CN104145134B - 轮内马达 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种能够降低能量的损耗的轮内马达。电动车辆驱动装置(10)包括第1马达(11)、第2马达(12)、变速机构(13)、减速机构(40)以及离合器装置(60)。变速机构(13)所具有的第1行星齿轮机构(20)是单齿轮式的行星齿轮装置。变速机构(13)所具有的第2行星齿轮机构(30)是双齿轮式的行星齿轮装置。电动车辆驱动装置(10)能够以在第1变速状态与第2变速状态之间切换的方式运转，在该第1变速状态下，第1马达(11)和第2马达(12)的转矩的大小相等且转矩的方向相反，在该第2变速状态下，转矩的大小相等且转矩的方向相同。

Description

轮内马达

技术领域

本发明涉及一种驱动电动车辆的轮内马达(in-wheel motor)。

背景技术

将电动车辆驱动装置中特别是直接驱动轮子的装置称作轮内马达。这里所说的轮内马达是设在电动车辆所具有的轮子的附近的驱动装置。轮内马达需配置在轮子的内部或轮子附近。但是，轮子的内部、轮子附近是比较狭窄的空间。因此，要求轮内马达小型化。

有具有减速机构的方式的轮内马达和没有减速机构的直接传动(direct drive)方式的轮内马达。具有减速机构的方式的轮内马达易于在电动车辆的起步加速时、爬坡时(上坡道时)确保充分的转矩，以驱动电动车辆。但是，具有减速机构的方式的轮内马达由于经由减速机构将转矩传递至轮子，因此产生减速机构上的摩擦损耗。具有减速机构的方式的轮内马达的马达的输出轴的转速始终比轮子的转速快。因此，具有减速机构的方式的轮内马达特别是在电动车辆以高速行驶时，因减速机构上的摩擦损耗而使能量损耗增加。

另一方面，直接传动方式的轮内马达不经由减速机构地将转矩传递至轮子，因此能够减少能量的损耗。但是，直接传动方式的轮内马达不能利用减速机构放大转矩。由此，直接传动方式的轮内马达难以在电动车辆的起步加速时、爬坡时确保充分的转矩，以驱动电动车辆。作为用于确保充分的转矩以驱动电动车辆的技术，例如在专利文献1中公开了一种不是轮内马达、包括两个马达和含有行星齿轮机构的减速机构的技术。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2005-081932号公报

发明内容

发明要解决的问题

专利文献1所公开的技术具有动力循环路径。专利文献1所公开的技术在动力循环路径内先将转矩转换成电力，再将该电力转换成转矩。因此，专利文献1所公开的技术需要在动力循环路径中具有发电机和马达。但是，如上所述，轮内马达要求电动车辆驱动装置的小型化，很难在轮子附近确保用于设置发电机和马达的空间。另外，专利文献1所公开的技术将动力转换成电力，然后再将电力转换成动力。因此，专利文献1所公开的技术在能量转换时会产生能量的损耗。

本发明的目的在于，提供一种能够降低能量的损耗的轮内马达。

用于解决问题的方案

本发明提供一种轮内马达，其特征在于，该轮内马达包括：第1马达；第2马达；第1太阳轮，其与上述第1马达相连结；第1小齿轮，其与上述第1太阳轮啮合；第1行星齿轮架，其以上述第1小齿轮能够自转且上述第1小齿轮能够以上述第1太阳轮为中心公转的方式保持上述第1小齿轮；离合器装置，其能够在两个方向上限制上述第1行星齿轮架的旋转；第1齿圈，其与上述第1小齿轮啮合且与上述第2马达相连结；第2太阳轮，其与上述第1马达相连结；第2小齿轮，其与上述第2太阳轮啮合；第3小齿轮，其与上述第2小齿轮啮合；第2行星齿轮架，其以上述第2小齿轮和上述第3小齿轮能分别自转且上述第2小齿轮和上述第3小齿轮能以上述第2太阳轮为中心公转的方式，保持上述第2小齿轮和上述第3小齿轮，并且该第2行星齿轮架与上述第1齿圈相连结；以及第2齿圈，其与上述第3小齿轮啮合，该轮内马达能够以在第1变速状态与第2变速状态之间切换的方式进行运转，在该第1变速状态下，上述第1太阳轮和上述第2太阳轮的旋转方向与旋转方向被上述离合器装置限制的上述第1行星齿轮架的想要旋转的方向成为相反方向，并且上述第1太阳 轮和上述第2太阳轮的转速的绝对值大于旋转方向被上述离合器装置限制的上述第1行星齿轮架的转速的绝对值，在该第2变速状态下，上述第1太阳轮和上述第2太阳轮的旋转方向与上述第1行星齿轮架的旋转的方向成为相同方向。

采用上述结构，该轮内马达能够实现第1变速状态和第2变速状态这两种变速状态。在第1变速状态下，第1马达和第2马达工作，且离合器装置为卡合状态。在第1变速状态下，该轮内马达的转矩的一部分从第2行星齿轮架返回到第1齿圈，此外，传递至第1齿圈的转矩经由第1太阳轮传递至第2太阳轮。即，该轮内马达的转矩是循环的。采用这种构造，该轮内马达能够实现更大的变速比。即，该轮内马达在第1变速状态时，能够将比第1马达输出的转矩大的转矩传递至轮子。

在第2变速状态下，第1马达和第2马达工作，且离合器装置为非卡合状态。该轮内马达在第2变速状态时，通过使第2马达的角速度变化，能够连续地改变变速比。通过形成为这种结构，该轮内马达能够缩小第1马达的角速度与作为输出轴的第2齿圈的角速度之间的差，因此能够减小摩擦损耗，结果能够减少能量的损耗。

另外，在该轮内马达中，在第1变速状态下，第1马达和第2马达这两个马达均工作，因此能够有效地利用第1马达和第2马达这两个马达。另外，在该轮内马达中，在第1变速状态下，能够自第1马达和第2马达这两个马达获得动力，因此，在获得需要的动力时，能够减小每个马达的输出。因此，不必非要使用输出较大的马达，另外，易于在马达效率良好的范围内使第1马达和第2马达工作。结果，能够降低该轮内马达的能量的损耗。

另外，该轮内马达在动力循环路径上没有设置发电机和马达，因此能够实现小型化。另外，在该轮内马达中，作为离合器装置而使用能够在两个方向上限制第1行星齿轮架的旋转的、所谓双向超越离合器装置，并在第1变速状态与第2变速状态之间切换，因此能够在前进方向和后退方向这两个方向上进行变速。另外，双向超越离合器装置能够通过第1马达的旋转而被动地 进行动作，因此，不需要驱动器来驱动轮内马达的变速动作。结果，能够减少轮内马达的零件件数和实现小型化。

在本发明中，优选的是，该轮内马达具有减速机构，该减速机构包括：第3太阳轮，其与上述第2齿圈相连结；第4小齿轮，其与上述第3太阳轮啮合；第3行星齿轮架，其以上述第4小齿轮能自转且上述第4小齿轮能以上述第3太阳轮为中心公转的方式保持上述第4小齿轮，并且该第3行星齿轮架与电动车辆的车轮相连结；以及第3齿圈，其与上述第4小齿轮啮合且固定于静止系统。这样，能够利用减速机构放大第1马达和第2马达的转矩，因此能够减小第1马达和第2马达所要求的转矩。结果，能够使第1马达和第2马达小型化和轻型化，因此能够使该轮内马达小型化和轻型化。

在本发明中，优选的是，上述离合器装置具有固定于静止系统的外侧构件、与上述第1行星齿轮架相连结的内侧构件、多个滚柱、以及用于保持上述多个滚柱的保持器，通过使设于上述保持器的摩擦卡合构件与上述第1太阳轮、上述第2太阳轮或上述第1马达的转子中的输入部相卡合且利用上述摩擦卡合构件产生的摩擦力来使上述保持器相对于上述内侧构件的相对相位发生变化，从而在容许上述第1行星齿轮架的旋转与限制上述第1行星齿轮架的旋转之间切换。这样，能够将第1变速状态视作所谓的低档状态，将第2变速状态视作所谓的高档状态。

在本发明中，优选的是，上述离合器装置根据上述第1太阳轮和上述第2太阳轮的旋转而在限制上述第1行星齿轮架的旋转与容许上述第1行星齿轮架的旋转之间切换。这样，由于能够使用所谓的双向超越离合器装置来在第1变速状态与第2变速状态之间切换，因此能够在前进方向和后退方向这两个方向上进行变速。

本发明提供一种轮内马达，其特征在于，该轮内马达包括：第1马达；第2马达；第1太阳轮，其与上述第1马达相连结；第1小齿轮，其与上述第1太阳轮啮合；第1行星齿轮架，其以上述第1小齿轮能够自转且上述第1小齿轮能够以上述第1太阳轮为中心公转的方式保持上述第1小齿轮；第1齿圈， 其与上述第1小齿轮啮合；第2太阳轮，其与上述第1马达相连结；第2小齿轮，其与上述第2太阳轮啮合；第3小齿轮，其与上述第2小齿轮啮合；第2行星齿轮架，其以上述第2小齿轮和上述第3小齿轮能分别自转且上述第2小齿轮和上述第3小齿轮能以上述第2太阳轮为中心公转的方式，保持上述第2小齿轮和上述第3小齿轮；离合器装置，其能够在两个方向上限制上述第2行星齿轮架的旋转；以及第2齿圈，其与上述第3小齿轮啮合且与上述第1行星齿轮架相连结，且该第2齿圈与上述第2马达相连结，该轮内马达能够以在第1变速状态与第2变速状态之间切换的方式进行运转，在该第1变速状态下，上述第1太阳轮和上述第2太阳轮的旋转方向与旋转方向被上述离合器装置限制的上述第2行星齿轮架的想要旋转的方向成为相反方向，并且上述第1太阳轮和上述第2太阳轮的转速的绝对值大于旋转方向被上述离合器装置限制的上述第2行星齿轮架的转速的绝对值，在该第2变速状态下，上述第1太阳轮和上述第2太阳轮的旋转方向与上述第2行星齿轮架的旋转的方向成为相同方向。

采用上述结构，该轮内马达能够实现第1变速状态和第2变速状态这两种变速状态。在第1变速状态下，第1马达和第2马达工作，且离合器装置为卡合状态。在第1变速状态下，该轮内马达的转矩的一部分从第2行星齿轮架返回到第1齿圈，此外，传递至第1齿圈的转矩经由第1太阳轮传递至第2太阳轮。即，该轮内马达的转矩是循环的。采用这种构造，该轮内马达能够实现更大的变速比。即，该轮内马达在第1变速状态时，能够将比第1马达输出的转矩大的转矩传递至轮子。

在第2变速状态下，第1马达和第2马达工作，且离合器装置为非卡合状态。该轮内马达在第2变速状态时，通过使第2马达的角速度变化，能够连续地改变变速比。通过形成为这种结构，该轮内马达能够缩小第1马达的角速度与作为输出轴的第2齿圈的角速度之间的差，因此能够减小摩擦损耗，结果能够减少能量的损耗。

另外，在该轮内马达中，在第1变速状态下，第1马达和第2马达这两个马达均工作，因此能够有效地利用第1马达和第2马达这两个马达。另外，在 该轮内马达中，在第1变速状态下，能够自第1马达和第2马达这两个马达获得动力，因此，在获得需要的动力时，能够减小每个马达的输出。因此，不必非要使用输出较大的马达，另外，易于在马达效率良好的范围内使第1马达和第2马达工作。结果，能够降低该轮内马达的能量的损耗。

另外，该轮内马达在动力循环路径上没有设置发电机和马达，因此能够实现小型化。另外，在该轮内马达中，作为离合器装置而使用能够在两个方向上限制第2行星齿轮架的旋转的、所谓双向超越离合器装置，并在第1变速状态与第2变速状态之间切换，因此能够在前进方向和后退方向这两个方向上进行变速。另外，双向超越离合器装置能够通过第1马达的旋转而被动地进行动作，因此，不需要驱动器来驱动轮内马达的变速动作。结果，能够减少轮内马达的零件件数和实现小型化。

在本发明中，优选的是，该轮内马达具有减速机构，该减速机构包括：第3太阳轮，其与上述第1齿圈相连结；第4小齿轮，其与上述第3太阳轮啮合；第3行星齿轮架，其以上述第4小齿轮能自转且上述第4小齿轮能以上述第3太阳轮为中心公转的方式保持上述第4小齿轮，并且该第3行星齿轮架与电动车辆的车轮相连结；以及第3齿圈，其与上述第4小齿轮啮合且固定于静止系统。这样，能够利用包括第3太阳轮、第4小齿轮、第3行星齿轮架以及第3齿圈在内的减速机构放大第1马达和第2马达的转矩，因此能够减小第1马达和第2马达所要求的转矩。结果，能够使第1马达和第2马达小型化和轻型化，因此能够使该轮内马达小型化和轻型化。

优选的是，上述离合器装置具有固定于静止系统的外侧构件、与上述第2行星齿轮架相连结的内侧构件、多个滚柱、以及用于保持上述多个滚柱的保持器，通过使设于上述保持器的摩擦卡合构件与上述第2齿圈、上述第1行星齿轮架或上述第2马达的转子中的输入部相卡合且利用上述摩擦卡合构件产生的摩擦力来使上述保持器相对于上述内侧构件的相对相位发生变化，从而在容许上述第2行星齿轮架的旋转与限制上述第2行星齿轮架的旋转之间切换。这样，能够将第1变速状态视作所谓的低档状态，将第2变速状态视作 所谓的高档状态。

优选的是，上述离合器装置根据上述第2齿圈和上述第1行星齿轮架的旋转而在限制上述第2行星齿轮架的旋转与容许上述第2行星齿轮架的旋转之间切换。这样，由于能够使用所谓的双向超越离合器装置来在第1变速状态与第2变速状态之间切换，因此能够在前进方向和后退方向这两个方向上进行变速。

另外，优选的是，将永磁体设于上述离合器装置的上述摩擦卡合构件，通过上述永磁体对由磁性体构成的上述输入部产生的磁吸附力来将上述摩擦卡合构件卡合于上述输入部。由于永磁体的磁力相对于经年变化的稳定性较高，因此能够获得稳定的按压力，从而能够将摩擦卡合构件稳定地卡合于输入部。

在本发明中，优选的是，当将包括上述第2太阳轮、上述第2小齿轮、上述第3小齿轮、上述第2行星齿轮架以及上述第2齿圈在内的双齿轮式行星齿轮装置的行星比设为α且将包括上述第1太阳轮、上述第1小齿轮、上述第1行星齿轮架以及上述第1齿圈在内的单齿轮式行星齿轮装置的行星比设为β时，1.90≤α≤2.10且2.80≤β≤3.20。这样，由于能够实现第1变速状态和第2变速状态的级间差2，因此能够提供适合于电动车辆的轮内马达。

发明的效果

本发明能够提供一种能降低能量的损耗的轮内马达。

附图说明

图1是表示本实施方式的电动车辆驱动装置的结构的图。

图2是表示将本实施方式的电动车辆驱动装置所具有的离合器装置分解后的状态的立体图。

图3是图2所示的离合器装置的立体图。

图4是用于说明离合器装置的动作的图。

图5是用于说明离合器装置的动作的图。

图6是用于说明离合器装置的动作的图。

图7是用于说明离合器装置的动作的图。

图8是表示在本实施方式的电动车辆驱动装置处于第1变速状态时转矩传递的路径的说明图。

图9是表示在本实施方式的电动车辆驱动装置处于第2变速状态时转矩传递的路径的说明图。

图10是表示本实施方式的电动车辆驱动装置的内部构造的图。

图11是表示使车辆行驶的马达所要求的转矩(扭矩)与角速度(转速)的关系的图。

图12是表示本实施方式的变形例1的电动车辆驱动装置的结构的说明图。

图13是本实施方式的变形例2的电动车辆驱动装置所具有的离合器装置的立体图。

图14是本实施方式的变形例2的电动车辆驱动装置所具有的离合器装置的立体图。

图15是本实施方式的变形例2的电动车辆驱动装置所具有的离合器装置的立体图。

具体实施方式

参照附图详细说明用于实施本发明的方式(实施方式)。

图1是表示本实施方式的电动车辆驱动装置的结构的图。作为轮内马达的电动车辆驱动装置10包括外壳G、第1马达11、第2马达12、变速机构13、减速机构40以及轮轴轴承50。此外，轮内马达并不一定要收纳在轮子的内部。外壳G收纳第1马达11、第2马达12、变速机构13以及减速机构40。

第1马达11能够输出第1转矩TA。第2马达12能够输出第2转矩TB。变速 机构13与第1马达11相连结。采用这种构造，当第1马达11工作时，第1转矩TA自第1马达11传递(输入)至变速机构13。另外，变速机构13与第2马达12相连结。采用这种构造，当第2马达12工作时，第2转矩TB传递(输入)至变速机构13。这里所说的马达的工作是指向第1马达11(第2马达12)供电而使第1马达11(第2马达12)的输入输出轴旋转。

变速机构13能够改变减速比(向变速机构13的输入转速ωi与输出转速ωo之比ωi/ωo)。变速机构13包括第1行星齿轮机构20、第2行星齿轮机构30和离合器装置60。第1行星齿轮机构20是单齿轮式的行星齿轮机构。第1行星齿轮机构20包括第1太阳轮21、第1小齿轮22、第1行星齿轮架23以及第1齿圈24。第2行星齿轮机构30是双齿轮式的行星齿轮机构。第2行星齿轮机构30包括第2太阳轮31、第2小齿轮32a、第3小齿轮32b、第2行星齿轮架33以及第2齿圈34。

第1太阳轮21以能够将旋转轴线R作为中心进行旋转(自转)的方式支承在外壳G内。第1太阳轮21与第1马达11相连结。采用这种构造，当第1马达11工作时，第1转矩TA传递至第1太阳轮21。并且，当第1马达11工作时，第1太阳轮21以旋转轴线R为中心旋转。第1小齿轮22与第1太阳轮21啮合。第1行星齿轮架23以第1小齿轮22能将第1小齿轮旋转轴线Rp1作为中心进行旋转(自转)的方式保持第1小齿轮22。第1小齿轮旋转轴线Rp1例如与旋转轴线R平行。

第1行星齿轮架23以能将旋转轴线R作为中心进行旋转(自转)的方式支承在外壳G内。采用这种构造，第1行星齿轮架23以第1小齿轮22能将第1太阳轮21作为中心即将旋转轴线R作为中心公转的方式保持第1小齿轮22。第1齿圈24能够以旋转轴线R为中心进行旋转(自转)。第1齿圈24与第1小齿轮22啮合。另外，第1齿圈24与第2马达12相连结。采用这种构造，当第2马达12工作时，第2转矩TB传递至第1齿圈24。并且，当第2马达12工作时，第1齿圈24以旋转轴线R为中心旋转(自转)。

离合器装置60配置在外壳G与第1行星齿轮架23之间。离合器装置60能够 在两个方向上限制第1行星齿轮架23的旋转。具体而言，离合器装置60能够在对以旋转轴线R为中心的第1行星齿轮架23的旋转进行限制(制动)的情况、和容许上述旋转的情况之间切换。以下，将离合器装置60限制(制动)上述旋转的状态称作卡合状态，将离合器装置60容许上述旋转的状态称作非卡合状态。离合器装置60是能够在第1行星齿轮架23的两个旋转方向上、在卡合状态与非卡合状态之间切换的、所谓双向超越离合器装置。

离合器装置60经由摩擦卡合构件(离合器侧摩擦卡合构件)64与安装有第1太阳轮21和第2太阳轮31的太阳轮轴14相连接。太阳轮轴14的与离合器侧摩擦卡合构件64相接触的部分是太阳轮侧摩擦卡合部14F。采用这种构造，离合器装置60能够基于第1太阳轮21和第2太阳轮31的旋转而在第1行星齿轮架23的卡合状态(限制旋转)与非卡合状态(容许旋转)之间切换。太阳轮侧摩擦卡合部14F既可以通过对太阳轮轴14的表面实施用于提高与离合器侧摩擦卡合构件64之间的摩擦力的加工(粗糙面加工、滚花加工等)而形成，也可以通过将摩擦件安装于太阳轮轴14而形成。这样，第1行星齿轮架23能够利用离合器装置60与外壳G卡合或与外壳G分开。即，离合器装置60能够使第1行星齿轮架23相对于外壳G自由旋转，或使第1行星齿轮架23不能相对于外壳G旋转。

第2太阳轮31以能将旋转轴线R作为中心进行旋转(自转)的方式支承在外壳G内。第2太阳轮31借助第1太阳轮21与第1马达11相连结。具体而言，第1太阳轮21和第2太阳轮31能分别绕同一轴(旋转轴线R)旋转地与太阳轮轴14形成为一体。并且，太阳轮轴14与第1马达11相连结。采用这种构造，当第1马达11工作时，第2太阳轮31以旋转轴线R为中心旋转。

第2小齿轮32a与第2太阳轮31啮合。第3小齿轮32b与第2小齿轮32a啮合。第2行星齿轮架33以第2小齿轮32a能将第2小齿轮旋转轴线Rp2作为中心进行旋转(自转)的方式保持第2小齿轮32a。另外，第2行星齿轮架33以第3小齿轮32b能将第3小齿轮旋转轴线Rp3作为中心进行旋转(自转)的方式保持第3小齿轮32b。第2小齿轮旋转轴线Rp2和第3小齿轮旋转轴线Rp3例如与旋转轴 线R平行。

第2行星齿轮架33以能将旋转轴线R作为中心进行旋转(自转)的方式支承在外壳G内。采用这种构造，第2行星齿轮架33以第2小齿轮32a和第3小齿轮32b能将第2太阳轮31作为中心、即将旋转轴线R作为中心进行公转的方式保持第2小齿轮32a和第3小齿轮32b。另外，第2行星齿轮架33与第1齿圈24相连结。采用这种构造，当第1齿圈24旋转(自转)时，第2行星齿轮架33以旋转轴线R为中心旋转(自转)。第2齿圈34能够以旋转轴线R为中心进行旋转(自转)。第2齿圈34与第3小齿轮32b啮合。另外，第2齿圈34与变速机构13的输入输出轴(变速机构输入输出轴)15相连结。采用这种构造，当第2齿圈34旋转(自转)时，变速机构输入输出轴15旋转。

减速机构40配置在变速机构13与电动车辆的车轮H之间。并且，减速机构40使变速机构输入输出轴15的转速减慢而向输入输出轴(减速机构输入输出轴)16输出该转速。减速机构输入输出轴16与电动车辆的车轮H相连结，减速机构输入输出轴16在减速机构40与车轮H之间传递动力。采用这种构造，第1马达11和第2马达12中的至少一个马达产生的动力，经由变速机构13和减速机构40向车轮H传递而驱动该车轮H。另外，来自车轮H的输入经由减速机构40和变速机构13传递至第1马达11和第2马达12中的至少一个马达。在该情况下，第1马达11和第2马达12中的至少一个马达能够被车轮H驱动而产生电力(再生)。

减速机构40包括第3太阳轮41、第4小齿轮42、第3行星齿轮架43和第3齿圈44。变速机构输入输出轴15安装于第3太阳轮41。采用这种构造，第3太阳轮41和变速机构13的第2齿圈34借助变速机构输入输出轴15而相连结。第4小齿轮42与第3太阳轮41啮合。第3行星齿轮架43以第4小齿轮42能将第4小齿轮旋转轴线Rp4作为中心自转且第4小齿轮42能将第3太阳轮41作为中心公转的方式保持第4小齿轮42。第3齿圈44与第4小齿轮42啮合且固定于静止系统(在本实施方式中是外壳G)。第3行星齿轮架43借助减速机构输入输出轴16与车轮H相连结。另外，利用轮轴轴承50使第3行星齿轮架43能够旋转地被支 承。

电动车辆驱动装置10在变速机构13与车轮H之间设置减速机构40，使变速机构13的变速机构输入输出轴15的转速减慢而驱动车轮H。因此，即使第1马达11和第2马达12的最大转矩较小，也能获得电动车辆所需的驱动力。结果，第1马达11和第2马达12的驱动电流较小即可，并且能够使第1马达11和第2马达12小型化和轻型化。并且，能够降低电动车辆驱动装置10的制造成本以及使电动车辆驱动装置10轻型化。

控制装置1控制电动车辆驱动装置10的动作。更具体而言，控制装置1控制第1马达11和第2马达12的转速、旋转方向和输出。控制装置1例如是微型计算机。接下来，说明离合器装置60的构造。

图2是表示将本实施方式的电动车辆驱动装置所具有的离合器装置分解后的状态的立体图。图3是图2所示的离合器装置的立体图。离合器装置60包括外侧构件61、保持器62、滚柱62R、内侧构件63、离合器侧摩擦卡合构件64、以及作为按压构件的弹簧64B。除此之外，离合器装置60还包括轴承65和止动环66。

外侧构件61、保持器62以及内侧构件63均是圆筒形状的构件。在外侧构件61的径向内侧配置有保持器62，在保持器62的径向内侧配置有内侧构件63。在保持器62的、与中心轴线平行的方向上形成的多个保持槽上分别保持有多个滚柱62R。多个滚柱62R在保持器62的周向上以等间隔配置。滚柱62R是圆柱形状的构件。保持着多个滚柱62R的保持器62配置在外侧构件61与内侧构件63之间。

内侧构件63在与保持器62相面对的部分上具有多个平面(凸轮面)63sw。在内侧构件63安装于保持着多个滚柱62R的保持器62的状态下，各个凸轮面63sw与各个滚柱62R相面对地接触。在内侧构件63上安装有轴承65。在将轴承65的内圈向内侧构件63安装时，为了避免轴承65自内侧构件63脱落，将止动环66安装于在内侧构件63上设置的槽63S。当将内侧构件63连同保持器62一起配置于外侧构件61的径向内侧时，将轴承65的外圈安装于外侧 构件61的内周部。采用这种构造，轴承65以能使外侧构件61和内侧构件63相对地旋转的方式支承该外侧构件61和内侧构件63。

在本实施方式中，外侧构件61固定于图1所示的、电动车辆驱动装置10的外壳G。这样，外侧构件61固定于静止系统。内侧构件63安装于图1所示的第1行星齿轮架23。保持器62经由离合器侧摩擦卡合构件64和图1所示的太阳轮侧摩擦卡合部14F与太阳轮轴14相连接。如图3所示，离合器装置60的保持器62具有多个(在本实施方式中为3个)离合器侧摩擦卡合构件64。离合器侧摩擦卡合构件64是截面为弓形形状的构件。

多个离合器侧摩擦卡合构件64沿保持器62的周向配置。各个离合器侧摩擦卡合构件64的一端部通过销68安装于保持器62。离合器侧摩擦卡合构件64能够以销68为中心相对于保持器62摆动(图3的箭头r所示的方向)。图2所示的弹簧64B安装于在离合器侧摩擦卡合构件64的外周部上设置的槽64S。在本实施方式中，弹簧64B是例如由弹簧钢制成的螺旋弹簧，其安装于多个离合器侧摩擦卡合构件64的槽64S并挂绕于多个离合器侧摩擦卡合构件64的外周部。

离合器侧摩擦卡合构件64在另一端部、即与销68相反的那一侧具有摩擦面64F。在摩擦面64F与销68之间设有退让部64E。退让部64E的表面位于比摩擦面64F靠槽64S侧的位置。在多个离合器侧摩擦卡合构件64的内侧(相当于保持器62的径向内侧)配置有图1所示的太阳轮轴14。在太阳轮轴14中，图1所示的太阳轮侧摩擦卡合部14F与多个离合器侧摩擦卡合构件64的摩擦面64F相面对并接触。在挂绕于其外周部的弹簧64B的张力的作用下，多个离合器侧摩擦卡合构件64的摩擦面64F被按压于太阳轮侧摩擦卡合部14F。在离合器侧摩擦卡合构件64的摩擦面64F与太阳轮轴14的太阳轮侧摩擦卡合部14F之间产生的摩擦力的作用下，保持器62以其中心轴线(与图1所示的太阳轮轴14等的旋转轴线R相同)为中心旋转。于是，使保持器62的相对于内侧构件63的相对相位发生变化。通过该保持器62的动作，能够在离合器装置60的卡合状态与非卡合状态之间切换。在本实施方式中，在太阳轮轴14与保持 器62之间产生了相对的转速差的情况下，离合器侧摩擦卡合构件64产生由上述转速差导致的摩擦力，从而产生用于使保持器62旋转的扭矩。

在本实施方式中，离合器侧摩擦卡合构件64在与销68相反的那一侧具有摩擦面64F，由此，在由弹簧64B产生的按压力的作用下，使摩擦面64F的位置处产生较大的力矩。通过这样，能够减小销68与离合器侧摩擦卡合构件64之间的摩擦的影响。因此，在离合器装置60中，由于能够补偿因摩擦面64F本身的磨损而减小的摩擦力，因此，易于将摩擦面64F与太阳轮侧摩擦卡合部14F之间的摩擦力保持为恒定的值。结果，离合器侧摩擦卡合构件64能够以恒定的把持力把持太阳轮轴14，因此能够使保持器62稳定且可靠地动作，从而能够稳定且可靠地在离合器装置60的卡合状态与非卡合状态之间切换。接下来，说明离合器装置60的动作。

图4～图7是用于说明离合器装置60的动作的图。在图5～图7中，将图4所示的离合器装置60的一部分放大表示。为了便于说明，图4～图7简化表示了离合器装置60。如图4所示，在外侧构件61的内周部61iw与内侧构件63的凸轮面63sw之间配置有被保持器62保持为能够旋转的滚柱62R。在本实施方式中，保持器62和内侧构件63以太阳轮轴14等的旋转轴线R为中心旋转。图5示出了离合器装置60处于中立状态的位置。在滚柱62R的中心与内侧构件63的凸轮面63sw正交且位于通过旋转轴线R的直线上的状态是离合器装置60的中立状态。在该情况下，内侧构件63能够以图5所示的旋转轴线R为中心向两个方向(图5中箭头A方向)旋转。

在离合器侧摩擦卡合构件64的摩擦面64F与太阳轮轴14的太阳轮侧摩擦卡合部14F之间产生的摩擦力的作用下，能想到如图6、图7所示那样保持器62以旋转轴线R为中心旋转的情况。在该情况下，滚柱62R的位置自离合器装置60的中立状态下的位置起仅变化以旋转轴线R为中心的中心角θ。此时，外侧构件61的内周部61iw与内侧构件63的凸轮面63sw之间的间隔变小，滚柱62R在外侧构件61与内侧构件63之间成为锁定状态。在该状态下，仅容许内侧构件63的与保持器62的旋转方向相同方向的旋转，而限制内侧构件63的与 保持器62的旋转方向相反方向的旋转。在图6所示的例子中，仅容许内侧构件63沿箭头A1所示的方向旋转，在图7所示的例子中，仅容许内侧构件63沿箭头A2所示的方向旋转。因此，当保持器62以旋转轴线R为中心旋转时，在内侧构件63想要沿保持器62的旋转方向的反方向旋转的情况下离合器装置60成为卡合状态，在内侧构件63想要沿保持器62的旋转方向相同方向旋转的情况下离合器装置60成为非卡合状态。

在离合器装置60中，通过改变保持器62的姿势而使其与内侧构件63之间的相对相位发生变化，能够使内侧构件63仅能沿一方向旋转，而不能沿能旋转的方向的反方向旋转。另外，在离合器装置60中，能够通过保持器62的姿势来改变内侧构件63能旋转的方向和不能旋转的方向。在本实施方式中，保持器62能够经由离合器侧摩擦卡合构件64和太阳轮侧摩擦卡合部14F并通过太阳轮轴14来改变姿势。由于太阳轮轴14与第1马达11相连结，因此，保持器62的姿势能够通过第1马达11的旋转而改变。另外，离合器装置60通过使离合器侧摩擦卡合构件64与太阳轮轴14的太阳轮侧摩擦卡合部14F相卡合来将太阳轮轴14的旋转方向传递至保持器62。即，太阳轮侧摩擦卡合部14F作为用于向保持器62输入旋转方向的输入部发挥作用。并且，由于太阳轮轴14分别与第1太阳轮21、第2太阳轮31以及第1马达11的转子相连结，因此，太阳轮侧摩擦卡合部14F作为第1太阳轮21、第2太阳轮31或第1马达11的转子中的输入部发挥作用。这样，离合器装置60通过使离合器侧摩擦卡合构件64与第1太阳轮21、第2太阳轮31或第1马达11的转子中的输入部相卡合且利用离合器侧摩擦卡合构件64产生的摩擦力来使保持器62相对于内侧构件63的相对相位发生变化，从而在容许第1行星齿轮架23的旋转(非卡合状态)与限制第1行星齿轮架23的旋转(卡合状态)之间切换。接下来，说明电动车辆驱动装置10中的转矩的传递路径。

图8是表示在本实施方式的电动车辆驱动装置处于第1变速状态时转矩传递的路径的说明图。电动车辆驱动装置10能够实现第1变速状态和第2变速状态这两种变速状态。首先，说明电动车辆驱动装置10实现第1变速状态的 情况。

第1变速状态是所谓的低档(low gear)状态，能够获取较大的减速比。即，能够增大变速机构输入输出轴15的扭矩。主要在电动车辆在行驶时需要较大的驱动力的情况下、例如在坡道上起步加速时或爬坡时(上坡道时)等情况下，使用第1变速状态。在第1变速状态下，第1马达11与第2马达12一起动作，但两者所产生的扭矩的大小相等且扭矩的方向相反。第1马达11的动力经由太阳轮轴14输入至第1太阳轮21，第2马达12的动力输入至第1齿圈24。通过将第1马达11的动力输入至太阳轮轴14，能够经由太阳轮侧摩擦卡合部14F和离合器侧摩擦卡合构件64而使离合器装置60的保持器62的姿势自中立状态发生改变。由于第1马达11和第2马达12产生的扭矩的大小相等且扭矩的方向相反，因此，基于第1马达11的保持器62的旋转方向与在第2马达12的作用下旋转的第1行星齿轮架23和同该第1行星齿轮架23相连结的内侧构件63的旋转方向是相反的。因此，在第1变速状态下，离合器装置60成为卡合状态。即，在第1变速状态下，第1行星齿轮架22成为不能相对于外壳G旋转的状态。

在第1变速状态下，在电动车辆驱动装置10中，太阳轮轴14、即第1太阳轮21和第2太阳轮31的旋转方向与旋转方向被离合器装置60限制的第1行星齿轮架23的想要旋转的方向成为相反方向。另外，在电动车辆驱动装置10中，第1太阳轮21和第2太阳轮31的转速的绝对值大于旋转方向被离合器装置60限制的第1行星齿轮架23的转速的绝对值。

将在第1变速状态时第1马达11输出的转矩设为第1转矩T1，将第2马达12输出的转矩设为第2转矩T5。图8所示的第1转矩T1、循环转矩T3、合成转矩T2、第1分配转矩T6以及第2分配转矩T4的各转矩表示作用于各部位的扭矩，单位是Nm。

自第1马达11输出的第1转矩T1输入至第1太阳轮21。然后，第1转矩T1在第1太阳轮21中与循环转矩T3合并而成为合成转矩T2。合成转矩T2自第1太阳轮21输出。循环转矩T3是从第1齿圈24传递至第1太阳轮21的转矩。循环转矩T3的详细描述见后述。

第1太阳轮21和第2太阳轮31通过太阳轮轴14连结起来。因此，在第1变速状态下，第1转矩T1和循环转矩T3合成，自第1太阳轮21输出的合成转矩T2经由太阳轮轴14传递至第2太阳轮31。合成转矩T2被第2行星齿轮机构30放大。另外，合成转矩T2由第2行星齿轮机构30分配成第1分配转矩T6和第2分配转矩T4。第1分配转矩T6是合成转矩T2被分配到第2齿圈34而放大了的转矩，自变速机构输入输出轴15输出该第1分配转矩T6。第2分配转矩T4是合成转矩T2被分配到第2行星齿轮架33而放大了的转矩。

第1分配转矩T6自变速机构输入输出轴15输出到减速机构40。并且，第1分配转矩T6被减速机构40放大，经由图1所示的减速机构输入输出轴16输出到车轮H，并驱动该车轮H。结果使电动车辆行驶。

第2行星齿轮架33与第1齿圈24一体地旋转，因此分配到第2行星齿轮架33的第2分配转矩T4成为第1齿圈24的循环转矩。并且，第2分配转矩T4在第1齿圈24处与第2马达12的第2转矩T5合成，传向第1行星齿轮机构20。第2转矩T5、即第2马达12的转矩的方向与第1马达11的转矩的方向相反。

第1齿圈24上的返回到第1行星齿轮机构20的第2分配转矩T4及第2转矩T5在第1行星齿轮机构20的作用下，大小减小，并且力的方向被反转，成为第1太阳轮21上的循环转矩T3。这样，在第1行星齿轮机构20与第2行星齿轮机构30之间产生动力(转矩)的循环，因此变速机构13能够放大减速比。即，电动车辆驱动装置10能够在第1变速状态时产生较大的扭矩。接下来，说明合成转矩T2、循环转矩T3、第2分配转矩T4以及第1分配转矩T6的值的一例。

将第2太阳轮31的齿数设为Z1，将第2齿圈34的齿数设为Z4，将第1太阳轮21的齿数设为Z5，将第1齿圈24的齿数设为Z7。式(1)～式(4)表示作用于电动车辆驱动装置10的各部分的转矩(图8所示的合成转矩T2、循环转矩T3、第2分配转矩T4以及第1分配转矩T6)。另外，下述式(1)～式(4)中负值是与第1转矩T1反向的转矩。

算式 1

$T2=\frac{\frac{Z7}{Z5}}{\frac{Z7}{Z5}-\frac{Z4}{Z1}+1}\×T1-\frac{1}{\frac{Z7}{Z5}-\frac{Z4}{Z1}+1}\×T5...\left(1\right)$

算式 2

$T3=\frac{\frac{Z4}{Z1}-1}{\frac{Z7}{Z5}-\frac{Z4}{Z1}+1}\×T1-\frac{1}{\frac{Z7}{Z5}-\frac{Z4}{Z1}+1}\×T5...\left(2\right)$

算式 3

$T4=\frac{\frac{Z7}{Z5}\×(1-\frac{Z4}{Z1})}{\frac{Z7}{Z5}-\frac{Z4}{Z1}+1}\×T1+\frac{\frac{Z7}{Z5}}{\frac{Z7}{Z5}-\frac{Z4}{Z1}+1}\×T5...\left(3\right)$

算式 4

$T6=\frac{\frac{Z4}{Z1}\×\frac{Z7}{Z5}}{\frac{Z7}{Z5}-\frac{Z4}{Z1}+1}\×T1-\frac{\frac{Z4}{Z1}}{\frac{Z7}{Z5}-\frac{Z4}{Z1}+1}\×T5...\left(4\right)$

作为一例，将齿数Z1设为47，将齿数Z4设为97，将齿数Z5设为24，将齿数Z7设为76。另外，将第1转矩T1设为50Nm，将第2转矩T5设为50Nm。此时，合成转矩T2为99.1Nm，循环转矩T3为49.1Nm，第2分配转矩T4为–105.4Nm，第1分配转矩T6为204.5Nm。这样，电动车辆驱动装置10作为一例能够将第1马达11输出的第1转矩T1放大成约4倍，而向车轮H输出该第1转矩T1。接下来，说明电动车辆驱动装置10实现第2变速状态的情况。

图9是表示在本实施方式的电动车辆驱动装置处于第2变速状态时转矩传递的路径的说明图。第2变速状态是所谓的高档(high gear)状态，在第2变速状态下能够获取较小的减速比。即，变速机构输入输出轴15的扭矩减小，但能够减小变速机构13的摩擦损耗。在第2变速状态下，第1马达11和第2马达12一起动作。并且，第1马达11和第2马达12产生的扭矩大小和扭矩的方向相 同。在第2变速状态时，将第1马达11输出的转矩设为第1转矩T7，将第2马达12输出的转矩设为第2转矩T8。

第1马达11的动力经由太阳轮轴14输入至第1太阳轮21，第2马达12的动力输入至第1齿圈24。通过将第1马达11的动力输入至太阳轮轴14，能够经由太阳轮侧摩擦卡合部14F和离合器侧摩擦卡合构件64而使离合器装置60的保持器62的姿势自中立状态发生改变。由于第1马达11和第2马达12产生的扭矩的大小相等且扭矩的方向相同，因此，基于第1马达11的保持器62的旋转方向与在第2马达12的作用下旋转的第1行星齿轮架23和与该第1行星齿轮架23相连结的内侧构件63的旋转方向是相同的。因此，在第2变速状态下，离合器装置60成为非卡合状态。即，在第2变速状态下，在电动车辆驱动装置10中，太阳轮轴14、即第1太阳轮21和第2太阳轮31的旋转方向与旋转方向被离合器装置60限制的第1行星齿轮架23的想要旋转的方向成为相同方向。

在第2变速状态下，第1小齿轮22成为能相对于外壳G旋转的状态。结果，在第2变速状态下，第1行星齿轮机构20与第2行星齿轮机构30之间的转矩的循环被断开。另外，在第2变速状态下，第1行星齿轮架23能够自由公转(旋转)，因此第1太阳轮21和第1齿圈24能够相对自由地旋转(自转)。另外，图9所示的合成转矩T9表示自变速机构输入输出轴15输出而传递至减速机构40的扭矩，单位是Nm。

在第2变速状态下，第1转矩T7与第2转矩T8之比由第2太阳轮31的齿数Z1与第2齿圈34的齿数Z4之比决定。第1转矩T7在第2行星行星齿轮架33处与第2转矩T8合并。由此，合成转矩T9传递至第2齿圈34。第1转矩T7、第2转矩T8以及合成转矩T9满足下述式(5)。

算式 5

T9＝T7+T8 …(5)

变速机构输入输出轴15的角速度(转速)由利用第1马达11驱动的第2太阳轮31的角速度、和利用第2马达12驱动的第2行星齿轮架33的角速度决定。 因而，即使使变速机构输入输出轴15的角速度恒定，也可以改变第1马达11的角速度与第2马达12的角速度的组合。

这样，由于不能唯一地决定变速机构输入输出轴15的角速度、和第1马达11的角速度与第2马达12的角速度的组合，因此能够连续地从上述第1变速状态向第2变速状态过渡、或从第2变速状态向第1变速状态过渡。因而，控制装置1即使在连续地平滑控制第1马达11的角速度、第2马达12的角速度和转矩时，在第1变速状态与第2变速状态之间变速机构13的状态发生了改变的情况下，也能减轻所谓的变速冲击。

变速机构13的第1太阳轮21和第1齿圈24彼此沿相同方向旋转(自转)，因此第2太阳轮31和第2行星齿轮架33也彼此沿相同方向旋转(自转)。在使第2太阳轮31的角速度恒定的情况下，第2行星齿轮架33的角速度越快，第2齿圈34的角速度越慢。另外，第2行星齿轮架33的角速度越慢，第2齿圈34的角速度越快。这样，第2齿圈34的角速度根据第2太阳轮31的角速度和第2行星齿轮架33的角速度而连续地变化。即，电动车辆驱动装置10能够通过使第2马达12输出的第2转矩T8的角速度变化来连续地改变变速比。

另外，电动车辆驱动装置10在想要使第2齿圈34的角速度恒定时，具有第1马达11输出的第1转矩T7的角速度和第2马达12输出的第2转矩T8的角速度的多种组合。即，即使通过改变第2马达12输出的第2转矩T8的角速度来使第1马达11输出的第1转矩T7的角速度变化，也能将第2齿圈34的角速度维持成恒定。因此，电动车辆驱动装置10在从第1变速状态切换为第2变速状态时，能够减少第2齿圈34的角速度的变化量。结果，电动车辆驱动装置10能够减轻变速冲击。

接下来，说明第2马达12输出的第2转矩T8。第2马达12需输出满足式(6)的第2转矩T8以上的转矩。另外，式(6)中的1–(Z4/Z1)表示第2太阳轮31与第2齿圈34之间的转矩比。

算式 6

$T8=(1-\frac{Z4}{Z1})\×T7...\left(6\right)$

因而，为了在第1马达11任意地旋转时调节第2齿圈34的转矩及角速度，只要第1转矩TA、第2转矩TB、齿数Z1和齿数Z4满足下述式(7)即可。另外，第1转矩TA是第1马达11的在任意的角速度下的转矩，第2转矩TB是第2马达12的在任意的角速度下的转矩。

算式 7

$\frac{\mathrm{TB}}{\mathrm{TA}}=|1-\frac{Z4}{Z1}|...\left(7\right)$

如上所述，在第1变速状态、即第1马达11和第2马达12正在工作的状态且为了使电动车辆前进而由第1马达11输出转矩的情况下，当第1太阳轮21和第2太阳轮31的旋转方向与旋转方向被离合器装置60限制的第1行星齿轮架23的想要旋转的方向成为相反方向时，离合器装置60成为卡合状态。即，在第2马达12沿第1马达11的旋转方向的反方向旋转而输出与第1马达11的转矩反向的转矩的情况下，变速机构13成为第1变速状态。

另外，在第2变速状态、即第1马达11和第2马达12正在工作的状态且为了使电动车辆前进而由第1马达11输出转矩的情况下，当第1太阳轮21和第2太阳轮31的旋转方向与第1行星齿轮架23的旋转方向成为相同方向时，离合器装置60成为非卡合状态。即，在第2马达12沿第1马达11的旋转方向的相同方向旋转而输出与第1马达11的转矩相同方向的转矩时，变速机构13成为第2变速状态。这样，离合器装置60能够根据第1马达11的转矩的方向和第2马达12的转矩的方向，被动地切换卡合状态和非卡合状态。

在本实施方式中，离合器装置60是双向超越离合器，因此，在电动车辆驱动装置10中，即使在后退方向上，通过使第1马达11和第2马达12的旋转方向和转矩的方向相对于前进方向相反，也能够实现第1变速状态和第2变速状态。因此，电动车辆驱动装置10能够在前进方向和后退方向这两个方向上进行变速。另外，离合器装置60的保持器62能够通过第1马达11的旋转而被动地 进行动作，因此，不需要驱动器来驱动电动车辆驱动装置10的变速动作，因此，能够减少零件件数且能够使装置本身(离合器装置60)小型化。

在本实施方式中，说明了电动车辆驱动装置10经由变速机构13和减速机构40将第1马达11和第2马达12的动力传递至车轮H而驱动车轮H的例子。但是，电动车辆驱动装置10也可以不具有减速机构40。在该情况下，将变速机构13的第2齿圈34作为变速机构13的输出部并将第2齿圈34和车轮H相连结而驱动车轮H。接下来，说明电动车辆驱动装置10的构造的一例。

图10是表示本实施方式的电动车辆驱动装置的内部构造的图。在以下的说明中，省略与上述构成要素重复的说明，在图中用与上述构成要素相同的附图标记表示。如图10所示，外壳G包括第1外壳G1、第2外壳G2、第3外壳G3和第4外壳G4。第1外壳G1、第2外壳G2以及第4外壳G4是筒状的构件。第2外壳G2设置在比第1外壳G1靠车轮H侧的位置。第1外壳G1和第2外壳G2利用例如多个螺栓紧固。

第3外壳G3设置在第1外壳G1的2个开口端中、与第2外壳G2相反的一侧的开口端，即设在第1外壳G1的靠电动车辆的车身侧的开口端。第1外壳G1和第3外壳G3利用例如多个螺栓52紧固。通过形成为这种结构，第3外壳G3封闭第1外壳G1的开口。第4外壳G4设置在第1外壳G1的内部。第1外壳G1和第4外壳G4利用例如多个螺栓紧固。

如图10所示，第1马达11包括第1定子铁心11a、第1线圈11b、第1转子11c、第1磁性图案圈11d以及第1马达输出轴11e。第1定子铁心11a是筒状的构件。第1定子铁心11a如图10所示嵌入在第1外壳G1中，并且被第1外壳G1和第3外壳G3夹持而定位(固定)。第1线圈11b设在第1定子铁心11a的多处。第1线圈11b隔着绝缘子卷绕在第1定子铁心11a上。

第1转子11c配置在第1定子铁心11a的径向内侧。第1转子11c包括第1转子铁心11c1和第1磁体11c2。第1转子铁心11c1是筒状的构件。第1磁体11c2在第1转子铁心11c1的内部或外周部设置有多个。第1马达输出轴11e是棒状的构件。第1马达输出轴11e与第1转子铁心11c1相连结。第1磁性图案圈11d设置于 第1转子铁心11c1，与第1转子铁心11c1同轴地旋转。在检测第1转子铁心11c1的旋转角度时，使用第1磁性图案圈11d。

第2马达12包括第2定子铁心12a、第2线圈12b、第2转子12c以及第2磁性图案圈12d。第2定子铁心12a是筒状的构件。第2定子铁心12a被第1外壳G1和第2外壳G2夹持而定位(固定)。第2线圈12b设在第2定子铁心12a的多处。第2线圈12b隔着绝缘子卷绕在第2定子铁心12a上。

第2转子12c设置在第2定子铁心12a的径向内侧。第2转子12c以能与离合器装置60一起以旋转轴线R为中心旋转的方式被第4外壳G4支承。第2转子12c包括第2转子铁心12c1和第2磁体12c2。第2转子铁心12c1是筒状的构件。第2磁体12c2在第2转子铁心12c1的内部或外周部设置有多个。第2磁性图案圈12d设置于第2转子铁心12c1，与第2转子铁心12c1同轴地旋转。在检测第2转子铁心12c1的旋转角度时，使用第2磁性图案圈12d。

如图10所示，减速机构40利用例如多个螺栓54与第2外壳G2紧固而安装于第2外壳G2。在本实施方式中，减速机构40所具有的第3齿圈44安装于第2外壳G2。在减速机构40的第3行星齿轮架43的一端部安装有外圈45。在外圈45与第3齿圈44之间夹设有轮轴轴承50的滚动体。采用这种构造，第3行星齿轮架43经由外圈45可旋转地支承于第3齿圈44的外周部。

第3行星齿轮架43安装有车轮H的轮子Hw。轮子Hw利用双头螺栓51B和螺母51N紧固于与第3行星齿轮架43的旋转轴正交的面。在轮子Hw上安装有轮胎Ht。电动车辆的车轮H由轮子Hw和轮胎Ht构成。在本例中，车轮H直接安装于第3行星齿轮架43。因此，第3行星齿轮架43兼作图1所示的减速机构输入输出轴16。

悬挂装置安装部53设置于第2外壳G2。具体而言，悬挂装置安装部53设置在第2外壳G2中、当将电动车辆驱动装置10安装在电动车辆的车身上时位于铅垂方向上侧和下侧的部分。铅垂方向上侧的悬挂装置安装部53具有上部转向节53Na，铅垂方向下侧的悬挂装置安装部53具有下部转向节53Nb。在上部转向节53Na和下部转向节53Nb上安装有悬挂装置的臂，将电动车辆驱动装 置10支承于电动车辆的车身。

第1马达输出轴11e和太阳轮轴14利用第1嵌合部56A相连结。采用这种构造，能在第1马达11与太阳轮轴14之间传递动力。第1嵌合部56A例如由形成在第1马达输出轴11e的内周面上的花键、和形成在太阳轮轴14的靠第1马达11侧的端部且与上述花键嵌合的花键构成。采用这种构造，能够吸收旋转轴线R方向上的第1马达输出轴11e和太阳轮轴14的热伸缩等。

变速机构输入输出轴15连结变速机构13所具有的第2齿圈34、和减速机构40所具有的第3太阳轮41的轴(第3太阳轮轴41S)。采用这种构造，能在变速机构13的第2行星齿轮机构30与减速机构40的第3太阳轮轴41S之间传递动力。变速机构输入输出轴15和第3太阳轮轴41S利用第2嵌合部56B相连结。第2嵌合部56B例如由形成在变速机构输入输出轴15的内周面上的花键、和形成在第3太阳轮轴41S的靠第2马达12侧的端部且与上述花键嵌合的花键构成。采用这种构造，能够吸收旋转轴线R方向上的变速机构输入输出轴15和第3太阳轮轴41S的热伸缩等。

采用上述构造，电动车辆驱动装置10通过保持车轮H，且将自第1马达11和第2马达12输出的转矩传递至车轮H，能够使电动车辆行驶。另外，在本实施方式中，第1马达11、第2马达12、第1太阳轮21、第1行星齿轮架23、第1齿圈24、第2太阳轮31、第2行星齿轮架33、第2齿圈34、第3太阳轮41、第3行星齿轮架43以及第3齿圈44全都配置在同一轴上，但电动车辆驱动装置10的这些构成要素未必一定要配置在同一轴上。接下来，说明用于检测第1马达11和第2马达12的角速度(转速)的构造。

第1磁性图案圈11d和第2磁性图案圈12d隔着夹设在第1马达11与第2马达12之间的外壳G1的分隔壁G1W而彼此面对配置。即，第1磁性图案圈11d和第2磁性图案圈12d均与分隔壁G1W相面对。

图11是表示使车辆行驶的马达所要求的转矩(扭矩)与角速度(转速)的关系的图。通常，马达的转矩(扭矩)与角速度(转速)的关系是，一定的转矩范围内的上限转速与最高转速的比为1：2左右。另外，最大的转矩与 最高转速时的最大的转矩的比为2：1左右。相对于此，在使车辆行驶的情况下，根据图11的实线所示的车辆的行驶特性曲线Ca，得知一定的转矩范围内的上限转速与最高转速的比为1：4左右。另外，在使车辆行驶的情况下，最大的转矩与最高转速时的最大的转矩的比为4：1左右。

因而，优选在利用马达使车辆行驶的情况下，进行第一级的变速比与第二级的变速比之间的比率(级间差)为2左右的变速。通过这样设置，能够在马达的NT特性(转速与转矩的关系)的所有范围内恰好地覆盖车辆的行驶特性曲线Ca，能够利用具有所需最小限度的输出的马达确保车辆所需的动力性能。

图11的虚线所示的NT特性曲线CL是电动车辆驱动装置10的第1变速状态(低档)，单点划线所示的NT特性曲线CH是电动车辆驱动装置10的第2变速状态(高档)。这样，通过使用第1变速状态和第2变速状态，能够恰好地覆盖车辆的行驶特性曲线Ca。双点划线所示的NT特性曲线Cb表示在想要不进行变速地覆盖车辆的行驶特性曲线Ca的情况下所需的NT特性。通常，马达是一定的转矩范围内的上限转速与最高转速的比为1：2左右，在利用一个马达覆盖行驶特性曲线Ca的情况下，要求马达具有NT特性曲线Cb那样的特性。结果，变成马达需要过度的性能，浪费增加，并且导致成本和质量的增加。

着眼于马达的效率，马达的效率高的区域位于从最大转矩向最高转速推移的恒功率区域(NT特性曲线CL或NT特性曲线CH的曲线部分)的中间部分AL、AH。电动车辆驱动装置10通过变速能够积极地充分利用这些中间部分AL、AH，提高效率。在不进行变速的情况下，需要NT特性曲线Cb那样的马达，但在该情况下，在行驶特性曲线Ca中使用频率低的区域(例如需要低速高转矩的区域或接近最高速的区域)，马达的效率最高。因此，从高效地使用马达的观点出发，优选如电动车辆驱动装置10那样改变减速比地进行使用。

当在电动车辆驱动装置10中第1马达11和第2马达12均动作的情况下，变速机构13的总减速比RR＝(α+β–1)/(α–β–1)。这只针对第1变速状态，在第2变速状态下为RR＝1。α是第2行星齿轮机构30的行星比，β是第1行星齿轮机 构20的行星比。行星比是齿圈的齿数除以太阳轮的齿数而得到的值。因而，第2行星齿轮机构30的行星比α是第2齿圈34的齿数/第2太阳轮31的齿数，第1行星齿轮机构20的行星比β是第1齿圈24的齿数/第1太阳轮21的齿数。为了在图1所示的电动车辆驱动装置10中实现级间差2，优选将第2行星齿轮机构30的行星比α(>1)设在1.90～2.10的范围内，将第1行星齿轮机构20的行星比β(>1)设在2.80～3.20的范围内。

电动车辆驱动装置10由于配置在电动车辆的弹簧下方，因此优选尽量轻型。为了使电动车辆驱动装置10轻型化，由在第1马达11和1和第2马达12的绕线(第1线圈11b和第2线圈12b)中使用铝(包括铝合金)的方法。由于铝的比重是铜的比重的30％左右，因此当将第1马达11和1和第2马达12的绕线从铜替换成铝时，可以使绕线的质量降低70％。因此，能够使第1马达11、第2马达12以及电动车辆驱动装置10轻型化。但是，由于铝的电导率是通常用在绕线中的铜的电导率的60％左右，因此仅将铜线替换成铝线，可能导致性能的下降和发热量的增加。

电动车辆驱动装置10使用减速机构40并且利用变速机构13改变减速比。因此，第1马达11和第2马达12所需的转矩比较小即可，因此在第1马达11和第2马达12中流动的电流也比较小。因此，在本实施方式中，即使第1马达11的第1线圈11b和第2马达12的第2线圈12b代替铜线地使用了铝线，也基本不会发生性能的下降和发热量的增加。因而，在本实施方式中，电动车辆驱动装置10在第1马达11和第2马达12的绕线(第1线圈11b和第2线圈12b)中使用铝(包括铝合金)而实现轻型化。

在第1马达11和第2马达12的绕线使用铝的情况下，优选使用铜包铝线。铜包铝线在铝线的外侧均匀地包覆铜，使铜与铝的边界牢固地形成金属键。与铝线相比，铜包铝线易于锡焊，与端子的连接部的可靠性也高。铜包铝的比重是铜的比重的40％左右，因此在将第1马达11和第2马达12的绕线从铜替换成铝时，能够使绕线的质量降低60％。结果，能够使第1马达11、第2马达12以及电动车辆驱动装置10轻型化。

变形例 1

图12是表示本实施方式的变形例的电动车辆驱动装置的结构的说明图。图12所示的电动车辆驱动装置10a的变速机构的结构与上述的实施方式的电动车辆驱动装置10不同。在以下的说明中，对于与电动车辆驱动装置10所具有的构成要素相同的构成要素，标注与电动车辆驱动装置10所具有的构成要素相同的附图标记而省略说明。电动车辆驱动装置10a具有变速机构13a。变速机构13a与第1马达11相连结，第1马达11输出的转矩传递(输入)至该变速机构13a。另外，变速机构13a与第2马达12相连结，第2马达12输出的转矩传递(输入)至该变速机构13a。并且，变速机构13a利用变速机构输入输出轴15与减速机构40相连结，将变速了的转矩传递(输出)至减速机构40。减速机构40与电动车辆驱动装置10所具有的减速机构相同。

变速机构13a包括第1行星齿轮机构70、第2行星齿轮机构80和离合器装置90。第1行星齿轮机构70是单齿轮式的行星齿轮机构。第1行星齿轮机构70包括第1太阳轮71、第1小齿轮72、第1行星齿轮架73和第1齿圈74。第2行星齿轮机构80是双齿轮式的行星齿轮机构。第2行星齿轮机构80包括第2太阳轮81、第2小齿轮82a、第3小齿轮82b、第2行星齿轮架83和第2齿圈84。第2行星齿轮机构80配置在比第1行星齿轮机构70靠第1马达11和第2马达12侧的位置。

第2太阳轮81以能够将旋转轴线R作为中心进行旋转(自转)的方式支承在外壳G内。第2太阳轮81与第1马达11相连结。因此，当第1马达11工作时，第1转矩TA传递至第2太阳轮81。由此，当第1马达11工作时，第2太阳轮81以旋转轴线R为中心旋转。第2小齿轮82a与第2太阳轮81啮合。第3小齿轮82b与第2小齿轮82a啮合。第2行星齿轮架83以第2小齿轮82a能将第2小齿轮旋转轴线Rp2作为中心进行旋转(自转)的方式，保持第2小齿轮82a。第2行星齿轮架83以第3小齿轮82b能将第3小齿轮旋转轴线Rp3作为中心进行旋转(自转)的方式，保持第3小齿轮82b。第2小齿轮旋转轴线Rp2例如与旋转轴线R平行。第3小齿轮旋转轴线Rp3例如与旋转轴线R平行。

第2行星齿轮架83以能将旋转轴线R作为中心进行旋转的方式支承在外 壳G内。由此，第2行星齿轮架83以第2小齿轮82a和第3小齿轮82b能将第2太阳轮81作为中心、即将旋转轴线R作为中心公转的方式，保持第2小齿轮82a和第3小齿轮82b。第2齿圈84能够以旋转轴线R为中心旋转(自转)。第2齿圈84与第3小齿轮82b啮合。另外，第2齿圈84与第2马达12相连结。因此，当第2马达12工作时，第2转矩TB传递至第2齿圈84。由此，当第2马达12工作时，第2齿圈84以旋转轴线R为中心旋转(自转)。

第1太阳轮71以能将旋转轴线R作为中心旋转(自转)的方式支承在外壳G内。第1太阳轮71借助第2太阳轮81与第1马达11相连结。具体而言，第1太阳轮71和第2太阳轮81以能绕同一轴(旋转轴线R)旋转的方式与太阳轮轴94形成为一体。并且，太阳轮轴94与第1马达11相连结。由此，当第1马达11工作时，第1太阳轮71以旋转轴线R为中心旋转。

第1小齿轮72与第1太阳轮71啮合。第1行星齿轮架73以第1小齿轮72能将第1小齿轮旋转轴线Rp1作为中心旋转(自转)的方式保持第1小齿轮72。第1小齿轮旋转轴线Rp1例如与旋转轴线R平行。第1行星齿轮架73以能将旋转轴线R作为中心旋转的方式支承在外壳G内。由此，第1行星齿轮架73以第1小齿轮72能将第1太阳轮71作为中心、即将旋转轴线R作为中心进行公转的方式保持第1小齿轮72。

另外，第1行星齿轮架73与第2齿圈84相连结。由此，当第2齿圈84旋转(自转)时，第1行星齿轮架73以旋转轴线R为中心旋转(自转)。第1齿圈74与第1小齿轮72啮合。另外，第1齿圈74与减速机构40的第3太阳轮41(参照图1)相连结。采用这种构造，当第1齿圈74旋转(自转)时，减速机构40的第3太阳轮41旋转。

离合器装置60配置在外壳G与第2行星齿轮架83之间。离合器装置60能够在两个方向上限制第2行星齿轮架83的旋转。具体而言，离合器装置60能够在对以旋转轴线R为中心的第2行星齿轮架83的旋转进行限制(制动)的情况、和容许上述旋转的情况之间切换。离合器装置60是能够在第2行星齿轮架83的两个旋转方向上在卡合状态与非卡合状态之间切换的、所谓双向超越离合 器装置。

图2～图7所示的离合器装置60的保持器62经由摩擦卡合构件(离合器侧摩擦卡合构件)64分别与第2齿圈84和同该第2齿圈84相连结的第1行星齿轮架73相连接。第2齿圈84的与离合器侧摩擦卡合构件64相接触的部分是齿圈侧摩擦卡合部84F。离合器装置60的外侧构件61固定于电动车辆驱动装置10a的外壳G。图2～图7所示的离合器装置60的内侧构件63安装于第2行星齿轮架83。另外，离合器装置60通过使离合器侧摩擦卡合构件64与第2齿圈84的齿圈侧摩擦卡合部84F相卡合来将第2齿圈84的旋转方向传递至保持器62。即，齿圈侧摩擦卡合部84F作为用于向保持器62输入旋转方向的输入部发挥作用。并且，由于第2齿圈84分别与第1行星齿轮架73和第2马达12的转子相连结，因此，齿圈侧摩擦卡合部84F作为第2齿圈84、第1行星齿轮架73或第2马达12的转子中的输入部发挥作用。

采用这种构造，离合器装置60能够基于第2齿圈84和第1行星齿轮架73的旋转而在第2行星齿轮架83的卡合状态(限制旋转)与非卡合状态(容许旋转)之间切换。具体而言，离合器装置60通过使离合器侧摩擦卡合构件64与第2齿圈84、第1行星齿轮架73或第2马达12的转子中的输入部相卡合且利用离合器侧摩擦卡合构件64产生的摩擦力来使保持器62相对于内侧构件63的相对相位发生变化，从而在容许第2行星齿轮架83的旋转(非卡合状态)与限制第2行星齿轮架83的旋转(卡合状态)之间切换。齿圈侧摩擦卡合部84F既可以通过对与第2齿圈84相连结的构件的表面实施用于提高与离合器侧摩擦卡合构件64之间的摩擦力的加工(粗糙面加工、滚花加工等)而形成，也可以通过安装于第2齿圈84或与第2齿圈84相连结的构件而形成。这样，第2行星齿轮架83能够利用离合器装置60与外壳G卡合或与外壳G分开。即，离合器装置60能够使第2行星齿轮架83相对于外壳G自由旋转，或使第2行星齿轮架83不能相对于外壳G旋转。电动车辆驱动装置10a利用与上述电动车辆驱动装置10相同的原理，取得与电动车辆驱动装置10所取得的效果相同的效果。

变形例 2

图13～图15是本实施方式的变形例2的电动车辆驱动装置所具有的离合器装置的立体图。图13～图15所示的离合器装置60与上述电动车辆驱动装置10、10a在离合器侧摩擦卡合构件64的结构上不同。在以下的说明中，对于与上述电动车辆驱动装置10、10a所具有的离合器装置60的构成要素相同的构成要素，标注相同的附图标记而省略说明。

上述电动车辆驱动装置10、10a所具有的离合器装置60包括作为按压构件的弹簧64B，在该弹簧64B的张力的作用下，离合器侧摩擦卡合构件64的摩擦面64F被按压于作为输入部的太阳轮侧摩擦卡合部14F或齿圈侧摩擦卡合部84F。

此处，为了实现将输入部的旋转方向传递至保持器62、即为了实现发挥仅改变保持器62的姿势的作用，离合器侧摩擦卡合构件64需要的传递扭矩较小为佳。另外，在离合器装置60的卡合状态下，保持器62的本身的旋转静止，因此在离合器侧摩擦卡合构件64的摩擦面64F与输入部之间产生滑移，因摩擦力而产生损耗。即，优选的是，在离合器侧摩擦卡合构件64处产生的摩擦力大于产生上述传递扭矩所需要的力且尽量较小。另外，优选的是，对离合器侧摩擦卡合构件64的输入部按压的按压力不会因弹簧64B的伸长等经年变化而发生变化。

因此，在本变形例中，作为替代弹簧64B的按压构件，如图13～图15所示，将永磁体64U设于离合器侧摩擦卡合构件64并利用磁性体来构成作为摩擦面64F所按压的输入部的太阳轮侧摩擦卡合部14F或齿圈侧摩擦卡合部84F。永磁体64U以不与输入部相接触的方式配置于离合器侧摩擦卡合构件64中的与摩擦面64F相反的那一侧的部分、即离合器侧摩擦卡合构件64的外侧的面。另外，永磁体64U配置于设有摩擦面64F的范围内，以便使永磁体64U的磁场能影响到摩擦面64F。并且，离合器侧摩擦卡合构件64由不传递磁场的非磁性体构成，以防止出现永磁体64U的磁场影响到摩擦面64F以外的部位的情况。但是，虽然离合器侧摩擦卡合构件64为非磁性体，但离合器侧摩擦卡合构件64厚度为永磁体64U的磁场能透过摩擦面64F的厚度。另外，永磁体 64U能够通过粘接或螺纹件等固定部件适当安装于离合器侧摩擦卡合构件64。

在该离合器装置60中，通过在永磁体64U与作为输入部的太阳轮侧摩擦卡合部14F或齿圈侧摩擦卡合部84F之间产生磁吸附力，从而将离合器侧摩擦卡合构件64按压于输入部。

如上所述，在本变形例的电动车辆驱动装置10、10a中，将永磁体64U设于离合器装置60的离合器侧摩擦卡合构件64，通过永磁体64U对由磁性体构成的输入部产生的磁吸附力来将离合器侧摩擦卡合构件64卡合于输入部。

采用该电动车辆驱动装置10、10a，由于永磁体64U的磁力相对于经年变化的稳定性较高，因此能够获得稳定的按压力，从而能够将离合器侧摩擦卡合构件64稳定地卡合于输入部。由于离合器侧摩擦卡合构件64的摩擦面64F与输入部相接触，因此，会因输入部的旋转动作而逐渐磨损，但在永磁体64U的磁力和离合器侧摩擦卡合构件64的摆动的作用下，能利用永磁体64U的磁力来使离合器侧摩擦卡合构件64与磨损量相对应地向输入部侧摆动，从而能够保持相互的接触状态。

另外，在本变形例的电动车辆驱动装置10、10a中，对于离合器装置60，在将作为输入部的太阳轮侧摩擦卡合部14F或齿圈侧摩擦卡合部84F向离合器装置60组装时，只要使离合器侧摩擦卡合构件64以销68为中心向外侧摆动并将输入部插入到离合器侧摩擦卡合构件64的内侧即可，因此，不需要进行如利用弹簧64B的离合器装置60那样的、在撑开弹簧64B的情况下将输入部插入的作业，所以易于进行组装。

以上，说明了本实施方式和其变形例1、2，但本实施方式和其变形例并不限定于上述内容。另外，上述构成要素包括本领域的技术人员易于想到的要素、实质上相同的要素、所谓的等同的范围内的要素。并且，上述构成要素能够适当组合。另外，在不脱离本实施方式和其变形例1、2的发明的主旨的范围内，能够对构成要素进行各种省略、置换以及变更。

附图标记说明

1、控制装置；10、10a、电动车辆驱动装置；11、第1马达；12、第2马达；13、13a、变速机构；14、94、太阳轮轴；14F、太阳轮侧摩擦卡合部；15、变速机构输入输出轴；16、减速机构输入输出轴；20、70、第1行星齿轮机构；21、71、第1太阳轮；22、72、第1小齿轮；23、73、第1行星齿轮架；24、74、第1齿圈；30、80、第2行星齿轮机构；31、81、第2太阳轮；32a、82a、第2小齿轮；32b、82b、第3小齿轮；33、83、第2行星齿轮架；34、84、第2齿圈；40、减速机构；41、第3太阳轮；41S、第3太阳轮轴；42、第4小齿轮；43、第3行星齿轮架；44、第3齿圈；45、外圈；60、离合器装置；61、外侧构件；61iw、内周部；62、保持器；62R、滚柱；63、内侧构件；63sw、凸轮面；63S、槽；64、离合器侧摩擦卡合构件；64B、弹簧；64E、退让部；64F、摩擦面；64S、槽；64U、永磁体；65、轴承；68、销；84F、齿圈侧摩擦卡合部。

Claims (4)

1.一种轮内马达，其特征在于，

该轮内马达包括：

第1马达；

第2马达；

第1太阳轮，其与上述第1马达相连结；

第1小齿轮，其与上述第1太阳轮啮合；

第1行星齿轮架，其以上述第1小齿轮能够自转且上述第1小齿轮能够以上述第1太阳轮为中心公转的方式保持上述第1小齿轮；

离合器装置，其能够在与上述第1马达的旋转方向相对应的方向上限制上述第1行星齿轮架的旋转；

第1齿圈，其与上述第1小齿轮啮合且与上述第2马达相连结；

第2太阳轮，其与上述第1马达相连结；

第2小齿轮，其与上述第2太阳轮啮合；

第3小齿轮，其与上述第2小齿轮啮合；

第2行星齿轮架，其以上述第2小齿轮和上述第3小齿轮能分别自转且上述第2小齿轮和上述第3小齿轮能以上述第2太阳轮为中心公转的方式，保持上述第2小齿轮和上述第3小齿轮，并且该第2行星齿轮架与上述第1齿圈相连结；以及

第2齿圈，其与上述第3小齿轮啮合，

该轮内马达能够以在第1变速状态与第2变速状态之间切换的方式进行运转，

在该第1变速状态下，上述第1太阳轮和上述第2太阳轮的旋转方向与被上述离合器装置限制的上述第1行星齿轮架的上述旋转的上述方向成为相反方向，并且上述第1太阳轮和上述第2太阳轮的转速的绝对值大于被上述离合器装置限制的上述第1行星齿轮架的上述旋转的转速的绝对值，

在该第2变速状态下，上述第1太阳轮和上述第2太阳轮的上述旋转方向与被上述离合器装置限制的上述第1行星齿轮架的上述旋转的上述方向成为相同方向，

上述离合器装置具有固定于静止系统的外侧构件、与上述第1行星齿轮架相连结的内侧构件、多个滚柱、以及用于保持上述多个滚柱的保持器，通过使设于上述保持器的摩擦卡合构件与上述第1太阳轮、上述第2太阳轮或上述第1马达的转子中任一的输入部相卡合且利用上述摩擦卡合构件产生的摩擦力来使上述保持器相对于上述内侧构件的相对相位发生变化，从而在容许上述第1行星齿轮架的旋转与限制上述第1行星齿轮架的旋转之间切换，上述离合器装置在上述第1变速状态下限制上述第1行星齿轮架的旋转，在上述第2变速状态下容许上述第1行星齿轮架的旋转。

2.根据权利要求1所述的轮内马达，其中，

该轮内马达具有减速机构，该减速机构包括：

第3太阳轮，其与上述第2齿圈相连结；

第4小齿轮，其与上述第3太阳轮啮合；

第3行星齿轮架，其以上述第4小齿轮能自转且上述第4小齿轮能以上述第3太阳轮为中心公转的方式保持上述第4小齿轮，并且该第3行星齿轮架与电动车辆的车轮相连结；以及

第3齿圈，其与上述第4小齿轮啮合且固定于静止系统。

3.根据权利要求1所述的轮内马达，其中，

将永磁体设于上述离合器装置的上述摩擦卡合构件，通过上述永磁体对由磁性体构成的上述输入部产生的磁吸附力来将上述摩擦卡合构件卡合于上述输入部。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的轮内马达，其中，

当将包括上述第2太阳轮、上述第2小齿轮、上述第3小齿轮、上述第2行星齿轮架以及上述第2齿圈在内的双齿轮式行星齿轮装置的行星比设为α且将包括上述第1太阳轮、上述第1小齿轮、上述第1行星齿轮架以及上述第1齿圈在内的单齿轮式行星齿轮装置的行星比设为β时，1.90≤α≤2.10且2.80≤β≤3.20。