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WO2015008325A1 - 駆動歯車装置 - Google Patents

駆動歯車装置 Download PDF

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Publication number
WO2015008325A1
WO2015008325A1 PCT/JP2013/069259 JP2013069259W WO2015008325A1 WO 2015008325 A1 WO2015008325 A1 WO 2015008325A1 JP 2013069259 W JP2013069259 W JP 2013069259W WO 2015008325 A1 WO2015008325 A1 WO 2015008325A1
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WO
WIPO (PCT)
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gear
planetary gear
external
planetary
mechanisms
Prior art date
Application number
PCT/JP2013/069259
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
久保　愛三
伸▲よし▼ 杉谷
Original Assignee
株式会社アルケミカ
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 株式会社アルケミカ filed Critical 株式会社アルケミカ
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Priority to CN201480040592.8A priority patent/CN105556174B/zh
Priority to PCT/JP2014/068161 priority patent/WO2015008661A1/ja
Priority to US14/905,567 priority patent/US10203028B2/en
Priority to EP14826409.6A priority patent/EP3023672A4/en
Priority to JP2015527263A priority patent/JP6122119B2/ja
Publication of WO2015008325A1 publication Critical patent/WO2015008325A1/ja

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H48/00—Differential gearings
    • F16H48/36—Differential gearings characterised by intentionally generating speed difference between outputs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H48/00—Differential gearings
    • F16H48/06—Differential gearings with gears having orbital motion
    • F16H48/10—Differential gearings with gears having orbital motion with orbital spur gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H48/00—Differential gearings
    • F16H48/36—Differential gearings characterised by intentionally generating speed difference between outputs
    • F16H2048/364—Differential gearings characterised by intentionally generating speed difference between outputs using electric or hydraulic motors
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/72—Electric energy management in electromobility

Definitions

  • the present invention relates to a drive gear device, and more particularly, to a drive gear device capable of transmitting rotational motion or power (torque) in two paths.
  • Patent Document 1 discloses a differential gear device 110 shown in the configuration diagram of FIG.
  • the differential gear mechanism 110 includes two sets of planetary gear mechanisms 120 a and 120 b, and the externally toothed sun gear members 123 a and 123 b of the planetary gear mechanisms 120 a and 120 b are coupled to each other via an inner coupling member 122.
  • Outer coupling members 127a and 127b are coupled to the inner gear members 126a and 126b of the respective planetary gear mechanisms 120a and 120b, and gear portions 128a and 128b meshing with the gear member 129 are formed on the axially perpendicular end surfaces of the outer coupling members 127a and 127b.
  • a driving force is input to the inner coupling member 122, the driving force is output from the planet carriers 125a and 125b.
  • the distribution of the driving force and the rotation speed can be controlled.
  • Patent Document 2 discloses a spur gear differential shown in the perspective view of FIG.
  • the spur gear differential device includes first and second sun gears 203 and 205 and first and second planetary gears 207 and 209 that mesh with each other.
  • the first planetary gear 207 meshes only with the first sun gear 203
  • the second planetary gear 209 meshes only with the second sun gear 205.
  • the first and second sun gears 203 and 205 have the same number of teeth and different tip diameters.
  • One of the first and second sun gears 203 and 205 has a positive dislocation and the other has a negative dislocation.
  • Patent Document 3 discloses a transmission device shown in the block diagram of FIG.
  • the transmission device includes planetary gear sets 318 and 319 coupled to the output shafts 316 and 317 and a shift mechanism 322 between the output shafts 316 and 317, respectively.
  • the shift mechanism 322 can be switched to the shift positions S1 and S2.
  • the shift position S1 can handle braking and driving by rotating in the same direction, and the left and right axes can be rotated in reverse at the shift position S2.
  • JP 2006-214530 A US Patent Application Publication No. 2011/0245012 US Patent Application Publication No. 2010/0323838
  • the gear member 129 is arranged non-parallel to the central axes of the planetary gear mechanisms 120a and 120b, the structure becomes complicated and the manufacturing cost increases, and the gear member 129 and Friction loss occurs due to meshing of the outer coupling members 127a and 127b with the gear portions 128a and 128b. Further, since the gear member 129 is disposed in the radial direction with respect to the central axis of the planetary gear mechanisms 120a and 120b, and the torsion torque acts on the outer coupling members 127a and 127b, it is difficult to reduce the size and weight.
  • the spur gear differential shown in FIG. 10 is a stepped planetary gear mechanism that functions as a simple differential gear mechanism that allows a difference in rotation between the left and right wheels of the vehicle.
  • it is necessary to rotate the carrier that rotatably supports the first planetary gear 207 and the second planetary gear 209. In that case, the configuration for rotating the carrier is complicated and large.
  • the transmission device of FIG. 11 has a first and second planetary gear sets 318 and 319 that are different in configuration and are asymmetrical in configuration.
  • the present invention is intended to provide a drive gear device that can be easily reduced in size and weight with a simple configuration.
  • the present invention provides a drive gear device configured as follows.
  • the drive gear device includes: (a) an externally toothed sun gear member on which an externally toothed sun gear is formed; a planetary gear member on which a planetary gear that meshes with the externally toothed sun gear; and an internal tooth that meshes with the planetary gear. And a planet carrier that supports the planetary gear member so that it can revolve and rotate around the external gear sun gear.
  • a second planetary gear mechanism ; (b) a coupling member that coaxially couples the externally toothed sun gear members of the first and second planetary gear mechanisms; and (c) the inner part of the first planetary gear mechanism.
  • the planetary gear mechanism is arranged so as to be parallel and rotatable with the rotation center axis of the external sun gear.
  • a first auxiliary gear member formed; (d) a second gear meshing with the external teeth of the internal gear member of the second planetary gear mechanism; and the first gear disposed coaxially with the second gear.
  • a second auxiliary gear member disposed in parallel with the shaft and rotatably.
  • the external teeth of the internal gear member of the first and second planetary gear mechanisms mesh with the first and second gears of the first and second auxiliary gear members, and the first and second auxiliary gears are engaged. Since the third and fourth gears of the gear member mesh with each other, the rotational torque input to the coupling member is evenly distributed to the planet carriers of the first and second planetary gear mechanisms.
  • the first and second auxiliary gear members are arranged in parallel with the rotation center axis of the external sun gear member of the first and second planetary gear mechanisms, and the first and second auxiliary gears are arranged. No driving force is transmitted to the first and second gears of the member, and the friction loss is small. Further, the first and second auxiliary gear members do not need to revolve around the internal gear members of the first and second planetary gear mechanisms. Therefore, the drive gear device has a simple configuration and can be easily downsized.
  • the first and second planetary gear mechanisms are arranged so as to be parallel to and rotatable with respect to the rotation center axis of the external gear sun gear, and with the external teeth of the internal gear member of the first planetary gear mechanism.
  • a third auxiliary gear member is arranged so as to be parallel to and rotatable with respect to the rotation center axis of the external gear sun gear, and with the external teeth of the internal gear member of the first planetary gear mechanism.
  • the third auxiliary gear member can control the difference in rotational torque and rotational speed distributed to the planet carriers of the first and second planetary gear mechanisms. Since the rotation for transmitting the rotational torque and the rotation of the third auxiliary gear member for controlling the distribution of the rotational torque and the difference in the rotational speed are completely separated, the controllability is very good. Furthermore, even when the mechanism for driving the third auxiliary gear fails, the mechanical operation for distributing the rotational torque is maintained safely.
  • the external tooth sun of the first and second planetary gear mechanisms is fixed to the coupling member and coaxial with the rotation center axis of the external tooth sun gear of the first and second planetary gear mechanisms.
  • An intermediate gear member disposed between the gears and formed with external teeth is further provided.
  • the output can be distributed to the planet carriers of the first and second planetary gear mechanisms by disposing the drive source outside the drive gear device and transmitting the drive force to the intermediate gear member.
  • the diameter of the tip circle of the external tooth of the intermediate gear member is smaller than the diameter of the tip circle of the external tooth of the internal gear member of the first and second planetary gear mechanisms.
  • the drive gear device can be downsized, or the drive source and the drive gear device can be brought close to each other to be compact.
  • an electric motor having a rotating shaft protruding at both ends is disposed between the first planetary gear mechanism and the second planetary gear mechanism.
  • the externally toothed sun gear member of the first planetary gear mechanism is coupled to one end side of the rotating shaft of the electric motor.
  • the external gear sun gear member of the second planetary gear mechanism is coupled to the other end side of the rotating shaft of the electric motor.
  • the rotation shaft of the electric motor is arranged coaxially with the rotation center shaft of the external gear sun gear of the first and second planetary gear mechanisms.
  • the coupling member is constituted by the rotating shaft of the electric motor.
  • an electric motor can be incorporated in the drive gear device, and the drive system can be configured integrally by combining the electric motor, the speed reducer, and the differential, thereby reducing the size.
  • the drive gear device of the present invention can be easily reduced in size and weight with a simple configuration.
  • Example 1 It is a block diagram of a drive gear apparatus.
  • Example 1 It is a perspective view which shows meshing
  • Example 1 It is a perspective view which shows meshing
  • Example 1 It is a perspective view which shows meshing
  • Example 1 It is a perspective view which shows meshing
  • Example 1 It is a top view of meshing
  • Example 1 It is a block diagram of a drive gear apparatus.
  • Example 2 It is a top view of meshing
  • Example 2 It is a block diagram of a differential gear apparatus.
  • Conventional example 1) It is a perspective view of a spur gear differential.
  • (Conventional example 2) It is a block diagram of a transmission device. (Conventional example 3)
  • Example 1 A drive gear device 10 of Example 1 will be described with reference to FIGS.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram schematically showing the configuration of the drive gear device 10 by taking an automobile drive as an example.
  • 2 to 5 are perspective views showing the meshing of the gears of the drive gear device 10.
  • the spur gear is illustrated for explanation, it is not limited to the spur gear, and an appropriate type of gear may be selected.
  • the drive gear device 10 includes first and second planetary gear mechanisms 11 a and 11 b, a coupling shaft 12, and first and second auxiliary gear members 18 and 19. ing.
  • the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b include (i) external-tooth sun gear members 12a and 12b on which external-tooth sun gears are formed, and (ii) ) A plurality of planetary gear members 14a, 14b formed with planetary gears meshed with the external gear sun gear, and (iii) internal teeth 16a, 17a meshed with the planetary gears, which are radially outer than the internal teeth 16a, 17a. And (iv) planetary carriers 15a and 15b that support the planetary gear members 14a and 14b so as to rotate and revolve freely. As shown in FIGS.
  • the planetary gear members 14a and 14b are rotatably supported on the support shafts 15p and 15q of the planet carriers 15a and 15b, and the center axes 15s and 15t of the planet carriers 15a and 15b are rotated. Is transmitted to the left and right wheels 2a, 2b, for example.
  • externally toothed sun gear members 12 a and 12 b of the first and second planetary gear mechanisms 11 a and 11 b are coaxially fixed to the coupling shaft 12.
  • the coupling shaft 12 is coaxially fixed with an intermediate gear member 13 formed with external teeth that mesh with the drive input gear 30 between the external sun gear members 12a and 12b.
  • the coupling shaft 12 is a coupling member.
  • the diameter of the addendum circle of the intermediate gear member 13 fixed to the coupling shaft 12 is the diameter of the addendum circles of the external teeth 16b and 17b of the internal gear members 16 and 17 of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b. It is preferable to make it smaller. In this case, since the intermediate gear member 13 does not protrude, it is easy to configure so as not to interfere with the first and second auxiliary gear members 18 and 19, and the drive gear device 10 can be reduced in size. Moreover, the rotation center axis
  • a plurality of sets, for example, three sets of first and second auxiliary gear members 18 and 19 are arranged outside the internal gear members 16 and 17 of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b.
  • the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b are arranged so as to be parallel and rotatable with the rotation center axes of the externally toothed sun gear members 12a and 12b.
  • the first auxiliary gear member 18 includes a first gear 18a that meshes with the external teeth 16b of the internal gear member 16 of the first planetary gear mechanism 11a, and a third gear 18b.
  • the gears 18a and 18b are arranged coaxially.
  • the second auxiliary gear member 19 includes a second gear 19a that meshes with the external teeth 17b of the internal gear member 17 of the second planetary gear mechanism 11b, and a fourth gear 19b.
  • the gears 19a and 19b are arranged coaxially.
  • the third gear 18b of the first auxiliary gear member 18 and the fourth gear 19b of the second auxiliary gear member 19 are engaged with each other.
  • the internal gear members 16 and 17 of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b are omitted from the illustration of the internal teeth 16a and 17a.
  • the third auxiliary gear member 5 fixed to the rotating shaft 4a of the control motor 4 is disposed outside the internal gear member 17 of the second planetary gear mechanism 11b.
  • the third auxiliary gear member 5 is formed with external teeth that mesh with the external teeth 17b of the internal gear member 17 of the second planetary gear mechanism 11b.
  • the third auxiliary gear member 5 may be arranged to mesh with one of the first and second gears 18 a, 19 a of the first and second auxiliary gear members 18, 19. It is also possible to arrange so as to mesh with any one of the third and fourth gears 18b and 19b of the auxiliary gear members 18 and 19.
  • the coupling shaft 12, the central shafts 15s and 15t of the planetary carriers 15a and 15b, and the first and second auxiliary gear members 18 and 19 are rotatably supported on the casing via, for example, bearings. Then, the control motor 4 is fixed to the casing.
  • the first and second gears 18a, 19a of the first and second auxiliary gear members 18, 19 are connected to the external teeth 16b, 17b of the inner gear members 16, 17 of the first and second planetary gear mechanisms 11a, 11b.
  • the first and second auxiliary gear members 18 and 19 have first and second auxiliary gear members 18 and 19 from the external teeth 16b and 17b of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b.
  • Forces Fa and Fb are transmitted to the second gears 18b and 19b.
  • the forces Fa and Fb are balanced via the auxiliary gear members 18 and 19, and the distribution of the rotational torques Ta and Tb is maintained.
  • the external teeth 16b and 17b of the internal gear members 16 and 17 of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b and therefore the first and second The difference in rotational speed is transmitted from one of the auxiliary gear members 18 and 19 to the other, while the distribution of the rotational torques Ta and Tb remains unchanged, the difference between the forces Fa and Fb does not occur, and the rotational torques Ta and Tb are evenly distributed. Will come to be.
  • the drive gear device 10 includes the first and second auxiliary gear members 18 and 19 so that the drive gear device 10 has the center shafts 15s and 15t of the planet carriers 15a and 15b of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b. Rotational energy can be evenly distributed.
  • the drive gear device 10 includes the third auxiliary gear member 5 in addition to the first and second auxiliary gear members 18 and 19, so that the planetary carriers of the first and second planetary gear mechanisms 11 a and 11 b are provided.
  • the distribution of rotational energy with respect to the central shafts 15s and 15t of 15a and 15b can be controlled by the third auxiliary gear member 5.
  • the drive gear device 10 equalizes the rotational torques output to the center shafts 15s and 15t of the planet carriers 15a and 15b of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b, or makes a difference in rotational torque. Therefore, it can be used as a differential that distributes rotational torque to the left and right and front and rear wheels.
  • one driving input gear 30 that transmits the driving force of the engine is configured to mesh with the intermediate gear member 13.
  • the drive input gear 30 a for driving the engine and the drive input gear 30 b for driving the motor are engaged with the intermediate gear member 13.
  • Table 1 An example of the number of teeth of each gear in these cases is shown in Table 1 below.
  • the drive gear device 10 has excellent actions and effects as follows.
  • first and second auxiliary gears 18 and 19 are arranged outside the internal gear members 16 and 17 of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b, a force acting corresponding to the rotational torque is generated. Get smaller. Furthermore, the first and second auxiliary gears 18 and 19 can be arranged in a plurality of groups, and each group can share the force acting corresponding to the rotational torque. Therefore, it is easy to ensure the strength of the first and second auxiliary gears 18 and 19. Further, the alignment of the gear shaft inside the drive gear device 10 does not go wrong due to the rotational torque.
  • the first and second auxiliary gears 18 and 19 are rotatably supported by a casing or the like, like the coupling shaft 12 and the center shafts 15s and 15t of the planet carriers 15a and 15b, and simply rotate. Thus, unlike the planetary gear, it does not revolve around the internal gear members 16, 17 of the first and second planetary gear mechanisms 11a, 11b.
  • the first and second auxiliary gears 18 and 19 are different in the rotational speed of the center shafts 15s and 15t of the planet carriers 15a and 15b of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b, that is, the wheels 2a, Since the rotation is caused only by the difference in the rotation speed of 2b, the rotation speed itself is also small.
  • the first and second auxiliary gears 18 and 19 can be made small.
  • the rotation center axes of the first and second auxiliary gear members 18 and 19 and the third auxiliary gear member 5 are the rotation centers of the first and third planetary gear mechanisms 11a and 11b.
  • the first and second auxiliary gear members 18 and 19 are arranged around the inner gear members 16 and 17 of the first and third planetary gear mechanisms 11a and 11b because they are arranged parallel to the shaft and do not change in the axial direction. Can be arranged.
  • the rotation center axes of the first and second auxiliary gear members 18, 19 and the third auxiliary gear member 5 are the rotation centers of the first and third planetary gear mechanisms 11a, 11b. Since it is arranged in parallel with the shaft and the rotating shafts do not intersect, it can be manufactured with high performance and low cost by existing technology, and there is little friction loss of meshing.
  • the drive gear device 10 can have a symmetrical shape, it is easy to ensure straight travel when used in an automobile.
  • the rotation for transmitting the rotational torque and the rotation for controlling the distribution of the rotational torque are completely separated. Even if the control motor 4 is driven, the sum of the rotational torques output from the center axes 15s and 15t of the planet carriers 15a and 15b of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b does not change. For example, the control motor 4 does not affect the rotation of the drive source. Rotational torque output to the central shafts 15s and 15t of the planet carriers 15a and 15b of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b even if the rotation of the driving force generated by a driving source such as a motor or an engine is changed. The control of the difference is not affected. Therefore, the drive gear device 10 has very good controllability with respect to the distribution of rotational torque and the difference in rotational speed.
  • a drive gear device 10a of Embodiment 2 will be described with reference to FIGS.
  • the drive gear device 10a of the second embodiment is configured in substantially the same manner as the drive gear device 10 of the first embodiment.
  • the same reference numerals are used for the same components as in the first embodiment, and differences from the first embodiment will be mainly described.
  • the drive gear device 10a of the second embodiment is the same as the drive gear device 10 of the first embodiment, and the external sun gear members 12a and 12b of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b.
  • the first and second auxiliary gear members 18 and 19 and the third auxiliary gear member 5 are provided.
  • the drive gear device 10a of the second embodiment is different from the drive gear device 10 of the first embodiment in the configuration between the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b. That is, between the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b, the electric motor 6 with the rotating shaft 8 projecting at both ends is disposed, and at both ends of the rotating shaft 8, the first and second planetary gear mechanisms 11a are disposed. , 11b external gear sun gear members 12a, 12b are fixed. That is, the rotation shaft 8 of the electric motor 6 is a modification of the coupling shaft 12 of the drive gear device 10 of the first embodiment. An intermediate gear member 13 is fixed to one side of the rotating shaft 8.
  • the drive input gear 30 is different from the drive gear device 10 of the first embodiment, and a drive transmission gear 31 that meshes with the drive input gear 30 is rotated by a drive source.
  • a drive transmission gear 31 that meshes with the drive input gear 30 is rotated by a drive source.
  • FIG. 8A even if one set of drive input gear 30 and drive transmission gear 31 are provided, as shown in FIG. 8B, two or more sets of drive input gears 30a and 30b and drive transmission are provided. Gears 31a and 31b may be provided. If possible in terms of dimensions, the drive transmission gear 31 may be eliminated and the role of the drive input gear 30 may be assigned as in the first embodiment, or the intermediate gear member 13 and the drive input gear 30 may be non-parallel shaft gears. Absent.
  • the drive gear device 10a receives the rotational torque output to the center shafts 15s and 15t of the planetary carriers 15a and 15b of the first and second planetary gear mechanisms 11a and 11b. It is possible to evenly distribute and control the difference in the distribution of rotational torque.
  • the drive system is integrally configured by combining the electric motor, the speed reduction device, and the differential, and the drive gear device 10a is particularly suitable for an automobile driven by a motor. It is. That is, in the planetary gear mechanism, the reduction ratio is greatest when the sun outer gear is used as an input and the planet carrier is used as an output. In general automobiles, the tire travels about 1.8 to 2 m in one rotation of the tire, and the vehicle speed is about 160 Km / h. Therefore, the output rotation required for the planetary carrier is about 1200 to 1500 rpm. For motors, 5,000 rpm to 10,000 rpm is the most efficient rotational speed.
  • the drive gear device 10a can realize a motor drive system configuration that is most rational and meets the requirements of the vehicle.
  • the drive gear devices 10 and 10a can be easily reduced in size and weight with a simple configuration.

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Abstract

　簡単な構成で容易に小型軽量化することができる駆動歯車装置を提供する。　結合部材１２が、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの外歯太陽歯車部材１２ａ，１２ｂを同軸に結合している。第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７には、外歯１６ｂ，１７ｂが形成されている。第１及び第３の歯車１８ａ，１８ｂを有する第１の補助歯車部材１８と、第２および第４の歯車１９ａ，１９ｂを有する第２の補助歯車部材１９とが、第１の歯車１８ａが第１の遊星歯車機構１１ａの内歯車部材１６の外歯１６ｂに噛み合い、第２の歯車１９ａが第２の遊星歯車機構１１ｂの内歯車部材１７の外歯１７ｂに噛み合い、第３及び第４の歯車１８ｂ，１９ｂが噛み合うように、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの外歯太陽歯車１２ａ，１２ｂの回転中心軸と平行かつ回転可能に配置されている。

Description

駆動歯車装置
　本発明は、駆動歯車装置に関し、詳しくは、回転運動あるいは動力（トルク）を２経路に分けて伝達することができる駆動歯車装置に関する。
　従来、自動車の駆動輪に分配するトルクや回転速度を制御するために用いる種々の装置が提案されている。
　例えば、特許文献１には、図９の構成図に示す差動歯車装置１１０が開示されている。この差動歯車機構１１０は、２組の遊星歯車機構１２０ａ，１２０ｂを備え、遊星歯車機構１２０ａ，１２０ｂの外歯太陽歯車部材１２３ａ，１２３ｂ同士が内結合部材１２２を介して結合されている。それぞれの遊星歯車機構１２０ａ，１２０ｂの内歯車部材１２６ａ，１２６ｂに外結合部材１２７ａ，１２７ｂが結合され、外結合部材１２７ａ，１２７ｂの軸直角端面に、歯車部材１２９に噛み合う歯車部１２８ａ，１２８ｂが形成されている。内結合部材１２２に駆動力が入力されると、遊星キャリア１２５ａ，１２５ｂから駆動力が出力される。歯車部材１２９の回転・停止によって、駆動力の分配や回転速度を制御することができる。
　特許文献２には、図１０の斜視図に示す平歯車差動装置が開示されている。この平歯車差動装置は、第１及び第２の太陽歯車２０３，２０５と、互いに噛み合う第１及び第２の遊星歯車２０７，２０９とを備える。第１の遊星歯車２０７は第１の太陽歯車２０３のみと噛み合い、第２の遊星歯車２０９は第２の太陽歯車２０５のみと噛み合う。第１及び第２の太陽歯車２０３，２０５は、それぞれの歯数が同じであり、歯先円直径が互いに異なる。第１及び第２の太陽歯車２０３，２０５の一方には正の転位が、他方には負の転位が施されている。
　特許文献３には、図１１の構成図に示す伝動装置が開示されている。この伝動装置は、出力軸３１６，３１７の間に、出力軸３１６，３１７にそれぞれ結合された遊星ギヤセット３１８，３１９と、シフト機構３２２とを備える。シフト機構３２２はシフトポジションＳ１，Ｓ２に切り換えが可能であり、シフトポジションＳ１では同方向回転でブレーキ、駆動に対応可能であり、シフトポジションＳ２では左右軸が逆転運転できる。
特開２００６－２１４５３０号公報 米国特許出願公開第２０１１／０２４５０１２明細書 米国特許出願公開第２０１０／０３２３８３８号明細書
　図９の差動歯車装置１１０は、歯車部材１２９が、遊星歯車機構１２０ａ，１２０ｂの中心軸に対して非平行に配置されるため、構造上複雑となり製造コストが高くなる上、歯車部材１２９と外結合部材１２７ａ，１２７ｂの歯車部１２８ａ，１２８ｂとの噛み合いによって摩擦損失が生じる。また、歯車部材１２９が遊星歯車機構１２０ａ，１２０ｂの中心軸に対して径方向に配置され、外結合部材１２７ａ，１２７ｂにはねじりトルクが作用するためする、小型軽量化しにくい。
　図１０の平歯車差動装置は、車両の左右輪の回転差を許容する単なる差動歯車機構として働く段違い遊星歯車機構である。トルク分配を変更したり回転速度差を生じさせたりするためには、第１の遊星歯車２０７と第２の遊星歯車２０９を回転自在に支持するキャリアを回転させる必要がある。その場合、キャリアを回転させるための構成は、複雑かつ大きくなる。
　図１１の伝動装置は、第１及び第２の遊星ギヤセット３１８，３１９の構成が異なっており、左右非対称の複雑な構成である。
　本発明は、かかる実情に鑑み、簡単な構成で容易に小型軽量化することができる駆動歯車装置を提供しようとするものである。
　本発明は、上記課題を解決するために、以下のように構成した駆動歯車装置を提供する。
　駆動歯車装置は、（ａ）外歯太陽歯車が形成された外歯太陽歯車部材と、前記外歯太陽歯車に噛み合う遊星歯車が形成された遊星歯車部材と、前記遊星歯車に噛み合う内歯が形成され該内歯よりも径方向外側に外歯が形成された内歯車部材と、前記外歯太陽歯車の周りを公転可能かつ自転可能に前記遊星歯車部材を支持する遊星キャリアとを有する第１及び第２の遊星歯車機構と、（ｂ）前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車部材を同軸に結合する結合部材と、（ｃ）前記第１の遊星歯車機構の前記内歯車部材の前記外歯に噛み合う第１の歯車と、前記第１の歯車と同軸に配置された第３の歯車とを有し、前記第１及び第３の歯車が前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の回転中心軸と平行かつ回転可能に配置された第１の補助歯車部材と、（ｄ）前記第２の遊星歯車機構の前記内歯車部材の前記外歯に噛み合う第２の歯車と、前記第２の歯車と同軸に配置され前記第１の補助歯車部材の前記第３の歯車と噛み合う第４の歯車とを有し、前記第２及び第４の歯車が前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の前記回転中心軸と平行かつ回転可能に配置された第２の補助歯車部材とを備える。
　上記構成において、第１及び第２の遊星歯車機構の内歯車部材の外歯と、第１及び第２の補助歯車部材の第１及び第２の歯車とが噛み合い、第１及び第２の補助歯車部材の第３及び第４の歯車が噛み合うため、結合部材に入力された回転トルクが、第１及び第２の遊星歯車機構の遊星キャリアに均等に分配されるようになる。
　上記構成によれば、第１及び第２の補助歯車部材は、第１及び第２の遊星歯車機構の外歯太陽歯車部材の回転中心軸と平行に配置され、第１及び第２の補助歯車部材の第１及び第２の歯車には駆動力が伝達されず、摩擦損失が少ない。また、第１及び第２の補助歯車部材は、第１及び第２の遊星歯車機構の内歯車部材のまわりを公転する必要がない。そのため、駆動歯車装置は、構成が簡単で、容易に小型化することができ。
　好ましくは、前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の前記回転中心軸と平行かつ回転可能に配置され、前記第１の遊星歯車機構の前記内歯車部材の前記外歯と、前記第２の遊星歯車機構の前記内歯車部材の前記外歯と、前記第１及び第２の補助歯車部材の前記第１乃至第４の歯車とのうち一つに噛み合う第５の歯車を有する第３の補助歯車部材をさらに備える。
　この場合、第３の補助歯車部材によって、第１及び第２の遊星歯車機構の遊星キャリアに分配される回転トルクや回転数の差を制御することができる。回転トルクを伝達するための回転と、回転トルクの分配や回転数の差を制御するための第３の補助歯車部材の回転とが、完全に分離されているため、制御性が極めて良い。さらに、第３の補助歯車を駆動する機構が故障した場合でも、安全であり、回転トルクを分配する機械的な動作は維持される。
　好ましくは、前記結合部材に固定され、前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の前記回転中心軸と同軸に、記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の間に配置され、外歯が形成された中間歯車部材を、さらに備える。
　この場合、駆動歯車装置の外部に駆動源を配置し、中間歯車部材に駆動力を伝達することによって、第１及び第２の遊星歯車機構の遊星キャリアに出力を分配することができる。
　より好ましくは、前記中間歯車部材の前記外歯の歯先円の直径は、前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記内歯車部材の前記外歯の歯先円の直径よりも小さい。
　この場合、駆動歯車装置を小型化したり、駆動源と駆動歯車装置とを近づけてコンパクトに構成したりすることができる。
　好ましくは、前記第１の遊星歯車機構と前記第２の遊星歯車機構の間に、両端に回転軸が突出している電動モータが配置される。前記電動モータの前記回転軸の一端側に、前記第１の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車部材が結合される。前記電動モータの前記回転軸の他端側に、前記第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車部材が結合される。前記電動モータの前記回転軸が、前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の前記回転中心軸と同軸に配置される。前記電動モータの前記回転軸によって前記結合部材が構成される。
　この場合、駆動歯車装置に電動モータを組み込み、電動モータと減速装置とデフとを組み合わせ駆動系を一体に構成し、小型化することができる。
　本発明の駆動歯車装置は、簡単な構成で容易に小型軽量化することができる。
駆動歯車装置の構成図である。（実施例１） 駆動歯車装置の歯車の噛み合いを示す斜視図である。（実施例１） 駆動歯車装置の歯車の噛み合いを示す斜視図である。（実施例１） 駆動歯車装置の歯車の噛み合いを示す斜視図である。（実施例１） 駆動歯車装置の歯車の噛み合いを示す斜視図である。（実施例１） 駆動歯車装置の歯車の噛み合いを平面図である。（実施例１） 駆動歯車装置の構成図である。（実施例２） 駆動歯車装置の歯車の噛み合いを平面図である。（実施例２） 差動歯車装置の構成図である。（従来例１） 平歯車差動装置の斜視図である。（従来例２） 伝動装置の構成図である。（従来例３）
　以下、本発明の実施の形態について、図１～図８を参照しながら説明する。
　＜実施例１＞　実施例１の駆動歯車装置１０について、図１～図６を参照しながら説明する。
　図１は、駆動歯車装置１０の構成を自動車駆動を例にとり模式的に示す説明図である。図２～図５は、駆動歯車装置１０の歯車の噛み合いを示す斜視図である。なお、説明のため平歯車を図示しているが、平歯車に限るものではなく、適宜な種類の歯車を選択すればよい。
　図１及び図２に示すように、駆動歯車装置１０は、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂと、結合軸１２と、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９とを備えている。
　図１及び図２（ｂ）に示すように、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂは、（ｉ）外歯太陽歯車が形成された外歯太陽歯車部材１２ａ，１２ｂと、（ii）外歯太陽歯車に噛み合う遊星歯車が形成された複数個の遊星歯車部材１４ａ，１４ｂと、（iii）遊星歯車に噛み合う内歯１６ａ，１７ａが形成され、内歯１６ａ，１７ａよりも径方向外側の外周面に外歯１６ｂ，１７ｂが形成された内歯車部材１６，１７と、（ｉｖ）遊星歯車部材１４ａ，１４ｂを自転自在かつ公転自在に支持する遊星キャリア１５ａ，１５ｂとを有する。図２（ａ）及び（ｃ）に示すように、遊星キャリア１５ａ，１５ｂの支持軸１５ｐ，１５ｑに遊星歯車部材１４ａ，１４ｂが回転自在に支持され、遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔの回転が、例えば、左右の車輪２ａ，２ｂに伝達される。
　図３に示すように、結合軸１２には、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの外歯太陽歯車部材１２ａ，１２ｂが同軸に固定されている。また、結合軸１２は、外歯太陽歯車部材１２ａ，１２ｂの間に、駆動入力歯車３０に噛み合う外歯が形成された中間歯車部材１３が同軸に固定されている。結合軸１２は結合部材である。
　結合軸１２に固定された中間歯車部材１３の歯先円の直径は、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７の外歯１６ｂ，１７ｂの歯先円の直径よりも小さくすることが好ましい。この場合、中間歯車部材１３が突出しないため、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９と干渉しないように構成することが容易であり、駆動歯車装置１０を小型化することができる。また、駆動源に接続される駆動入力歯車３０の回転中心軸を駆動歯車装置に接近させ、駆動源と駆動歯車装置とをコンパクトに構成することができる。
　図４に示すように、複数組、例えば３組の第１及び第２の補助歯車部材１８，１９が、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７の外側に、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの外歯太陽歯車部材１２ａ，１２ｂの回転中心軸と平行かつ回転可能に配置されている。第１の補助歯車部材１８は、第１の遊星歯車機構１１ａの内歯車部材１６の外歯１６ｂに噛み合う第１の歯車１８ａと、第３の歯車１８ｂとを有し、第１及び第３の歯車１８ａ，１８ｂは同軸に配置されている。第２の補助歯車部材１９は、第２の遊星歯車機構１１ｂの内歯車部材１７の外歯１７ｂに噛み合う第２の歯車１９ａと、第４の歯車１９ｂとを有し、第２及び第４の歯車１９ａ，１９ｂは同軸に配置されている。第１の補助歯車部材１８の第３の歯車１８ｂと、第２の補助歯車部材１９の第４の歯車１９ｂとは、噛み合う。なお、図４において、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７は、内歯１６ａ，１７ａの図示が省略されている。
　さらに、制御用モータ４の回転軸４ａに固定された第３の補助歯車部材５が、第２の遊星歯車機構１１ｂの内歯車部材１７の外側に配置されている。第３の補助歯車部材５には、第２の遊星歯車機構１１ｂの内歯車部材１７の外歯１７ｂに噛み合う外歯が形成されている。第３の補助歯車部材５は、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９の第１及び第２の歯車１８ａ，１９ａのいずれか一方と噛み合う配置とすることも、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９の第３及び第４の歯車１８ｂ，１９ｂのいずれか一方と噛み合う配置とすることも可能である。
　図示していないが、結合軸１２と、遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔと、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９とは、例えばベアリングを介してケーシングに回転自在に支持され、制御用モータ４がケーシングに固定される。
　次に、駆動歯車装置１０の動作について説明する。
　図５の斜視図に示すように、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９と第３の補助歯車部材５がない場合、駆動入力歯車３０から中間歯車部材１３に回転トルクが伝達されると、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔに、それぞれ、回転トルクＴａ，Ｔｂが分配される。このとき、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７の外歯１６ｂ，１７ｂに、回転トルクＴａ，Ｔｂに比例する同方向の力Ｆａ，Ｆｂが作用する。
　第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７の外歯１６ｂ，１７ｂに、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９の第１及び第２の歯車１８ａ，１９ａが噛み合っていると、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７の外歯１６ｂ，１７ｂから、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９の第１及び第２の歯車１８ｂ，１９ｂに力Ｆａ，Ｆｂが伝達される。第１及び第２の補助歯車部材１８，１９の第３及び第４の歯車１８ｂ，１９ｂが噛み合っていると、回転トルクＴａ，Ｔｂが等しく、Ｆａ＝Ｆｂであるときには、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９を介して力Ｆａ，Ｆｂが均衡し、回転トルクＴａ，Ｔｂの分配が維持される。一方、遊星キャリア１５ａ，１５ｂの回転速度に差があるときも、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７の外歯１６ｂ，１７ｂから、したがって第１及び第２の補助歯車部材１８，１９の一方から他方に、回転速度の差が伝達され、回転トルクＴａ，Ｔｂの分配はそのままに、力Ｆａ，Ｆｂの差が無く、回転トルクＴａ，Ｔｂが均等に分配されるようになる。
　すなわち、駆動歯車装置１０は、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９を備えることによって、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔに、回転エネルギーが均等に分配されるようにすることができる。
　さらに、制御用モータ４の回転軸４ａに固定された第３の補助歯車部材５から、回転トルクＴｃを加えると、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔから出力される回転トルクＴａ，Ｔｂは、回転トルクＴｃに相当するトルクが一方には加算され、他方には減算されるように分配される。そのため、第３の補助歯車部材５から付加される回転トルクＴｃを調整することによって、回転トルクＴａ，Ｔｂの差を制御することができる。
　すなわち、駆動歯車装置１０は、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９に加え、第３の補助歯車部材５を備えることによって、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔに対する回転エネルギーの配分を、第３の補助歯車部材５によって制御することができる。
　このように、駆動歯車装置１０は、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔに出力される回転トルクを、等しくしたり、回転トルクの差を制御したりすることができるので、左右や前後の車輪に回転トルクを分配するデフとして用いることができる。
　例えば、エンジン自動車の左右輪に駆動トルクを分配するため、図６（ａ）に示すように、エンジンの駆動力を伝達する１つの駆動入力歯車３０が、中間歯車部材１３に噛み合う構成とする。ハイブリッドの場合には、図６（ｂ）に示すように、エンジン駆動用の駆動入力歯車３０ａと、モータ駆動用の駆動入力歯車３０ｂが、中間歯車部材１３に噛み合う構成とする。これらの場合の各歯車の歯数の例を、次の表１に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　駆動歯車装置１０は、以下のように、優れた作用や効果を奏する。
　第１及び第２の補助歯車１８，１９は、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７の外側に配置されるため、回転トルクに対応して作用する力が小さくなる。さらに、第１及び第２の補助歯車１８，１９は、複数組を配置し、回転トルクに対応して作用する力を各組で分担することができる。そのため、第１及び第２の補助歯車１８，１９の歯車は、強度の確保が容易である。また、回転トルクにより駆動歯車装置１０内部の歯車軸のアライメントが狂うことはない。
　また、第１及び第２の補助歯車１８，１９は、結合軸１２や遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔと同様に、ケーシング等に回転自在に支持されており、単純に自転するだけであり、遊星歯車のように第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７のまわりを公転するものではない。しかも、第１及び第２の補助歯車１８，１９は、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔの回転数の差、すなわち、車輪２ａ，２ｂの回転数の差のみに起因して回転するため、その回転速度自体も小さい。
　これらのことから、第１及び第２の補助歯車１８，１９は、小さく構成することができる。
　また、駆動歯車装置１０は、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９や、第３の補助歯車部材５の回転中心軸が、第１及び第３の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの回転中心軸と平行に配置され、軸方向に変化がないため、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９を、第１及び第３の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの内歯車部材１６，１７のまわりに配置することができる。
　さらに、駆動歯車装置１０は、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９や、第３の補助歯車部材５の回転中心軸が、第１及び第３の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの回転中心軸と平行に配置され、回転軸が交差することがないため、既存技術で高性能かつ安価に製造でき、また噛み合いの摩擦損失が少ない。
　したがって、駆動歯車装置１０をコンパクトに構成し、小型軽量化し、高性能かつ安価に製造することが可能である。
　駆動歯車装置１０は、左右対称の形状とすることができるので、自動車に用いた場合、直進を確保することが容易である。
　駆動歯車装置１０は、回転トルクを伝達するための回転と、回転トルクの配分を制御するための回転とが、完全に分離されている。制御用モータ４を駆動しても、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔから出力される回転トルクの合計は変化しないため、モータやエンジンなどの駆動源の回転には、制御用モータ４の影響が及ばない。モータやエンジンなどの駆動源で発生させる駆動力の回転を変化させても、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔに出力される回転トルクの差の制御には、影響が及ばない。そのため、駆動歯車装置１０は、回転トルクの分配や回転数の差に対する制御性が極めて良い。
　また、制御用モータ４が断線等によって作動しない場合、制御用モータ４の回転軸４ａが抵抗なく自由に回転するときには、回転トルクを等分配する機能が維持される。制御用モータ４の回転軸４ａの回転が負荷になる場合、負荷に対応する回転トルク差が生じるが、回転トルクを分配する機能自体は維持される。また、この負荷によって、分配される回転トルクが制限されるため、出力軸に摩擦ブレーキあるいは粘性抵抗などの制動装置を組み込んだリミテッドスリップデフのように、働くことが期待される。すなわち、制御用モータ４の故障等によって第３の補助歯車部材５が機能しないときでも安全であり、かつ、回転トルクを分配する機械的な動作は維持される。
＜実施例２＞　実施例２の駆動歯車装置１０ａについて、図７及び図８を参照しながら説明する。実施例２の駆動歯車装置１０ａは、実施例１の駆動歯車装置１０と略同様に構成されている。以下では、実施例１と同じ構成部分には同じ符号を用い、実施例１との相違点を中心に説明する。
　図７に示すように、実施例２の駆動歯車装置１０ａは、実施例１の駆動歯車装置１０と同じく、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの外歯太陽歯車部材１２ａ，１２ｂと、第１及び第２の補助歯車部材１８，１９と、第３の補助歯車部材５とを備えている。
　実施例２の駆動歯車装置１０ａは、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの間の構成が、実施例１の駆動歯車装置１０と異なる。すなわち、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの間に、両端に回転軸８が突出する電動モータ６が配置され、回転軸８の両端に、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの外歯太陽歯車部材１２ａ，１２ｂが固定されている。すなわち、電動モータ６の回転軸８は、実施例１の駆動歯車装置１０の結合軸１２の変形である。また、回転軸８の一方側に、中間歯車部材１３が固定されている。
　また、駆動入力歯車３０は、実施例１の駆動歯車装置１０と異なり、駆動入力歯車３０に噛み合う駆動伝達歯車３１が、駆動源によって回転される。図８（ａ）に示すように、１組の駆動入力歯車３０と駆動伝達歯車３１を備えても、図８（ｂ）に示すように、２組以上の駆動入力歯車３０ａ，３０ｂと駆動伝達歯車３１ａ，３１ｂを備えても構わない。寸法構成的に可能ならば、実施例１のように駆動伝達歯車３１を廃しその役割を駆動入力歯車３０におわせることや、中間歯車部材１３、駆動入力歯車３０を非平行軸歯車にしても構わない。
　駆動歯車装置１０ａには、実施例１の駆動歯車装置１０と同様に、第１及び第２の遊星歯車機構１１ａ，１１ｂの遊星キャリア１５ａ，１５ｂの中心軸１５ｓ，１５ｔに出力される回転トルクを等配分したり、回転トルクの配分の差を制御したりすることができる。
　駆動歯車装置１０ａに電動モータ６を組み込むことによって、電動モータと減速装置とデフとを組み合わせて駆動系を一体に構成し、小型化する
　駆動歯車装置１０ａは、特に、モータで駆動する自動車に好適である。すなわち、遊星歯車機構において、太陽外歯車を入力として、遊星キャリアを出力とした場合が、最も減速比が大きい。一般の自動車では、タイヤの１回転で１．８ｍから２ｍ程度進み、車速は１６０Ｋｍ／ｈ程度であるので、遊星キャリアに必要とされる出力回転は、１２００から１５００ｒｐｍ程度である。モータにとっては５，０００ｒｐｍから１０，０００ｒｐｍが、最も効率的な回転数である。太陽外歯車が入力、遊星キャリアが出力とする遊星歯車機構の減速比ギア比は、一般に、３から８程度であるので、モータの最も効率的な回転数で、タイヤを回転させることができる。したがって、駆動歯車装置１０ａは、最も合理的で車両の要求に合ったモータ駆動系の構成を実現できる。
　＜まとめ＞　以上に説明したように、駆動歯車装置１０，１０ａは、簡単な構成で容易に小型軽量化することができる。
　なお、本発明は、上記実施の形態に限定されるものではなく、種々変更を加えて実施することが可能である。
　２ａ，２ｂ　車輪
　４　制御用モータ
　４ａ　回転軸
　５　第３の補助歯車部材
　６　電動モータ
　８　回転軸（結合部材）
　１０　駆動歯車装置
　１０，１０ａ　駆動歯車装置
　１１ａ　第１の遊星歯車機構
　１１ｂ　第２の遊星歯車機構
　１２　結合軸（結合部材）
　１２ａ，１２ｂ　外歯太陽歯車部材
　１３　中間歯車部材
　１４ａ，１４ｂ　遊星歯車部材
　１５ａ，１５ｂ　遊星キャリア
　１５ｐ，１５ｑ　支持軸
　１５ｓ，１５ｔ　中心軸
　１６，１７　内歯車部材
　１６ａ，１７ａ　内歯
　１６ｂ，１７ｂ　外歯
　１８　第１の補助歯車部材
　１８ａ　第１の歯車
　１８ｂ　第２の歯車
　１９　第２の補助歯車部材
　１９　補助歯車部材
　１９ａ　第２の歯車
　１９ｂ　第４の歯車
　３０，３０ａ，３０ｂ　駆動入力歯車
　３１，３１ａ，３１ｂ　駆動伝達歯車

Claims (5)

  1. 　外歯太陽歯車が形成された外歯太陽歯車部材と、前記外歯太陽歯車に噛み合う遊星歯車が形成された遊星歯車部材と、前記遊星歯車に噛み合う内歯が形成され該内歯よりも径方向外側に外歯が形成された内歯車部材と、前記外歯太陽歯車の周りを公転可能かつ自転可能に前記遊星歯車部材を支持する遊星キャリアとを有する第１及び第２の遊星歯車機構と、
    　前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車部材を同軸に結合する結合部材と、
    　前記第１の遊星歯車機構の前記内歯車部材の前記外歯に噛み合う第１の歯車と、前記第１の歯車と同軸に配置された第３の歯車とを有し、前記第１及び第３の歯車が前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の回転中心軸と平行かつ回転可能に配置された第１の補助歯車部材と、
    　前記第２の遊星歯車機構の前記内歯車部材の前記外歯に噛み合う第２の歯車と、前記第２の歯車と同軸に配置され前記第１の補助歯車部材の前記第３の歯車と噛み合う第４の歯車とを有し、前記第２及び第４の歯車が前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の前記回転中心軸と平行かつ回転可能に配置された第２の補助歯車部材と、
    を備えたことを特徴とする、駆動歯車装置。
  2. 　前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の前記回転中心軸と平行かつ回転可能に配置され、前記第１の遊星歯車機構の前記内歯車部材の前記外歯と、前記第２の遊星歯車機構の前記内歯車部材の前記外歯と、前記第１及び第２の補助歯車部材の前記第１乃至第４の歯車とのうち一つに噛み合う第５の歯車を有する第３の補助歯車部材をさらに備えたことを特徴とする、請求項１に記載の駆動歯車装置。
  3. 　前記結合部材に固定され、前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の前記回転中心軸と同軸に、記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の間に配置され、外歯が形成された中間歯車部材を、さらに備えたことを特徴とする、請求項１又は２に記載の駆動歯車装置。
  4. 　前記中間歯車部材の前記外歯の歯先円の直径は、前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記内歯車部材の前記外歯の歯先円の直径よりも小さいことを特徴とする、請求項３に記載の駆動歯車装置。
  5. 　前記第１の遊星歯車機構と前記第２の遊星歯車機構の間に、両端に回転軸が突出している電動モータが配置され、
    　前記電動モータの前記回転軸の一端側に、前記第１の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車部材が結合され、
    　前記電動モータの前記回転軸の他端側に、前記第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車部材が結合され、
    　前記電動モータの前記回転軸が、前記第１及び第２の遊星歯車機構の前記外歯太陽歯車の前記回転中心軸と同軸に配置され、
    　前記電動モータの前記回転軸によって前記結合部材が構成されたことを特徴とする、請求項１乃至４のいずれか一つに記載の駆動歯車装置。
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