WO2017141607A1 - 車両駆動装置 - Google Patents

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WO2017141607A1
WO2017141607A1 PCT/JP2017/001471 JP2017001471W WO2017141607A1 WO 2017141607 A1 WO2017141607 A1 WO 2017141607A1 JP 2017001471 W JP2017001471 W JP 2017001471W WO 2017141607 A1 WO2017141607 A1 WO 2017141607A1
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WO
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gear
coupling member
planetary gear
planetary
output
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PCT/JP2017/001471
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English (en)
French (fr)
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鈴木　健一
雪島　良
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Ntn株式会社
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    • B60L15/00—Methods, circuits, or devices for controlling the traction-motor speed of electrically-propelled vehicles
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    • Y02T10/72—Electric energy management in electromobility

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle drive device capable of amplifying a torque difference and transmitting drive torque from two independent drive sources to left and right drive wheels.
  • each electric motor is controlled independently to give an appropriate drive torque difference between the left and right drive wheels, thereby reducing the turning moment of the vehicle. It is known to control. For example, when each electric motor is independently connected to the left and right drive wheels via a reduction gear, the rotational speed of each electric motor is reduced by the respective reduction gear, and the output torque of each electric motor is Amplified by each reduction gear and transmitted to the left and right drive wheels.
  • each electric motor has the same output characteristics, and each reduction gear has the same reduction ratio.
  • the output torque of the left and right electric motors transmitted to the left and right drive wheels is amplified according to the reduction gear ratio of the reducer.
  • the ratio of the difference between the output torques of the left and right drive wheels is the same as the ratio of the difference between the output torques of the left and right electric motors because the reduction ratio of the left and right reduction gears is the same.
  • the ratio of torque difference is not amplified.
  • the left and right drive is more than the ratio of the difference in output torque applied from the left and right electric motors. It may be effective to increase the ratio of the difference in output torque transmitted to the wheels.
  • Patent Document 1 and Patent Document 2 include a gear device in which two planetary gear mechanisms having three elements and two degrees of freedom are coaxially arranged between two drive sources and left and right drive wheels.
  • a vehicle drive device is disclosed that can amplify the difference between torques applied to the left and right driving wheels and amplify the difference.
  • FIG. 9 is a skeleton diagram showing the gear configuration of the vehicle drive device according to the prior art 1
  • FIG. 10 is a speed line for explaining the amplification factor of the torque difference by the gear device incorporated in the vehicle drive device according to the prior art 1.
  • FIG. 9 is a skeleton diagram showing the gear configuration of the vehicle drive device according to the prior art 1
  • FIG. 10 is a speed line for explaining the amplification factor of the torque difference by the gear device incorporated in the vehicle drive device according to the prior art 1.
  • the vehicle drive device 100 includes left and right electric motors 102L and 102R mounted on the vehicle, left drive wheels 104L and right drive wheels 104R, a gear device 105 and reduction gear trains 106L and 106R provided therebetween. 107L and 107R.
  • the electric motor 102L and the electric motor 102R operate with electric power from a battery (not shown) mounted on the vehicle, are individually controlled by an electronic control device (not shown), and can generate and output different torques. .
  • the output shaft 102aL of the electric motor 102L and the output shaft 102aR of the electric motor 102R are connected to the coupling members 111 and 112 of the gear device 105 through reduction gear trains 106L and 106R, respectively.
  • the output from the gear unit 105 is given to the left and right drive wheels 104L and 104R via the reduction gear trains 107L and 107R.
  • the gear unit 105 is configured by combining two identical planetary gear mechanisms 110L and 110R with three elements and two degrees of freedom on the same axis.
  • the single pinion planetary gear mechanism includes a sun gear S L , S R and an internal gear R L , R R provided on the same axis, and between these sun gears S L , S R and the internal gears R L , R R.
  • a plurality of planetary gears P L and P R and planetary gears P L and P R are rotatably supported, and are provided coaxially with the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R. It is composed of planetary carriers C L and C R.
  • the sun gear S L, S R and the planetary gears P L, P R is the external gear having gear teeth on the outer circumference
  • the internal gear R L, R R is the internal gear having gear teeth on the inner peripheral is there.
  • the planetary gears P L and P R mesh with the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R.
  • the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R rotate in opposite directions.
  • L and R R and sun gears S L and S R are arranged on the opposite side to the planet carriers C L and C R.
  • the internal gears R L , R R are arranged on the opposite side of the sun gears S L , S R across the planetary carriers C L , C R.
  • the ratio of the length from the planet carriers C L , C R to the internal gears R L , R R and the length from the planet carriers C L , C R to the sun gears S L , S R. Is equal to the ratio of the reciprocal number (1 / Zr) of the number of teeth Zr of the internal gears R L and R R and the reciprocal number (1 / Zs) of the number of teeth Zs of the sun gears S L and S R.
  • the gear unit 105 includes a first planetary gear mechanism 110L having a sun gear S L , a planetary carrier C L , a planetary gear P L and an internal gear RL , as well as a sun gear S R and a planet carrier.
  • C R, and a second planetary gear mechanism 110R having a planetary gear P R and the internal gear R R is configured by combining coaxially.
  • the sun gear S L of the first planetary gear mechanism 110L and the internal gear R R of the second planetary gear mechanism 110R is coupled by a first coupling member 111, and the internal gear R L of the first planetary gear mechanism 110L second
  • the sun gear S R of the planetary gear mechanism 110R is coupled by the second coupling member 112.
  • the torque TM1 generated by the electric motor 102L is input to the first coupling member 111 via the reduction gear train 106L, and the torque TM2 generated by the electric motor 102R is input to the second coupling member 112 by the reduction gear train 106R. Is input through. Further, the planet carrier C R of the planetary carrier C L and the second planetary gear mechanism 110R of the first planetary gear mechanism 110L, respectively reduction gear train 107L, through 107R left and right drive wheels 104L, the output is connected to the 104R It is taken out.
  • the gear unit 105 is configured by combining two identical planetary gear mechanisms 110L and 110R, it can be represented by two velocity diagrams as shown in FIG.
  • the two speed diagrams are shifted up and down, the speed diagram of the planetary gear mechanism 110L is shown on the upper side, and the speed diagram of the planetary gear mechanism 110R is shown on the lower side.
  • the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R are arranged in the left and right directions. That is, in FIG. 10, the internal gear R R of the second planetary gear mechanism 110R is arranged on the sun gear S L of the first planetary gear mechanism 110L, the internal gear R L of the first planetary gear mechanism 110L the sun gear S R of the second planetary gear mechanism 110R is disposed underneath.
  • the elements located at both ends of the two velocity diagrams shown in FIG. 10 are coupled by the first coupling member 111 and the second coupling member 112, respectively, as indicated by broken lines in the drawing. .
  • torques TM1 and TM2 output from the first motor 102L and the second electric motor 102R are input to the first connecting member 111 and the second connecting member 112, respectively.
  • the torques TM1 and TM2 output from the electric motors 102L and 102R are input to the coupling members 111 and 112 via the reduction gear trains 106L and 106R, respectively.
  • the reduction ratio is omitted, and the torques input to the coupling members 111 and 112 remain TM1 and TM2.
  • driving torques TL and TR transmitted from the planetary carriers C L and C R located in the middle of the velocity diagram shown in FIG. 10 to the left and right driving wheels 104L and 104R are output.
  • the coefficient ⁇ is a torque difference amplification factor.
  • the torque difference amplification factor ⁇ of the gear device 105 will be described.
  • the two planetary gear mechanisms 110L and 110R are single pinion planetary gear mechanisms and use gear elements having the same number of teeth
  • the internal gear R L and the planet carrier C L are represented in the velocity diagram.
  • the distance between the internal gear R R and the planetary carrier C R are equal to each other.
  • the distance between the sun gear S L and the carrier C L and the distance between the sun gear S R and the planet carrier C R are also equal, which is b.
  • Torques TM1 and TM2 of the first electric motor 102L and the second electric motor 102R are input to the first coupling member 111 and the second coupling member 112 at the left and right ends, respectively, and the driving torque TL is output from the planetary carriers C L and C R.
  • the following equation (2) is obtained from the relationship between torque input and output.
  • Equation (3) the equation of moment with reference to the left end (R L , S R ) in the figure is the following equation (3).
  • the arrow M direction indicates the + moment direction.
  • TL ((a / (ba)) + 1) .TM2- (a / (ba)).
  • TM1 (4) TR ((a / (ba)) + 1) .TM1- (a / (ba)).
  • the torque difference amplification factor ⁇ is (Zr + Zs) / (Zr ⁇ Zs).
  • the inputs from the first electric motor 102L and the second electric motor 102R are S L + R R and S R + R L
  • the outputs to the drive wheels 104L and 104R are C L, the C R.
  • FIG. 11 is a skeleton diagram showing the gear configuration of the vehicle drive device according to the conventional technique 2
  • FIG. 12 is a velocity diagram for explaining the torque difference amplification factor by the vehicle drive apparatus according to the conventional technique 2.
  • the electric motors 102L and 102R are arranged on the left and right sides so as to be the same as in the prior art 1, and the same components are denoted by the same reference numerals. ing.
  • the vehicle drive device 100 is provided between a first electric motor 102L and a second electric motor 102R mounted on the vehicle, a left drive wheel 104L and a right drive wheel 104R, and these.
  • a gear device 105 and reduction gear trains 106L and 106R are provided.
  • the first electric motor 102L and the second electric motor 102R operate with electric power from a battery (not shown) mounted on the vehicle, and are individually controlled by an electronic control device (not shown) to generate different torques. Can be output.
  • the output shaft 102aL of the first electric motor 102L and the output shaft 102aR of the second electric motor 102R are connected to the sun gears S L and S R of the gear device 105 via reduction gear trains 106L and 106R, respectively.
  • the output from the gear unit 105 is given to the left and right drive wheels 104L, 104R.
  • the gear device 105 of the prior art 2 is configured by combining two identical planetary gear mechanisms 110L and 110R having three elements and two degrees of freedom on the same axis.
  • the planetary gear mechanisms 110L and 110R for example, a single pinion planetary gear mechanism is adopted.
  • the first electric motor 102L torque TM1 generated in is input to the sun gear S L of the first planetary gear mechanism 110L via a reduction gear train 106L, torque TM2 generated by the second electric motor 102R is decelerated It is input to the sun gear S R of the second planetary gear mechanism 110R through a gear train 106R.
  • first coupling member 111 and the second coupling member 112 are connected to the left and right drive wheels 104L and 104R, respectively, and outputs are taken out.
  • the inputs from the electric motors 102L and 102R are S L and S R
  • the outputs to the drive wheels 104L and 104R are C L + R R and C R + RL .
  • the gear device 105 is configured by combining two identical single pinion planetary gear mechanisms 110L and 110R, the gear device 105 can be represented by two velocity diagrams as shown in FIG.
  • the two speed diagrams are shifted up and down, the speed diagram of the first planetary gear mechanism 110L is shown on the upper side, and the speed of the second planetary gear mechanism 110R is shown on the lower side.
  • a diagram is shown.
  • the reduction ratio in each reduction gear train 106L, 106R is omitted, and each sun gear S L , S R is assigned to each sun gear S L , S R.
  • the input torque remains TM1 and TM2.
  • the torques TM1 and TM2 output from the first electric motor 102L and the second electric motor 102R are input to the sun gears S L and S R , respectively.
  • the drive torques TL and TR transmitted from the first coupling member 111 and the second coupling member 112 located in the middle of the velocity diagram to the left and right driving wheels 104L and 104R are output.
  • the torque difference amplification factor ⁇ of the gear device 105 will be described. Also in this prior art 2, since the two single pinion type planetary gear mechanisms 110L and 110R use gear elements having the same number of teeth, the internal gear R L and the planet carrier C L And the distance between the internal gear R R and the planetary carrier C R are equal to each other. Further, the distance between the sun gear S L and the planet carrier C L and the distance between the sun gear S R and the planet carrier C R are also equal, which is b.
  • FIG. 12 shows the gear device 105 of the prior art 2 as a speed diagram.
  • the torque difference gain ⁇ can be obtained.
  • the arrow M direction indicates the + moment direction.
  • the inputs from the electric motors 102L, 102R are S L , S R , the outputs to the drive wheels 104L, 104R are C L + R R , C R + RL , and the torque difference amplification factor ⁇ is (2Zr + Zs) / Zs.
  • the gear device 105 receives the input torque.
  • the difference ⁇ TIN is amplified, and a driving torque difference ⁇ TOUT larger than the input torque difference ⁇ TIN can be obtained.
  • JP 2015-21594 A Japanese Patent No. 4907390
  • the vehicle drive device since the vehicle drive device is mounted on the vehicle body, it is essential to reduce the size and weight in order to secure the mounting space.
  • the vehicle drive device When the input shaft of the gear device of the vehicle drive device is directly connected to the motor and the output shaft of the gear device is connected to the drive wheel, motor power that matches the drive torque required for the drive wheel is required. End up. For this reason, the vehicle drive device has several gear shafts as a speed reduction mechanism that amplifies the torque of the motor and transmits it to the drive wheels.
  • the gear shaft is connected to the output shaft of the motor, and is engaged with the input gear shaft having a small diameter gear as an input gear, the output gear shaft having a large diameter gear as an output gear, and the input gear.
  • This is a two-stage reduction mechanism composed of an intermediate gear shaft in which a large-diameter gear and a small-diameter gear engaged with an output gear are coaxially arranged.
  • Prior art 1 and prior art 2 do not specifically mention the arrangement position of the gear device in the vehicle drive device, but in prior art 1, the gear device is arranged on the output side of the two-stage reduction.
  • An embodiment in which a gear device is arranged on the input side of the two-stage reduction is disclosed.
  • the gear unit When the gear unit is provided on the output side of the two-stage reduction, the component parts are enlarged to ensure the strength of the component gears and bearings against the output torque, resulting in an increase in the size of the vehicle drive device and an increase in manufacturing costs. There is a possibility.
  • each gear of the planetary gear mechanism constituting the gear device rotates at high speed, and frictional heat due to slippage between the gear tooth surfaces is likely to occur.
  • the present invention aims to solve the problem of lubrication in the conventional vehicle drive device by reducing the size of the gear device, which is a torque amplifying device incorporated in the vehicle drive device, and keeping the rotational speed of the input stage low. It is what.
  • a vehicle drive device comprising: a gear device in which two planetary gear mechanisms having three elements and two degrees of freedom on the same axis are combined; and the drive source is an electric motor having an outer rotor.
  • An input internal gear connected to the outer rotor of the motor, an output planetary carrier provided coaxially with the internal gear, a sun gear provided coaxially with the internal gear, and a planetary planetary gear
  • a first coupling member that couples one planetary carrier of the two planetary gear mechanisms and the other sun gear, and a second coupling member that couples one sun gear and the other planetary carrier.
  • the internal gear engaged with the planetary gear of the planetary gear mechanism can be integrally provided at the inner end of the outer rotor of the electric motor.
  • the internal gear engaged with the planetary gear of the planetary gear mechanism may be provided separately at the inner end of the outer rotor of the electric motor.
  • a stator that is fastened to the housing that houses the vehicle drive device can be disposed on the inner diameter side of the outer rotor of the electric motor.
  • the planetary carrier of the planetary gear mechanism has a carrier flange on the inboard side and the outboard side of the vehicle via a carrier pin that supports the planetary gear, and a hollow shaft that extends on the outboard side to the carrier flange on the outboard side And an outer diameter of the hollow shaft portion can be supported inside the stator of the electric motor via a rolling bearing.
  • a large-diameter gear serving as an output gear of an output gear shaft connected to a driving wheel is provided on a carrier flange on the inboard side of the planetary gear mechanism and provided with a hollow shaft portion extending inward on the inboard side.
  • An output-side small-diameter gear that engages with the motor can be provided.
  • the housing of the vehicle drive device has a three-piece configuration including a center housing and left and right side housings.
  • a partition wall is provided at the center of the center housing to partition the left and right, and the first coupling member and the second coupling member are It can be provided through the partition wall.
  • One of the first coupling member and the second coupling member is a double structure including a hollow shaft, and the other coupling member is a shaft inserted into the hollow shaft, and the first coupling member and the second coupling member
  • the connection between the second coupling member and the planet carrier to which each coupling member is coupled can be spline fitting.
  • the spline fitting can be a fitting that can slide in the axial direction.
  • the oil supply hole can be provided in the inner diameter of the inner diameter side of the first coupling member and the second coupling member.
  • the drive source is an electric motor having an outer rotor, and an internal gear for input of the planetary gear mechanism. Is provided on the outer rotor of the electric motor, so that the rotational speed of the input stage of the planetary gear mechanism can be kept low, so that frictional heat due to slippage between the gear tooth surfaces hardly occurs, and there is a problem of gear lubrication. Is unlikely to occur.
  • the electric motor has an outer rotor structure and the outer diameter is increased, a larger torque can be output compared to a motor of the same volume. It can be set as a simple structure.
  • connection of the two planetary gear mechanisms of the gear device that is the torque difference amplification mechanism is a connection between the sun gear and the planet carrier, and a connection member having a larger diameter than the internal gear is not required, so the torque difference amplification mechanism is reduced.
  • the vehicle drive device including the torque difference amplification mechanism can be reduced in size and weight.
  • the two planetary gear mechanisms are coupled by a first coupling member and a second coupling member having a double structure comprising a hollow shaft and a shaft inserted into the hollow shaft, and are connected to the inner diameter side of the inner diameter side coupling member.
  • the shaft center oil supply can be performed, so that the gear tooth surface and the bearing portion inside the planetary gear mechanism can be easily lubricated.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
  • FIG. 3 is a sectional view taken along line BB in FIG.
  • FIG. 1 It is a skeleton figure which shows the gear structure of the vehicle drive device which concerns on the prior art 1.
  • FIG. It is a speed diagram for demonstrating the torque difference gain by the gear apparatus integrated in the vehicle drive device which concerns on the prior art 1.
  • FIG. It is a skeleton figure which shows the gear structure of the vehicle drive device which concerns on the prior art 2.
  • FIG. It is a speed diagram for demonstrating the torque difference gain by the gear apparatus integrated in the vehicle drive device which concerns on the prior art 2.
  • the electric vehicle AM shown in FIG. 5 is a rear wheel drive system, and includes a chassis 60, drive wheels 61L and 61R as rear wheels, front wheels 62L and 62R, and a two-motor vehicle drive device 1 according to the present invention.
  • a battery 63, an inverter 64, and the like are provided.
  • the gear structure of the vehicle drive device 1 is shown with the skeleton figure.
  • 1 and 3 includes two electric motors 2L and 2R that are mounted on a vehicle and can be controlled independently, left and right driving wheels 61L and 61R, and two electric motors 2L, 2R and 3R 2 planetary gear mechanisms 3L and 3R provided between 2R and 2R.
  • the driving torque of the two-motor type vehicle drive device 1 is transmitted to the left and right drive wheels 61L and 61R via a drive shaft composed of constant velocity joints 65a and 65b and an intermediate shaft 65c.
  • a front wheel drive method and a four wheel drive method may be used in addition to the rear wheel drive method shown in FIG.
  • the same standard outer rotor type electric motor having the same maximum output is used as the left and right electric motors 2L and 2R in the two-motor type vehicle drive device 1.
  • the 2-motor type vehicle drive device 1 is accommodated in the housing 4.
  • the housing 4 is divided into three pieces in a direction orthogonal to the axis of the planetary gear mechanisms 3L and 3R, and as shown in FIG. 1, the central housing 4a and left and right side housings fixed to both side surfaces of the central housing 4a. It has a 3 piece structure of 4bL and 4bR.
  • the left and right side housings 4bL and 4bR are fixed to the openings on both sides of the central housing 4a by a plurality of bolts (not shown).
  • the left and right side housings 4bL and 4bR are provided with cylindrical portions for accommodating the electric motors 2L and 2R, and outer walls 4cL and 4cR for closing the cylindrical portions are provided on the outer surfaces of the cylindrical portions.
  • the central housing 4a is provided with a partition wall 11 in the center.
  • the housing 4 is divided into left and right parts by the partition wall 11.
  • the electric motors 2L and 2R are of an outer rotor type, and have a structure in which a stator 6 that is fastened to the housing 4 that houses the vehicle drive device is provided on the inner diameter side of the outer rotor 5.
  • the stator 6 includes a stator core 6a and a coil portion 6b.
  • the stator core 6a is formed integrally with the outer walls 4cL and 4cR of the cylindrical portion that accommodates the electric motors 2L and 2R.
  • the outer rotor 5 is provided on the outer periphery of the stator 6 with an interval, and an end portion on the outboard side is rotatable by the rolling bearing 7 with respect to the outer walls 4cL and 4cR of the cylindrical portion that houses the electric motors 2L and 2R. It is supported.
  • the bearing fitting convex part 8 which fixes the rolling bearing 7 is provided in the inner wall of the outer side walls 4cL and 4cR of the cylindrical part that accommodates the electric motors 2L and 2R.
  • a gear device 30 for amplifying and distributing the torque applied from the two electric motors 2L, 2R to the left and right drive wheels 61L, 61R.
  • the constituting planetary gear mechanisms 3L and 3R having three elements and two degrees of freedom are accommodated.
  • the planetary gear mechanisms 3L, 3R constituting the gear device 30 are input internal gears R L , R R provided on the inner diameter surface of a cylindrical portion obtained by extending the outer rotor 5 of the electric motors 2L, 2R to the inboard side, internal gear R L, R R and the sun gear S L provided coaxially, S R and internal gear R L, R R and the sun gear S L, the planetary gear P L as a revolving gear meshing with S R, P R , planetary gears P L , P R connected to the internal gears R L , R R and provided coaxially with the output planet carriers C L , C R , and one planet carrier C L (in FIG.
  • the planet carrier C L, output-side small-diameter gear 13b is coupled to the C R, the planet carrier C L, although formed integrally with the C R, separately It may be formed.
  • Planet carrier C L, C R is the planetary gears P L, a carrier pin 33 which supports the P R, and the carrier flange 34a on the outboard side which is connected to the outboard side end portion of the carrier pin 33, inboard end And an inboard carrier flange 34b connected to the portion.
  • the carrier flange 34a on the outboard side includes a hollow shaft portion 35 extending toward the outboard side, and the outer diameter surface on the outboard side of the hollow shaft portion 35 is the end surface on the inboard side of the stator core 6a of the electric motors 2L and 2R. Is supported by a bearing fitting hole 19b formed through a rolling bearing 20b.
  • the carrier flange 34b on the inboard side includes a hollow shaft portion 36 extending toward the inboard side, and an end portion on the inboard side of the hollow shaft portion 36 is formed in a bearing fitting hole formed in the partition wall 11 of the central housing 4a. 19a is supported via a rolling bearing 20a.
  • the output side small diameter gear 13b is integrally formed on the outer peripheral surface of the hollow shaft portion 35 of the carrier flange 34a.
  • the planetary gears P L and P R are supported by the carrier pin 33 via the needle roller bearing 37.
  • each carrier flange 34a, 34b facing surface and a planetary gear P L of, inserting the thrust plate 38 between the P R, the planetary gear P L, thereby achieving a smooth rotation of the P R.
  • each carrier flange 34a, 34b outer peripheral surface and the inner gear R L of the, between the R R, the rolling bearing 39a, are arranged 39 b.
  • the first coupling member 31 and the second coupling member 32 that couple the two planetary gear mechanisms 3L and 3R constituting the gear device 30 of the vehicle drive device 1 are the partition walls 11 that partition the central housing 4a of the housing 4 to the left and right. It is incorporated through.
  • the first coupling member 31 and the second coupling member 32 are arranged coaxially, and one coupling member (the second coupling member 32 in the embodiment of FIGS. 1 and 2) is a hollow shaft and the other coupling member. (In the embodiment of FIGS. 1 and 2, the first coupling member 31) has a double structure including a shaft inserted through the hollow shaft.
  • the end portion of the right side of the planetary gear mechanism 3R of the second coupling member 32 consists of a hollow shaft, the hollow shaft portion of the carrier flange 34b on the inboard side of the planet carrier C R the spline 41 is provided on the 36, are connected by spline fitting to the second coupling member 32 the planet carrier C R.
  • the spline and the end portion of the left planetary gear mechanism 3L of the first coupling member 31, to the hollow shaft portion 35 of the carrier flange 34a on the outboard side of the planet carrier C L 42 are provided, they are connected by spline fitting to the first coupling member 31 the planet carrier C L.
  • the two planetary gear mechanisms 3L, the first coupling member 31 of the 3R and the second coupling member 32 by connecting the splined to the planet carrier C L and the planet carrier C R, two The planetary gear mechanisms 3L and 3R can be divided into left and right, and can be incorporated into the three-piece housing 4 together with other reduction gear shafts from the left and right.
  • End of the planet carrier C L of the second coupling member 32 has, on its outer peripheral surface, the external gear meshing with the planetary gears P L of the left planetary gear mechanism 3L is formed, the outer gear left planetary gear mechanism 3L
  • the sun gear S L is configured.
  • the first coupling member 31 inserted through the second coupling member 32 constituted by a hollow shaft has a large diameter portion 43 at the end of the right planetary gear mechanism 3R, and on the outer peripheral surface of the large diameter portion 43, external gear meshing with the planetary gears P R of the right planetary gear mechanism 3R is formed, the outer gear constitutes the sun gear S R of the right planetary gear mechanism.
  • the maximum diameter of the sun gear S R are connected to the inner diameter side of the coupling member (first coupling member 31), the binding of the outer diameter side member (the second coupling by member 32) is set smaller than the minimum diameter of the spline hole of the inner surface of the hollow shaft portion 36 of the carrier flange 34b on the inboard side of the planet carrier C R fit fitting, the inner diameter side of the coupling member (first coupling member 31 ) Can be easily incorporated.
  • first coupling member 31 Between the outer peripheral surface of the inner diameter side coupling member (first coupling member 31) and the inner peripheral surface of the outer diameter side coupling member (second coupling member 32), there are needles 44 at both ends of the collar 44.
  • the roller bearings 45 and 46 are interposed.
  • the first coupling member 31 and the second coupling member 32 and the planetary carriers C L and C R are fitted to the planetary carriers C L and C R (splines 41 and 42) by using a fitting tolerance slidable in the axial direction. Uneven load on the gear tooth surface due to the thrust force can be prevented.
  • the axial movement of the first coupling member 31 and the second coupling member 32 and the planetary carriers C L and C R due to the sliding of the spline (splines 41 and 42) fitting portion is the outer diameter side coupling member (FIG. 1).
  • the second coupling member 32) is regulated by providing thrust bearings 47 and 48 at both ends.
  • the coupling member (the first coupling member 31 in the embodiment of FIGS. 1 and 2) on the inner diameter side of the double-structure shaft that couples the two planetary gear mechanisms 3L and 3R is the coupling member (implementation of FIGS. 1 and 2).
  • the shaft end opposite to the spline fitting between the first coupling member 31) and the planet carrier (C L in the embodiment of FIGS. 1 and 2) is connected to the other planet carrier (the embodiment of FIGS. 1 and 2).
  • C R is supported by a deep groove ball bearing 49.
  • An oil supply hole 50 is provided in the shaft center of the coupling member (the first coupling member 31 in the embodiment of FIGS. 1 and 2) on the inner diameter side of the double-structure shaft that couples the two planetary gear mechanisms.
  • the output gear shafts 14L and 14R have a large-diameter output gear 14a, and are formed in bearing fitting holes 53a formed on both surfaces of the partition wall 11 of the central housing 4a and bearing fitting holes 53b formed on the side housings 4bL and 4bR. It is supported by rolling bearings 54a and 54b.
  • the bearing fitting holes 53a and 53b have a stepped shape having a wall portion with which the outer rings of the rolling bearings 54a and 54b come into contact.
  • Outboard side ends of the output gear shafts 14L and 14R are drawn out of the housing 4 through openings formed in the side housings 4bL and 4bR, and the outboard side ends of the output gear shafts 14L and 14R are drawn out.
  • the outer joint portion of the constant velocity joint 65a is spline-coupled to the outer peripheral surface.
  • the constant velocity joint 65a coupled to the output gear shafts 14L and 14R is connected to the drive wheels 61L and 61R via the intermediate shaft 65c and the constant velocity joint 65b (FIG. 5).
  • An oil seal 55 is provided between the end of the output gear shafts 14L and 14R on the outboard side and the openings formed in the side housings 4bL and 4bR, so that the lubricating oil sealed in the housing 4 leaks from the outside. Intrusion of muddy water is prevented.
  • the gear configuration of the two-motor type vehicle drive device 1 of the embodiment shown in FIGS. 1 and 2 is as shown in the skeleton diagram shown in FIG.
  • the left and right electric motors 2 ⁇ / b> L and 2 ⁇ / b> R are operated by electric power supplied from a battery 63 mounted on the vehicle via an inverter 64.
  • the electric motors 2L and 2R are individually controlled by an electronic control device (not shown), and can generate and output different torques.
  • Torque of the outer rotor 5 of the electric motors 2L and 2R is transmitted to the internal gears R L and R R of the gear device 30.
  • the output-side small gear 13b of the planetary gear mechanisms 3L, 3R is engaged with the large-diameter output gear 14a of the output gear shafts 14L, 14R via the gear device 30, and the number of teeth of the output-side small gear 13b and the output gear 14a is increased.
  • the torque of the outer rotor 5 of the electric motors 2L, 2R is further amplified by the ratio and output to the drive wheels 61L, 61R.
  • the gear device 30 is configured by combining two identical planetary gear mechanisms 3L and 3R with three elements and two degrees of freedom on the same axis, and adopts a single pinion planetary gear mechanism as the planetary gear mechanism.
  • the planetary gear mechanisms 3L and 3R are arranged on the same axis with sun gears S L and S R and internal gears R L and R R, and between these sun gears S L and S R and the internal gears R L and R R.
  • a plurality of planetary gears P L, P R is close to the planetary gear P L, provided the P R rotatably supported by the sun gear S L, S R and the internal gear R L, on R R coaxial It is composed of planetary carriers C L and C R.
  • the sun gear S L, S R and the planetary gears P L, P R is the external gear having gear teeth on the outer circumference
  • the internal gear R L, R R is the internal gear having gear teeth on the inner peripheral is there.
  • the planetary gears P L and P R mesh with the sun gears S L and S R and the internal gears R L and R.
  • the gear device 30 includes the first planetary gear mechanism 3L having the sun gear S L , the planet carrier C L , the planet gear P L and the internal gear R L , and the sun gear S R and the planet carrier C.
  • a second planetary gear mechanism 3R with the planetary gears P R and the internal gear R R is configured by combining coaxially.
  • first planetary gear mechanism planet carrier C L and the first coupling member 31 and the sun gear S R is coupled to the second planetary gear mechanism 3R of 3L forms the sun gear of the first planetary gear mechanism and S L and the planet carrier C R of the second planetary gear mechanism 3R forms the second coupling member 32 are coupled.
  • Torque TM1 generated by the electric motor 2L in the internal gear RL of the first planetary gear mechanism 3L is transmitted to the output-side small-diameter gear 13b by the first planetary gear mechanism 3L, and the output-side small-diameter gear 13b and the output gear shaft 14L.
  • the output gear 14a meshes with each other and is decelerated by one step, and the drive torque TL is output from the output gear shaft 14L to the drive wheel 61L.
  • Torque TM2 generated in the internal gear R R by an electric motor 2R of the second planetary gear mechanism 3R is transmitted to the output side small-diameter gear 13b by the second planetary gear mechanism 3R, and the output-side small-diameter gear 13b output gear shaft 14R And the output gear 14a meshes with each other and is decelerated by one step, and the drive torque TR is output from the output gear shaft 14R to the drive wheel 61R.
  • Outputs from the electric motors 2L and 2R are given to the internal gears R L and R R of the two planetary gear mechanisms 3L and 3R, respectively, and outputs from the first coupling member 31 and the second coupling member 32 are drive wheels 61L. , 61R.
  • the 2nd coupling member 32 is comprised by the hollow shaft, the 1st coupling member 31 is penetrated in the inside, and the axis
  • the first coupling member 31 which is a solid shaft, has one end (right end in the drawing) serving as the rotation shaft of the sun gear S R , and the other end (left end in the drawing) penetrating the sun gear S L. It is connected to the carrier C L.
  • the second coupling member 32 is a hollow shaft, one end (left end in the drawing) has a rotation shaft of the sun gear S L, the other end (right end in the drawing) is connected to the planet carrier C R. Two planetary gear mechanisms are coupled by the first coupling member 31 and the second coupling member 32.
  • the gear device 30 Since the gear device 30 is configured by combining two identical single pinion planetary gear mechanisms 3L and 3R, it can be represented by two velocity diagrams as shown in FIG.
  • the two speed diagrams are shifted up and down, the speed diagram of the left planetary gear mechanism 3L is shown on the upper side, and the speed diagram of the right planetary gear mechanism 3R is shown on the lower side.
  • the drive torques TL and TR extracted from the gear device 30 are transmitted to the left and right drive wheels 61L and 61R via the output-side small gear 13b meshing with the output gear 14a. Therefore, the reduction ratio is applied.
  • the driving torque remains TL and TR in the description of the velocity diagram and each calculation formula shown in FIG.
  • Two planetary gear mechanism 3L constituting the gear device 30, 3R because it uses the gear elements of the same number of teeth, the distance between the internal gear R L and the planet carrier C L in the velocity diagram, and the internal gear
  • the distance between R R and the planet carrier C R is equal, and this is a.
  • the distance between the sun gear S L and the planet carrier C L and the distance between the sun gear S L and the planet carrier C R are also equal, and this is b.
  • the electric motor 2L, input from 2R is, R L, R R, and the drive wheels 61L, the output of the 61R becomes S R + C L, S L + C R.
  • connection of the two planetary gear mechanism constituting the gear device 30 is a torque difference distribution mechanism, the sun gear S L and the planet carrier C R, since it is the sun gear S R and the planet carrier C L, the internal gear A connecting member having a larger diameter than R L and R R is not required.
  • the torque difference distribution mechanism can be made smaller than those of the prior art 1 and the prior art 2
  • the vehicle drive device 1 for an electric vehicle incorporating the torque difference distribution mechanism is made smaller and lighter.
  • torque output from the two planetary gear mechanisms 3L, 3R is transmitted to the output gear 14a of the output gear shafts 14L, 14R connected to the drive wheels 61L, 61R.
  • a multi-stage gear mechanism in which an intermediate gear shaft is provided between the gear mechanisms 3L and 3R and the output gear shafts 14L and 14R may be employed.
  • the electric motors 2 ⁇ / b> L and 2 ⁇ / b> R are used as the two drive sources, and the same standard electric motor having the same maximum output is illustrated, but the two drive sources are not limited thereto. .
  • the vehicle on which the vehicle drive device 1 is mounted is not limited to an electric vehicle or a hybrid electric vehicle, and may be, for example, a fuel cell vehicle that uses the first electric motor 2L and the second electric motor 2R as driving sources. Good.
  • the present invention is not limited to the embodiment described above, and can be implemented in various forms without departing from the gist of the present invention.

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Abstract

トルク差増幅機構を小さくして、トルク差増幅機構を含む車両駆動輪装置を小型、軽量化することを課題とする。アウタロータ(5)を有する電動モータ(2L、2R)と左右の駆動輪との間に設けられ、３要素２自由度の遊星歯車機構(3L、3R)を同軸上に二つ組み合わせた歯車装置とを備え、電動モータ(2L、2R)のアウタロータ(5)に連結される入力用の内歯車(RL、RR)と、内歯車(RL、RR)と同軸上に設けられた出力用の遊星キャリヤ(CL、CR)と、内歯車(RL、RR)と同軸上に設けられた太陽歯車(SL、SR)と、公転歯車としての遊星歯車(PL、PR)とを有し、二つの遊星歯車機構(3L、3R)の一方の遊星キャリヤ(CL)と他方の太陽歯車(SR)とを結合する第１結合部材(31)と、一方の太陽歯車(SL)と他方の遊星キャリヤ(CR)とを結合する第２結合部材(32)とを同軸上に配置し、遊星歯車機構(SL、SR)の遊星キャリヤ(CL、CR)と駆動輪の出力歯車軸(14L、14R)とを連結したことを特徴とする。

Description

車両駆動装置
　この発明は、独立した二つの駆動源からの駆動トルクを左右の駆動輪にトルク差を増幅して伝達することができる車両駆動装置に関するものである。
　電気自動車等の車両において、左右の駆動輪にそれぞれ電動モータを配置して、各電動モータを独立して制御することにより左右の駆動輪に適宜駆動トルク差を与え、これにより車両の旋回モーメントを制御することが知られている。例えば、各電動モータがそれぞれ減速機を介して左右の駆動輪に独立して接続されている場合、各電動モータの回転速度はそれぞれの減速機で減速され、かつ、各電動モータの出力トルクはそれぞれの減速機で増幅されて左右の駆動輪に伝達される。ここで、車両の右旋回時と左旋回時の挙動を同様にするために、各電動モータは同じ出力特性にして、それぞれの減速機も同じ減速比にしている。
　ところで、左右の駆動輪の出力トルクに差を付けたい場合、左右の電動モータの出力トルクに差を付け、左右の駆動輪に左右の電動モータの出力トルクを減速機を介して伝達する。
　左右の駆動輪に伝達される左右の電動モータの出力トルクは、減速機の減速比に応じて増幅される。但し、左右の駆動輪の出力トルクの差の比率は、左右の減速機の減速比が同じであるので、左右の電動モータの出力トルクの差の比率と同一であり、左右の駆動輪の出力トルクの差の比率が増幅されるわけではない。
　ところが、車両のスムーズな旋回走行の実現や、極端なアンダーステア、極端なオーバーステア等の車両の挙動変化を抑制するために、左右の電動モータから与えられる出力トルクの差の比率よりも左右の駆動輪に伝達される出力トルクの差の比率を大きくすることが有効な場合がある。
　特許文献１及び特許文献２には、二つの駆動源と左右の駆動輪との間に、３要素２自由度の遊星歯車機構を同軸上に二つ組み合わせた歯車装置を備え、二つの駆動源から与えられるトルクの差を増幅して左右の駆動輪に与えることができる車両駆動装置が開示されている。
　特許文献１に開示された車両駆動装置（以下、従来技術１という。）を図９及び図１０を参照して説明する。図９は、従来技術１に係る車両駆動装置の歯車構成を示すスケルトン図、図１０は従来技術１に係る車両駆動装置に組み込まれた歯車装置によるトルク差の増幅率を説明するための速度線図である。
　車両駆動装置１００は、車両に搭載された左右の電動モータ１０２Ｌ及び電動モータ１０２Ｒと、左駆動輪１０４Ｌ及び右駆動輪１０４Ｒと、これらの間に設けられる歯車装置１０５と減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒ、１０７Ｌ、１０７Ｒとを備えている。
　電動モータ１０２Ｌ及び電動モータ１０２Ｒは、車両に搭載されたバッテリ（図示省略）からの電力により動作し、電子制御装置（図示省略）により個別に制御され、異なるトルクを発生させて出力することができる。
　電動モータ１０２Ｌの出力軸１０２ａＬ、電動モータ１０２Ｒの出力軸１０２ａＲは、それぞれ減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒを介して歯車装置１０５の各結合部材１１１、１１２に接続される。歯車装置１０５からの出力は減速ギヤ列１０７Ｌ、１０７Ｒを介して左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに与えられる。
　歯車装置１０５は、３要素２自由度の同一の遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒが同軸上に二つ組み合わされて構成されている。
　遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒには、例えば、シングルピニオン遊星歯車機構が採用されている。シングルピニオン遊星歯車機構は、同軸上に設けられた太陽歯車ＳL、ＳR及び内歯車ＲL、ＲRと、これら太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとの間に位置する複数の遊星歯車ＰL、ＰRと、遊星歯車ＰL、ＰRを回動可能に支持し、太陽歯車ＳL、ＳR及び内歯車ＲL、ＲRと同軸上に設けられた遊星キャリヤＣL、ＣRとから構成される。ここで、太陽歯車ＳL、ＳRと遊星歯車ＰL、ＰRは外周にギヤ歯を有する外歯歯車であり、内歯車ＲL、ＲRは内周にギヤ歯を有する内歯歯車である。
　遊星歯車ＰL、ＰRは太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとに噛み合っている。遊星歯車機構では、遊星キャリヤＣL、ＣRを固定した場合に太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとが逆方向に回転するため、速度線図に表すと内歯車ＲL、ＲR及び太陽歯車ＳL、ＳRが遊星キャリヤＣL、ＣRに対して反対側に配置される。換言すると、内歯車ＲL、ＲRは遊星キャリヤＣL、ＣRを挟んで太陽歯車ＳL、ＳRの反対側に配置される。
　図１０に示す速度線図においては、遊星キャリヤＣL、ＣRから内歯車ＲL、ＲRまでの長さと遊星キャリヤＣL、ＣRから太陽歯車ＳL、ＳRまでの長さの比は、内歯車ＲL、ＲRの歯数Ｚｒの逆数（１／Ｚｒ）と太陽歯車ＳL、ＳRの歯数Ｚｓの逆数（１／Ｚｓ）との比と等しい。
　この歯車装置１０５は、図９に示すように、太陽歯車ＳL、遊星キャリヤＣL、遊星歯車ＰL及び内歯車ＲLを有する第１遊星歯車機構１１０Ｌと、同じく太陽歯車ＳR、遊星キャリヤＣR、遊星歯車ＰR及び内歯車ＲRを有する第２遊星歯車機構１１０Ｒとが同軸上に組み合わされて構成されている。
　そして、第１遊星歯車機構１１０Ｌの太陽歯車ＳLと第２遊星歯車機構１１０Ｒの内歯車ＲRとが第１結合部材１１１によって結合され、第１遊星歯車機構１１０Ｌの内歯車ＲLと第２遊星歯車機構１１０Ｒの太陽歯車ＳRとが第２結合部材１１２によって結合されている。
　第１結合部材１１１には、電動モータ１０２Ｌで発生されたトルクＴＭ１が減速ギヤ列１０６Ｌを介して入力され、第２結合部材１１２には、電動モータ１０２Ｒで発生されたトルクＴＭ２が減速ギヤ列１０６Ｒを介して入力される。また、第１遊星歯車機構１１０Ｌの遊星キャリヤＣL及び第２遊星歯車機構１１０Ｒの遊星キャリヤＣRは、それぞれ減速ギヤ列１０７Ｌ、１０７Ｒを介して左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに接続されて出力が取り出される。
　ここで、歯車装置１０５によって伝達される駆動トルクについて、図１０に示す速度線図を用いて説明する。
　歯車装置１０５は、二つの同一の遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒを組み合わせて構成されるため、図１０に示すように二本の速度線図によって表すことができる。ここでは、理解を容易にするために、二本の速度線図を上下にずらし、上側に遊星歯車機構１１０Ｌの速度線図を示し、下側に遊星歯車機構１１０Ｒの速度線図を示す。
　また、第１の遊星歯車機構１１０Ｌの速度線図と第２の遊星歯車機構１１０Ｒの速度線図は、太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRが左右反対に配置される。すなわち、図１０において、第１の遊星歯車機構１１０Ｌの太陽歯車ＳLの下に第２の遊星歯車機構１１０Ｒの内歯車ＲRが配置され、第１の遊星歯車機構１１０Ｌの内歯車ＲLの下に第２の遊星歯車機構１１０Ｒの太陽歯車ＳRが配置される。
　この歯車装置１０５は、図１０に示す二本の速度線図の両端に位置する要素同士が、図中破線で示すように、第１結合部材１１１及び第２結合部材１１２によってそれぞれ結合されている。そして、第１結合部材１１１及び第２結合部材１１２に、それぞれ第１のモータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒから出力されたトルクＴＭ１及びＴＭ２が入力される。ここで、本来は、各電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒから出力されたトルクＴＭ１及びＴＭ２は各減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒを介し各結合部材１１１、１１２に入力されるため、減速比が掛かるが、理解を容易にするため、速度線図及び各計算式の以降の説明においては、減速比を省略し、各結合部材１１１、１１２に入力されるトルクをＴＭ１及びＴＭ２のままとする。
　一方、図１０に示す速度線図上で中間に位置する遊星キャリヤＣL、ＣRから左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに伝達される駆動トルクＴＬ、ＴＲが出力される。
　このように構成された歯車装置１０５によって、第１の電動モータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒで発生させる各駆動トルクＴＭ１、ＴＭ２にトルク差（入力トルク差）ΔＴＩＮ（＝ＴＭ２－ＴＭ１）を与えると、左駆動輪１０４Ｌに伝達される駆動トルクＴＬと右駆動輪１０４Ｒに伝達される駆動トルクＴＲとに駆動トルク差ΔＴＯＵＴ（＝ＴＬ－ＴＲ）を発生させることができる。すなわち、この歯車装置１０５によれば、以下の式（１）の関係が得られる。なお、係数αはトルク差増幅率である。
　（ＴＬ－ＴＲ）＝α×（ＴＭ２－ＴＭ１）　…（１）
　この従来技術１に係る歯車装置１０５のトルク差増幅率αについて説明する。ここでは、二つの遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒは、シングルピニオン遊星歯車機構であり、同一の歯数の歯車要素を使用しているため、速度線図においては内歯車ＲLと遊星キャリヤＣLとの距離及び内歯車ＲRと遊星キャリヤＣRとの距離は等しく、これをａとする。また、太陽歯車ＳLとキャリヤＣLとの距離及び太陽歯車ＳRと遊星キャリヤＣRとの距離も等しく、これをｂとする。
　左右両端の第１結合部材１１１、第２結合部材１１２に、それぞれ第１の電動モータ１０２Ｌ、第２の電動モータ１０２ＲのトルクＴＭ１、ＴＭ２を入力し、遊星キャリヤＣL、ＣRから駆動トルクＴＬ、ＴＲを取り出す場合、トルクの入力と出力の関係から、以下の式（２）が得られる。
　ＴＲ＋ＴＬ＝ＴＭ１＋ＴＭ２　　　…（２）
　また、図中の左端（ＲL、ＳR）を基準としたモーメントの式は以下の式（３）となる。なお、図１０において、矢印Ｍ方向が＋のモーメント方向を示している。
　０＝ａＴＬ＋ｂＴＲ－（ａ＋ｂ）ＴＭ１　　…（３）
　これら式（２）、（３）からＴＬ、ＴＲについてまとめると、以下の（４）、（５）式となる。
ＴＬ＝（（ａ／（ｂ－ａ））＋１）・ＴＭ２－（ａ／（ｂ－ａ））・ＴＭ１…（４）
ＴＲ＝（（ａ／（ｂ－ａ））＋１）・ＴＭ１－（ａ／（ｂ－ａ））・ＴＭ２…（５）
　これら（４）、（５）式から駆動トルク差（ＴＬ－ＴＲ）は以下の（６）式となる。
（ＴＬ－ＴＲ）＝（（ａ＋ｂ）／（ｂ－ａ））・（ＴＭ２－ＴＭ１）…（６）
　シングルピニオン形式の遊星歯車機構の場合、長さａは内歯車ＲL、ＲRの歯数Ｚｒの逆数（１／Ｚｒ）、長さｂは太陽歯車ＳL、ＳRの歯数Ｚｓの逆数（１／Ｚｓ）となるため、上記の式は（７）式のように書き換えられる。
　（ＴＬ－ＴＲ）＝（（Ｚｒ＋Ｚｓ）／（Ｚｒ－Ｚｓ））・（ＴＭ２－ＴＭ１）…（７）
　上記（７）式よりトルク差増幅率αは、（Ｚｒ＋Ｚｓ）／（Ｚｒ－Ｚｓ）となる。
　上記したように、この従来技術１では、第１の電動モータ１０２Ｌ、第２の電動モータ１０２Ｒからの入力は、ＳL＋ＲR、ＳR＋ＲLとなり、駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒへの出力はＣL、ＣRとなる。
　二つの電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒで異なるトルクＴＭ１、ＴＭ２を発生させて入力トルク差ΔＴＩＮ（＝（ＴＭ２－ＴＭ１））を与えると、歯車装置１０５において入力トルク差ΔＴＩＮが増幅され、入力トルク差ΔＴＩＮよりも大きな駆動トルク差α・ΔＴＩＮを得ることができる。すなわち、入力トルク差ΔＴＩＮが小さくても、歯車装置１０５において所定のトルク差増幅率αで入力トルク差ΔＴＩＮを増幅することができ、左駆動輪１０４Ｌと右駆動輪１０４Ｒとに伝達される駆動トルクＴＬ、ＴＲに、入力トルク差ΔＴＩＮよりも大きな駆動トルク差ΔＴＯＵＴ（＝α・（ＴＭ２－ＴＭ１））を与えることができる。
　次に、特許文献２に開示された車両駆動装置（以下、従来技術２という。）を図１１及び図１２を参照して説明する。図１１は、従来技術２に係る車両駆動装置の歯車構成を示すスケルトン図、図１２は従来技術２に係る車両駆動装置によるトルク差増幅率を説明するための速度線図である。
　なお、図１１においては、従来技術１との差を分かりやすくするために、左右に電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒを配置して従来技術１と同様の図にし、同一構成部分には同一符号を付している。
　図１１に示すように、車両駆動装置１００は、車両に搭載された第１の電動モータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒと、左駆動輪１０４Ｌ及び右駆動輪１０４Ｒと、これらの間に設けられる歯車装置１０５と減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒとを備えている。
　第１の電動モータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒは、車両に搭載されたバッテリ（図示省略）からの電力により動作し、電子制御装置（図示省略）により個別に制御され、異なるトルクを発生させて出力することができる。第１の電動モータ１０２Ｌの出力軸１０２ａＬ、第２の電動モータ１０２Ｒの出力軸１０２ａＲは、それぞれ減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒを介して歯車装置１０５の太陽歯車ＳL、ＳRに接続される。歯車装置１０５からの出力は左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに与えられる。
　従来技術１と同様に従来技術２の歯車装置１０５は、３要素２自由度の同一の遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒが同軸上に二つ組み合わされて構成されている。遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒには、例えば、シングルピニオン遊星歯車機構が採用されている。
　そして、第１の遊星歯車機構１１０Ｌの遊星キャリヤＣLと第２の遊星歯車機構１１０Ｒの内歯車ＲRとが第１結合部材１１１によって結合され、第１の遊星歯車機構１１０Ｌの内歯車ＲLと第２の遊星歯車機構１１０Ｒの遊星キャリヤＣRとが第２結合部材１１２によって結合されている。
　第１の電動モータ１０２Ｌで発生されたトルクＴＭ１が減速ギヤ列１０６Ｌを介して第１の遊星歯車機構１１０Ｌの太陽歯車ＳLに入力され、第２の電動モータ１０２Ｒで発生されたトルクＴＭ２が減速ギヤ列１０６Ｒを介して第２の遊星歯車機構１１０Ｒの太陽歯車ＳRに入力される。
　また、第１結合部材１１１、第２の結合部材１１２は、それぞれ左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに接続されて出力が取り出される。
　上記したように、この従来技術２では、電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒからの入力は、ＳL、ＳRとなり、駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒへの出力は、ＣL＋ＲR、ＣR＋ＲLとなる。
　ここで、従来技術２の歯車装置１０５によって伝達される駆動トルクについて、図１２に示す速度線図を用いて説明する。
　歯車装置１０５は、二つの同一のシングルピニオンの遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒを組み合わせて構成されるため、図１０に示すように二本の速度線図によって表すことができる。ここでは、理解を容易にするために、二本の速度線図を上下にずらし、上側に第１の遊星歯車機構１１０Ｌの速度線図を示し、下側に第２の遊星歯車機構１１０Ｒの速度線図を示している。また、従来技術１での説明と同様に、速度線図及び各計算式の以降の説明においては、各減速ギヤ列１０６Ｌ、１０６Ｒでの減速比を省略し、各太陽歯車ＳL、ＳRに入力されるトルクをＴＭ１及びＴＭ２のままとする。
　図１１に示す歯車装置１０５では、図１２に示す遊星キャリヤＣLと内歯車ＲRが、図中破線で示すように、第１結合部材１１１によって結合され、遊星キャリヤＣRと内歯車ＲLが、図中破線で示すように、第２結合部材１１２によって結合されている。
　そして、太陽歯車ＳL、ＳRにそれぞれ第１の電動モータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒから出力されたトルクＴＭ１及びＴＭ２が入力される。一方、速度線図上で中間に位置する第１結合部材１１１、第２結合部材１１２から左右の駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒに伝達される駆動トルクＴＬ、ＴＲが出力される。
　このように構成された歯車装置１０５によっても、第１の電動モータ１０２Ｌ及び第２の電動モータ１０２Ｒで発生させる各駆動トルクＴＭ１、ＴＭ２にトルク差（入力トルク差）ΔＴＩＮ（＝ＴＭ２－ＴＭ１）を与えることで、左駆動輪１０４Ｌに伝達される駆動トルクＴＬと右駆動輪１０４Ｒに伝達される駆動トルクＴＲとに駆動トルク差ΔＴＯＵＴ（＝ＴＲ－ＴＬ）を発生させることができる。
　この従来技術２に係る歯車装置１０５のトルク差増幅率αについて説明する。この従来技術２においても、二つのシングルピニオン形式の遊星歯車機構１１０Ｌ、１１０Ｒは、同一の歯数の歯車要素を使用しているため、速度線図においては内歯車ＲLと遊星キャリヤＣLとの距離及び内歯車ＲRと遊星キャリヤＣRとの距離は等しく、これをａとする。また、太陽歯車ＳLと遊星キャリヤＣLとの距離及び太陽歯車ＳRと遊星キャリヤＣRとの距離も等しく、これをｂとする。
　この従来技術２の歯車装置１０５を速度線図で示すと図１２のようになる。
　この速度線図において、トルクの釣り合いを考えると、トルク差増幅率αを求めることができる。なお、図１２において、矢印Ｍ方向が＋のモーメント方向を示している。
　ＳRの点を基準にしたモーメントＭの釣り合いから下記（８）式が算出される。
　ｂ・ＴＲ＋（ａ＋ｂ）・ＴＬ－（ａ＋２ｂ）・ＴＭ１＝０　…（８）
　ＳLの点を基準にしたモーメントＭの釣り合いから下記（９）式が算出される。
　－ｂ・ＴＬ－（ａ＋ｂ）・ＴＲ＋（ａ＋２ｂ）・ＴＭ２＝０　…（９）
（８）式＋（９）式より、下記（１０）式が算出される。
ａ・（ＴＲ－ＴＬ）―（ａ＋２ｂ）・（ＴＭ２－ＴＭ１）＝０
（ＴＲ－ＴＬ）＝（（ａ＋２ｂ）／ａ）・（ＴＭ２－ＴＭ１）　　…（１０）
　（１０）式の（ａ＋２ｂ）／ａがトルク差増幅率αとなる。
　ａ＝１／Ｚｒ、ｂ＝１／Ｚｓを代入すると、α＝（２Ｚｒ＋Ｚｓ）／Ｚｓとなる。
　この従来技術２では、電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒからの入力は、ＳL、ＳR、駆動輪１０４Ｌ、１０４Ｒへの出力はＣL＋ＲR、ＣR＋ＲLであり、トルク差増幅率αは、（２Ｚｒ＋Ｚｓ）／Ｚｓである。
　上記のように、従来技術１及び従来技術２に記載のものにおいては、二つの電動モータ１０２Ｌ、１０２Ｒで異なるトルクＴＭ１、ＴＭ２を発生させて入力トルク差ΔＴＩＮを与えると、歯車装置１０５において入力トルク差ΔＴＩＮが増幅され、入力トルク差ΔＴＩＮよりも大きな駆動トルク差ΔＴＯＵＴを得ることができる。
特開２０１５－２１５９４号公報 特許第４９０７３９０号公報
　ところで、車両駆動装置は、車体に搭載されるため、搭載空間確保のために小型化、軽量化は必須である。
　車両駆動装置の歯車装置の入力軸を直接モータに連結し、歯車装置の出力軸を駆動輪に連結すると、駆動輪に必要な駆動トルクに合わせたモータ動力が必要となるため、モータが大型化してしまう。このため、車両駆動装置にはモータのトルクを増幅して駆動輪に伝達する減速機構としてのいくつかの歯車軸を有する。
　歯車軸は、モータの出力軸と連結し、入力歯車としての小径歯車を有する入力歯車軸と、駆動輪と連結し、出力歯車としての大径歯車を有する出力歯車軸と、入力歯車と係合する大径歯車および出力歯車と係合する小径歯車を同軸上に配した中間歯車軸から構成される２段減速機構である。
　従来技術１および従来技術２では、車両駆動装置における歯車装置の配置位置について具体的に言及されていないが、従来技術１では、２段減速の出力側に歯車装置が配置され、従来技術２では、２段減速の入力側に歯車装置が配置された実施例が開示されている。
　歯車装置を２段減速の出力側に設けた場合、出力トルクに対する構成部品歯車、軸受等の強度確保のため、構成部品が大型化し、その結果、車両駆動装置が大型化し、製作コストも上がってしまう可能性がある。
　また、歯車装置を２段減速の入力側に設けた場合、歯車装置を構成する遊星歯車機構の各歯車が高速で回転し、歯車の歯面同士のすべりによる摩擦熱が発生し易い。
　そして、歯車歯面の冷却に潤滑油を用いた場合には、遊星歯車機構を２つ連結することで構成が複雑になり、歯車装置内部への潤滑油路の確保が困難になる可能性がある。
　さらに、従来技術１及び従来技術２では、２つの遊星歯車機構を構成する内歯車ＲL、ＲRと結合部材とを接続することによりトルク差を増幅するようにしているため、左右どちらかの内歯車ＲL、ＲRと別部材を繋ぐ結合部材の１つが、必ず他方の内歯車ＲL、ＲRより大径になるため、装置が大型化するという問題がある。
　そこで、この発明は、車両駆動装置に組み込むトルク増幅装置である歯車装置を小型化すると共に、入力段の回転数を低く抑えることを可能にして、従来の車両駆動装置における潤滑の課題を解決しようとするものである。
　前記の課題を解決するために、この発明は、車両に搭載され独立して制御可能な二つの駆動源と、左右の駆動輪と、前記二つの駆動源と前記左右の駆動輪との間に設けられ、３要素２自由度の遊星歯車機構を同軸上に二つ組み合わせた歯車装置とを備える車両駆動装置において、前記駆動源がアウタロータを有する電動モータであり、前記遊星歯車機構は、前記電動モータのアウタロータに連結される入力用の内歯車と、前記内歯車と同軸上に設けられた出力用の遊星キャリヤと、前記内歯車と同軸上に設けられた太陽歯車と、公転歯車としての遊星歯車とを有し、前記二つの遊星歯車機構の一方の遊星キャリヤと他方の太陽歯車とを結合する第１結合部材と、一方の太陽歯車と他方の遊星キャリヤとを結合する第２結合部材とを同軸上に配置し、前記遊星歯車機構の遊星キャリヤと駆動輪の出力歯車軸とを連結したことを特徴とする。
　前記遊星歯車機構の遊星歯車と係合する内歯車は、前記電動モータのアウタロータの内側端部に一体に設けることができる。
　前記遊星歯車機構の遊星歯車と係合する内歯車は、前記電動モータのアウタロータの内側端部に別体に設けるようにしてもよい。
　前記電動モータのアウタロータの内径側に、車両駆動装置を収容するハウジングに対して締結されるステータを配置することができる。
　前記遊星歯車機構の遊星キャリヤは、遊星歯車を支持するキャリヤピンを介して、車両のインボード側およびアウトボード側にキャリヤフランジを有し、アウトボード側のキャリヤフランジにアウトボード側に延びる中空軸部を設け、この中空軸部の外径を前記電動モータのステータの内側に転がり軸受を介して支持することができる。
　前記遊星歯車機構のインボード側のキャリヤフランジにインボード側に延びる中空軸部を設け、この中空軸部の外径面に、駆動輪に連結される出力歯車軸の出力歯車としての大径歯車に係合する出力側小径歯車を設けることができる。
　前記車両駆動装置のハウジングを、センタハウジングと左右のサイドハウジングからなる３ピース構成とし、前記センタハウジングの中央部には左右を仕切る仕切り壁を設け、前記第１結合部材と前記第２結合部材を前記仕切り壁を貫通して設けることができる。
　前記第１結合部材と第２結合部材の内の一方の結合部材が中空軸、他方の結合部材が前記中空軸内部に挿通される軸からなる２重構造であり、前記第１結合部材および前記第２結合部材と、それぞれの結合部材が連結する遊星キャリヤとの連結をスプライン嵌合とすることができる。
　前記スプライン嵌合は、軸方向に摺動可能な嵌合とすることができる。
　前記第１結合部材および第２結合部材の内、内径側の結合部材の内径に給油穴を設けることができる。
　以上のように、この発明によれば、車両に搭載され独立して制御可能な二つの駆動源と、左右の駆動輪と、前記二つの駆動源と前記左右の駆動輪との間に設けられ、３要素２自由度の遊星歯車機構を同軸上に二つ組み合わせた歯車装置とを備える車両駆動装置において、前記駆動源を、アウタロータを有する電動モータとし、前記遊星歯車機構の入力用の内歯車を、電動モータのアウタロータに設けることにより、遊星歯車機構の入力段の回転数を低く抑えることが可能となるので、歯車の歯面同士のすべりによる摩擦熱が発生し難く、歯車の潤滑の課題が生じ難い。
　また、電動モータをアウタロータ構造とし、外径を大きくすることにより、同体積のモータに比較して、大きなトルクを出力することができるため、２段減速構成の車両駆動装置に対して、よりコンパクトな構成とすることができる。
　また、トルク差増幅機構である歯車装置の２つの遊星歯車機構の接続は、太陽歯車と遊星キャリヤの接続であり、内歯車より大径の接続部材は必要としないので、トルク差増幅機構を小さくすることができ、トルク差増幅機構を含む車両駆動装置を小型、軽量化することができる。
　また、２つの遊星歯車機構を、中空軸とその中空軸の内部に挿通される軸からなる２重構造の第1結合部材及び第２結合部材によって結合し、内径側の結合部材の内径側に給油穴を設けることより、軸心給油が行えるので、遊星歯車機構内部の歯車歯面や軸受部分への潤滑が容易になる。
この発明の車両駆動装置の実施形態を示す横断平面図である。 図１の実施形態の歯車装置部分の拡大図である。 図１のＡ－Ａ線の断面図である。 図１のＢ－Ｂ線の断面図である。 図１の実施形態に係る車両駆動装置の歯車構成をスケルトン図で示した電気自動車の説明図である。 図１の実施形態に係る車両駆動装置に組み込まれた歯車装置によるトルク差増幅率を説明するための速度線図である。 この発明の車両駆動装置の他の実施形態を示す横断平面図である。 図７の実施形態の歯車装置部分の拡大図である。 従来技術１に係る車両駆動装置の歯車構成を示すスケルトン図である。 従来技術１に係る車両駆動装置に組み込まれた歯車装置によるトルク差増幅率を説明するための速度線図である。 従来技術２に係る車両駆動装置の歯車構成を示すスケルトン図である。 従来技術２に係る車両駆動装置に組み込まれた歯車装置によるトルク差増幅率を説明するための速度線図である。
　以下、この発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。
　図５に示す電気自動車ＡＭは、後輪駆動方式であり、シャーシ６０と、後輪としての駆動輪６１Ｌ、６１Ｒと、前輪６２Ｌ、６２Ｒと、この発明に係る２モータ式の車両駆動装置１、バッテリ６３、インバータ６４等を備える。図５では、車両駆動装置１の歯車構成をスケルトン図で示している。
　図１及び図３に示す車両駆動装置１は、車両に搭載され独立して制御可能な二つの駆動源としての電動モータ２Ｌ、２Ｒと、左右の駆動輪６１Ｌ、６１Ｒと二つの電動モータ２Ｌ、２Ｒとの間に設けられる左右２基の３要素２自由度の遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒとを備える。
　２モータ式の車両駆動装置１の駆動トルクは、等速ジョイント６５ａ、６５ｂと中間シャフト６５ｃからなるドライブシャフトを介して左右の駆動輪６１Ｌ、６１Ｒに伝達される。
　なお、２モータ式の車両駆動装置１の搭載形態としては、図５に示す後輪駆動方式の他、前輪駆動方式、四輪駆動方式でもよい。
　２モータ式の車両駆動装置１における左右の電動モータ２Ｌ、２Ｒは、同一の最大出力を有する同一規格のアウタロータ型の電動モータが用いられる。
　２モータ式の車両駆動装置１は、ハウジング４内に収容されている。
　ハウジング４は、遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒの軸心と直交する方向に３ピースに分割され、図１に示すように、中央ハウジング４ａとこの中央ハウジング４ａの両側面に固定される左右の側面ハウジング４ｂＬ、４ｂＲの３ピース構造になっている。左右の側面ハウジング４ｂＬ、４ｂＲは、中央ハウジング４ａの両側の開口部に複数のボルト（図示省略）によって固定されている。
　左右の側面ハウジング４ｂＬ、４ｂＲには、電動モータ２Ｌ、２Ｒを収容する円筒部が設けられ、この円筒部の外側面には、円筒部を閉塞する外側壁４ｃＬ、４ｃＲが設けられている。
　中央ハウジング４ａには、図１に示すように、中央に仕切り壁１１が設けられている。ハウジング４は、この仕切り壁１１によって左右に２分割されている。
　電動モータ２Ｌ、２Ｒは、アウタロータ型であり、アウタロータ５の内径側に、車両駆動装置を収容するハウジング４に対して締結されるステータ６を設けた構造である。
　ステータ６は、ステータコア６ａとコイル部６ｂとからなり、ステータコア６ａは、電動モータ２Ｌ、２Ｒを収容する円筒部の外側壁４ｃＬ、４ｃＲに対して一体に形成されている。
　アウタロータ５は、ステータ６の外周に間隔をおいて設けられ、アウトボード側の端部が、電動モータ２Ｌ、２Ｒを収容する円筒部の外側壁４ｃＬ、４ｃＲに対して転がり軸受７によって回転可能に支持されている。
　電動モータ２Ｌ、２Ｒを収容する円筒部の外側壁４ｃＬ、４ｃＲの内側壁には、転がり軸受７を固定する軸受嵌合凸部８を設けている。
　ハウジング４の中央の仕切り壁１１と左右の電動モータ２Ｌ、２Ｒの間には、二つの電動モータ２Ｌ、２Ｒから与えられるトルクを左右の駆動輪６１Ｌ、６１Ｒに増幅して分配する歯車装置３０を構成する３要素２自由度の遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒが収容されている。
　歯車装置３０を構成する遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒは、電動モータ２Ｌ、２Ｒのアウタロータ５をインボード側に延長した円筒部の内径面に設けられた入力用の内歯車ＲL、ＲRと、内歯車ＲL、ＲRと同軸上に設けられた太陽歯車ＳL、ＳRと、内歯車ＲL、ＲRと太陽歯車ＳL、ＳRに噛み合う公転歯車としての遊星歯車ＰL、ＰRと、遊星歯車ＰL、ＰRに連結され、内歯車ＲL、ＲRと同軸上に設けられた出力用の遊星キャリヤＣL、ＣRと、一方の遊星キャリヤＣL（図１では図の左側）と他方の太陽歯車ＳR（図１及び図２では図の右側）とを結合する第１結合部材３１と、一方の太陽歯車ＳL（図１及び図２では図の左側）と他方の遊星キャリヤＣR（図１及び図２では図の右側）とを結合する第２結合部材３２と、出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒの出力歯車１４ａと噛み合う出力側小径歯車１３ｂとを有し、出力側小径歯車１３ｂを、遊星キャリヤＣL、ＣRに連結した構成である。
　なお、図１及び図２に示す実施形態では、電動モータ２Ｌ、２Ｒのアウタロータ５の内径面に、前記遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒの遊星歯車ＰL、ＰRと係合する内歯車ＲL、ＲRを一体に設け、図７及び図８に示す実施形態では、前記遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒの遊星歯車ＰL、ＰRと係合する内歯車ＲL、ＲRを、電動モータ２Ｌ、２Ｒのアウタロータ５の内側端部に別体で設けている。
　また、図１及び図２に示す実施形態では、遊星キャリヤＣL、ＣRに連結された出力側小径歯車１３ｂは、遊星キャリヤＣL、ＣRと一体に形成しているが、別体に形成してもよい。
　遊星キャリヤＣL、ＣRは、遊星歯車ＰL、ＰRを支持するキャリヤピン３３と、キャリヤピン３３のアウトボード側端部に連結されたアウトボード側のキャリヤフランジ３４ａと、インボード側端部に連結されたインボード側のキャリヤフランジ３４ｂを有する。
　アウトボード側のキャリヤフランジ３４ａは、アウトボード側に延びる中空軸部３５を備えており、中空軸部３５のアウトボード側の外径面が、電動モータ２Ｌ、２Ｒのステータコア６ａのインボード側端面に形成した軸受嵌合穴１９ｂに転がり軸受２０ｂを介して支持されている。
　インボード側のキャリヤフランジ３４ｂは、インボード側に延びる中空軸部３６を備えており、中空軸部３６のインボード側の端部が、中央ハウジング４ａの仕切り壁１１に形成した軸受嵌合穴１９ａに転がり軸受２０ａを介して支持されている。
　前記出力側小径歯車１３ｂは、キャリヤフランジ３４ａの中空軸部３５の外周面に一体に形成されている。
　遊星歯車ＰL、ＰRは、針状ころ軸受３７を介してキャリヤピン３３によって支持されている。
　また、前記各キャリヤフランジ３４ａ、３４ｂの対向面と遊星歯車ＰL、ＰRの間にスラスト板３８を挿入し、遊星歯車ＰL、ＰRの回転の円滑化を図っている。
　前記各キャリヤフランジ３４ａ、３４ｂの外周面と内歯車ＲL、ＲRとの間には、転がり軸受３９ａ、３９ｂを配置している。
　車両駆動装置１の歯車装置３０を構成する２つの遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒを連結している第１結合部材３１および第２結合部材３２は、ハウジング４の中央ハウジング４ａを左右に仕切る仕切り壁１１を貫通して組み込まれている。
　この第１結合部材３１と第２結合部材３２は、同軸上に配置されると共に、一方の結合部材（図１及び図２の実施形態では第２結合部材３２）が中空軸、他方の結合部材（図１及び図２の実施形態では第１結合部材３１）が中空軸に挿通される軸からなる２重構造になっている。
　図１及び図２に示す実施形態では、中空軸で構成される第２結合部材３２の右側の遊星歯車機構３Ｒの端部と、遊星キャリヤＣRのインボード側のキャリヤフランジ３４ｂの中空軸部３６とにスプライン４１を設け、第２結合部材３２を遊星キャリヤＣRに対しスプライン嵌合により連結している。
　また、図１及び図２に示す実施形態では、第１結合部材３１の左側の遊星歯車機構３Ｌの端部と、遊星キャリヤＣLのアウトボード側のキャリヤフランジ３４ａの中空軸部３５とにスプライン４２を設けて、第１結合部材３１を遊星キャリヤＣLに対しスプライン嵌合により連結している。
　上記のように、２つの遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒの第１結合部材３１と第２結合部材３２とを、遊星キャリヤＣLと遊星キャリヤＣRに対しスプライン嵌合によって連結することにより、２つの遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒが左右に分割することが可能となり、３ピース構成のハウジング４に他の減速歯車軸と一緒に左右から組込むことができる。
　第２結合部材３２の遊星キャリヤＣL側の端部は、その外周面に、左側の遊星歯車機構３Ｌの遊星歯車ＰLと噛み合う外歯車が形成され、この外歯車が左側の遊星歯車機構３Ｌの太陽歯車ＳLを構成している。
　中空軸で構成される第２結合部材３２に挿通される第１結合部材３１は、右側の遊星歯車機構３Ｒの端部に大径部４３を有し、この大径部４３の外周面に、右側の遊星歯車機構３Ｒの遊星歯車ＰRと噛み合う外歯車が形成され、この外歯車が右側の遊星歯車機構の太陽歯車ＳRを構成している。
　第１結合部材３１および第２結合部材３２の内、内径側の結合部材（第１結合部材３１）と連結している太陽歯車ＳRの最大径は、外径側の結合部材（第２結合部材３２）が嵌合う遊星キャリヤＣRのインボード側のキャリヤフランジ３４ｂの中空軸部３６の内面のスプライン穴の最小径よりも小さく設定することにより、内径側の結合部材（第１結合部材３１）を容易に組み込むことが可能である。
　内径側の結合部材（第１結合部材３１）の外周面と、外径側の結合部材（第２結合部材３２）の内周面との間には、カラー４４と、カラー４４の両端に針状ころ軸受４５、４６を介在させている。
　第１結合部材３１および第２結合部材３２と遊星キャリヤＣL、ＣRとの嵌合（スプライン４１、４２）は、軸方向に摺動可能な嵌め合い公差とすることにより、はすば歯車のスラスト力による歯車歯面への偏荷重を防ぐことができる。
　また、第１結合部材３１および第２結合部材３２と遊星キャリヤＣL、ＣRとのスプライン（スプライン４１、４２）嵌合部の摺動による軸方向移動は、外径側結合部材（図１及び図２の実施形態では第２結合部材３２）の両端にスラスト軸受４７、４８を設けることにより規制している。
　２つの遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒを連結する２重構造の軸の内径側の結合部材（図１及び図２の実施形態では第１結合部材３１）は、結合部材（図１及び図２の実施形態では第１結合部材３１）と遊星キャリヤ（図１及び図２の実施形態ではＣL）とのスプライン嵌合と反対側の軸端を、他方の遊星キャリヤ（図１及び図２の実施形態ではＣR）に対して深溝玉軸受４９によって支持している。
　２つの遊星歯車機構を連結する２重構造の軸の内径側の結合部材（図１及び図２の実施形態では第１結合部材３１）には、軸心に給油穴５０を設けている。
　出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒは、大径の出力歯車１４ａを有し、中央ハウジング４ａの仕切り壁１１の両面に形成した軸受嵌合穴５３ａと側面ハウジング４ｂＬ、４ｂＲに形成した軸受嵌合穴５３ｂに転がり軸受５４ａ、５４ｂによって支持されている。そして、軸受嵌合穴５３ａ、５３ｂは、転がり軸受５４ａ、５４ｂの外輪が当接する壁部のある段付き形状になっている。
　出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒのアウトボード側の端部は、側面ハウジング４ｂＬ、４ｂＲに形成した開口部からハウジング４の外側に引き出され、引き出された出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒのアウトボード側の端部の外周面に、等速ジョイント６５ａの外側継手部がスプライン結合されている。
　出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒに結合された等速ジョイント６５ａは、中間シャフト６５ｃ、等速ジョイント６５ｂを介して駆動輪６１Ｌ、６１Ｒに接続される（図５）。
　出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒのアウトボード側の端部と側面ハウジング４ｂＬ、４ｂＲに形成した開口部との間には、オイルシール５５を設け、ハウジング４に封入された潤滑油の漏洩および外部からの泥水などの侵入を防止している。
　図１及び図２に示す実施形態の２モータ式の車両駆動装置１の歯車構成は、図５に示すスケルトン図の通りである。
　図５に示すように、左右の電動モータ２Ｌ及び電動モータ２Ｒは、車両に搭載されたバッテリ６３からインバータ６４を介して与えられた電力により動作する。そして、電動モータ２Ｌ、２Ｒは、電子制御装置（図示省略）により個別に制御され、異なるトルクを発生させて出力することができる。
　電動モータ２Ｌ、２Ｒのアウタロータ５のトルクは、歯車装置３０の内歯車ＲL、ＲRに伝達される。
　そして、歯車装置３０を介して遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒの出力側小径歯車１３ｂが出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒの大径の出力歯車１４ａに噛み合って出力側小径歯車１３ｂと出力歯車１４ａとの歯数比で電動モータ２Ｌ、２Ｒのアウタロータ５のトルクがさらに増幅されて、駆動輪６１Ｌ、６１Ｒに出力される。
　歯車装置３０は、３要素２自由度の同一の遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒが同軸上に二つ組み合わされて構成され、遊星歯車機構として、シングルピニオン遊星歯車機構を採用している。
　遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒは、同軸上に設けられた太陽歯車ＳL、ＳR及び内歯車ＲL、ＲRと、これら太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとの間に位置する複数の遊星歯車ＰL、ＰRと、遊星歯車ＰL、ＰRを回動可能に支持し太陽歯車ＳL、ＳR及び内歯車ＲL、ＲRと同軸上に設けられた遊星キャリヤＣL、ＣRとから構成される。ここで、太陽歯車ＳL、ＳRと遊星歯車ＰL、ＰRは外周にギヤ歯を有する外歯歯車であり、内歯車ＲL、ＲRは内周にギヤ歯を有する内歯歯車である。遊星歯車ＰL、ＰRは太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとに噛み合っている。
　遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒでは、遊星キャリヤＣL、ＣRを固定した場合に太陽歯車ＳL、ＳRと内歯車ＲL、ＲRとが逆方向に回転するため、図６に示す速度線図に表すと内歯車ＲL、ＲR及び太陽歯車ＳL、ＳRが遊星キャリヤＣL、ＣRに対して反対側に配置される。
　この歯車装置３０は、前記のように、太陽歯車ＳL、遊星キャリヤＣL、遊星歯車ＰL及び内歯車ＲLを有する第１の遊星歯車機構３Ｌと、同じく太陽歯車ＳR、遊星キャリヤＣR、遊星歯車ＰR及び内歯車ＲRを有する第２の遊星歯車機構３Ｒとが同軸上に組み合わされて構成されている。
　そして、第１の遊星歯車機構３Ｌの遊星キャリヤＣLと第２の遊星歯車機構３Ｒの太陽歯車ＳRとが結合されて第１結合部材３１を形成し、第１の遊星歯車機構の太陽歯車ＳLと第２の遊星歯車機構３Ｒの遊星キャリヤＣRとが結合されて第２結合部材３２を形成している。
　第１の遊星歯車機構３Ｌの内歯車ＲLに電動モータ２Ｌで発生したトルクＴＭ１が、第１の遊星歯車機構３Ｌによって出力側小径歯車１３ｂに伝達され、出力側小径歯車１３ｂと出力歯車軸１４Ｌの出力歯車１４ａとが噛み合って１段減速されて出力歯車軸１４Ｌから駆動輪６１Ｌに駆動トルクＴＬが出力される。
　第２の遊星歯車機構３Ｒの内歯車ＲRに電動モータ２Ｒで発生したトルクＴＭ２が、第２の遊星歯車機構３Ｒによって出力側小径歯車１３ｂに伝達され、出力側小径歯車１３ｂと出力歯車軸１４Ｒの出力歯車１４ａとが噛み合って１段減速されて出力歯車軸１４Ｒから駆動輪６１Ｒに駆動トルクＴＲが出力される。
　電動モータ２Ｌ、２Ｒからの出力は、二つの遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒのそれぞれの内歯車ＲL、ＲRに与えられ、第１結合部材３１、第２結合部材３２からの出力が駆動輪６１Ｌ、６１Ｒに与えられる。
　第２結合部材３２は、中空軸で構成されており、その内部に第１結合部材３１が挿通され、第１結合部材３１と第２結合部材３２を構成する軸は二重構造になっている。
　中実軸である第１結合部材３１は、その一端（図中右端）が太陽歯車ＳRの回転軸であり、他端（図中左端）が太陽歯車ＳLを貫通して設けられ、遊星キャリヤＣLに接続されている。また、中空軸である第２結合部材３２は、一端（図中左端）が太陽歯車ＳLの回転軸となっており、他端（図中右端）は遊星キャリヤＣRと接続されている。この第１結合部材３１と第２結合部材３２によって、二つの遊星歯車機構が結合されている。
　歯車装置３０は、二つの同一のシングルピニオン形式の遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒを組み合わせて構成されるため、図６に示すように二本の速度線図によって表すことができる。ここでは、分かりやすいように、二本の速度線図を上下にずらし、上側に左側の遊星歯車機構３Ｌの速度線図を示し、下側に右側の遊星歯車機構３Ｒの速度線図を示す。また本来は、図１及び図２の実施形態では、歯車装置３０から取り出された駆動トルクＴＬ、ＴＲは、出力歯車１４ａと噛み合う出力側小径歯車１３ｂを介し左右の駆動輪６１Ｌ、６１Ｒへ伝達されるため減速比が掛かるが、以降、理解を容易にするため、図６に示す速度線図及び各計算式の説明においては、駆動トルクはＴＬ、ＴＲのままとする。
　歯車装置３０を構成する二つの遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒは、同一の歯数の歯車要素を使用しているため、速度線図においては内歯車ＲLと遊星キャリヤＣLとの距離及び内歯車ＲRと遊星キャリヤＣRとの距離は等しく、これをａとする。また、太陽歯車ＳLと遊星キャリヤＣLとの距離及び太陽歯車ＳLと遊星キャリヤＣRとの距離も等しく、これをｂとする。遊星キャリヤＣL、ＣRから内歯車ＲL、ＲRまでの長さと遊星キャリヤＣL、ＣRから太陽歯車ＳL、ＳRまでの長さの比は、内歯車ＲL、ＲRの歯数Ｚｒの逆数（１／Ｚｒ）と太陽歯車ＳL、ＳRの歯数Ｚｓの逆数（１／Ｚｓ）との比と等しい。よって、ａ＝（１／Ｚｒ）、ｂ＝（１／Ｚｓ）である。
　ＲRの点を基準にしたモーメントＭの釣り合いから下記（１１）式が算出される。なお、図６において、図中矢印方向Ｍがモーメントの正方向である。
　ａ・ＴＲ＋（ａ＋ｂ）・ＴＬ－（ｂ＋２ａ）・ＴＭ１＝０　…（１１）
　ＲLの点を基準にしたモーメントＭの釣り合いから下記（１２）式が算出される。
　－ａ・ＴＬ－（ａ＋ｂ）・ＴＲ＋（ｂ＋２ａ）・ＴＭ２＝０　…（１２）
（１１）式＋（１２）式より、下記（１３）式が得られる。
－ｂ・（ＴＲ－ＴＬ）＋（２ａ＋ｂ）・（ＴＭ２－ＴＭ１）＝０
（ＴＲ－ＴＬ）＝（（２ａ＋ｂ）／ｂ）・（ＴＭ２－ＴＭ１）　　…（１３）
　（１３）式の（２ａ＋ｂ）／ｂがトルク増幅率αとなる。ａ＝１／Ｚｒ、ｂ＝１／Ｚｓを代入すると、α＝（Ｚｒ＋２Ｚｓ）／Ｚｒとなり、下記のトルク差増幅率αが得られる。
　α＝（Ｚｒ＋２Ｚｓ）／Ｚｒ
　この発明では、電動モータ２Ｌ、２Ｒからの入力は、ＲL、ＲRとなり、駆動輪６１Ｌ、６１Ｒへの出力はＳR＋ＣL、ＳL＋ＣRとなる。
　そして、二つの電動モータ２Ｌ、２Ｒで異なるトルクＴＭ１、ＴＭ２を発生させて入力トルク差ΔＴＩＮ（＝（ＴＭ２－ＴＭ１））を与えると、歯車装置３０において入力トルク差ΔＴＩＮが増幅され、入力トルク差ΔＴＩＮよりも大きな駆動トルク差α・ΔＴＩＮを得ることができる。すなわち、入力トルク差ΔＴＩＮが小さくても、歯車装置３０において上記したトルク差増幅率α（＝（Ｚｒ＋２Ｚｓ）／Ｚｒ）で入力トルク差ΔＴＩＮを増幅することができ、左の駆動輪６１Ｌと右の駆動輪６１Ｒとに伝達される駆動トルクＴＬ、ＴＲに、入力トルク差ΔＴＩＮよりも大きな駆動トルク差ΔＴＯＵＴ（＝α・（ＴＭ２－ＴＭ１））を与えることができる。
　従来技術１及び従来技術２では、トルク差増幅機構である歯車装置１０５の、２つの遊星歯車機構の左右接続部材に内歯車Ｒが含まれるため、左右どちらかの内歯車と別部材を繋ぐ結合部材の１つが必ず他方の内歯車Ｒより大径にならなければならない。
　この発明では、トルク差分配機構である歯車装置３０を構成する２つの遊星歯車機構の接続は、太陽歯車ＳLと遊星キャリヤＣR、太陽歯車ＳRと遊星キャリヤＣLであるから、内歯車ＲL、ＲRよりも大径の接続部材を必要としない。このため、この発明では、従来技術１及び従来技術２のものに比してトルク差分配機構を小さくすることができので、トルク差分配機構を組み込んだ電気自動車用の車両駆動装置１を小さく軽量化することができる。
　電気自動車用の車両駆動装置１を小さく軽量化することにより、車両駆動装置１の車体搭載レイアウトと共に、周辺補機類の車体搭載レイアウトの自由度が向上する。
　また、車両駆動装置１が小型化することにより、車室空間が拡大する等のメリットがある。
　以上の実施形態では、二つの遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒから出力されるトルクを、駆動輪６１Ｌ、６１Ｒに連結された出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒの出力歯車１４ａに伝達しているが、二つの遊星歯車機構３Ｌ、３Ｒと出力歯車軸１４Ｌ、１４Ｒとの間に、中間歯車軸を設けた複数段の歯車機構を採用することもできる。
　図１に示す実施形態では、二つの駆動源として電動モータ２Ｌ、２Ｒを用い、同一の最大出力を有する同一規格の電動モータである場合を例示したが、二つの駆動源はこれに限られない。
　なお、車両駆動装置１が搭載される車両は、電気自動車やハイブリッド電気自動車に限られず、例えば、第１の電動モータ２Ｌ及び第２の電動モータ２Ｒを駆動源とした燃料電池自動車であってもよい。
　この発明は前述した実施形態に何ら限定されるものではなく、この発明の要旨を逸脱しない範囲において、さらに種々の形態で実施し得る。
１　　　　：車両駆動装置
２Ｌ、２Ｒ　　　：電動モータ
３Ｌ、３Ｒ　　　：遊星歯車機構
４　　　　：ハウジング
４ａ　　　：中央ハウジング
４ｂＬ、４ｂＲ　　：側面ハウジング
４ｃＬ、４ｃＲ　　：外側壁
５　　　　：アウタロータ
６　　　　：ステータ
６ａ　　　：ステータコア
６ｂ　　　：コイル部
７　　　　：転がり軸受
８　　　　：軸受嵌合凸部
１１　　　：仕切り壁
１３ｂ　　：出力側小径歯車
１４Ｌ、１４Ｒ　　：出力歯車軸
１４ａ　　：出力歯車
１９ａ、１９ｂ　　：軸受嵌合穴
２０ａ、２０ｂ　　：転がり軸受
３０　　　：歯車装置
３１　　　：第１結合部材
３２　　　：第２結合部材
３３　　　：キャリヤピン
３４ａ、３４ｂ　　：キャリヤフランジ
３５、３６　　　：中空軸部
３７　　　：針状ころ軸受
３８　　　：スラスト板
３９ａ、３９ｂ　　：転がり軸受
４１、４２　　　：スプライン
４３　　　：大径部
４４　　　：カラー
４５、４６　　　：針状ころ軸受
４７、４８　　　：スラスト軸受
４９　　　：深溝玉軸受
５０　　　：給油穴
５３ａ、５３ｂ　　：軸受嵌合穴
５４ａ、５４ｂ　　：転がり軸受
５５　　　：オイルシール
６０　　　：シャーシ
６１Ｌ、６１Ｒ　　：駆動輪
６２Ｌ、６２Ｒ　　：前輪
６３　　　：バッテリ
６４　　　：インバータ
６５ａ、６５ｂ　　：等速ジョイント
６５ｃ　　：中間シャフト
ＡＭ　　　：電気自動車
ＣL、ＣR　　　：遊星キャリヤ
ＰL、ＰR　　　：遊星歯車
ＲL、ＲR　　　：内歯車
ＳL、ＳR　　　：太陽歯車

Claims (9)

  1. 　車両に搭載され独立して制御可能な二つの駆動源と、左右の駆動輪と、前記二つの駆動源と前記左右の駆動輪との間に設けられ、３要素２自由度の遊星歯車機構を同軸上に二つ組み合わせた歯車装置とを備える車両駆動装置において、前記駆動源がアウタロータを有する電動モータであり、前記遊星歯車機構は、前記電動モータのアウタロータに連結される入力用の内歯車と、前記内歯車と同軸上に設けられた出力用の遊星キャリヤと、前記内歯車と同軸上に設けられた太陽歯車と、公転歯車としての遊星歯車とを有し、前記二つの遊星歯車機構の一方の遊星キャリヤと他方の太陽歯車とを結合する第１結合部材と、一方の太陽歯車と他方の遊星キャリヤとを結合する第２結合部材とを同軸上に配置し、前記遊星歯車機構の遊星キャリヤと駆動輪の出力歯車軸とを連結したことを特徴とする車両駆動装置。
  2. 　前記電動モータのアウタロータの内径面に、前記遊星歯車機構の遊星歯車と係合する内歯車を一体に設けたことを特徴とする請求項１に記載の車両駆動装置。
  3. 　前記遊星歯車機構の遊星歯車と係合する内歯車を、前記電動モータのアウタロータの内側端部に別体に設けたことを特徴とする請求項１に記載の車両駆動装置。
  4. 　前記電動モータのアウタロータの内径側に、車両駆動装置を収容するハウジングに対して締結されるステータを配置したことを特徴とする請求項１～３のいずれかに記載の車両駆動装置。
  5. 　前記遊星歯車機構の遊星キャリヤは、遊星歯車を支持するキャリヤピンを介して、車両のインボード側およびアウトボード側にキャリヤフランジを有し、アウトボード側のキャリヤフランジにアウトボード側に延びる中空軸部を設け、この中空軸部の外径を前記電動モータのステータの内側に転がり軸受を介して支持することを特徴とする請求項４に記載の車両駆動装置。
  6. 　前記遊星歯車機構のインボード側のキャリヤフランジにインボード側に延びる軸部を設け、この軸部の外径面に、駆動輪に連結される出力歯車軸の出力歯車としての大径歯車に係合する出力側小径歯車を設けたことを特徴とする請求項４又は５に記載の車両駆動装置。
  7. 　前記車両駆動装置のハウジングが、センタハウジングと左右のサイドハウジングからなる３ピース構成であり、前記センタハウジングの中央部には左右を仕切る仕切り壁が設けられ、前記第１結合部材と前記第２結合部材が前記仕切り壁を貫通していることを特徴とする請求項１～６のいずれかに記載の車両駆動装置。
  8. 　前記第１結合部材と第２結合部材の内の一方の結合部材が中空軸、他方の結合部材が前記中空軸内部に挿通される軸からなる２重構造であり、前記第１結合部材および前記第２結合部材と、それぞれの結合部材が連結する遊星キャリヤとの連結がスプライン嵌合であることを特徴とする請求項１～７のいずれかに記載の車両駆動装置。
  9. 　前記第１および第２結合部材の内、内径側の結合部材の内径に給油穴を設けたことを特徴とする請求項１～８のいずれかに記載の車両駆動装置。
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