WO2012160887A1 - 電気自動車用減速差動装置 - Google Patents

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    • F16H48/10—Differential gearings with gears having orbital motion with orbital spur gears
    • F16H48/11—Differential gearings with gears having orbital motion with orbital spur gears having intermeshing planet gears

Definitions

  • the present invention relates to a deceleration differential device for an electric vehicle using a motor as a drive source, and in particular, by reducing loss torque, it improves transmission efficiency and extends travel distance per charge.
  • a reduction differential for an electric vehicle is composed of a combination of an electric motor, a planetary gear type reduction device, and a planetary gear type differential device.
  • the speed reducer includes an input shaft integrated with a motor shaft of the electric motor, and the differential device receives a speed reduction output of the speed reducer (Patent Document 1).
  • the output is differentially distributed to the two distribution members of the sun gear and the carrier.
  • a first output shaft is inserted and coupled to the center of the sun gear.
  • the first output shaft passes through a reduction gear input shaft and a motor shaft integrated therewith in a coaxial state, and is connected to one wheel via a motor-side constant velocity joint.
  • a second output shaft is coupled to the carrier, and the second output shaft is connected to the other wheel via a differential side constant velocity joint.
  • FIG. 7 relates to a support structure for the pinion gear 1 of the speed reducer.
  • a needle roller bearing 3 is interposed between the pinion gear 1 and the pinion shaft 2, and both ends of the pinion shaft 2 are respectively connected to the carrier 4 and the differential. It is supported by the disc part 5 of the side ring gear.
  • Thrust washers 6 and 6 are interposed between both end faces of the pinion gear 1 and the carrier 4 and the disc portion 5. Oil supply to the needle roller bearing 3 is performed from an oil supply hole 7 provided in the pinion shaft 2.
  • the reduction-side carrier is only connected to the reduction-side pinion pin and is supported by the casing via a bearing.
  • the deceleration side carrier is integrated with the differential side ring gear, but the differential side ring gear only meshes with the differential side pinion gear.
  • the radial carrier and the differential side ring gear are not determined in the radial direction and may rotate while being eccentric. Moreover, since inclination also occurs, there is a case where the tooth contact is poor and the loss of the tooth surface becomes large.
  • the thrust washers 6, 6 are in contact with the end face of the cage of the needle roller bearing 3, the end face of the pinion gear 1, the carrier 4 and the disc portion 5. A slip loss occurs at these contact portions.
  • an object of the present invention is to improve the driving force transmission efficiency by reducing various losses generated in the apparatus as described above, thereby extending the travel distance per charge of the electric vehicle.
  • the present invention provides an electric motor, a planetary gear type reduction gear and a planetary gear type differential device arranged in a coaxial state, a casing containing the respective members, a coaxial first
  • the first output shaft is disposed through the motor shaft of the electric motor, and both end portions thereof are supported by the casing via output shaft support bearings.
  • the power is decelerated in the speed reducer and output to the differential device, and the decelerated driving force is output to two distribution members in the differential device according to the magnitude of the load, and one distribution member is the first output.
  • the reduction gear constituting the planetary gear mechanism of the reduction gear Supporting bearing of the speed reduction side carrier between the carrier and the casing is obtained by the configurations interposed.
  • the radial position of the deceleration side carrier is determined, and eccentric rotation is prevented. For this reason, the contact of the tooth surface of each gear is optimized, and the loss torque is reduced.
  • the deceleration side carrier is provided with a boss, the deceleration side carrier support bearing is interposed between the outer diameter surface of the boss and the casing, and the inner diameter surface of the boss and the motor shaft of the electric motor It is possible to adopt a configuration in which a motor shaft support bearing is interposed therebetween.
  • the inside of the casing is divided into a storage section for the electric motor storage section, a reduction gear, and a differential device by a partition wall, and the motor shaft is passed through a shaft hole provided in the partition wall, so that the speed reduction side carrier
  • the boss is inserted between the shaft hole and the motor shaft, and the carrier support bearing is interposed between the outer diameter surface of the boss and the shaft hole.
  • lubricating oil can be supplied from the width surface of the deep groove ball bearing.
  • the oil level can be set low when oil bath lubrication is used.
  • the stirring torque of the lubricating oil can be reduced.
  • the disc portion of the differential ring gear that supports the other end of the pinion shaft and the deep groove ball bearing It is possible to adopt a configuration in which side plates are interposed between the end faces of the inner ring.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of Embodiment 1.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line X1-X1 in FIG.
  • FIG. 3 is a partially enlarged cross-sectional view of the deceleration side pinion support structure of the first embodiment.
  • It is a partially expanded sectional view of the modification in the case of FIG.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line X2-X2 of FIG.
  • the electric vehicle deceleration differential device includes an electric motor 11, a planetary gear type reduction device 12, and a planetary gear type differential device arranged in a coaxial state. 13 and a casing 14 housing each member, and a combination of a first output shaft 15a and a second output shaft 15b arranged on the same axis.
  • An outer ring 16 (hereinafter referred to as a motor side outer ring 16) of a motor side constant velocity joint is connected to the first output shaft 15a, and an outer ring 17 (hereinafter referred to as a difference) of a differential side constant velocity joint is connected to the second output shaft 15b. (Referred to as a moving outer ring 17).
  • the motor-side outer ring 16 and the differential-side outer ring 17 have cups 16a and 17a and stems 16b and 17b, respectively, and the cups 16a and 17a and the stems 16b and 17b are separated by cup bottom plates 16c and 17c, respectively.
  • the stem 16b and the stem 17b are provided with serration holes 18 and 19 penetrating in the axial direction.
  • the first output shaft 15 a is disposed through the hollow motor shaft 21 of the electric motor 11, and the end of the first output shaft 15 a on the electric motor 11 side is a serration hole 18 in the stem 16 b of the motor-side outer ring 16. And connected together by serration coupling. Further, a retaining pin 20 is passed through the stem 16b in the radial direction at the insertion end of the first output shaft 15a so as to prevent the first output shaft 15a from coming off.
  • the end portion of the first output shaft 15a on the differential device 13 side is inserted into a bearing hole 48b provided in a boss 48a of a differential side carrier 48 described later (see FIG. 2).
  • An output shaft support bearing 22 formed of a needle roller bearing is interposed between the insertion end of the second output shaft 15b and the inner diameter surface of the bearing hole 48b.
  • the casing 14 is a combination of a motor casing 14a in which the electric motor 11 is accommodated, a reduction differential casing 14b in which the reduction gear 12 and the differential device 13 are accommodated, and a casing lid 14c on the differential device 13 side.
  • the motor casing 14a and the deceleration differential casing 14b are each closed at one end and opened at the other end.
  • the closed end of the speed reduction differential casing 14b is closely contacted and coupled to the open end of the motor casing 14a, and the casing lid 14c is closely contacted and coupled to the open end of the speed reduction differential casing 14b.
  • the closed end of the speed-reducing differential casing 14b is a partition wall 14d that partitions the inside of the casing 14, and the partition wall 14d serves as a storage section for the electric motor 11 and a storage section for the speed reducer 12 and the differential device 13. Partitioned.
  • a bearing hole 14e is provided at the center of the partition wall 14d.
  • a shaft hole 23 is provided at the center of the closed end (left end) of the motor casing 14a, and a boss 24 protruding in the axial direction is provided inside the shaft hole 23.
  • One end of the motor shaft 21 is inserted into the inner diameter surface of the inner end of the boss 24, and a motor shaft support bearing 25 made of a deep groove ball bearing is interposed therebetween.
  • the first output shaft 15a is pulled out from the end portion of the motor shaft 21 at the motor shaft support bearing 25 and protrudes outward of the motor casing 14a.
  • the stem 16b of the motor side outer ring 16 is connected to the protruding portion.
  • a first output shaft support bearing 26 and an oil seal 27 are disposed between the inner diameter surface of the boss 24 and the first output shaft 15a so as to be arranged outside the first output shaft support bearing 26.
  • the oil seal 27 seals the lubricating oil in the motor casing 14a.
  • the electric motor 11 housed in the motor casing 14a includes a stator 28 fixed to the inner peripheral surface of the motor casing 14a and a rotor 29 attached integrally to the motor shaft 21 on the inner diameter side thereof.
  • One end of the motor shaft 21 is supported by the motor shaft support bearing 25.
  • the other end of the motor shaft 21 is supported by a motor shaft support bearing 31 which is a deep groove ball bearing interposed between a partition wall 14d which is a closed wall of the reduction differential casing 14b.
  • An end portion of the motor shaft 21 protruding from the motor shaft support bearing 31 toward the speed reducer 12 is a speed reducer input shaft 30.
  • the reduction gear 12 and the differential device 13 are accommodated in a coaxial state sequentially from the partition wall 14d side.
  • the speed reducer 12 includes a speed reducing sun gear 35 (see FIGS. 2 and 3) integrally provided on the outer peripheral surface of the tip of the speed reducer input shaft 30, and an outer diameter side of the speed reducer 12 on the inner diameter surface of the speed reducing differential casing 14b.
  • the reduction side pinion gear 37 meshes with the sun gear 35 and the ring gear 36. Further, the pinion gear 37 is supported by a speed reducing pinion shaft 41 via a deep groove ball bearing 39.
  • the pinion shaft 41 is provided with an oil passage hole 42 penetrating in the axial direction.
  • both end portions of the deceleration side pinion shaft 41 are supported by a deceleration side carrier 38 and a disc portion 44a of a differential side ring gear 44 described later.
  • Side plates 32 and 33 are interposed between the speed reducing carrier 38 and the end face of the inner ring 39a (see FIG. 4) of the deep groove ball bearing 39 and between the disc portion 44a of the differential side ring gear 44 (see FIG. 4). (See FIG. 4).
  • the outer diameters of the side plates 32 and 33 are set to be smaller than the outer diameter of the inner ring 39a, and contact with the outer ring 39b and the pinion gear 37 is avoided. Further, relative rotation of the inner ring 39a, the speed reduction side carrier 38 and the differential side ring gear 44 with respect to the side plates 32 and 33 does not occur, so that no slip loss occurs in the side plates 32 and 33.
  • the speed reducing carrier 38 has a radial direction around the speed reducer input shaft 30 between the partition wall 14 d that is the closed end of the speed reducing differential casing 14 b and the speed reducing pinion gear 37. It is fitted with a gap.
  • the speed reduction side carrier 38 has a boss 38a protruding toward the electric motor 11 on its inner diameter, and the boss 38a is between the speed reducer input shaft 30 integral with the motor shaft 21 and the bearing hole 14e of the partition wall 14d. Inserted into.
  • a carrier support bearing 43 formed of a deep groove ball bearing is interposed between the outer diameter surface of the boss 38a and the bearing hole 14e.
  • the motor shaft support bearing 31 is interposed between the inner diameter surface of the boss 38a and the speed reducer input shaft 30.
  • the carrier support bearing 43 positions the deceleration side carrier 38 with respect to the casing 14.
  • the motor shaft support bearing 31 positions the motor shaft 21 with respect to the casing 14 via the carrier support bearing 43.
  • a plurality of coupling pieces 40 bent toward the differential device 13 are provided at a plurality of locations in the circumferential direction on the outer peripheral edge of the deceleration side carrier 38.
  • the differential device 13 includes a differential ring gear 44, a differential sun gear 45 provided coaxially on the inner diameter side thereof, and the ring gear 44 and the sun gear 45.
  • Pinion-type differential side pinion gears 46a, 46b that are interleaved with each other and mesh with each other, differential side pinion shafts 47a, 47b that support these pinion gears 46a, 46b, and differential side that support these pinion shafts 47a, 47b It is constituted by a carrier 48.
  • the differential side ring gear 44 is formed on a disk part 44a, a peripheral part 44b formed by bending the outer peripheral edge of the disk part 44a outward (toward the casing lid 14c), and an inner diameter surface of the peripheral part 44b. It is comprised by the made gear part 44c.
  • the disc portion 44a is fitted and arranged in a coaxial state with a radial gap on the outer periphery of the first output shaft 15a (see FIG. 2).
  • a thrust bearing 63 is interposed between the disc portion 44 a and the differential-side sun gear 45.
  • the differential-side sun gear 45 is integrated with the first output shaft 15a by serration coupling, with the first output shaft 15a being inserted into a serration hole 50 provided at the center thereof.
  • the front end portion of the first output shaft 15a protruding outward from the serration coupling portion is inserted into the bearing hole 48b of the boss 48a of the differential side carrier 48.
  • a first output shaft support bearing 22 formed of a needle roller bearing is interposed between the insertion portion and the inner diameter surface of the bearing hole 48b.
  • the portion of the boss 48a is supported by the casing 14 including the casing lid 14c via a differential side carrier support bearing 54 described later.
  • the differential-side sun gear 45 is provided with an axial oil passage hole 62.
  • the above-mentioned double pinion type pinion gears 46a and 46b are gears having the same number of teeth and the same size. As shown in FIG. 6, while meshing with each other, one pinion gear 46a has a larger PCD than the other pinion gear 46b and meshes with the ring gear 44, and the pinion gear 46b with a smaller PCD meshes with the sun gear 45. Needle roller bearings 58a and 58b are interposed between the pinion gears 46a and 46b and the pinion shafts 47a and 47b, respectively. Each pinion shaft 47a, 47b is provided with an oil supply hole 66.
  • the differential side carrier 48 is arranged along the inner surface of the casing lid 14 c, and the differential side carrier auxiliary member 49 is arranged along the disc portion 44 a of the differential side ring gear 44.
  • the both ends of the pinion shafts 47a and 47b are supported between the two.
  • coupling protrusions 59 are provided toward the differential side carrier auxiliary member 49 (see FIGS. 1 and 6), and are provided at the tip of the coupling protrusion 59.
  • the small protrusion 60 (see FIG. 1) is inserted and fixed in the coupling hole 61 of the differential side carrier auxiliary member 49. Thereby, the differential side carrier 48 and the differential side carrier auxiliary member 49 are coupled and integrated.
  • the differential carrier 48 has a boss 48a protruding outward at its center.
  • An axial bearing hole 48b is provided at the inner end (end on the differential device 13 side) of the boss 48a, and the end of the first output shaft 15a is inserted into the bearing hole 48b as described above.
  • the output shaft support bearing 22 is rotatable.
  • the second output shaft 15b is integrally provided at the center of the closed outer end of the boss 48a.
  • the second output shaft 15b is inserted into the serration hole 19 of the stem 17b of the differential side outer ring 17, and is integrally connected by serration coupling. Further, a retaining pin 70 penetrating the second output shaft 15b is inserted in the stem 17b in the radial direction to prevent the retaining.
  • a differential carrier support bearing 54 formed of a deep groove ball bearing is interposed between the boss 48a of the differential carrier 48 and the boss 53 of the casing lid 14c.
  • the differential carrier 48 and the second output shaft 15b are connected to each other.
  • the casing 14 including the casing lid 14c is supported.
  • the holding ring 55 of the differential carrier support bearing 54 is fixed to the outer surface of the boss 53 of the casing lid 14c by a bolt 56.
  • An oil seal 57 is mounted between the pressing ring 55 and the boss 48a to seal the lubricating oil in the deceleration differential casing 14b.
  • the electric vehicle deceleration differential apparatus is configured as described above, and the operation thereof will be described next.
  • the reduction ratio is Zs / (Zs + Zr) when the number of teeth of the reduction-side sun gear 35 is Zs and the number of teeth of the reduction-side ring gear 36 is Zr.
  • the load on one wheel of the vehicle is applied to the differential sun gear 45 via the motor side constant velocity joint including the motor side outer ring 16 and the first output shaft 15a, and the load on the other wheel is applied to the differential side outer ring 17.
  • the differential sun gear 45, the pinion gears 46a and 46b, and the carrier 48 rotate together with the input rotation of the ring gear 44 and do not rotate relative to each other. . Therefore, the input rotation is evenly distributed to the motor side outer ring 16 via the differential side sun gear 45 and the first output shaft 15a, and to the differential side outer ring 17 via the differential side carrier 48 and the second output shaft 15b.
  • the left and right wheels are rotated at a constant speed through the constant velocity joints.
  • the reduction-side pinion gear 37 and the deep groove ball bearing 39 which is a support bearing thereof, can avoid slip loss due to the presence of the side plates 32 and 33.
  • oil bath lubrication is adopted as the lubrication system of the electric vehicle deceleration differential device of the first embodiment. That is, in the casing 14, the lubricating oil common to the motor casing 14a and the deceleration differential casing 14b is stored up to the position indicated by the oil level L. The stator 28 of the electric motor 11 is immersed in the oil level L, but the rotor 29 is prevented from being immersed. By doing so, the lubricating oil is not stirred even when the rotor 29 rotates, and loss due to stirring can be reduced.
  • the coupling piece 40 and the speed reduction pinion gear 37 provided on the outer periphery of the speed reduction side carrier 38 pass through the oil below the oil level L of the lubricating oil in the middle of rotation, thereby Performs scraping action.
  • the scraped up lubricating oil is scattered inside the speed reducer 12 and applied to each component. A part thereof passes through the oil passage hole 42 of the deceleration side pinion shaft 41 and moves in the axial direction.
  • the support bearing of the speed reduction pinion gear 37 is a deep groove ball bearing 39, the scraped lubricating oil is supplied from the width surface of the deep groove ball bearing 39. For this reason, the structure which supplies oil from the inside of the deceleration side pinion shaft 41 is unnecessary.
  • the coupling protrusion 59, the differential-side pinion gears 46a, 46b, and the like provided on the outer peripheral portion of the differential-side carrier 48 each perform a scraping action of the lubricating oil.
  • the scraped lubricating oil is scattered inside the differential 13 and applied to each component. A part of the oil passes through an oil passage hole 62 provided in the differential-side sun gear 45 and moves in the axial direction.

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Abstract

　遊星ギヤ型の減速機と差動装置を備えた電気自動車用減速差動装置において、装置内で発生する諸損失を小さくすることによって駆動力の伝達効率を向上させ、電気自動車の１充電当たりの走行距離を延ばすことを課題とする。　遊星ギヤ型の減速機１２及び差動装置１３を備えた電気自動車用減速差動装置において、減速機１２の遊星ギヤ機構を構成する減速側キャリヤ３８の内径面を減速側キャリヤ支持軸受４３によって支持することにより、歯面の当りが適正化され、損失トルクが減少する。

Description

電気自動車用減速差動装置
　この発明は、モータを駆動源とした電気自動車用減速差動装置に関し、特に損失トルクを小さくすることにより伝達効率を向上させ、１充電当たりの走行距離を延ばすようにしたものである。
　電気自動車用減速差動装置として従来から知られているものは、電動モータ、遊星ギヤ型の減速機、遊星ギヤ型の差動装置の組み合わせにより構成されている。前記減速機は前記電動モータのモータシャフトと一体化された入力シャフトを備え、前記差動装置は前記減速機の減速出力を入力とする（特許文献１）。
　前記差動装置においては、そのサンギヤとキャリヤの２つの分配部材に出力が差動分配される。前記サンギヤのセンターに第一出力シャフトが挿入結合される。前記第一出力シャフトが、減速機入力シャフト及びこれと一体のモータシャフトの内部を同軸状態に貫通し、さらにモータ側等速ジョイントを経て一方の車輪に連結される。また、前記キャリヤに第二出力シャフトが結合され、第二出力シャフトは差動側等速ジョイントを経て他方の車輪に連結される。
　前記の減速機及び差動装置における遊星ギヤ機構におけるピニオンギヤの軸受としては、特許文献１、２に示されているように、一般に針状ころ軸受が用いられる。その具体例を図７示す。
　図７は、減速機のピニオンギヤ１の支持構造に関するものであり、ピニオンギヤ１とピニオンシャフト２との間に針状ころ軸受３が介在され、前記ピニオンシャフト２の両端部がそれぞれキャリヤ４及び差動側リングギヤの円板部５によって支持される。ピニオンギヤ１の両端面とキャリヤ４及び円板部５との間にスラストワッシャ６、６が介在される。針状ころ軸受３に対する給油は、ピニオンシャフト２に設けた給油穴７から行われる。
特開平８－４２６５６号公報 特開平６－３２３４０４号公報
　前記特許文献１の減速機の遊星ギヤ機構におけるキャリヤの支持構造について見ると、減速側キャリヤは減速側ピニオンピンに連結されているのみであり、軸受を介してケーシングに支持される構成とはなっていない。減速側キャリヤは差動側リングギヤに一体化されているが、差動側リングギヤも差動側ピニオンギヤに噛み合っているだけである。
　したがって、減速側キャリヤ及び差動側リングギヤはラジアル方向の位置が決まらず、偏心しながら回転する場合がある。また、傾きも発生するため、歯当たりが悪く、歯面の損失が大きくなる要因となる場合がある。
　また、図７に示した減速機におけるピニオンギヤ１の支持構造においては、スラストワッシャ６、６が針状ころ軸受３の保持器の端面、ピニオンギヤ１の端面及びキャリヤ４及び円板部５と接触し、これらの接触部分においてすべり損失が発生する。
　そこで、この発明は、前記のように装置内で発生する諸損失を小さくすることによって駆動力の伝達効率を向上させ、これによって電気自動車の１充電当たりの走行距離を延ばすことを課題とする。
　前記の課題を解決するために、この発明は、同軸状態に配置された電動モータ、遊星ギヤ型の減速機及び遊星ギヤ型の差動装置、並びに前記各部材を収納したケーシング、同軸上の第一及び第二出力シャフトの組み合わせからなり、前記第一出力シャフトは前記電動モータのモータシャフトを貫通して配置されその両端部が出力シャフト支持軸受を介して前記ケーシングに支持され、前記電動モータの動力は前記減速機において減速され前記差動装置に出力され、減速された駆動力は前記差動装置において負荷の大きさに応じて２つの分配部材に出力され、一方の分配部材は第一出力シャフトに連結され、他方の分配部材は前記第二出力シャフトに連結された電気自動車用減速差動装置において、前記減速機の遊星ギヤ機構を構成する減速側キャリヤと前記ケーシングとの間に減速側キャリヤの支持軸受が介在された構成としたものである。
　前記の構成によると、減速側キャリヤのラジアル方向の位置が決まり、偏心回転が防止される。そのため各ギヤの歯面の当りが適正化され、損失トルクが小さくなる。
　具体的には、前記減速側キャリヤにボスが設けられ、前記減速側キャリヤ支持軸受が前記ボスの外径面と前記ケーシングとの間に介在され、前記ボスの内径面と前記電動モータのモータシャフトとの間にモータシャフト支持軸受が介在された構成を採ることができる。
　さらに、前記ケーシングの内部が、区画壁によって前記電動モータ収納部と減速機及び差動装置の収納部に区分され、前記区画壁に設けた軸穴に前記モータシャフトが貫通され、前記減速側キャリヤのボスが前記軸穴とモータシャフトとの間に挿入され、前記ボスの外径面と軸穴との間に前記キャリヤ支持軸受が介在された構成を採ることができる。
　また、前記減速機の遊星ギヤ機構を構成するピニオンギヤとピニオンギヤシャフトとの間に深溝玉軸受が介在された構成を採ることにより、潤滑油を深溝玉軸受の幅面から供給することができる。これにより、針状ころ軸受を使用した場合のようにピニオンシャフトから供給する必要がなく、油浴潤滑とした場合には油面の高さを低く設定することができる。これにより潤滑油の攪拌トルクを小さくすることができる。
　前記ピニオンシャフトの一方の端部を支持する減速側キャリヤと前記深溝玉軸受の内輪の端面の間、前記ピニオンシャフトの他方の端部を支持する差動側リングギヤの円板部と前記深溝玉軸受の内輪の端面の間にそれぞれ側板が介在された構成を採ることができる。
　このような側板を配置することにより、減速側ピニオンギヤ及び軸受外輪とのすべり接触が生じることがないので、すべりによるトルク損失を軽減することができる。
　以上のように、この発明によれば、装置内で発生する諸損失が小さくなるので、駆動力の伝達効率が向上し、電気自動車の１充電当たりの走行距離を延ばすことができる。
　前記減速機の遊星ギヤ機構を構成する減速側キャリヤと前記ケーシングとの間に減速側キャリヤの支持軸受が介在された構成とすると、減速側キャリヤのラジアル方向の位置が決まり、偏心回転が防止される。そのため各ギヤの歯面の当たりが適正化され、損失トルクが小さくなる。実際に伝達効率を測定したところ、最大で１％向上した。
実施形態１の断面図である。 同上の一部拡大断面図である。 図１のＸ１－Ｘ１線の断面図である。 実施形態１の減速側ピニオン支持構造の一部拡大断面図である。 図４の場合の変形例の一部拡大断面図である。 図１のＸ２－Ｘ２線の断面図である。 従来例の減速側ピニオン支持構造の一部拡大断面図である。
　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。
[実施形態１]
　実施形態１に係る電気自動車用減速差動装置は、図１及び図２に示したように、同軸状態に配置された電動モータ１１、遊星ギヤ型の減速機１２及び遊星ギヤ型の差動装置１３、並びに前記各部材を収納したケーシング１４、同軸上に配置された第一出力シャフト１５ａ及び第二出力シャフト１５ｂの組み合わせからなる。第一出力シャフト１５ａにはモータ側等速ジョイントの外輪１６（以下、モータ側外輪１６と称する。）が連結され、第二出力シャフト１５ｂには差動側等速ジョイントの外輪１７（以下、差動側外輪１７と称する。）が連結される。
　前記モータ側外輪１６及び差動側外輪１７はそれぞれカップ１６ａ、１７ａ及びステム１６ｂ、１７ｂを有し、それぞれカップ１６ａ、１７ａとステム１６ｂ、１７ｂの間はカップ底板１６ｃ、１７ｃによって区切られている。ステム１６ｂ及びステム１７ｂには軸方向に貫通したセレーション穴１８、１９が設けられる。
　前記第一出力シャフト１５ａは電動モータ１１の中空のモータシャフト２１を貫通して配置され、その第一出力シャフト１５ａの電動モータ１１側の端部は、モータ側外輪１６のステム１６ｂのセレーション穴１８に挿入され、セレーション結合により一体に連結される。さらに、ステム１６ｂに抜け止めピン２０が第一出力シャフト１５ａの挿入端部に径方向に貫通され、第一出力シャフト１５ａの抜け止めを図っている。
　また、第一出力シャフト１５ａの差動装置１３側の端部は、後述の差動側キャリヤ４８のボス４８ａに設けられた軸受穴４８ｂに挿入される（図２参照）。第二出力シャフト１５ｂの挿入端部と軸受穴４８ｂの内径面との間に針状ころ軸受でなる出力シャフト支持軸受２２が介在される。
　ケーシング１４は、電動モータ１１を収納したモータケーシング１４ａと、減速機１２及び差動装置１３を収納した減速差動ケーシング１４ｂ並びに差動装置１３側のケーシング蓋１４ｃを組み合わせたものである。
　モータケーシング１４ａ及び減速差動ケーシング１４ｂは、それぞれ一端が閉塞され他端が開放されている。モータケーシング１４ａの開放端に減速差動ケーシング１４ｂの閉塞端が同軸状態に密着・結合され、また減速差動ケーシング１４ｂの開放端にケーシング蓋１４ｃが密着・結合される。
　減速差動ケーシング１４ｂの閉塞端がケーシング１４の内部を区画する区画壁１４ｄとなっており、その区画壁１４ｄによって電動モータ１１の収納部と、減速機１２及び差動装置１３の収納部とに区画される。区画壁１４ｄのセンターに軸受穴１４ｅが設けられる。
　モータケーシング１４ａの閉塞端部（左端）のセンターに軸穴２３が設けられ、その軸穴２３の内側に軸方向に突き出したボス２４が設けられる。ボス２４の内端内径面にモータシャフト２１一端部が挿入され、両者の間に深溝玉軸受でなるモータシャフト支持軸受２５が介在される。
　前記モータシャフト支持軸受２５の部分でモータシャフト２１の端部から第一出力シャフト１５ａが抜け出し、モータケーシング１４ａの外側方に突き出し、その突き出した部分に前記のモータ側外輪１６のステム１６ｂが連結される。また、前記ボス２４の内径面と第一出力シャフト１５ａとの間に第一出力シャフト支持軸受２６及びその外側に並んでオイルシール２７が介在される。オイルシール２７は、モータケーシング１４ａ内の潤滑油をシールする。
　前記のモータケーシング１４ａに収納された電動モータ１１は、モータケーシング１４ａの内周面に固定されたステータ２８と、その内径側においてモータシャフト２１に一体に取り付けられたロータ２９によって構成される。モータシャフト２１の一端部は前記のモータシャフト支持軸受２５によって支持される。
　モータシャフト２１の他端部は前記減速差動ケーシング１４ｂの閉塞壁である区画壁１４ｄとの間に介在された深溝玉軸受でなるモータシャフト支持軸受３１によって支持される。そのモータシャフト支持軸受３１から減速機１２側に突き出したモータシャフト２１の端部が減速機入力シャフト３０となっている。
　前記の減速差動ケーシング１４ｂには、区画壁１４ｄ側から順に、減速機１２及び差動装置１３が同軸状態に収納される。
　減速機１２は、前記減速機入力シャフト３０の先端部外周面に一体に設けられた減速側サンギヤ３５（図２、図３参照）、その外径側において前記減速差動ケーシング１４ｂの内径面に同軸状態に固定された減速側リングギヤ３６、前記サンギヤ３５とリングギヤ３６の間において周方向の３個所に等間隔をおいて介在された減速側ピニオンギヤ３７及び減速側キャリヤ３８（図１、図２参照）により構成される。
　減速側ピニオンギヤ３７はサンギヤ３５とリングギヤ３６に噛み合う。また、前記ピニオンギヤ３７は深溝玉軸受３９を介して減速側ピニオンシャフト４１によって支持される。ピニオンシャフト４１には、軸方向に貫通した通油穴４２が設けられる。
　前記減速側ピニオンシャフト４１の両端部は、図２に示したように、それぞれ減速側キャリヤ３８と後述の差動側リングギヤ４４の円板部４４ａによって支持される。前記の減速側キャリヤ３８と深溝玉軸受３９の内輪３９ａ（図４参照）の端面の間、及び前記差動側リングギヤ４４の円板部４４ａとの間にそれぞれ側板３２、３３が介在される（図４参照）。
　前記の側板３２、３３の外径は内輪３９ａの外径未満の大きさに設定され、外輪３９ｂ及びピニオンギヤ３７に対する接触が避けられている。また、側板３２、３３に対し、内輪３９ａ、減速側キャリヤ３８及び差動側リングギヤ４４の相対回転は生じないので、側板３２、３３の部分においてすべり損失は生じない。
　前記の側板３２、３３を使用しない場合は、図５に示したように、内輪３９ａの幅を減速側ピニオンギヤ３７の幅より大きく設定することにより、減速側キャリヤ３８と差動側リングギヤ４４の円板部４４ａとの接触を避け、すべり損失の発生を避ける手段もある。
　前記減速側キャリヤ３８は、図２に示したように、減速差動ケーシング１４ｂの閉塞端である区画壁１４ｄと、減速側ピニオンギヤ３７との間において、減速機入力シャフト３０の回りに径方向のすき間をおいて嵌合される。減速側キャリヤ３８はその内径部に電動モータ１１側に突き出したボス３８ａを有し、そのボス３８ａが、モータシャフト２１と一体の減速機入力シャフト３０と、区画壁１４ｄの軸受穴１４ｅとの間に挿入される。
　前記ボス３８ａの外径面と軸受穴１４ｅとの間に深溝玉軸受でなるキャリヤ支持軸受４３が介在される。また、ボス３８ａの内径面と減速機入力シャフト３０との間に前記のモータシャフト支持軸受３１が介在される。前記のキャリヤ支持軸受４３は減速側キャリヤ３８をケーシング１４に対して位置決めする。また、モータシャフト支持軸受３１は、モータシャフト２１をキャリヤ支持軸受４３を介してケーシング１４に対して位置決めする。
　前記減速側キャリヤ３８の外周縁の周方向複数個所には、差動装置１３側に屈曲した結合片４０（図１、図３参照）が設けられる。その結合片４０を差動側リングギヤ４４のリングギヤ円板部４４ａに差し込んで固定することにより、減速側キャリヤ３８と差動側リングギヤ４４とが結合一体化される。
　前記差動装置１３は、図１、図２及び図６示したように、差動側リングギヤ４４、その内径側において同軸状態に設けられた差動側サンギヤ４５、前記リングギヤ４４とサンギヤ４５の間に介在され相互に噛み合ったダブルピニオン式の差動側ピニオンギヤ４６ａ、４６ｂ、これらのピニオンギヤ４６ａ、４６ｂを支持する差動側ピニオンシャフト４７ａ、４７ｂ、これらのピニオンシャフト４７ａ、４７ｂを支持した差動側キャリヤ４８によって構成される。
　前記差動側リングギヤ４４は、円板部４４ａと、その円板部４４ａの外周縁を外向き（ケーシング蓋１４ｃの向き）に屈曲形成された周縁部４４ｂ及びその周縁部４４ｂの内径面に形成されたギヤ部４４ｃによって構成される。円板部４４ａが第一出力シャフト１５ａの外周に径方向のすき間をおいて同軸状態に嵌合・配置される（図２参照）。前記円板部４４ａと差動側サンギヤ４５との間にスラスト軸受６３が介在される。
　前記差動側サンギヤ４５は、そのセンターに設けられたセレーション穴５０に第一出力シャフト１５ａが挿通され、セレーション結合によって第一出力シャフト１５ａと一体化される。
　前記セレーション結合部から外方に突き出した第一出力シャフト１５ａの先端部は、差動側キャリヤ４８のボス４８ａの軸受穴４８ｂに挿入される。その挿入部分と軸受穴４８ｂの内径面との間に針状ころ軸受でなる第一出力シャフト支持軸受２２が介在される。ボス４８ａの部分は後述の差動側キャリヤ支持軸受５４を介してケーシング蓋１４ｃを含むケーシング１４に支持される。差動側サンギヤ４５には軸方向の通油穴６２が設けられる。
　前記のダブルピニオン式のピニオンギヤ４６ａ、４６ｂは、同一歯数の同一サイズのギヤである。図６に示したように、相互に噛み合うとともに、一方のピニオンギヤ４６ａは他方のピニオンギヤ４６ｂより大きいＰＣＤを有しリングギヤ４４と噛み合い、ＰＣＤの小さいピニオンギヤ４６ｂがサンギヤ４５と噛み合う。各ピニオンギヤ４６ａ、４６ｂと各ピニオンシャフト４７ａ、４７ｂの間に、それぞれ針状ころ軸受５８ａ、５８ｂが介在される。各ピニオンシャフト４７ａ、４７ｂには給油穴６６が設けられる。
　差動側キャリヤ４８は、図２に示したように、ケーシング蓋１４ｃの内側面に沿って配置され、差動側リングギヤ４４の円板部４４ａに沿って配置された差動側キャリヤ補助部材４９との間で前記のピニオンシャフト４７ａ、４７ｂの各両端部を支持する。差動側キャリヤ４８の外周縁の複数個所には結合突部５９が差動側キャリヤ補助部材４９側に向けて設けられ（図１、図６参照）、その結合突部５９の先端に設けられた小突起６０（図１参照）が差動側キャリヤ補助部材４９の結合穴６１に挿入固定される。これによって、差動側キャリヤ４８と差動側キャリヤ補助部材４９が結合一体化される。
　前記差動側キャリヤ４８は、図１及び図２に示したように、そのセンターに外方に突き出したボス４８ａを有する。ボス４８ａの内端（差動装置１３側の端部）に軸方向の軸受穴４８ｂが設けられ、その軸受穴４８ｂに、前述のように第一出力シャフト１５ａの端部が挿入され、第一出力シャフト支持軸受２２を介して回転自在となっている。
　前記ボス４８ａの閉塞された外端部のセンターに前記の第二出力シャフト１５ｂが一体に設けられる。第二出力シャフト１５ｂは、差動側外輪１７のステム１７ｂのセレーション穴１９に挿入され、セレーション結合により一体に連結される。また、ステム１７ｂには第二出力シャフト１５ｂを貫通する抜け止めピン７０が径方向に挿入され、抜け止めを図っている。
　前記差動側キャリヤ４８のボス４８ａとケーシング蓋１４ｃのボス５３との間に深溝玉軸受によって構成された差動側キャリヤ支持軸受５４が介在され、差動側キャリヤ４８と第二出力シャフト１５ｂを、ケーシング蓋１４ｃを含むケーシング１４において支持するようにしている。
　前記の差動側キャリヤ支持軸受５４の押さえリング５５が前記ケーシング蓋１４ｃのボス５３の外側面にボルト５６によって固定される。その押さえリング５５とボス４８ａとの間にオイルシール５７が装着され、減速差動ケーシング１４ｂ内の潤滑油をシールする。
　実施形態１の電気自動車用減速差動装置は以上のように構成され、次にその作用について説明する。
　電動モータ１１（図１参照）が駆動されると、そのモータシャフト２１が回転し、同時にそのモータシャフト２１と一体の減速機入力シャフト３０及び減速側サンギヤ３５が回転する。減速側サンギヤ３５に噛み合った減速側ピニオンギヤ３７は自転しつつ公転する。その公転によって減速側キャリヤ３８が減速回転され、その減速回転が差動装置１３側の差動側リングギヤ４４へ出力される。
　減速側サンギヤ３５の歯数をＺｓ、減速側リングギヤ３６の歯数をＺｒとした場合の減速比は、周知のように、Ｚｓ／（Ｚｓ＋Ｚｒ）となる。
　車両の一方の車輪の負荷は、モータ側外輪１６を含むモータ側等速ジョイント及び第一出力シャフト１５ａを介して差動側サンギヤ４５に加えられ、他方の車輪の負荷は、差動側外輪１７を含む差動側等速ジョイント及び第二出力シャフト１５ｂを介して差動側キャリヤ４８に加えられる。両方の車輪に作用する負荷が均等である場合は、差動側サンギヤ４５、ピニオンギヤ４６ａ、４６ｂ、キャリヤ４８は、リングギヤ４４の入力回転に伴って一体となって回転し、相対回転することがない。このため、入力回転が差動側サンギヤ４５及び第一出力シャフト１５ａを経てモータ側外輪１６に、また差動側キャリヤ４８及び第二出力シャフト１５ｂを経て差動側外輪１７に均等に配分され、それぞれの等速ジョイントを介して左右の車輪を等速回転させる。
　これに対し、左右の車輪に作用する負荷に差が生じると、ピニオンギヤ４６ａ、４６ｂの自転と公転による入力回転は、負荷の差に応じて前記の経路を経てモータ側外輪１６及び差動側外輪１７を経て左右の車輪に差動分配される。
　即ち、モータ側外輪１６を通じて第一出力シャフト１５ａに作用する負荷が相対的に大きくなり、これと一体のサンギヤ４５の回転数Ｎｓが、リングギヤ４４の入力回転数ＮｒよりΔＮだけ小さくなった場合、キャリヤ４８の回転数Ｎｃは、
　Ｎｃ＝Ｎｒ＋λ／（１－λ）・ΔＮ
となり、第二出力シャフト１５ｂが増速される。但し、λは歯車比（＝Ｚｓ／Ｚｒ）、Ｚｓはサンギヤ４５の歯数、Ｚｒはリングギヤ４４の歯数である。
　逆に、差動側外輪１７を通じて第二出力シャフト１５ｂに作用する負荷が相対的に大きくなり、これと一体のキャリヤ４８の回転数Ｎｃが、入力回転数ＮｒよりΔＮだけ小さくなった場合、サンギヤ４５の回転数Ｎｓは、
　Ｎｓ＝Ｎｒ＋（１－λ）／λ・ΔＮ
となり、第一出力シャフト１５ａが増速される。
　以上の動作中、減速側キャリヤ３８及びこれと一体化された差動側リングギヤ４４は、減速側キャリヤ支持軸受４３を介してケーシング１４によって支持され位置決め状態を保持して回転する。このため、減速機１２及び差動装置１３の各遊星ギヤ機構の各ギヤが偏心回転することが防止される。
　また、減速側ピニオンギヤ３７は及びその支持軸受である深溝玉軸受３９は、側板３２、３３の存在によってすべり損失を生じることが避けられる。
　以上述べた実施形態１の電気自動車用減速差動装置の潤滑方式は、油浴潤滑が採用される。即ち、ケーシング１４の内部において、モータケーシング１４ａ、減速差動ケーシング１４ｂに共通の潤滑油が油面Ｌで示す位置まで収納される。電動モータ１１のステータ２８は油面Ｌに浸かるが、ロータ２９は浸からないようにする。こうすることで、ロータ２９が回転しても潤滑油が攪拌されることはなく、攪拌による損失を小さくすることができる。
　減速機１２においては、減速側キャリヤ３８の外周部に設けられた結合片４０及び減速側ピニオンギヤ３７が、回転の途中において潤滑油の油面Ｌ以下の油中を通過することにより、潤滑油の掻き上げ作用を行う。掻き上げられた潤滑油は減速機１２の内部に飛散され各部品に掛けられる。その一部は、減速側ピニオンシャフト４１の通油穴４２を通過して軸方向に移動する。
　減速側ピニオンギヤ３７の支持軸受は深溝玉軸受３９であるから、掻き上げられた潤滑油はその深溝玉軸受３９の幅面から供給される。このため、減速側ピニオンシャフト４１の内部から給油する構成は不要である。
　差動装置１３においては、差動側キャリヤ４８の外周部に設けられた結合突部５９、差動側ピニオンギヤ４６ａ、４６ｂ等が、それぞれ潤滑油の掻き上げ作用を行う。掻き上げられた潤滑油は、差動装置１３の内部に飛散され各部品に掛けられる。その一部は、差動側サンギヤ４５に設けられた通油穴６２を通過して軸方向に移動する。
　前記の作動中、潤滑油がケーシング１４の外部に漏れ出すことは、左右２個所のオイルシール２７、５７によって防止される。また、ケーシング１４の内部において、モータケーシング１４ａと減速差動ケーシング１４ｂに溜まった潤滑油は、減速差動ケーシング１４ｂの閉塞壁に設けられた連通穴６５を通って行き来する。
　１１　電動モータ
　１２　減速機
　１３　差動装置
　１４　ケーシング
　１４ａ　モータケーシング
　１４ｂ　減速差動ケーシング
　１４ｃ　ケーシング蓋
　１４ｄ　区画壁
　１４ｅ　軸受穴
　１５ａ　第一出力シャフト
　１５ｂ　第二出力シャフト
　１６　モータ側外輪
　１６ａ　カップ
　１６ｂ　ステム
　１６ｃ　カップ底板
　１７　差動側外輪
　１７ａ　カップ
　１７ｂ　ステム
　１７ｃ　カップ底板
　１８　セレーション穴
　１９　セレーション穴
　２０　抜け止めピン
　２１　モータシャフト
　２２　第一出力シャフト支持軸受
　２３　通油穴
　２４　ボス
　２５　モータシャフト支持軸受
　２６　第一出力シャフト支持軸受
　２７　オイルシール
　２８　ステータ
　２９　ロータ
　３０　減速機入力シャフト
　３１　モータシャフト支持軸受
　３２　側板
　３３　側板
　３５　減速側サンギヤ
　３６　減速側リングギヤ
　３７　減速側ピニオンギヤ
　３８　減速側キャリヤ
　３８ａ　ボス
　３９　深溝玉軸受
　３９ａ　内輪
　３９ｂ　外輪
　４０　結合片
　４１　減速側ピニオンシャフト
　４２　通油穴
　４３　減速側キャリヤ支持軸受
　４４　差動側リングギヤ
　４４ａ　円板部
　４４ｂ　周縁部
　４４ｃ　ギヤ部
　４５　差動側サンギヤ
　４６ａ、４６ｂ　差動側ピニオンギヤ
　４７ａ、４７ｂ　差動側ピニオンシャフト
　４８　差動側キャリヤ
　４８ａ　ボス
　４８ｂ　軸受穴
　４９　差動側キャリヤ補助部材
　５０　セレーション穴
　５２　セレーション結合部
　５３　ボス
　５４　差動側キャリヤ支持軸受
　５５　押さえリング
　５６　ボルト
　５７　オイルシール
　５８ａ、５８ｂ　針状ころ軸受
　５９　結合突部
　６０　小突起
　６１　結合穴
　６２　通油穴
　６３　スラスト軸受
　６５　連通穴
　６６　給油穴
　７０　抜け止めピン

Claims (10)

  1. 　同軸状態に配置された電動モータ、遊星ギヤ型の減速機及び遊星ギヤ型の差動装置、並びに前記各部材を収納したケーシング、同軸上に配置された第一及び第二出力シャフトの組み合わせからなり、前記第一出力シャフトは前記電動モータのモータシャフトを貫通して配置されその両端部が出力シャフト支持軸受を介して前記ケーシングに支持され、前記電動モータの動力は前記減速機において減速され前記差動装置に出力され、減速された駆動力は前記差動装置において負荷の大きさに応じて２つの分配部材に出力され、一方の分配部材は第一出力シャフトに連結され、他方の分配部材は前記第二出力シャフトに連結された電気自動車用減速差動装置において、前記減速機の遊星ギヤ機構を構成する減速側キャリヤと前記ケーシングとの間に減速側キャリヤ支持軸受が介在されたことを特徴とする電気自動車用減速差動装置。
  2. 　前記減速側キャリヤにボスが設けられ、前記減速側キャリヤ支持軸受が前記ボスの外径面と前記ケーシングとの間に介在され、前記ボスの内径面と前記電動モータのモータシャフトとの間にモータシャフト支持軸受が介在されたことを特徴とする請求項１に記載の電気自動車用減速差動装置。
  3. 　前記ケーシングの内部が、区画壁によって電動モータ収納部と減速機及び差動装置の収納部に区分され、前記区画壁に設けた軸穴に前記モータシャフトが貫通され、前記減速側キャリヤのボスが前記軸穴とモータシャフトとの間に挿入され、前記ボスの外径面と軸穴との間に前記キャリヤ支持軸受が介在されたことを特徴とする請求項２に記載の電気自動車用減速差動装置。
  4. 　前記差動装置の遊星ギヤ機構を構成する差動側キャリヤがボスを有し、そのボスの内面側に軸方向の軸受穴、外面側に前記第二出力シャフトが一体に設けられ、前記ボスの外径面と前記ケーシングとの間に差動側キャリヤ支持軸受が介在されたことを特徴とする請求項１から３のいずれかに記載の電気自動車用減速差動装置。
  5. 　前記差動側キャリヤの軸受穴に前記第一出力シャフトの一端部が挿入され、その挿入端部と前記軸受穴の内径面との間に第一出力シャフト支持軸受が介在されたことを特徴とする請求項４に記載の電気自動車用減速差動装置。
  6. 　前記減速機の遊星ギヤ機構を構成する減速側ピニオンギヤと減速側ピニオンギヤシャフトとの間に深溝玉軸受が介在されたことを特徴とする請求項１から５のいずれかに記載の電気自動車用減速差動装置。
  7. 　前記減速側ピニオンシャフトの一方の端部を支持する減速側キャリヤと前記深溝玉軸受の内輪端面の間、前記減速側ピニオンシャフトの他方の端部を支持する差動側リングギヤの円板部と前記深溝玉軸受の内輪端面の間にそれぞれ側板が介在されたことを特徴とする請求項１から６のいずれかに記載の電気自動車用減速差動装置。
  8. 　前記側板の外径が前記深溝玉軸受の内輪の外径未満の大きさに設定されていることを特徴とする請求項７に記載の電気自動車用減速差動装置。
  9. 　前記深溝玉軸受の内輪の幅が前記減速側ピニオンギヤの幅より大きく設定されていることを特徴とする請求項１から６のいずれかに記載の電気自動車用減速差動装置。
  10. 　前記減速機及び差動装置の潤滑方式が油浴潤滑であることを特徴とする請求項１から９のいずれかに記載の電気自動車用減速差動装置。
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