectional shape, and the pair of knock pins 80 are composed of the input shaft 27, the intermediate shaft 28, and the output shaft 29. They are arranged on opposite sides of each other with the parallel shaft gear mechanism 39 interposed therebetween. In FIG. 2, a hole 91 formed with a diameter smaller than that of the hole 90 into which the knock pin 80 is inserted is a bolt hole for inserting a bolt for fastening the casings 22a and 22b together.

各ノックピン８０は、組み付け性や分解性を考慮して、第１ケーシング２２ａ及び第２ケーシング２２ｂのうち、一方に設けられた孔部９０に対して締り嵌め、他方に設けられた孔部９０に対しては隙間嵌めとなるように構成されている。本実施形態では、各ノックピン８０が、インボード側の第１ケーシング２２ａの孔部９０に対して締り嵌め、アウトボード側の第２ケーシング２２ｂの孔部９０に対して隙間嵌めとなるようにしているが、これとは反対に、アウトボード側の第２ケーシング２２ｂの孔部９０に対して締り嵌め、インボード側の第１ケーシング２２ａの孔部９０に対して隙間嵌めとなるようにしてもよい。 In consideration of ease of assembly and disassembly, each knock pin 80 is tightly fitted into the hole 90 provided in one of the first casing 22a and the second casing 22b, and is fitted into the hole 90 provided in the other. It is configured to be a clearance fit. In this embodiment, each knock pin 80 is tightly fitted into the hole 90 of the first casing 22a on the inboard side and is loosely fitted into the hole 90 of the second casing 22b on the outboard side. However, on the contrary, it is also possible to make an interference fit into the hole 90 of the second casing 22b on the outboard side and a clearance fit into the hole 90 of the first casing 22a on the inboard side. good.

ところで、ノックピン８０は一方のケーシングの孔部９０に対して隙間嵌めとなっているため、組み付けの際、その孔部９０のクリアランス分だけケーシング２２ａ，２２ｂ同士の合わせ位置が変化することが考えられる。この隙間嵌めに起因するケーシング２２ａ，２２ｂ同士の位置ずれは、数μｍ～数十μｍほどの非常に僅かなものであるが、ケーシング２２ａ，２２ｂ同士の位置ずれに伴って入力軸２７、中間軸２８、出力軸２９の各歯車軸を支持する第１ケーシング２２ａ側の転がり軸受４２，４４，４６と第２ケーシング２２ｂ側の転がり軸受４３，４５，４７との中心位置がずれると、各歯車軸間での相対的な傾き、所謂ミスアライメントが発生する。そして、このような歯車軸のミスアライメントが発生すると、歯車同士の噛み合い伝達誤差が発生し、振動や騒音の要因となる。 By the way, since the knock pin 80 is loosely fitted into the hole 90 of one of the casings, it is conceivable that the alignment positions of the casings 22a and 22b will change by the clearance of the hole 90 during assembly. . The displacement between the casings 22a and 22b caused by this clearance fit is very slight, on the order of several micrometers to several tens of micrometers. 28. If the center positions of the rolling bearings 42, 44, 46 on the side of the first casing 22a and the rolling bearings 43, 45, 47 on the side of the second casing 22b that support the gear shafts of the output shaft 29 deviate, each gear shaft A relative tilt between them, a so-called misalignment, occurs. When such misalignment of the gear shaft occurs, a meshing transmission error occurs between the gears, which causes vibration and noise.

そこで、本実施形態に係るインホイールモータ駆動装置２１においては、歯車軸に生じ得るミスアライメントを小さくするため、ノックピン８０の配置を以下のようにしている。 Therefore, in the in-wheel motor drive device 21 according to the present embodiment, the knock pins 80 are arranged as follows in order to reduce misalignment that may occur in the gear shaft.

図４は、ノックピンの配置を示す横断面図である。 FIG. 4 is a cross-sectional view showing the arrangement of knock pins.

図４では、ノックピン８０に対して孔部９０が二点鎖線で示す位置から実線で示す位置へ相対的に位置ずれすることにより、各歯車軸２７，２８，２９の軸中心が正規の位置からずれた状態を示している。この場合、各孔部９０が図４の時計回りに角度θ位置ずれした状態を想定している。従って、各歯車軸２７，２８，２９は、一対のノックピン８０の中心を結ぶ線分の中間点Ｍを中心として時計回りに位置ずれしている。図４において、Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３は、各歯車軸２７，２８，２９の位置ずれの無い正規の軸中心を示し、Ｏ１´，Ｏ２´，Ｏ３´は、各歯車軸２７，２８，２９に位置ずれが生じた場合の軸中心を示している。なお、わかりやすくするため孔部９０の径や位置ずれ量は誇張して記載している。 In FIG. 4, the axial centers of the gear shafts 27, 28, and 29 shift from the normal positions as the holes 90 are displaced relative to the knock pin 80 from the position indicated by the two-dot chain line to the position indicated by the solid line. It shows a displaced state. In this case, it is assumed that each hole 90 is shifted clockwise in FIG. 4 by an angle θ. Accordingly, the respective gear shafts 27 , 28 , 29 are shifted clockwise about the middle point M of the line segment connecting the centers of the pair of knock pins 80 . In FIG. 4, O1, O2, and O3 indicate the normal shaft centers of the gear shafts 27, 28, and 29 without positional deviation, and O1', O2', and O3' indicate the respective gear shafts 27, 28, and 29. It shows the axis center when positional deviation occurs. Note that the diameter of the hole 90 and the amount of positional deviation are exaggerated for clarity.

一対のノックピン８０は、互いに離れて配置されている方が位置決め精度が向上する。すなわち、図５に示すように、孔部９０のクリアランス分の位置ずれ量δはある程度決まっているため、ノックピン８０同士の間の位置ずれ中心（中間点Ｍ）からノックピン８０の中心までの距離が長い方（距離Ｎ１の場合）が、短い方（距離Ｎ２の場合）よりも位置ずれ角が小さくなる（角度θ１＜角度θ２）。 Positioning accuracy is improved when the pair of knock pins 80 are arranged apart from each other. That is, as shown in FIG. 5, since the amount of positional deviation δ corresponding to the clearance of the hole 90 is determined to some extent, the distance from the center of the positional deviation (middle point M) between the knock pins 80 to the center of the knock pin 80 is The longer one (in the case of distance N1) has a smaller misalignment angle than the shorter one (in the case of distance N2) (angle θ1<angle θ2).

斯かる観点から、図４に示す例では、一対のノックピン８０の中心を結ぶ線分が、各歯車軸２７，２８，２９の正規の軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３を結んで形成された三角形の２つの頂点（この場合、軸中心Ｏ１，Ｏ３）を通るように、各ノックピン８０を配置している。また、一対のノックピン８０の中心を結ぶ線分の中間点Ｍは、各歯車軸２７，２８，２９の正規の軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３を結んで形成された三角形の辺上（この場合、２つの軸中心Ｏ１，Ｏ３の間）に配置されている。 From this point of view, in the example shown in FIG. 4, the line segment connecting the centers of the pair of knock pins 80 is a triangle formed by connecting the normal shaft centers O1, O2 and O3 of the respective gear shafts 27, 28 and 29. Each knock pin 80 is arranged so as to pass through two vertices (in this case, axial centers O1 and O3). The midpoint M of the line segment connecting the centers of the pair of knock pins 80 is on the side of the triangle formed by connecting the normal shaft centers O1, O2 and O3 of the respective gear shafts 27, 28 and 29 (in this case, between the two axial centers O1, O3).

一般的に、減速機を構成する歯車軸は、ケーシングの中央及びその近傍に配置される傾向にある（図２参照）。このため、本実施形態のように、一対のノックピン８０の中心を結ぶ線分が、各歯車軸２７，２８，２９の軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３を繋いだ三角形の２つの頂点を通るようにすることで、ケーシングの比較的遠く離れた２点にノックピン８０が配置されるようになる。これにより、ノックピン８０による位置決め精度が向上するため、各歯車軸２７，２８，２９におけるミスアライメントを小さくすることが可能である。 In general, the gear shaft that constitutes the speed reducer tends to be arranged at or near the center of the casing (see FIG. 2). Therefore, as in this embodiment, the line segment connecting the centers of the pair of knock pins 80 passes through the two vertices of the triangle connecting the shaft centers O1, O2 and O3 of the gear shafts 27, 28 and 29. By doing so, the knock pins 80 are arranged at two relatively distant points on the casing. As a result, the positioning accuracy of the knock pin 80 is improved, so misalignment in each of the gear shafts 27, 28, 29 can be reduced.

また、同様の観点で、図６～図９に示す各例ようにノックピン８０を配置してもよい。図６に示す例では、一対のノックピン８０の中心を結ぶ線分が、各歯車軸２７，２８，２９の正規の軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３を結んで形成された三角形の１つの頂点（この場合、軸中心Ｏ３）と、１つの辺との交点Ｐ１とを通るように、各ノックピン８０を配置している。また、図７～９に示す例では、一対のノックピン８０の中心を結ぶ線分が、各歯車軸２７，２８，２９の正規の軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３を結んで形成された三角形の２つの辺との交点Ｐ１，Ｐ２とを通るように、各ノックピン８０を配置している。なお、図６～図９に示す各例において、一対のノックピン８０の中心を結ぶ線分の中間点Ｍは、各歯車軸２７，２８，２９の正規の軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３を結んで形成された三角形の内側に配置されている。 Further, from the same point of view, the knock pin 80 may be arranged as shown in FIGS. 6 to 9. FIG. In the example shown in FIG. 6, the line segment connecting the centers of the pair of knock pins 80 is one vertex of a triangle formed by connecting the normal shaft centers O1, O2 and O3 of the respective gear shafts 27, 28 and 29 (this In this case, each knock pin 80 is arranged so as to pass through an axis center O3) and an intersection point P1 with one side. In the examples shown in FIGS. 7 to 9, the line segment connecting the centers of the pair of knock pins 80 is a triangle formed by connecting the normal shaft centers O1, O2 and O3 of the respective gear shafts 27, 28 and 29. Each knock pin 80 is arranged so as to pass through intersections P1 and P2 with two sides. 6 to 9, the midpoint M of the line connecting the centers of the pair of knock pins 80 connects the normal shaft centers O1, O2 and O3 of the respective gear shafts 27, 28 and 29. It is placed inside the formed triangle.

このように、一対のノックピン８０の中心を結ぶ線分が、各歯車軸２７，２８，２９の軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３を繋いだ三角形の各頂点及び各辺との交点のうちいずれか２つを通るようにすることで、一対のノックピン８０をできるだけ離して配置することができ、ノックピン８０による位置決め精度を向上させ、各歯車軸２７，２８，２９におけるミスアライメントを小さくすることが可能である。これにより、歯車軸間で生じる振動や騒音を抑制できるようになる。また、ミスアライメントが小さくなることで、歯車の歯面修正量を少なくすることができ、加工に要する時間やコストを低減できるようになる。 In this way, the line segment connecting the centers of the pair of knock pins 80 is any two points of intersection with each vertex and each side of the triangle connecting the shaft centers O1, O2 and O3 of the gear shafts 27, 28 and 29. By passing through the two, the pair of knock pins 80 can be arranged as far apart as possible, the positioning accuracy of the knock pins 80 can be improved, and the misalignment of each gear shaft 27, 28, 29 can be reduced. be. This makes it possible to suppress vibration and noise generated between the gear shafts. In addition, since the misalignment is reduced, the amount of tooth flank modification of the gear can be reduced, and the time and cost required for processing can be reduced.

また、本発明者は、上述のように、各歯車軸２７，２８，２９が回転方向に位置ずれした場合、各歯車軸２７，２８，２９の位置ずれ量がノックピン８０の配置に応じて変化することに着目した。すなわち、各歯車軸２７，２８，２９が回転方向に位置ずれした場合、これらの位置ずれ量は回転中心となるノックピン８０間の中間点Ｍから各歯車軸２７，２８，２９の軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３までの各距離Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３に比例する。従って、ノックピン８０の位置を調整すれば、各歯車軸２７，２８，２９に生じ得るミスアライメントの相対的大小関係を設定することが可能である。なお、各歯車軸２７，２８，２９が回転方向ではなく、例えば図４における縦方向又は横方向の同じ方向に位置ずれする場合も考えられるが、その場合、各歯車軸２７，２８，２９の位置ずれ量は共に同じになるので、ここでは各歯車軸２７，２８，２９が回転方向に位置ずれした場合の各ノックピン８０の配置について説明する。 Further, as described above, when the gear shafts 27, 28, and 29 are displaced in the rotational direction, the amount of displacement of the gear shafts 27, 28, and 29 changes according to the arrangement of the knock pin 80. I focused on doing. That is, when the gear shafts 27, 28, 29 are displaced in the rotational direction, the displacement amount is from the midpoint M between the knock pins 80, which is the center of rotation, to the axial center O1, O1, of the gear shafts 27, 28, 29 It is proportional to each distance R1, R2, R3 to O2, O3. Therefore, by adjusting the position of the knock pin 80, it is possible to set the relative magnitude relationship of misalignment that can occur in each of the gear shafts 27, 28, and 29. FIG. It is conceivable that the gear shafts 27, 28, and 29 may be displaced in the same direction, for example, the vertical direction or the horizontal direction in FIG. Since the amount of positional displacement is the same for both, the arrangement of the knock pins 80 when the gear shafts 27, 28, 29 are displaced in the rotational direction will be described here.

一般的に、各歯車軸２７，２８，２９に生じ得るミスアライメントの相対的大小関係は、ケーシング同士の位置ずれ量に応じて変化するほか、歯車荷重、歯車軸諸元（歯車軸の剛性や軸寸法等）、歯車軸を支持する軸受諸元（軸受弾性変形量、軸受隙間、ボール径、ボール転動面の曲率等）、ケーシング寸法などによっても変化し得る。ただし、歯車荷重や歯車軸諸元、軸受諸元、ケーシング寸法等によって変化するミスアライメントは、解析によりどの歯車軸で大きく生じ得るか予測することが可能である。よって、複数の歯車軸の中で、ミスアライメントが最も大きくなると予想されるものがある場合、その歯車軸に対しては、ノックピンの配置を調整することで、ケーシング同士の位置ずれに起因する歯車軸のミスアライメントを他の歯車軸に比べて小さくし、トータルで生じ得るミスアライメントを低減することが可能である。 In general, the relative magnitude relationship of misalignment that can occur in each of the gear shafts 27, 28, 29 changes according to the amount of positional deviation between the casings, as well as the gear load, gear shaft specifications (rigidity of the gear shaft, shaft dimensions, etc.), specifications of bearings that support the gear shaft (bearing elastic deformation amount, bearing clearance, ball diameter, curvature of ball rolling surface, etc.), casing dimensions, and the like. However, it is possible to predict in which gear shaft the misalignment, which varies depending on the gear load, gear shaft specifications, bearing specifications, casing dimensions, etc., may occur to a large extent through analysis. Therefore, if there is a gear shaft that is expected to have the largest misalignment among a plurality of gear shafts, by adjusting the placement of the knock pin, the gear shaft caused by misalignment between the casings can be adjusted. It is possible to reduce the misalignment of the shaft compared to other gear shafts and reduce the total possible misalignment.

例えば、図４に示す例においては、中間点Ｍから各歯車軸２７，２８，２９の軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３までの各距離Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３が、中間軸２８、入力軸２７、出力軸２９の順に次第に小さくなるように設定されている（Ｒ２＞Ｒ１＞Ｒ３）。従って、この場合、ケーシング同士の位置ずれに起因する各歯車軸２７，２８，２９の位置ずれ量Ｌ１，Ｌ２，Ｌ３は、中間軸２８、入力軸２７、出力軸２９の順に次第に小さくなる（Ｌ２＞Ｌ１＞Ｌ３）。 For example, in the example shown in FIG. 4, distances R1, R2 and R3 from the intermediate point M to the shaft centers O1, O2 and O3 of the respective gear shafts 27, 28 and 29 correspond to the intermediate shaft 28, the input shaft 27 and the output It is set to gradually decrease in the order of the axis 29 (R2>R1>R3). Therefore, in this case, the displacement amounts L1, L2, and L3 of the gear shafts 27, 28, and 29 caused by the displacement of the casings gradually decrease (L2 >L1>L3).

図４に示す例のようなノックピン８０の配置は、ケーシング同士の位置ずれ以外の要因で生じ得るミスアライメントが、中間軸２８、入力軸２７、出力軸２９の順に次第に大きくなると予想される場合に好適である。すなわち、ノックピン８０の配置を図４に示す例のようにすることで、事前解析によるミスアライメントが最も大きくなると予想される出力軸２９に対しては、ケーシング同士の位置ずれに起因する位置ずれ量Ｌ３をその他の歯車軸２７，２８の位置ずれ量Ｌ１，Ｌ２に比べて小さくすることができるので（Ｌ２＞Ｌ１＞Ｌ３）、出力軸２９に生じ得るトータルのミスアライメントを低減できるようになる。また、事前解析によるミスアライメントが２番目に大きくなると予想される入力軸２７に対しては、ケーシング同士の位置ずれに起因する位置ずれ量Ｌ１を中間軸２８の位置ずれ量Ｌ２に比べて小さくすることができるので（Ｌ２＞Ｌ１）、入力軸２７に生じ得るトータルのミスアライメントを低減できる。 The arrangement of the knock pins 80 as shown in FIG. 4 is used when it is expected that misalignment that may occur due to factors other than positional displacement between the casings will gradually increase in the order of the intermediate shaft 28, the input shaft 27, and the output shaft 29. preferred. That is, by arranging the knock pin 80 as shown in the example shown in FIG. Since L3 can be made smaller than the amounts of misalignment L1 and L2 of the other gear shafts 27 and 28 (L2>L1>L3), the total misalignment that can occur on the output shaft 29 can be reduced. Further, for the input shaft 27, which is expected to have the second largest misalignment based on the preliminary analysis, the positional deviation amount L1 caused by the positional deviation between the casings is made smaller than the positional deviation amount L2 of the intermediate shaft 28. (L2>L1), the total misalignment that can occur in the input shaft 27 can be reduced.

このように、各ノックピン８０の中心を結ぶ線分の中間点Ｍから各歯車軸２７，２８，２９の軸中心までの距離Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３を、各歯車軸２７，２８，２９に生じ得るミスアライメントの大きさ（ケーシング同士の位置ずれに起因するミスアライメントを除く。）に基づいて設定することで、特定の歯車軸のミスアライメントが他の歯車軸のミスアライメントに比べて大きくなるのを抑制することができる。これにより、一部の歯車軸におけるミスアライメントが増大することによる振動や騒音の発生を抑制できるようになる。 In this way, distances R1, R2, R3 from the midpoint M of the line connecting the centers of the knock pins 80 to the center of each gear shaft 27, 28, 29 can be generated on each gear shaft 27, 28, 29. By setting based on the magnitude of misalignment (excluding misalignment caused by misalignment between casings), it is possible to prevent the misalignment of a specific gear shaft from becoming larger than the misalignment of other gear shafts. can be suppressed. As a result, it is possible to suppress the occurrence of vibration and noise due to increased misalignment in some gear shafts.

また、図６～図９に示す他の例のように、中間点Ｍから各歯車軸２７，２８，２９の軸中心Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３までの各距離Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３を変更することで、ケーシング同士の位置ずれに起因する位置ずれ量Ｌ１，Ｌ２，Ｌ３の相対的大小関係を変更することが可能である。具体的に、図６では、入力軸２７の位置ずれ量Ｌ１と中間軸２８の位置ずれ量Ｌ２との大小関係を図４に示す例とは逆転させている。また、図７に示す例では、中間軸２８の位置ずれ量Ｌ２と出力軸２９の位置ずれ量Ｌ３との大小関係を図６に示す例とは逆転させている。なお、位置ずれ量の大小関係は、図４、図６及び図７に示す例に限定されるものではなく、各歯車軸２７，２８，２９に生じ得るミスアライメントの大きさに基づいて適宜変更可能である。 Further, as in other examples shown in FIGS. 6 to 9, by changing the distances R1, R2, R3 from the intermediate point M to the shaft centers O1, O2, O3 of the gear shafts 27, 28, 29, It is possible to change the relative magnitude relationship of the displacement amounts L1, L2, and L3 caused by the displacement of the casings. Specifically, in FIG. 6, the magnitude relationship between the positional deviation amount L1 of the input shaft 27 and the positional deviation amount L2 of the intermediate shaft 28 is reversed from the example shown in FIG. Further, in the example shown in FIG. 7, the magnitude relationship between the positional deviation amount L2 of the intermediate shaft 28 and the positional deviation amount L3 of the output shaft 29 is reversed from the example shown in FIG. 4, 6, and 7, and may be changed as appropriate based on the magnitude of misalignment that may occur in each of the gear shafts 27, 28, and 29. It is possible.

また、上述の各例とは異なり、図８に示す例のように、一部の出力軸に対する中間点Ｍからの距離が同じとなるように設定したり（この場合、中間軸２８と出力軸２９のそれぞれに対する中間点Ｍからの距離Ｒ２，Ｒ３が同じ。）、さらに、図９に示す例のように、全ての歯車軸２７，２８，２９に対する中間点Ｍからの距離Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３が同じとなるように設定したりすることも可能である。 Also, unlike the above examples, as in the example shown in FIG. 8, some of the output shafts may be set to have the same distance from the intermediate point M (in this case, the intermediate shaft 28 and the output shaft 29 from the intermediate point M are the same.), and furthermore, as in the example shown in FIG. can be set to be the same.

例えば、事前解析可能なミスアライメントが、入力軸２７に比べて中間軸２８と出力軸２９とで同程度に大きくなると予想される場合は、ノックピン８０の配置を図８に示す例のようにすることで、ケーシング同士の位置ずれに起因する位置ずれ量を、中間軸２８と出力軸２９とで同じになるようにしつつ、これらの位置ずれ量を入力軸２７に比べて小さくすることができる（Ｌ１＞Ｌ２＝Ｌ３）。これにより、中間軸２８と出力軸２９とに生じ得るトータルのミスアライメントを低減できるようになる。なお、３つの歯車軸２７，２８，２９のうち、いずれの歯車軸の組み合わせに対して中間点Ｍからの距離を同じ値に設定するかは、予想されるミスアライメントによって適宜変更可能である。また、複数の歯車軸間で同じ値に設定される中間点Ｍからの距離は、他の歯車軸に対する中間点Ｍからの距離に比べて小さい場合に限らず、大きい場合であってもよい。 For example, if the misalignment that can be analyzed in advance is expected to be about the same for the intermediate shaft 28 and the output shaft 29 as compared to the input shaft 27, the knock pin 80 is arranged as shown in FIG. Thus, the intermediate shaft 28 and the output shaft 29 can have the same amount of positional deviation due to the positional deviation of the casings, and can be made smaller than that of the input shaft 27 ( L1>L2=L3). As a result, the total misalignment that can occur between the intermediate shaft 28 and the output shaft 29 can be reduced. It should be noted that which of the three gear shafts 27, 28, and 29 is set to have the same distance from the intermediate point M can be appropriately changed depending on the expected misalignment. Further, the distance from the middle point M set to the same value between a plurality of gear shafts is not limited to being smaller than the distance from the middle point M for the other gear shafts, and may be larger.

また、事前解析可能なミスアライメントが、全ての歯車軸２７，２８，２９で同程度になると予想される場合は、ノックピン８０の配置を図９に示す例のようにすればよい。この場合、ケーシング同士の位置ずれに起因する位置ずれ量を全ての歯車軸２７，２８，２９において同じにすることができるので（Ｌ１＝Ｌ２＝Ｌ３）、各歯車軸２７，２８，２９に生じ得るトータルのミスアライメントのばらつきをなくし均等にすることができる。 Also, if misalignment that can be analyzed in advance is expected to be the same for all gear shafts 27, 28, 29, the knock pin 80 may be arranged as shown in FIG. In this case, the amount of positional deviation caused by the positional deviation of the casings can be made the same for all the gear shafts 27, 28, 29 (L1=L2=L3). Variation in total misalignment obtained can be eliminated and made uniform.

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上述の実施形態に何ら限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、さらに種々なる形態で実施し得ることは勿論である。 Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is by no means limited to the above-described embodiments, and can of course be embodied in various forms without departing from the gist of the present invention. is.

上述の実施形態では、減速機部Ｂが互いに平行な３つの歯車軸２７，２８，２９を有する構成を例に説明したが、本発明は、４つ以上の歯車軸が互いに平行に配置された減速機部を備えるものにも適用可能である。従って、各ノックピン８０の中心を結ぶ線分は、３軸以上の歯車軸の軸中心を結んで形成された三角形、四角形、あるいは五角形等の多角形の各頂点及び各辺との交点のうちいずれか２つを通るように配置されればよい。このようにすることで、一対のノックピン８０をできるだけ離して配置することができるようになり、ノックピン８０による位置決め精度を向上させ、各歯車軸におけるミスアライメントを小さくすることが可能である。 In the above-described embodiment, the configuration in which the speed reducer portion B has three mutually parallel gear shafts 27, 28, and 29 has been described as an example. It is also applicable to those provided with a speed reducer. Therefore, the line segment connecting the center of each knock pin 80 is any of the points of intersection with each vertex and each side of a polygon such as a triangle, quadrangle, or pentagon formed by connecting the axial centers of three or more gear shafts. or two. By doing so, the pair of knock pins 80 can be arranged as far apart as possible, the positioning accuracy of the knock pins 80 can be improved, and misalignment in each gear shaft can be reduced.

また、４つ以上の歯車軸が互いに平行に配置された減速機部を備える構成においても、各ノックピン８０の中心を結ぶ線分の中間点Ｍから各歯車軸の軸中心までの距離を、各歯車軸のミスアライメントの大きさに基づいて設定することで、一部の歯車軸のミスアライメントが特に大きくなるのを防止でき、振動や騒音の発生を抑制することが可能である。 Also, in a configuration including a speed reducer portion in which four or more gear shafts are arranged parallel to each other, the distance from the midpoint M of the line segment connecting the centers of the knock pins 80 to the center of each gear shaft is By setting based on the magnitude of the misalignment of the gear shafts, it is possible to prevent the misalignment of some gear shafts from becoming particularly large, thereby suppressing the occurrence of vibration and noise.

また、上述の実施形態では、各歯車軸２７，２８，２９が有する歯車（入力歯車３０、入力側中間歯車３１、出力側中間歯車３２、最終出力歯車３５）が、はすば歯車である場合を例に説明したが、本発明は、平歯車の歯車軸を備える構成においても適用可能である。平歯車の場合も、歯車軸のミスアライメントにより噛み合い伝達誤差が発生し、これが原因で振動や騒音が発生するので、本発明を適用することで、歯車軸のミスアライメントを低減し、振動や騒音を抑制することが可能である。 In the above-described embodiment, the gears (input gear 30, input-side intermediate gear 31, output-side intermediate gear 32, final output gear 35) of the gear shafts 27, 28, and 29 are helical gears. has been described as an example, the present invention can also be applied to a configuration provided with a gear shaft of a spur gear. In the case of spur gears as well, misalignment of the gear shaft causes meshing transmission error, which causes vibration and noise. can be suppressed.

２１ インホイールモータ駆動装置
２２ａ 第１ケーシング
２２ｂ 第２ケーシング
２７ 入力軸
２８ 中間軸
２９ 出力軸
３０ 入力歯車
３１ 入力側中間歯車
３２ 出力側中間歯車
３５ 最終出力歯車
３９ 平行軸歯車機構
４２ 転がり軸受
４３ 転がり軸受
４４ 転がり軸受
４５ 転がり軸受
４６ 転がり軸受
４７ 転がり軸受
８０ ノックピン
Ａ 電動モータ部
Ｂ 減速機部
Ｃ 車輪用軸受部
Ｍ 各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点
Ｏ１ 入力軸の軸中心
Ｏ２ 中間軸の軸中心
Ｏ３ 出力軸の軸中心
Ｒ１ 各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から入力軸の軸中心までの距離
Ｒ２ 各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から中間軸の軸中心までの距離
Ｒ３ 各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から出力軸の軸中心までの距離 21 In-wheel motor drive device 22a First casing 22b Second casing 27 Input shaft 28 Intermediate shaft 29 Output shaft 30 Input gear 31 Input-side intermediate gear 32 Output-side intermediate gear 35 Final output gear 39 Parallel shaft gear mechanism 42 Rolling bearing 43 Rolling Bearing 44 Rolling bearing 45 Rolling bearing 46 Rolling bearing 47 Rolling bearing 80 Knock pin A Electric motor section B Reduction gear section C Wheel bearing section M Midpoint of a line connecting the center of each knock pin O1 Axial center of input shaft O2 Intermediate shaft Shaft center O3 Shaft center of the output shaft R1 Distance from the midpoint of the line segment connecting the center of each knock pin to the shaft center of the input shaft R2 Distance from the midpoint of the line segment connecting the center of each knock pin to the shaft center of the intermediate shaft R3 Distance from the midpoint of the line connecting the center of each dowel pin to the center of the output shaft

Claims (7)

電動モータ部と、車輪用軸受部と、前記電動モータ部からのトルクを前記車輪用軸受部に伝達する減速機部とを備える電動車両駆動装置において、
前記減速機部は、互いに平行に配置された三軸以上の歯車軸を有する平行軸歯車機構と、前記歯車軸の一端部を支持する軸受が設けられた第１ケーシングと、前記歯車軸の他端部を支持する軸受が設けられた第２ケーシングとを備え、前記第１ケーシングと前記第２ケーシングとを一対のノックピンで位置決めする構成であって、
軸方向から見て、前記各ノックピンの中心を結ぶ線分が、前記各歯車軸の軸中心を結んで形成された多角形の２つの頂点を通るように、前記各ノックピンを配置したことを特徴とする電動車両駆動装置。 An electric vehicle drive device comprising an electric motor section, a wheel bearing section, and a speed reducer section for transmitting torque from the electric motor section to the wheel bearing section,
The reduction gear unit includes a parallel shaft gear mechanism having three or more gear shafts arranged in parallel with each other, a first casing provided with a bearing for supporting one end of the gear shaft, and the gear shaft. A second casing provided with bearings for supporting end portions, wherein the first casing and the second casing are positioned by a pair of knock pins,
The dowel pins are arranged such that, when viewed from the axial direction, a line segment connecting the centers of the dowel pins passes through two vertices of a polygon formed by connecting the axial centers of the gear shafts. and an electric vehicle drive system. 電動モータ部と、車輪用軸受部と、前記電動モータ部からのトルクを前記車輪用軸受部に伝達する減速機部とを備える電動車両駆動装置において、
前記減速機部は、互いに平行に配置された三軸以上の歯車軸を有する平行軸歯車機構と、前記歯車軸の一端部を支持する軸受が設けられた第１ケーシングと、前記歯車軸の他端部を支持する軸受が設けられた第２ケーシングとを備え、前記第１ケーシングと前記第２ケーシングとを一対のノックピンで位置決めする構成であって、
軸方向から見て、前記各ノックピンの中心を結ぶ線分が、前記各歯車軸の軸中心を結んで形成された多角形の１つの頂点と１つの辺との交点を通るように、前記各ノックピンを配置したことを特徴とする電動車両駆動装置。 An electric vehicle drive device comprising an electric motor section, a wheel bearing section, and a speed reducer section for transmitting torque from the electric motor section to the wheel bearing section,
The speed reducer section includes a parallel shaft gear mechanism having three or more gear shafts arranged parallel to each other, a first casing provided with a bearing for supporting one end of the gear shaft, and the gear shaft. A second casing provided with bearings for supporting the ends, wherein the first casing and the second casing are positioned by a pair of knock pins,
When viewed from the axial direction, each of the above-mentioned gear shafts is arranged so that a line segment connecting the centers of the respective knock pins passes through the intersection of one vertex and one side of a polygon formed by connecting the axial centers of the respective gear shafts. An electric vehicle drive device characterized by arranging a knock pin . 軸方向から見て、前記各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から前記各歯車軸の軸中心までの距離を、前記各歯車軸のミスアライメントの大きさに基づいて設定した請求項１又は２に記載の電動車両駆動装置。 2. The distance from the midpoint of the line connecting the centers of the knock pins to the center of each gear shaft as viewed from the axial direction is set based on the magnitude of misalignment of each gear shaft. 3. The electric vehicle drive device according to 2. 軸方向から見て、前記各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から前記各歯車軸の軸中心までの距離を、ミスアライメントが最も大きくなる前記歯車軸に対する距離が最小となるように設定した請求項３に記載の電動車両駆動装置。 When viewed from the axial direction, the distance from the midpoint of the line segment connecting the centers of the knock pins to the center of each gear shaft is set so as to minimize the distance from the gear shaft where misalignment is greatest. The electric vehicle drive system according to claim 3 . 軸方向から見て、前記各ノックピンの中心を結ぶ線分の中間点から前記各歯車軸の軸中心までの距離を、全て又は一部で同じ距離となるように設定した請求項３に記載の電動車両駆動装置。 4. The set-up according to claim 3, wherein all or part of the distance from the midpoint of the line segment connecting the centers of the knock pins to the center of each gear shaft is set to be the same when viewed from the axial direction. Electric vehicle drive. 前記平行軸歯車機構は、前記電動モータ部からのトルクが入力される入力歯車を有する入力軸と、前記車輪用軸受部と連結され、出力歯車を有する出力軸と、前記入力軸と前記出力軸との間で歯車を介して噛み合うことで動力伝達を行う1つ以上の中間軸とで構成され、
前記中間軸は、前記入力歯車よりも大径で前記入力歯車と噛み合う入力側中間歯車と、前記出力歯車よりも小径で前記出力歯車と噛み合う出力側中間歯車とを有する請求項１から５のいずれか１項に記載の電動車両駆動装置。 The parallel shaft gear mechanism includes an input shaft having an input gear to which torque from the electric motor portion is input, an output shaft connected to the wheel bearing portion and having an output gear, the input shaft and the output shaft. It consists of one or more intermediate shafts that transmit power by meshing through gears between
6. The intermediate shaft has an input-side intermediate gear that has a larger diameter than the input gear and meshes with the input gear, and an output-side intermediate gear that has a smaller diameter than the output gear and meshes with the output gear. 1. The electric vehicle drive device according to claim 1. 請求項１から６のいずれか1項に記載の電動車両駆動装置を適用したことを特徴とするインホイールモータ駆動装置。 An in-wheel motor drive device to which the electric vehicle drive device according to any one of claims 1 to 6 is applied .

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