WO2001085483A1 - Composite power transmission mechanism and vehicle - Google Patents

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WO2001085483A1
WO2001085483A1 PCT/JP2000/002923 JP0002923W WO0185483A1 WO 2001085483 A1 WO2001085483 A1 WO 2001085483A1 JP 0002923 W JP0002923 W JP 0002923W WO 0185483 A1 WO0185483 A1 WO 0185483A1
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power transmission
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transmission mechanism
sun gear
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Taizo Miyazaki
Tomoyuki Haniu
Ryoso Masaki
Masahiko Amano
Yasuo Morooka
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Hitachi Ltd
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Definitions

  • the present invention relates to a power transmission mechanism of a vehicle, and more particularly to a power transmission mechanism suitable for combining or distributing power obtained from a plurality of power generation devices, and a vehicle including the power transmission mechanism.
  • a first known example is a method of distributing mechanical power generated from an internal combustion engine by using one differential mechanism.
  • An example of a differential mechanism is a planetary gear.
  • the planetary gear has three inputs, a sun gear, a carrier, and a ring gear.
  • the rotation speed of one shaft is the weighted addition of the remaining two shafts.
  • the vehicle speed By configuring the vehicle speed to be defined by the linear combination of the engine speed and the motor speed, the engine can always be operated at the optimum speed by adjusting the motor speed regardless of the vehicle speed. It becomes possible.
  • This example is described, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 7-33610. This method has the advantage that a hybrid vehicle can be downsized because a mechanical transmission can be omitted.
  • a first object of the present invention is to minimize the mechanical loss of a vehicle using a plurality of differential mechanisms.
  • a second object of the present invention is to provide a power transmission mechanism which has a high degree of freedom in design and is easy to obtain a desired gear ratio, particularly for a hybrid vehicle having an electric transmission mechanism having a large shift range as in the second known example. It realizes. Disclosure of the invention
  • the present invention provides a composite power transmission mechanism having a first shaft rotated by a planetary gear, a second shaft, a third shaft, and a fourth shaft rotated by a gear directly fitted to the planetary gear.
  • the first shaft is connected to a vehicle drive shaft
  • the second shaft is connected to an engine
  • the third shaft and the fourth shaft are connected to a rotating electric machine.
  • Vehicle The vehicle drive shaft is rotated by the planetary gears of the composite power transmission mechanism, and the planetary gear 7 can mutually transmit to each drive source, that is, the rotating electric machine and the engine, by engaging one gear. Therefore, mechanical loss due to the number of gears can be minimized.
  • the present invention is also a composite power transmission mechanism for a vehicle having at least three mechanical power generation devices and an output shaft, wherein the composite power transmission mechanism is a sun gear wheel, a sun gear, a revolving gear, and a revolving gear.
  • a sun gear, an internal gear, and the sun gear shell, the revolving gear shell and the internal gear shell constitute a planetary gear mechanism, and the revolving gear O has a rotation speed and a revolving speed that are equal to those of the revolving gear shell.
  • the revolving gear B is connected to the sun gear B, and the sun gear A, the sun gear B, and the internal gear are respectively directly connected to the mechanical power generating device.
  • the composite power transmission mechanism is connected via a mechanical power transmission element, and the carrier of the planetary gear mechanism and the output shaft are connected directly or via a mechanical power transmission element.
  • the present invention is a composite power transmission mechanism for a vehicle having at least three mechanical power generation devices and an output shaft
  • the composite power transmission mechanism includes a sun gear A, a sun gear B, a sun gear B, It has a revolving gear, a revolving gear, a revolving gear, and a carrier, wherein the sun gear is mated with the revolving gear, the sun gear is mated with the revolving gear, and the sun gear is front.
  • the revolving gear A, the revolving gear B, and the revolving gear B are coupled so as to have the same rotation speed
  • the carrier is the revolving gear A, the revolving gear B, and the revolving gear.
  • the sun gear A, the sun gear B and the sun gear H are connected to the mechanical power generating device, respectively, and the carrier is connected to the output shaft.
  • Direct or mechanical is a composite power transmission mechanism connected via power transmission elements.
  • the present invention is a composite power transmission mechanism for a vehicle having at least three mechanical power generation devices and an output shaft, wherein the composite power transmission mechanism includes a sun gear A, a sun gear B, a sun gear B, Revolving gear shell and revolving gear B
  • the sun gear upper mates with the revolving gear upper
  • the sun gear upper mates with the revolving gear upper gear
  • the sun gear upper sets the interposed revolving gear.
  • the revolving gear upper, the revolving gear B, and the revolving gear Hei are coupled to have the same rotation speed, and the carrier is composed of the revolving gear upper and the revolving gear upper.
  • the carrier is a combined power transmission mechanism connected to the output shaft directly or via a mechanical power transmission element.
  • the present invention is a composite power transmission mechanism for a vehicle having at least three mechanical power generation devices and an output shaft, wherein the composite power transmission mechanism includes a sun gear, a sun gear, a revolving gear, and a sun gear.
  • a sun gear upper, the revolving gear upper, the interposed revolving gear and the internal gear constitute a double pinion planetary gear mechanism, and the composite power transmission mechanism.
  • the revolving gear B engages the sun gear B, and the sun gear upper and the sun
  • the gear B and the internal gear are respectively connected to the mechanical power generator directly or via a mechanical power transmission element, and the carrier of the double pinion planetary gear mechanism is directly connected to the output shaft.
  • Others are complex dynamic power transmission mechanism which is connected via a mechanical power transmission element.
  • the present invention is a composite power transmission mechanism having at least three mechanical power generation devices and an output shaft, wherein the composite power transmission mechanism is a sun gear shell, a sun gear second gear, a revolution gear shell, and a revolution gear.
  • the composite power transmission mechanism is a sun gear shell, a sun gear second gear, a revolution gear shell, and a revolution gear.
  • You and the intermediate revolving gear The sun gear former, the revolving gear former, the intervening revolving gear and the internal gear constitute a double pinion planetary gear mechanism, and the composite power transmission mechanism has a rotation speed and an internal gear.
  • the instep, the sun gear B, and the internal gear are respectively connected to the mechanical power generator directly or via a mechanical power transmission element, and the carrier of the double planetary planetary gear mechanism is directly connected to the output shaft.
  • it is a composite power transmission mechanism connected via a mechanical power transmission element.
  • a revolving gear carrier and the revolving gear B have the same rotation speed; the revolving gear carrier and the revolving gear B are connected to a carrier so as to have the same revolving speed;
  • the gear shell is combined with the sun gear shell, and the revolution gear B is a composite power transmission combined with the sun gear B. It is a delivery mechanism.
  • FIG. 1 shows a composite power transmission device according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is an explanatory diagram of a differential planetary mechanism.
  • FIG. 3 is a graph of gear ratios that can be taken by the differential planetary gear mechanism.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram of a four-axis differential gear.
  • Fig. 5 shows the structure of the impeached gear.
  • FIG. 6 shows another embodiment of the present invention. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • FIG. 1 shows an embodiment of the composite power transmission device according to the present invention. Skeleton diagrams are used to describe the engagement of the gears in an easy-to-understand manner.
  • 10 is a composite power transmission mechanism
  • 11 is an engine.
  • 12a is the motor A stay
  • 12b is the motor A rotor
  • 12c is the motor A rotor position detector.
  • 13a is a station for motor B
  • 13b is a port for motor B
  • 13c is a detector for the port for motor B. Note that, similarly to the motor A, in the motor B, the mouth position detector 13c of the motor B can be omitted.
  • the composite power transmission mechanism 10 is assumed to be used for a vehicle, and the engine 11 is a main power source. An output shaft 14 is connected to wheels (not shown) to drive the vehicle.
  • the composite power transmission mechanism 10 realizes gear shifting operation, engine start function, torque assist function, etc. by appropriately controlling the rotation speed and drive torque of the electric motors A12 and B13.
  • Reference numeral 15 denotes a planetary gear portion
  • reference numeral 16 denotes a differential planetary mechanism portion, which are components of mechanical elements for realizing the composite power transmission mechanism 10 according to the present invention. The connection form and operation of the planetary gear part 15 and the differential planetary mechanism part 16 will be described later.
  • 17 is a reduction gear, which is realized by a planetary gear mechanism. In Fig.
  • the stay 13a of motor B with a small diameter fits inside the stay 12a of motor A (for the same reason,
  • the planetary gear part 15 is located inside the stay 12 a of the motor A, and the position detector 12 c of the motor A is located inside the rotor 12 b of the motor A.
  • the rotating shaft penetrates the composite power transmission mechanism 10 in order to ensure strength and centering accuracy.
  • FIG. 2 (a) is a skeleton diagram of the differential planetary mechanism 16 and FIG. 2 (b) is a collinear diagram thereof.
  • S represents the sun gear
  • Q represents the sun gear
  • C represents the carrier.
  • E represents the rotation axis of the engine 11
  • V represents the output shaft 14
  • 21 is the sun gear shell
  • 22 is the revolving gear wheel shell
  • 23 is the revolving gear B
  • 24 is the revolving gear holder
  • 25 is the sun gear B.
  • the revolving gear carrier 22 and the revolving gear B 23 have the same rotation axis, and the rotation axis is attached to the rotation gear holder 24 and rotates around the rotation axis of the rotation gear holder 24.
  • the radius of the sun gear shell 21 is rs
  • the radius of the orbiting gear shell 22 is rp 1
  • the radius of the orbiting gear shell 23 is rp 2
  • the revolving gear shells 22 and 2 are Assuming that the distance from the rotation axis of 3 is rc and the radius of the sun gear 2 25 is rq
  • the rotation speed ⁇ s of the sun gear shell 21 and the rotation speed of the revolving gear holder 24 are co c and the sun gear 2
  • the rotation speed of 5 is ⁇ Q
  • the following relationship is established between the rotation speeds.
  • a planetary gear is known as a mechanical means for realizing a collinear diagram similar to Fig. 2 (b).
  • the relationship between the rotational speeds of each shaft is presented as follows.
  • a rs (rs + rr) ⁇ ' ⁇ 4)
  • the radius of the sun gear is rs
  • the radius of the ring gear is rr
  • the sun gear rotation speed is cs
  • the carrier rotation speed is cc
  • the ring gear rotation speed is cor
  • planetary gears In general, planetary gears have the advantage that they can easily realize a large gear ratio and are relatively compact. However, there are many geometrical restrictions such as center gear conditions, constraint engagement conditions, and external interference conditions, and the It is difficult to set the gear ratio freely. Also, since r s r r in terms of structure, ⁇ can take a value in the range of 0 to 0.5 at most, as can be seen from Eq. (4). Considering the condition of the outer diameter of 1000 mm, the range of 0: becomes even smaller.
  • the composite power transmission mechanism 10 includes a differential planetary mechanism shown in FIG. 2 (a) in order to alleviate the above problems.
  • This configuration has less geometrical constraints than the planetary gears, and has more design freedom.
  • equation (2) using the parameter k defined as in equation (3) below, the possible range of (3) in equations (1) and (2) is as shown in Fig. 3. .
  • the differential planetary gear shown in Fig. 2 compares the value of design constant / 3 with the design constant of the planetary gear. Therefore, the planetary gear and the differential planetary gear can be used separately according to the design value, By realizing the combined power transmission mechanism, the optimal gear ratio can be created with a simple configuration. This leads to a reduction in the number of required gears, and is expected to have the effect of reducing mechanical loss and reducing the size of the mechanical system.
  • FIG. 4 (a) shows the extracted mechanical elements constituting the composite power transmission mechanism of this embodiment.
  • the electric motor A 12, the electric motor B 13, and the output shaft 14 by combining the planetary gear part 15 and the differential planetary mechanism part 16, the four-axis difference is obtained. It realizes a dynamic gear 18.
  • the revolving gear of the planetary gear section 15 and the revolving gear of the differential planetary mechanism section 16 are rigidly connected and rotate at the same rotational speed, and these revolving gears are held by a common carrier. Is done.
  • the alignment chart of the planetary gear part 15 is shown in Fig. 4 (b)
  • the alignment chart of the differential planetary mechanism 16 is shown in Fig. 4 (c)
  • Figs. 4 (b) and ( Fig. 4 (d) shows the alignment chart of the whole, including c).
  • R represents a ring gear
  • A represents the rotation axis of the electric motor A12.
  • e the engine shaft speed
  • ⁇ ⁇ the output shaft speed
  • the number, ci is the remaining number of rotations.
  • i was set to a natural number of 2 or more, but in the composite power transmission mechanism shown in Fig. 1, i was 1 or 2, and the rotating shafts of the motors A12 and B13, respectively. Is the number of rotations.
  • the configuration shown in Fig. 1 determines the two rotation speeds of the engine 11, the electric motor A 12, the motor B 13, and the output shaft 14 so that the remaining two The configuration is determined.
  • two different rotation speeds are required to determine the rotation speed of either rotation shaft.
  • This can be achieved by using two or more differential mechanisms. These characteristics allow the motor to operate at a speed significantly different from the engine speed and the output shaft speed, so the motor speed is increased, the torque is reduced, and loss is reduced. It is convenient to use an electric motor.
  • the vehicle performance changes drastically depending on the selection of the gear ratio, and a differential mechanism system with a large degree of freedom in setting the gear ratio is indispensable.
  • the present invention has been made to meet the above demands. As shown in Fig.
  • the differential planetary mechanism has a greater degree of freedom in setting the gear ratio than, for example, a differential mechanism realized by a planetary gear, so that it is relatively free to respond to vehicle and motor requirements. Parameter can be set to / 3. Also, since the planetary gears are suitable for realizing a mechanism having a large gear ratio as described above, it is desirable to use them separately depending on the vehicle characteristics.
  • the output shaft is connected to the carrier of the differential mechanism.
  • the four-axis differential mechanism according to the present invention allows a single The rotation can be transmitted to the carrier by the engagement. This means that when power is extracted from the output shaft 14, even if the engine 11, the electric motor A 12, or the electric motor B 13 supplies the driving force, the output shaft 1 4 means it can be powered. This makes it possible to realize a composite power transmission mechanism with low mechanical loss.
  • FIG. 5 summarizes the gear configuration for realizing the purpose of the present invention.
  • the mechanical part whose characteristics are determined by Eqs.
  • Fig. 5 (a) shows the four-axis differential mechanism used in Fig. 1. As described above, a high degree of design freedom is required for a composite power transmission mechanism, and therefore, a mechanism including a / 3 type as shown in Fig. 5 is desirable.
  • FIG. 6 shows another embodiment according to the present invention.
  • an example using the four-axis differential mechanism shown in Fig. 5 (c) is shown.
  • a feature of the present embodiment is that by reducing the diameter of the four-axis differential mechanism, good mountability can be ensured even when a normal electric motor is arranged in parallel with the four-axis differential mechanism.
  • the motor A12 coaxially with the rotation axis of the engine 11 and to arrange a four-axis differential mechanism inside the motor A12.
  • the present invention is applied to a composite power transmission mechanism of a vehicle having at least three mechanical power generation devices and an output shaft, and is capable of freely changing an engine speed and an axle speed ratio. It is intended for
  • the basic mechanism can be easily realized, so that the entire apparatus can be reduced in size and mechanical loss can be reduced.

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Description

明 細 書
複合動力伝達機構および車両 技術分野
本発明は車両の動力伝達機構に係り、 特に複数の動力発生装置より得 る動力を合成または分配する用途に好適な動力伝達機構および前記動力 伝達機構を備える車両に関する。 背景技術
近年、 燃費の向上を目的として、 内燃機関エンジンと電動機の双方を 備えたハイプリッド車両が注目されている。 ハイプリッド車両の実現方 法はいくつか存在するが、 第 1の公知例として、 差動機構を一つ用いて 内燃機関エンジンから発生する機械的動力を分配する方式がある。 差動 機構の一例として遊星歯車があるが、 遊星歯車はサンギア， キャリア， リングギアの 3入力を有し、 これらのうち 1軸の回転数は残り 2軸の回 転数の重み付け加算となる特性がある。 車両速度はエンジン回転数と電 動機回転数の一次結合により規定されるよう構成すれば、 車速の如何に かかわらず、 電動機回転数を調節することで、 エンジンを常に最適回転 数で動作させることが可能となる。 この例については、 例えば特開平 7 - 3 3 6 8 1 0号公報に記載されているものがある。 この方式は機械的 変速機を省略できるためにハイプリッド車としては小型化が図れるとい う利点がある。
上記とは別の第 2の公知例として、 例えば特開平 1 1一 3 0 1 2 9 1 号公報に記載されている方法がある。 これは、 駆動源のエネルギーを複 数の差動機構に分配し、 前記複数の差動機構に接続された複数の電動機 と前記複数の差動機構の出力エネルギーを合成する機構とを有する変速 装置である。 この構成では、 前記第 1の公知例と比較して、 電動機体格 が同じであれば変速範囲を大きくできる。 このことにより、 車両性能の 向上といった利点がある。
しかし差動機構を複数用いるような車両駆動機構は、 ギアの嚙み合わ せ回数が多くなり、 機械的損失が大きいという問題がある。 本発明の第 1の目的は、 差動機構を複数用いる車両の機械的損失を最小限に抑える ことである。
また、 遊星歯車は上記のようにハイプリッド車用途に適した特性を持 つている。 しかし、 遊星歯車は成立条件が厳しく、 常に所望のギア比を 得られるとは限らない。 本発明の第 2の目的は、 特に前記第 2の公知例 のように変速範囲の大きな電気変速機構を有するハイプリッド車用とし て、 設計自由度が高く、 所望のギア比を得やすい動力伝達機構を実現す るものである。 発明の開示
本発明は、 プラネタリギアにより回転する第 1の軸と、 前記プラネ夕 リギアに直接嵌合するギアにより回転する第 2の軸， 第 3の軸、 および 第 4の軸とを有する複合動力伝達機構を有する車両であって、 前記第 1 の軸は車両駆動軸に接続され、 前記第 2の軸はエンジンに接続され、 前 記第 3の軸および前記第 4の軸は回転電機に接続されている車両である。 車両駆動軸が複合動力伝達機構のプラネタリギアにより回転され、 プ ラネ夕リギ 7は 1回のギアの嚙み合わせによりそれぞれの駆動源、 すな わち回転電機およびエンジンと相互に伝達可能であるため、 ギアの嚙み 合わせ数による機械損失を最低限に抑えられる。 また本発明は、 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と出力軸とを有 する車両の複合動力伝達機構であって、 前記複合動力伝達機構は太陽歯 車甲と太陽歯車乙と公転歯車甲と公転歯車乙と内歯歯車を有し、 前記太 陽歯車甲と前記公転歯車甲と前記内歯歯車甲は遊星歯車機構を構成し、 前記公転歯車乙は自転速度および公転速度が前記公転歯車甲と同じくな るように前記公転歯車甲に接続され、 前記公転歯車乙は前記太陽歯車乙 に嚙合し、 前記太陽歯車甲と前記太陽歯車乙と前記内歯歯車はそれぞれ 前記機械的動力発生装置に直接または機械的動力伝達要素を介して接続 され、 前記遊星歯車機構のキヤリアと前記出力軸とは直接または機械的 動力伝達要素を介して接続されている複合動力伝達機構である。
また、 本発明の好ましくは、 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と 出力軸とを有する車両の複合動力伝達機構であって、 前記複合動力伝達 機構は太陽歯車甲と太陽歯車乙と太陽歯車丙と公転歯車甲と公転歯車乙 と公転歯車丙とキャリアを有し、 前記太陽歯車甲は前記公転歯車甲に嚙 合し、 前記太陽歯車乙は前記公転歯車乙に嚙合し、 前記太陽歯車丙は前 記公転歯車丙に嚙合し、 前記公転歯車甲と前記公転歯車乙と前記公転歯 車丙は同一の自転速度を有するよう結合され、 前記キヤリアは前記公転 歯車甲と前記公転歯車乙と前記公転歯車丙とが同一の公転速度となるよ う保持し、 前記太陽歯車甲と前記太陽歯車乙と前記太陽歯車丙とはそれ ぞれ前記機械的動力発生装置に接続され、 前記キヤリァは前記出力軸に 直接または機械的動力伝達要素を介して接続されている複合動力伝達機 構である。
また、 本発明の好ましくは、 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と 出力軸とを有する車両の複合動力伝達機構であって、 前記複合動力伝達 機構は太陽歯車甲と太陽歯車乙と太陽歯車丙と公転歯車甲と公転歯車乙 と公転歯車丙と介在公転歯車とキヤリアを有し、 前記太陽歯車甲は前記 公転歯車甲に嚙合し、 前記太陽歯車乙は前記公転齒車乙に嚙合し、 前記 太陽歯車丙は前記介在公転歯車を介して前記公転歯車丙に嚙合し、 前記 公転歯車甲と前記公転歯車乙と前記公転歯車丙は同一の自転速度を有す るよう結合され、 前記キャリアは前記公転歯車甲と前記公転歯車乙と前 記公転歯車丙と前記介在歯車が同一の公転速度となるよう保持し、 前記 太陽歯車甲と前記太陽歯車乙と前記太陽歯車丙とは前記機械的動力発生 装置に直接または機械的動力伝達要素を介して接続され、 前記キヤリァ は前記出力軸に直接または機械的動力伝達要素を介して接続された複合 動力伝達機構である。
また、 本発明の好ましくは、 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と 出力軸とを有する車両の複合動力伝達機構であって、 前記複合動力伝達 機構は太陽歯車甲と太陽歯車乙と公転歯車甲と公転歯車乙と介在公転歯 車と内歯歯車を有し、 前記太陽歯車甲と前記公転歯車甲と前記介在公転 歯車と前記内歯歯車はダブルピニオン遊星歯車機構を構成し、 前記複合 動力伝達機構は自転速度および公転速度を前記公転歯車甲と同じくする よう前記公転歯車甲に結合された公転歯車乙を有し、 前記公転歯車乙は 前記太陽歯車乙に嚙合し、 前記太陽歯車甲と前記太陽歯車乙と前記内歯 歯車とはそれぞれ前記機械的動力発生装置に直接または機械的動力伝達 要素を介して接続され、 前記ダブルピニオン遊星歯車機構のキャリアは 前記出力軸に直接または機械的動力伝達要素を介して接続される複合動 力伝達機構である。
また、 本発明の好ましくは、 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と 出力軸とを有する複合動力伝達機構であって、 前記複合動力伝達機構は 太陽歯車甲と太陽歯車乙と公転歯車甲と公転歯車乙と介在公転歯車甲と 介在公転歯車乙と内歯歯車を有し、 前記太陽歯車甲と前記公転歯車甲と 前記介在公転歯車と前記内歯歯車はダブルピニオン遊星歯車機構を構成 し、 前記複合動力伝達機構は自転速度および公転速度を前記公転歯車甲 と同じくするよう前記公転歯車甲に結合された公転歯車乙を有し、 前記 公転歯車乙は前記介在歯車乙を介して前記太陽歯車乙に嚙合し、 前記太 陽歯車甲と前記太陽歯車乙と前記内歯歯車とはそれぞれ前記機械的動力 発生装置に直接または機械的動力伝達要素を介して接続され、 前記ダブ ルビ二オン遊星歯車機構のキヤリアは前記出力軸に直接または機械的動 力伝達要素を介して接続されている複合動力伝達機構である。
また、 本発明の好ましくは、 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と 機械的出力軸とを有する複合動力伝達機構であって、 前記機械的動力発 生装置のそれぞれの回転速度 ω i ( i = 1 , 2 , ··· ) は前記機械的動力 発生装置の一つの回転速度 ω eと前記機械的出力軸の回転速度 ω νを用 レ て o) i = k; e i · ω e + k V i - ω v 、 i = l , 2 , … ； k e i≠ 0 ; k v i≠ 0 ) と表される複合動力伝達機構において、 前記複合動力伝達 機構は太陽歯車甲と太陽歯車乙と公転歯車甲と公転歯車乙とキャリアを 有し、 前記公転歯車甲と前記公転歯車乙は同一自転速度を有し、 前記公 転歯車甲と前記公転歯車乙とは同一公転速度を有するようキヤリアに接 続され、 前記公転歯車甲は前記太陽歯車甲に嚙合し、 前記公転歯車乙は 前記太陽歯車乙に嚙合する複合動力伝達機構である。 図面の簡単な説明
第 1図は、 本発明の一実施例をなす複合動力伝達装置である。
第 2図は、 差動遊星機構の説明図である。
第 3図は、 差動遊星機構の取りうるギア比のグラフである。 第 4図は、 四軸差動歯車の説明図である。
第 5図は、 有劾なギアの構成を示した図である。
第 6図は、 本発明の別の実施例である。 発明を実施するための最良の形態
以下本発明の実施の形態を説明する。
第 1図に本発明による複合動力伝達装置の一実施例を示す。 なお、 ギ ァの嚙み合いなどをわかりやすく記述するため、 スケルトン図表示を用 いている。 ここで、 1 0は複合動力伝達機構、 1 1はエンジンである。 1 2 aは電動機 Aのステ一夕、 1 2 bは電動機 Aのロー夕、 1 2 cは電 動機 Aのロータ位置検出器である。 なお、 電動機 Aとして D Cモー夕を 用いる場合や、 位置センサレス制御技術を適用する場合には電動機 Aの 口一夕位置検出器 1 2 cは省略しても良い。 1 3 aは電動機 Bのステ一 夕、 1 3 bは電動機 Bの口一夕、 1 3 cは電動機 Bの口一夕位置検出器 である。 なお、 電動機 Aと同様に電動機 Bにおいても電動機 Bの口一夕 位置検出器 1 3 cは省略することも可能である。
複合動力伝達機構 1 0は車両に用いることを想定しており、 エンジン 1 1が主動力源である。 1 4は出力軸であり、 車輪 （図示せず） に接続 されて車両を駆動する。 複合動力伝達機構 1 0は電動機 A 1 2， 電動機 B 1 3の回転数と駆動トルクを適当に制御することにより、 変速動作， エンジン始動機能， トルクアシスト機能などを実現する。 1 5は遊星歯 車部分、 1 6は差動遊星機構部分であり、 本発明による複合動力伝達機 構 1 0を実現する機械要素の構成要素である。 遊星歯車部分 1 5 , 差動 遊星機構部分 1 6の接続形態や作用については後述する。 また、 1 7は 減速ギアであり、 遊星歯車機構により実現している。 第 1図においては、 小型化実現のため、 径の小さな電動機 Bのステー 夕 1 3 aが電動機 Aのステ一夕 1 2 aの内側に収まる形態となっている ( また、 同様の理由から、 遊星歯車部分 1 5は電動機 Aのステ一夕 1 2 a の内側に、 また電動機 Aの位置検出器 1 2 cは電動機 Aのロータ 1 2 b の内側に配置される。 また、 エンジン 1 1の回転軸が複合動力伝達機構 1 0を貫通する構成となっているが、 これは強度、 芯だし精度を確保す るためである。
第 2図 （a) は差動遊星機構部分 1 6のスケルトン図であり第 2図 (b) はその共線図表現である。 なお、 Sは太陽歯車甲、 Qは太陽歯車 乙、 Cはキャリアを表す。 また、 Eはエンジン 1 1の回転軸、 Vは出力 軸 14、 B ' は減速機 1 7によって減速された電動機 B 1 3の回転軸を 表している。 第 2図 （a) において、 2 1を太陽歯車甲、 2 2を公転歯 車甲、 2 3を公転歯車乙、 24を公転歯車保持器、 2 5を太陽歯車乙と する。 なお、 公転歯車甲 2 2と公転歯車乙 2 3は同一の自転軸を持ち、 前記自転軸は公転歯車保持器 24に取り付けられ、 公転歯車保持器 24 の回転軸周りに回転する。
太陽歯車甲 2 1の半径を r s， 公転歯車甲 22の半径を r p 1 , 公転 歯車乙 2 3の半径を r p 2， 公転歯車保持器 24の回転軸から公転歯車 甲 2 2と公転歯車乙 2 3の自転軸との距離を r c， 太陽歯車乙 2 5の半 径を r qとすると、 太陽歯車甲 2 1の回転速度 ω s， 公転歯車保持器 24の回転速度を co c , 太陽歯車乙 2 5の回転速度を ω Qとすると、 回 転速度間には以下の関係が成り立つ。
o) c =— ]3 c s + 丄 + j3) co q … 、 上 ) 但し、
)3 = r s · r p 2 (r q * r p l— r s - Γ Ό 2) ··· 2 これを共線図表現すると第 2図 （b) のようになる。
第 2図 （b) に類似した共線図を実現する機械的手段として、 遊星歯 車が知られている。 差動遊星機構との比較のため、 各軸回転速度間の関 係式を提示すると、 以下のようになる。
o) C = Q! o s + (l— o o r ·'· 、3) 但し、
a= r s (r s + r r) ·'· 、4) なお、 ここで太陽歯車の半径を r s , リングギアの半径を r r , 太陽 歯車回転数を c s， キャリア回転数を c c， リングギア回転数を co rと した。
一般に遊星歯車は、 大変速比を容易に実現でき、 比較的コンパクトで あるという長所を持つが、 中心歯車条件， 拘束嚙み合い条件， 外形干渉 条件など幾何学的制約が多く、 各回転軸間のギア比を自由に設定するこ とが難しい。 また、 構造上 r sく r rであるため、 式 （4) からわかる ように αは最大でも 0〜0. 5 の範囲しか取り得ない。 外径千涉条件を 考慮すると、 0：の範囲はさらに小さくなる。
本発明による複合動力伝達機構 1 0は、 上記問題点を緩和するために 第 2図 （a) に示す差動遊星機構を含んでいる。 この構成は遊星歯車よ り幾何学的拘束条件が少なく、 より設計自由度が高い。 例えば、 式 （2) において、 下式 （3) のように定義されるパラメ一夕 kを用いると、 式 ( 1 ) ， (2) における ) 3の取りうる範囲は第 3図のようになる。
k= r s - r p 2/(r q - r p l) - ( 5 ) 第 3図からわかるように、 第 2図に示す差動遊星機構は、 設計定数 /3 の値を遊星歯車の設計定数ひと比較して大きく変化させることができる したがって、 遊星歯車と差動遊星機構とを設計値に応じて使い分けて複 合動力伝達機構を実現することで、 最適なギア比を簡単な構成で作り出 すことができる。 このことは必要ギア枚数の低下につながり、 機械的損 失の軽減， 機械系体格の小型化といった効果が期待できる。
本実施例の複合動力伝達機構を構成する機械要素を抽出したものが第 4図 （a) である。 ここでは、 エンジン 1 1 , 電動機 A 1 2 , 電動機 B 1 3 , 出力軸 1 4の四回転軸を有するため、 遊星歯車部分 1 5， 差動 遊星機構部分 1 6とを組み合わせることによって四軸差動歯車 1 8を実 現している。 ここで、 遊星齒車部分 1 5の公転歯車と差動遊星機構部分 1 6の公転歯車とは剛体接続されており、 同一回転速度で自転する、 ま た、 これら公転歯車は共通のキャリアによって保持される。 このときの 遊星歯車部分 1 5の共線図を第 4図 （b) に、 差動遊星機構部分 1 6の 共線図を第 4図 （c ) に、 また第 4図 （b) と （c ) をあわせた全体の 共線図を第 4図 （d) に示す。 ここで、 Rはリングギアを表し、 Aは電 動機 A 1 2の回転軸を表す。
第 4図 （d) からわかるように、 本構成ではエンジン軸， 出力軸， 電 動機 Aの回転軸， 電動機 Bの回転軸のうち、 いずれか 2つの回転数が決 定されると、 残りの 2つも自動的に決定される。 これを数式で表すと、 式 （6) のようになる。
ω i = k e i · ω e + k v i · ω v ( i = 1 , 2 , ··· ; k e i 0 ； k v i≠ 0 ) - (6) ここで、 eはエンジン軸回転数、 ω νは出力軸回転数、 c iは残り の回転軸回転数である。 なお、 一般化するため iは 2以上の自然数と置 いたが、 第 1図に示す複合動力伝達機構においては iは 1、 または 2で あり、 それぞれ電動機 A 1 2 , 電動機 B 1 3の回転軸の回転数である。 なお、 ここで k e i ≠ 0， k V i≠ 0なる条件を入れているが、 これは 本発明が遊星歯車や差動遊星機構の組み合わせを必要とする複合動力伝 達機構を対象としていることから導入した。 例えば、 ここで k e 1 = 0， ω 1 = ω a (電動機 A 1 2の回転軸回転数） とすると、 c a = k v l · ω Vとなり、 電動機 Αの回転軸と出力軸とを平歯車により結合すること で左式を実現できることになる。 このとき、 複合動力伝達機構は例えば 遊星歯車 1個で実現できるため、 本発明のような差動機構の組み合わせ は必要としない。
第 1図のような構成は前述のように、 エンジン 1 1 , 電動機 A 1 2 , 電動機 B 1 3 , 出力軸 1 4のうち、 2つの回転数を決定することにより、 残る 2つの回転数が定まる構成である。 しかも、 いずれの回転軸の回転 数決定のためにも 2つの異なる回転軸の回転速度が必要となる。 これは、 差動機構を二つ以上用いる構成とすることで実現可能となる。 このよう な特性は、 エンジン回転数および出力軸回転数とは大幅に異なる回転数 で電動機を動作させることができるようになるため、 電動機の回転数を 上げて、 トルクを下げ、 より損失の少ない電動機を用いるのに都合が良 い。 しかし、 その一方、 ギア比の選択により車両性能が大幅に変わるこ とになり、 ギア比の設定自由度の大きな差動機構系が必須となっている。 本発明は上記要求に応えるため成されたものである。 第 3図にも示し たように、 差動遊星機構はギア比設定自由度が例えば遊星歯車によって 実現される差動機構と比較して大きいため、 車両や電動機の要求に応じ て比較的自由にパラメ一夕 /3を設定できる。 また、 遊星歯車は前述のよ うにギア比の大きな機構の実現に適しているため、 車両特性によって使 い分けて用いることが望ましい。
本発明の別の特徴は、 出力軸を前記差動機構のキャリアと接続したこ とである。 本発明による四軸差動機構は、 どの回転軸からもただ一度の 嚙み合いによりキャリアに回転を伝達できる。 これは、 出力軸 1 4から 動力を取り出す際、 エンジン 1 1 , 電動機 A 1 2 , 電動機 B 1 3のいず れが駆動力を供給した場合でも、 歯車一度の嚙み合い損失で出力軸 1 4 に動力を供給できることを意味する。 このことにより、 機械損失の少な い複合動力伝達機構を実現できる。
これまで差動遊星機構を用いた構成について説明したが、 ギア比設定 自由度が大きいという点で、 ダブルピニオン遊星歯車を使用する構成と しても差し支えない。 ダブルピニオン遊星歯車は、 太陽歯車に嚙合する 第 1の公転歯車と、 内歯歯車に嚙合する第 2の公転歯車を有し、 第 1の 公転歯車と第 2の公転歯車が同じ公転速度で回転するよう保持器に取り つけられ、 前記第 1の公転歯車と第 2の公転歯車とが嚙合する機構であ る。 この機構は半径方向に大きくなる問題はあるものの、 差動遊星機構 と類似した効果を得ることができる。 本発明の意図を実現するギア構成 をまとめたものが第 5図である。 ここで式 （3 ) ， ( 4 ) によって特性 が決定される機構部分を α型、 式 （ 1 ) ， （2 ) によって特性が決定さ れる機構部分を 型と称している。 第 5図 （a ) が第 1図で用いた四軸 差動機構である。 上述のように、 複合動力伝達機構においては設計自由 度が高いことが要求されるので、 第 5図に示したように /3型を含む機構 が望ましい。
第 6図は本発明による別の実施例である。 ここでは第 5図 （c ) に示 す四軸差動機構を用いた例を示した。 本実施例の特徴は、 四軸差動機構 の径を小さくすることで通常の電動機を前記四軸差動機構と並列に配置 しても良好な搭載性を確保できることにある。 また、 第 6図においても 電動機 A 1 2をエンジン 1 1の回転軸と同軸に配置し、 電動機 A 1 2の 内部に四軸差動機構を配置する構成なども可能である。 産業上の利用可能性
本発明は、 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と出力軸とを有する 車両の複合動力伝達機構に適用され、 エンジンの回転数と車軸の回転数 比を自由に変更させることのできる複合動力伝達機構を対象としたもの である。
このような機構を通常のギアを組み合わせて実現すると、 ギア嚙み合 い枚数が多くなり、 機械損失の増加， 体格の増加といった問題があった。 しかし、 本発明によれば基本となる機構部分が簡単に実現できるため、 装置全体の小型化， 機械損失の低減が図れる。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . プラネタリギアにより回転する第 1の軸と、 前記プラネタリギアに 直接嵌合するギアにより回転する第 2の軸， 第 3の軸、 および第 4の軸 とを有する複合動力伝達機構を有する車両であって、 前記第 1の軸は車 両駆動軸に接続され、 前記第 2の軸はエンジンに接続され、 前記第 3の 軸および前記第 4の軸は回転電機に接続されている車両。
2 . 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と出力軸とを有する車両の複 合動力伝達機構であって、 前記複合動力伝達機構は太陽歯車甲と太陽歯 車乙と公転歯車甲と公転歯車乙と内歯歯車を有し、 前記太陽歯車甲と前 記公転歯車甲と前記内歯歯車甲は遊星歯車機構を構成し、 前記公転歯車 乙はき転速度および公転速度が前記公転歯車甲と同じくなるように前記 公転歯車甲に接続され、 前記公転歯車乙は前記太陽歯車乙に嚙合し、 前 記太陽歯車甲と前記太陽歯車乙と前記内歯歯車はそれぞれ前記機械的動 力発生装置に直接または機械的動力伝達要素を介して接続され、 前記遊 星歯車機構のキヤリアと前記出力軸とは直接または機械的動力伝達要素 を介して接続されている複合動力伝達機構。
3 . 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と出力軸とを有する車両の複 合動力伝達機構であって、 前記複合動力伝達機構は太陽歯車甲と太陽歯 車乙と太陽歯車丙と公転歯車甲と公転歯車乙と公転歯車丙とキヤリアを 有し、 前記太陽歯車甲は前記公転歯車甲に嚙合し、 前記太陽歯車乙は前 記公転歯車乙に嚙合し、 前記太陽歯車丙は前記公転歯車丙に嚙合し、 前 記公転歯車甲と前記公転歯車乙と前記公転歯車丙は同一の自転速度を有 するよう結合され、 前記キヤリァは前記公転歯車甲と前記公転歯車乙と 前記公転歯車丙とが同一の公転速度となるよう保持し、 前記太陽歯車甲 と前記太陽歯車乙と前記太陽歯車丙とはそれぞれ前記機械的動力発生装 置に接続され、 前記キャリアは前記出力軸に直接または機械的動力伝達 要素を介して接続されている複合動力伝達機構。
4 . 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と出力軸とを有する車両の複 合動力伝達機構であって、 前記複合動力伝達機構は太陽歯車甲と太陽歯 車乙と太陽歯車丙と公転歯車甲と公転歯車乙と公転歯車丙と介在公転歯 車とキャリアを有し、 前記太陽歯車甲は前記公転歯車甲に嚙合し、 前記 太陽歯車乙は前記公転歯車乙に嚙合し、 前記太陽歯車丙は前記介在公転 歯車を介して前記公転歯車丙に嚙合し、 前記公転歯車甲と前記公転歯車 乙と前記公転歯車丙は同一の自転速度を有するよう結合され、 前記キヤ リアは前記公転歯車甲と前記公転歯車乙と前記公転歯車丙と前記介在歯 車が同一の公転速度となるよう保持し、 前記太陽歯車甲と前記太陽歯車 乙と前記太陽歯車丙とは前記機械的動力発生装置に直接または機械的動 力伝達要素を介して接続され、 前記キヤリアは前記出力軸に直接または 機械的動力伝達要素を介して接続された複合動力伝達機構。
5 . 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と出力軸とを有する車両の複 合動力伝達機構であって、 前記複合動力伝達機構は太陽歯車甲と太陽歯 車乙と公転歯車甲と公転歯車乙と介在公転歯車と内歯歯車を有し、 前記 太陽歯車甲と前記公転歯車甲と前記介在公転歯車と前記内歯歯車はダブ ルビ二オン遊星歯車機構を構成し、 前記複合動力伝達機構は自転速度お よび公転速度を前記公転歯車甲と同じくするよう前記公転歯車甲に結合 された公転歯車乙を有し、 前記公転歯車乙は前記太陽歯車乙に嚙合し、 前記太陽歯車甲と前記太陽歯車乙と前記内歯歯車とはそれぞれ前記機械 的動力発生装置に直接または機械的動力伝達要素を介して接続され、 前 記ダブルピニオン遊星歯車機構のキヤリアは前記出力軸に直接または機 械的動力伝達要素を介して接続される複合動力伝達機構。
6 . 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と出力軸とを有する複合動力 伝達機構であって、 前記複合動力伝達機構は太陽歯車甲と太陽歯車乙と 公転歯車甲と公転歯車乙と介在公転歯車甲と介在公転歯車乙と内歯歯車 を有し、 前記太陽歯車甲と前記公転歯車甲と前記介在公転歯車と前記内 歯歯車はダブルピニオン遊星歯車機構を構成し、 前記複合動力伝達機構 は自転速度および公転速度を前記公転歯車甲と同じくするよう前記公転 歯車甲に結合された公転歯車乙を有し、 前記公転歯車乙は前記介在歯車 乙を介して前記太陽歯車乙に嚙合し、 前記太陽歯車甲と前記太陽歯車乙 と前記内歯歯車とはそれぞれ前記機械的動力発生装置に直接または機械 的動力伝達要素を介して接続され、 前記ダブルピニオン遊星歯車機構の キヤリアは前記出力軸に直接または機械的動力伝達要素を介して接続さ れている複合動力伝達機構。
7 . 少なくとも 3つの機械的動力発生装置と機械的出力軸とを有する複 合動力伝達機構であって、 前記機械的動力発生装置のそれぞれの回転速 度 ω i ( i = 1 , 2 , ··· ) は前記機械的動力発生装置の一つの回転速度 ω eと前記機械的出力軸の回転速度 ω νを用いて co i = k e i * i e + k V i · ω v ( i = 1 , 2 , - ; k e i ≠ 0 ； k v i≠ 0 ) と表される 複合動力伝達機構において、 前記複合動力伝達機構は太陽歯車甲と太陽 歯車乙と公転歯傘甲と公転歯車乙とキヤリアを有し、 前記公転歯車甲と 前記公転歯車乙は同一自転速度を有し、 前記公転歯車甲と前記公転歯車 乙とは同一公転速度を有するようキヤリアに接続され、 前記公転歯車甲 は前記太陽歯車甲に嚙合し、 前記公転歯車乙は前記太陽歯車乙に嚙合す る複合動力伝達手段。
8 . 請求の範囲第 7項記載において、 前記キャリアは前記機械的出力軸 に直接または機械的動力伝達要素を介して接続されている複合動力伝達 手段。
9 . 請求の範囲第 2項ないし第 8項のいずれかの記載において、 前記複 合動力伝達機構は前記回転軸に電動機を有し、 前記電動機は前記回転軸 に接続され、 前記複合動力伝達機構は前記電動機の内部に前記複合動力 伝達機構を構成する歯車を有する複合動力伝達機構。
1 0 . 請求の範囲第 2項ないし第 8項のいずれかの記載において、 前記 電動機の内部に前記電動機の位置検出器を有する複合動力伝達機構。
1 1 . 請求の範囲第 2項ないし第 8項のいずれかの記載において、 前記 複合動力伝達機構は 2つ以上の電動機を有し、 前記電動機のうち直径の 小さな小径電動機の一部は前記電動機のうち直径の大きな大径電動機の 内部に配置される複合動力伝達機構。
1 2 . 請求の範囲第 9項ないし第 1 1項のいずれかの記載において、 前 記機械的動力発生装置のうち最も発生トルクが大きい機械的動力発生装 置に接続される回転軸が前記複合動力伝達機構を貫通する複合動力伝達 機構。
1 3 . 請求の範囲第 2項ないし第 1 2項のいずれかに記載の複合動力伝 達機構を有する車両。
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