CN113864420B - 复合行星齿轮装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种小型且能够得到高减速比的复合行星齿轮装置。所述复合行星齿轮装置具备：在同轴上能够进行相对旋转的第一齿轮(5)、第二齿轮(6)及第三齿轮(7)、与第一齿轮啮合的第一行星齿轮(8)、与第二齿轮啮合的第二行星齿轮(9)及第三行星齿轮(10)、与第三齿轮(7)啮合的第四行星齿轮(11)以及对各行星齿轮进行保持的行星架(12)，使第一行星齿轮与第二行星齿轮一体地旋转，使第三行星齿轮与第四行星齿轮一体地旋转，使第一行星齿轮与第一齿轮的齿轮比和第二行星齿轮与第二齿轮的齿轮比不同，使第三行星齿轮与第二齿轮的齿轮比和第四行星齿轮与第三齿轮的齿轮比不同，使第二齿轮及第三齿轮的转速相对于行星架减少。

Description

复合行星齿轮装置

技术领域

本发明涉及将多个行星齿轮机构组合而构成的复合行星齿轮装置。

背景技术

在专利文献1中记载了一种使用复合行星齿轮机构的减速装置。该专利文献1记载的行星齿轮减速装置由将均不使用内齿轮(齿圈)的两组行星齿轮机构组合而成的一种复合行星齿轮机构构成。具体而言，专利文献1记载的行星齿轮减速装置具备固定侧太阳轮、输出侧太阳轮、固定侧行星齿轮、输出侧行星齿轮及行星架。固定侧太阳轮和输出侧太阳轮配置在同轴上。固定侧太阳轮被固定成无法旋转。输出侧太阳轮能够相对于固定侧太阳轮进行相对旋转，与被配置在同轴上的输出轴成为一体地旋转。固定侧行星齿轮与固定侧太阳轮啮合，一边自转，一边绕固定侧太阳轮公转。输出侧行星齿轮与输出侧太阳轮啮合，一边自转，一边绕输出侧太阳轮公转。固定侧行星齿轮和输出侧行星齿轮被配置在同轴上，相互成为一体地旋转(自转)。行星架和固定侧太阳轮及输出侧太阳轮被配置在同轴上，将固定侧行星齿轮及输出侧行星齿轮分别保持为能够进行自转及公转。另外，行星架与被配置在同轴上的输入轴(例如马达的输出轴)成为一体地旋转。因此，在向行星架输入转矩而使行星架旋转时，固定侧行星齿轮与固定侧太阳轮啮合，一边自转，一边绕固定侧太阳轮公转。同时，输出侧行星齿轮与输出侧太阳轮啮合，绕输出侧太阳轮公转。此时，输出侧行星齿轮使输出侧太阳轮旋转。其结果是，行星架与输出侧太阳轮进行差动旋转，相对于行星架即输入轴的转速，输出侧太阳轮即输出轴的转速减少。

另外，专利文献2记载的驱动齿轮装置是搭载于车辆的所谓的转矩矢量分配装置，具备将驱动力源的输出转矩分配并传递到左右的驱动轮的差动机构以及控制从差动机构向左右的驱动轮传递的转矩的分配率的控制用的致动器(控制用马达或差动用马达)。差动机构由两组单小齿轮型的行星齿轮机构构成。即，差动机构由将两组行星齿轮装置组合而成的复合行星齿轮机构构成。具体而言，两组行星齿轮机构中的各太阳轮通过结合轴而相互连结。在结合轴的中央部分设置有输入齿轮，从驱动力源被传递转矩。在各行星架分别经由驱动轴(输出轴)连结有左右的驱动轮。并且，左右的齿圈经由反转机构(逆旋转构件)而相互连结。而且，在一方的齿圈以能够传递转矩的方式连结有控制用马达。反转机构由第一齿轮构件和第二齿轮构件构成。第一齿轮构件具有与形成于一方的齿圈的外周部的外齿齿轮啮合的第一小齿轮、轴构件及第二小齿轮。在轴构件的两端分别安装有第一小齿轮及第二小齿轮。同样地，第二齿轮构件具有与形成于另一方的齿圈的外周部的外齿齿轮啮合的第一小齿轮、轴构件及第二小齿轮。在轴构件的两端分别安装有第一小齿轮及第二小齿轮。并且，第一齿轮构件的第二小齿轮与第二齿轮构件的第二小齿轮啮合。因此，反转机构在左右的齿圈之间使输入到一方的齿圈的控制用马达的转矩的旋转方向反转而向另一方的齿圈传递。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利第5280773号公报

专利文献2：日本专利第6122119号公报

发明内容

发明要解决的课题

上述专利文献1记载的行星齿轮减速装置被用作所谓的齿轮传动马达的减速机构或齿轮头，例如搭载于车辆或机器人、其他产业用机械。在该专利文献1记载的行星齿轮减速装置中，通过应用复合行星齿轮机构，从而与通常的行星齿轮机构相比，能够得到较大的减速比。即，能够以较大的放大率对马达的输出转矩进行放大。因此，能够谋求与行星齿轮减速装置组合的马达的小型化，能够提高向车辆、产业用机械的搭载性。进而，能够谋求与马达一起搭载该行星齿轮减速装置的车辆、产业用机械的小型、轻量化。因此，作为齿轮传动马达用的减速机构或齿轮头而使用的复合行星齿轮机构优选为能够得到尽可能大的减速比的结构。例如，通过将专利文献1记载的行星齿轮减速装置那样的复合行星齿轮机构进一步组合多个并使用，或者，通过使用大径且齿数较多的大型的齿轮来构成复合行星齿轮装置，从而能够进一步得到更大的减速比。并且，能够谋求马达的进一步的小型化。然而，例如，在将多个复合行星齿轮机构串联配置并组合的情况下，在装置的旋转轴线方向上体积增大。装置的构造也变得复杂。另外，在使用大型的齿轮来构成复合行星齿轮机构的情况下，在装置的径向上体积会增大。因此，即便能够通过将多个复合行星齿轮机构组合或者使用大型的齿轮而得到较大的减速比，其结果是，也有可能无法充分地提高向车辆、产业用机械的搭载性。

另外，如专利文献2记载的驱动齿轮装置那样，在使用复合行星齿轮机构来构成搭载于车辆的转矩矢量分配装置、差动装置的情况下，通过将多个复合行星齿轮机构组合并使用，或者通过使用大型的齿轮来构成复合行星齿轮机构，从而能够设定更大的减速比，能够谋求转矩矢量分配用马达或控制用马达的小型化。然而，在该情况下，也与上述专利文献1记载的行星齿轮减速装置的例子同样地，与得到较大的减速比相反，装置的体积增大。另外，装置的构造变得复杂。因此，其结果是，有可能无法充分地提高向车辆的搭载性。

像这样，在将使用复合行星齿轮机构而构成的减速装置搭载于车辆、产业用机械的情况下，或者在将使用复合行星齿轮机构而构成的转矩矢量分配装置、差动装置搭载于车辆的情况下，对于增大复合行星齿轮机构的减速比而谋求装置的小型化并充分地提高向车辆、产业用机械的搭载性而言，尚存在改良的余地。

本发明是着眼于上述技术课题而想出的，其目的在于提供一种结构紧凑且简单并且能够得到较大的减速比的复合行星齿轮装置。

用于解决课题的手段

为了达成上述目的，本发明提供一种复合行星齿轮装置，所述复合行星齿轮装置具备：第一齿轮，所述第一齿轮配置在规定的旋转轴线上；第二齿轮，所述第二齿轮配置在所述旋转轴线上，能够相对于所述第一齿轮进行相对旋转；第三齿轮，所述第三齿轮配置在所述旋转轴线上，能够相对于所述第一齿轮进行相对旋转，且能够与所述第二齿轮相互进行相对旋转；第一行星齿轮，所述第一行星齿轮与所述第一齿轮啮合，一边自转，一边绕所述旋转轴线公转；第二行星齿轮，所述第二行星齿轮与所述第二齿轮啮合，一边自转，一边绕所述旋转轴线公转；第三行星齿轮，所述第三行星齿轮与所述第二齿轮啮合，一边自转，一边绕所述旋转轴线公转；第四行星齿轮，所述第四行星齿轮与所述第三齿轮啮合，一边自转，一边绕所述旋转轴线公转；以及行星架，所述行星架配置在所述旋转轴线上，将各所述行星齿轮保持成能够进行自转及公转，所述复合行星齿轮装置的特征在于，所述第一行星齿轮与所述第二行星齿轮被配置在同轴上，沿自转方向及公转方向一体地旋转，所述第三行星齿轮与所述第四行星齿轮被配置在与所述第一行星齿轮及所述第二行星齿轮的旋转轴不同的旋转轴上，沿自转方向及公转方向一体地旋转，所述第一行星齿轮与所述第一齿轮之间的齿轮比和所述第二行星齿轮与所述第二齿轮之间的齿轮比互不相同，所述第三行星齿轮与所述第二齿轮之间的齿轮比和所述第四行星齿轮与所述第三齿轮之间的齿轮比互不相同，相对于所述行星架的转速，所述第二齿轮的转速及所述第三齿轮的转速均减少。

另外，在本发明中，可以构成为：所述第一齿轮被固定成无法旋转，所述复合行星齿轮装置具有与所述第三齿轮一体地旋转的输出轴，将从外部输入到所述行星架的输入转矩放大并向所述第二齿轮传递，并且，将传递到所述第二齿轮的所述输入转矩进一步放大并向所述第三齿轮传递，从所述第三齿轮经由所述输出轴向外部输出。

另外，本发明可以构成为：所述复合行星齿轮装置具有与所述第二齿轮一体地旋转的反转轴，所述输出轴与所述反转轴被配置在所述旋转轴线上，且能够相互进行相对旋转，在所述输出轴旋转时，所述反转轴沿与所述输出轴的旋转方向相反的方向旋转，将传递到所述第二齿轮的所述输入转矩从所述第二齿轮经由所述反转轴向外部输出。

另外，在本发明中，可以构成为：所述第一齿轮是与所述第一行星齿轮啮合的作为外齿轮的第一太阳轮，所述第二齿轮是与所述第二行星齿轮及所述第三行星齿轮双方啮合的作为外齿轮的第二太阳轮，所述第三齿轮是与所述第四行星齿轮啮合的作为外齿轮的第三太阳轮。

另外，本发明可以构成为：在将所述第一行星齿轮的齿数设为z_p1、将所述第二行星齿轮的齿数设为z_p2、将所述第三行星齿轮的齿数设为z_p3、将所述第四行星齿轮的齿数设为z_p4、将所述第一太阳轮的齿数设为z_s1、将所述第二太阳轮的齿数设为z_s2、将所述第三太阳轮的齿数设为z_s3时，在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p1＝z_p3

z_p2＝z_p4＝z_p1+1

z_s1＝z_p1×2-1

z_s2＝z_p1×2+1

z_s3＝z_p1×2+3，

相对于通过所述输入转矩而旋转的所述行星架，所述第三太阳轮沿相同的方向旋转，

在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p1＝z_p3

z_p2＝z_p4＝z_p1-1

z_s1＝z_p1×2+1

z_s2＝z_p1×2-1

z_s3＝z_p1×2-3，

相对于通过所述输入转矩而旋转的所述行星架，所述第三太阳轮沿相反的方向旋转。

另外，在本发明中，可以构成为：所述第一齿轮是与所述第一行星齿轮啮合的作为内齿轮的第一齿圈，所述第二齿轮是与所述第二行星齿轮及所述第三行星齿轮双方啮合的作为内齿轮的第二齿圈，所述第三齿轮是与所述第四行星齿轮啮合的作为内齿轮的第三齿圈。

另外，本发明可以构成为：在将所述第一行星齿轮的齿数设为z_p1、将所述第二行星齿轮的齿数设为z_p2、将所述第三行星齿轮的齿数设为z_p3、将所述第四行星齿轮的齿数设为z_p4、将所述第一齿圈的齿数设为z_r1、将所述第二齿圈的齿数设为z_r2、将所述第三齿圈的齿数设为z_r3时，在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p1＝z_p3

z_p2＝z_p4＝z_p1+1

z_r1＝(z_p1×2-1)×2

z_r2＝(z_p1×2+1)×2

z_r3＝(z_p1×2+3)×2，

相对于通过所述输入转矩而旋转的所述行星架，所述第三齿圈沿相同的方向旋转，

在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p1＝z_p3

z_p2＝z_p4＝z_p1-1

z_r1＝(z_p1×2+1)×2

z_r2＝(z_p1×2-1)×2

z_r3＝(z_p1×2-3)×2

相对于通过所述输入转矩而旋转的所述行星架，所述第三齿圈沿相反的方向旋转。

另外，本发明可以构成为：所述复合行星齿轮装置还具有被配置在所述旋转轴线上并与所述第一行星齿轮啮合的作为外齿轮的输入太阳轮，经由所述输入太阳轮向所述行星架输入所述输入转矩。

另一方面，在本发明中，可以构成为：所述第一齿轮被支承为能够旋转，所述复合行星齿轮装置还具有与所述第二齿轮一体地旋转的第一旋转轴及与所述第三齿轮一体地旋转的第二旋转轴，所述第一旋转轴与所述第二旋转轴被配置在同轴上，且能够相互进行相对旋转，将从规定的动力源输入到所述第一齿轮的驱动转矩分配并传递到所述第一旋转轴和所述第二旋转轴，并且，将从与所述动力源不同的控制用马达输入到所述行星架的控制转矩放大并向所述第一旋转轴及所述第二旋转轴传递。

另外，本发明可以构成为：通过向所述行星架输入所述控制转矩，从而使所述第一旋转轴与所述第二旋转轴进行差动旋转，在所述第一旋转轴与所述第二旋转轴进行差动旋转的情况下，所述第一旋转轴及所述第二旋转轴沿彼此相反的方向旋转，所述第二齿轮的转速相对于所述行星架的转速的比率与所述第三齿轮的转速相对于所述行星架的转速的比率彼此相等或近似(或者，各所述比率之差为规定值以下)。

另外，本发明可以构成为：所述复合行星齿轮装置还具备增速行星齿轮机构和减速行星齿轮机构，所述增速行星齿轮机构具有增速太阳轮、增速行星架及增速齿圈，所述减速行星齿轮机构具有减速太阳轮、减速行星架及减速齿圈，并且，所述增速行星齿轮机构及所述减速行星齿轮机构配置在所述旋转轴线上，所述增速太阳轮被固定成无法旋转，所述增速行星架与所述第一齿轮一体地旋转，在所述增速行星架旋转时，所述增速齿圈的转速相对于所述增速行星架的转速增大，所述减速齿圈与所述增速齿圈连结并与所述增速齿圈一体地旋转，所述减速行星架与所述行星架一体地旋转，并且所述减速行星架的转速相对于所述减速齿圈的转速减少，所述减速太阳轮与供所述控制用马达输出所述控制转矩的控制转矩输出轴一体地旋转，并且，在所述第一旋转轴与所述第二旋转轴沿相同方向等速地旋转而与所述第一齿轮及所述行星架一起进行牵连转动的情况下，所述减速太阳轮与所述第一齿轮及所述行星架相对旋转(或者进行差动旋转，即不进行牵连转动)。

另外，本发明可以构成为：所述增速行星齿轮机构的齿轮比与所述减速行星齿轮机构的齿轮比彼此相等。

另外，在本发明中，可以构成为：所述第一齿轮是与所述第一行星齿轮啮合的作为外齿轮的第一太阳轮，所述第二齿轮是与所述第二行星齿轮及所述第三行星齿轮双方啮合的作为外齿轮的第二太阳轮，所述第三齿轮是与所述第四行星齿轮啮合的作为外齿轮的第三太阳轮。

另外，本发明可以构成为：在将所述第一行星齿轮的齿数设为z_p1、将所述第二行星齿轮的齿数设为z_p2、将所述第三行星齿轮的齿数设为z_p3、将所述第四行星齿轮的齿数设为z_p4、将所述第一太阳轮的齿数设为z_s11、将所述第二太阳轮的齿数设为z_s12、将所述第三太阳轮的齿数设为z_s13时，在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p2＝z_p3＝z_p1+1

z_p4＝z_p1-1

z_s11＝z_s12＝z_s13，

相对于通过所述控制转矩而旋转的所述行星架，所述第三太阳轮沿相同的方向旋转，

在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p2＝z_p3＝z_p1-1

z_p4＝z_p1+1

z_s11＝z_s12＝z_s13，

相对于通过所述控制转矩而旋转的所述行星架，所述第三太阳轮沿相反的方向旋转。

另外，在本发明中，可以构成为：所述第一齿轮是与所述第一行星齿轮啮合的作为内齿轮的第一齿圈，所述第二齿轮是与所述第二行星齿轮及所述第三行星齿轮双方啮合的作为内齿轮的第二齿圈，所述第三齿轮是与所述第四行星齿轮啮合的作为内齿轮的第三齿圈。

另外，本发明可以构成为：在将所述第一行星齿轮的齿数设为z_p1、将所述第二行星齿轮的齿数设为z_p2、将所述第三行星齿轮的齿数设为z_p3、将所述第四行星齿轮的齿数设为z_p4、将所述第一齿圈的齿数设为z_r11、将所述第二齿圈的齿数设为z_r12、将所述第三齿圈的齿数设为z_r13时，在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p2＝z_p3＝z_p1+1

z_p4＝z_p1-1

z_r11＝z_r12＝z_r13，

相对于通过所述控制转矩而旋转的所述行星架，所述第三齿圈沿相同的方向旋转，

在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p2＝z_p3＝z_p1-1

z_p4＝z_p1+1

z_r11＝z_r12＝z_r13，

相对于通过所述控制转矩而旋转的所述行星架，所述第三齿圈沿相反的方向旋转。

另外，本发明可以构成为：所述复合行星齿轮装置具有被配置在所述旋转轴线上并与所述第一行星齿轮啮合的作为外齿轮的输入太阳轮，经由所述输入太阳轮向所述行星架输入所述控制转矩。

另外，本发明的所述复合行星齿轮装置可以构成为：所述复合行星齿轮装置与所述动力源及所述控制用马达一起搭载于至少在车宽方向的左右具有驱动轮的车辆，所述第一旋转轴在所述左右的任一方的所述驱动轮与所述第二齿轮之间传递转矩，所述第二旋转轴在所述左右的另一方的所述驱动轮与所述第三齿轮之间传递转矩，所述第一旋转轴与所述第二旋转轴分别对置地配置在所述左右。

并且，本发明的所述复合行星齿轮装置可以构成为：所述复合行星齿轮装置与所述动力源及所述控制用马达一起搭载于至少在全长方向的前后具有驱动轮的车辆，所述第一旋转轴在所述前后的任一方的驱动轮与所述第二齿轮之间传递转矩，所述第二旋转轴在所述前后的另一方的驱动轮与所述第三齿轮之间传递转矩，所述第一旋转轴与所述第二旋转轴分别对置地配置在所述前后。

发明的效果

本发明的复合行星齿轮装置由三个齿轮(第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮)、分别与上述三个齿轮啮合的四个行星齿轮(第一行星齿轮、第二行星齿轮、第三行星齿轮、第四行星齿轮)、以及将上述四个行星齿轮保持为能够自转且能够公转的行星架构成。三个齿轮被配置在同轴上。四个行星齿轮分别在旋转轴方向上分离地配置在互不相同的位置。另外，四个行星齿轮中的第一行星齿轮及第二行星齿轮被配置在同轴上而一体地旋转。与第一行星齿轮及第二行星齿轮不同地，第三行星齿轮及第四行星齿轮被配置在同轴上而一体地旋转。另外，第二行星齿轮及第三行星齿轮均与同一第二齿轮啮合。总之，本发明的复合行星齿轮装置成为如下的装置，即：共用第二齿轮而实质上利用三个行星齿轮机构构成了与将四组行星齿轮机构组合而成的装置同等的装置。或者，成为共用第二齿轮而将由第一行星齿轮及第二行星齿轮以及第一齿轮及第二齿轮构成的复合行星齿轮机构和由第三行星齿轮及第四行星齿轮以及第二齿轮及第三齿轮构成的复合行星齿轮机构这两组复合行星齿轮机构组合而成的结构。因此，根据本发明的复合行星齿轮装置，能够以相当于在旋转轴线方向上配置有三组行星齿轮机构的构造的紧凑的体积而得到实质上与将四组行星齿轮机构组合而成的结构同等的结构或者与将两组复合行星齿轮机构组合而成的结构同等的功能。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，由第一行星齿轮及第二行星齿轮以及第一齿轮及第二齿轮构成的复合行星齿轮机构(假设为“第一复合行星齿轮机构”)的第一齿轮被固定成无法旋转。因此，在“第一复合行星齿轮机构”中，第一齿轮成为反作用力部件，相对于行星架的转速，第二齿轮的转速减少。相对于这样的“第一复合行星齿轮机构”，组合由第三行星齿轮及第四行星齿轮以及第二齿轮及第三齿轮构成的复合行星齿轮机构(假设为“第二复合行星齿轮机构”)。具体而言，“第一复合行星齿轮机构”与第二复合行星齿轮机构分别共用第二齿轮及行星架而进行组合。因此，输入到行星架的输入转矩被“第一复合行星齿轮机构”放大并传递到第二齿轮，之后，被“第二复合行星齿轮机构”进一步放大并传递到第三齿轮而从输出轴输出。通过像这样将两组复合行星齿轮机构组合，理论上能够得到与将由一组复合行星齿轮机构得到的减速比组合了两组的情况同等的较大的减速比。因此，根据本发明的复合行星齿轮装置，通过相当于三组行星齿轮机构的体积的紧凑且简单的结构，能够得到实质上相当于四组行星齿轮机构(或者两组复合行星齿轮机构)的较大的减速比。因此，使用本发明的复合行星齿轮装置，能够构成紧凑且简单并且能够得到较大的减速比的减速机构。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，在如上述那样将“第一复合行星齿轮机构”与“第二复合行星齿轮机构”组合的情况下，反转轴与第二齿轮连结。第二齿轮作为相对于第三齿轮的反转齿轮发挥功能。因此，在第三齿轮即输出轴旋转时，反转轴向与输出轴的旋转方向相反的方向旋转。因此，根据本发明的复合行星齿轮装置，能够将输入转矩放大并从相互对置的两根旋转轴(即输出轴及反转轴)输出，并且能够使另一方的反转轴的旋转方向相对于一方的输出轴的旋转方向反转。因此，能够使用本发明的复合行星齿轮装置容易地构成使对置的两根旋转轴相互反转的反转机构。另外，反转轴也作为从外部向复合行星齿轮装置输入转矩的输入轴发挥功能。即，通过从反转轴输入使反转轴向与输出轴的旋转方向相反的方向旋转的转矩，从而能够增大从输出轴输出的转矩。例如，相对于与行星架连结并输出主转矩的动力源，能够将从反转轴输入辅助转矩的辅助马达与反转轴连结而进行设置。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，第一齿轮、第二齿轮及第三齿轮分别由外齿轮的第一太阳轮、第二太阳轮及第三太阳轮构成。即，通过分别将不使用齿圈的四组行星齿轮机构(或者两组复合行星齿轮机构)组合，从而构成本发明的复合行星齿轮装置。因此，与未设置齿圈相应地，能够构成使径向的体积小型化的紧凑的复合行星齿轮装置。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，规定了各行星齿轮的齿数与各太阳轮的齿数的关系。并且，根据上述各齿轮的齿数的关系，输出轴的旋转方向变化。因此，通过调整各齿轮的齿数，从而能够容易且自由地设定输出轴的旋转方向。另外，通过调整各齿轮的齿数，从而能够适当地设定期望的减速比。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，第一齿轮、第二齿轮及第三齿轮分别由内齿轮的第一齿圈、第二齿圈及第三齿圈构成。即，通过分别将不使用太阳轮的四组行星齿轮机构(或者两组复合行星齿轮机构)组合，从而构成本发明的复合行星齿轮装置。因此，与未设置太阳轮相应地，能够构成使径向的体积小型化的紧凑的复合行星齿轮装置。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，规定了各行星齿轮的齿数与各齿圈的齿数的关系。并且，根据上述各齿轮的齿数的关系，输出轴的旋转方向变化。因此，通过调整各齿轮的齿数，从而能够容易且自由地设定输出轴的旋转方向。另外，通过调整各齿轮的齿数，从而能够适当地设定期望的减速比。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，在如上述那样使用内齿轮的齿圈构成的情况下，设置与第一行星齿轮啮合的作为外齿轮的输入太阳轮(即，第一行星齿轮与第一齿圈及输入太阳轮双方啮合)。并且，能够经由输入太阳轮将输入转矩输入到行星架。因此，与未设置输入太阳轮的结构相比，能够设定更大的减速比。并且，与能够设定较大的减速比相应地，例如能够谋求使用了本发明的复合行星齿轮装置的减速机构的进一步的小型化。

另一方面，在本发明的复合行星齿轮装置中，第一齿轮被支承为能够旋转。并且，经由该第一齿轮从外部的动力源输入驱动转矩。产生驱动力、制动力的驱动转矩被分配并传递到与第二齿轮连结的第一旋转轴和与第三齿轮连结的第二旋转轴。第一旋转轴与第二旋转轴能够相互进行相对旋转。即，第一旋转轴与第二旋转轴能够相互进行差动旋转。因此，使用本发明的复合行星齿轮装置，能够构成对在同轴上排列的两根旋转轴分配驱动转矩并且能够进行两根旋转轴的差动旋转的差动机构。另外，能够对控制用马达输出的控制转矩进行放大而向第一旋转轴及第二旋转轴传递。因此，也能够构成控制两根旋转轴的差动旋转的所谓的转矩矢量分配装置。而且，能够以较大的减速比对控制用马达的转速进行减速。即，能够以较大的放大率增大控制用马达的控制转矩。因此，能够谋求控制用马达的小型化，进而，能够谋求应用本发明的复合行星齿轮装置的机械装置整体的小型、轻量化。

另外，本发明的复合行星齿轮装置作为在第二齿轮及第一旋转轴与第三齿轮及第二旋转轴进行差动旋转时使上述第二齿轮及第一旋转轴与第三齿轮及第二旋转轴沿彼此相反的方向旋转的反转机构发挥功能。因此，使用本发明的复合行星齿轮装置，例如能够构成相对于车辆的左右的驱动轮的差动机构、或者相对于四轮驱动车辆的前后的驱动轮的所谓的中心差动机构。而且，在本发明的复合行星齿轮装置中，被输入控制用马达的控制转矩的行星架与第二齿轮及第一旋转轴之间的减速比(设为第一减速比)与行星架与第三齿轮及第二旋转轴之间的减速比(设为第二减速比)相等或近似。因此，第一旋转轴与第二旋转轴的差动旋转的控制变得容易。因此，本发明的复合行星齿轮装置例如能够与控制用马达一起作为相对于车辆的左右的驱动轮或者四轮驱动车辆的前后的驱动轮的所谓的转矩矢量分配装置而良好地应用。

另外，本发明的复合行星齿轮装置具备用于抑制控制用马达的所谓的牵连转动的增速行星齿轮机构及减速行星齿轮机构。在本发明的复合行星齿轮装置中，在第一旋转轴与第二旋转轴沿相同方向等速地旋转的情况下，第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮及行星架一体地旋转。伴随于此，增速行星齿轮机构的增速行星架与减速行星齿轮机构的减速行星架沿相同方向等速地旋转。在该情况下，增速行星齿轮机构作为在使增速太阳轮的旋转停止的状态下使增速齿圈的转速相对于增速行星架的转速增大的增速机构发挥功能。另一方面，减速行星齿轮机构作为使减速行星架的转速相对于减速齿圈的转速减少的减速机构发挥功能。增速行星架的转速及减速行星架的转速彼此相等。另外，由于增速齿圈与减速齿圈连结，因此，上述增速齿圈的转速及减速齿圈的转速也彼此相等。因此，增速行星齿轮机构的增速比的绝对值与减速行星齿轮机构的减速比的绝对值相等，在该情况下，由于增速行星齿轮机构的增速太阳轮的转速为“0”，因此，在减速行星齿轮机构中，根据减速行星齿轮机构的齿轮比，减速太阳轮的转速相对于减速齿圈或减速行星架的转速减少至“0”或“0”附近的转速。在该情况下，通过将增速行星齿轮机构的齿轮比及减速行星齿轮机构的齿轮比设定为彼此相等，从而能够使减速太阳轮的转速为0。因此，在如上述那样使第一旋转轴与第二旋转轴沿相同方向等速地旋转而使得第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮及行星架一体地进行牵连转动的情况下，能够使与减速太阳轮连结的控制转矩输出轴的转速成为0或大致为0。即，能够抑制控制用马达的牵连转动。

因此，根据本发明的复合行星齿轮装置，能够抑制控制用马达的牵连转动，并提高复合行星齿轮装置的动力传递效率。进而，能够提高与控制用马达一起搭载本发明的复合行星齿轮装置的车辆的能量效率。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，第一齿轮、第二齿轮及第三齿轮分别由外齿轮的第一太阳轮、第二太阳轮及第三太阳轮构成。即，通过分别将不使用齿圈的四组行星齿轮机构(或者两组复合行星齿轮机构)组合，从而构成本发明的复合行星齿轮装置。因此，与未设置齿圈相应地，能够构成使径向的体积小型化的紧凑的复合行星齿轮装置。因此，使用本发明的复合行星齿轮装置，能够构成紧凑且简单的车辆的差动机构或车辆的转矩矢量分配装置。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，规定了各行星齿轮的齿数与各太阳轮的齿数的关系。并且，第二太阳轮及第三太阳轮的旋转方向分别根据上述各齿轮的齿数的关系而变化。因此，通过调整各齿轮的齿数，从而能够容易且自由地设定第一旋转轴及第二旋转轴的旋转方向。另外，通过调整各齿轮的齿数，从而能够适当地设定期望的减速比。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，第一齿轮、第二齿轮及第三齿轮分别由内齿轮的第一齿圈、第二齿圈及第三齿圈构成。即，通过分别将不使用太阳轮的四组行星齿轮机构(或者两组复合行星齿轮机构)组合，从而构成本发明的复合行星齿轮装置。因此，与未设置太阳轮相应地，能够构成使径向的体积小型化的紧凑的复合行星齿轮装置。因此，使用本发明的复合行星齿轮装置，能够构成紧凑、轻量且简单的车辆的差动机构或车辆的转矩矢量分配装置。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，规定了各行星齿轮的齿数与各齿圈的齿数的关系。并且，第二齿圈及第三齿圈的旋转方向分别根据上述各齿轮的齿数的关系而变化。因此，通过调整各齿轮的齿数，从而能够容易且自由地设定第一旋转轴及第二旋转轴的旋转方向。另外，通过调整各齿轮的齿数，从而能够适当地设定期望的减速比。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，在如上述那样使用内齿轮的齿圈构成的情况下，设置与第一行星齿轮啮合的作为外齿轮的输入太阳轮(即，第一行星齿轮与第一齿圈及输入太阳轮双方啮合)。并且，能够经由输入太阳轮将输入转矩输入到行星架。因此，与未设置输入太阳轮的结构相比，能够设定更大的减速比。并且，与能够设定较大的减速比相应地，例如能够谋求使用了本发明的复合行星齿轮装置的车辆的差动机构或车辆的转矩矢量分配装置的进一步的小型化。

另外，在本发明的复合行星齿轮装置中，第二齿轮及第一旋转轴与第三齿轮及第二旋转轴沿车辆的宽度方向上的左右排列并被配置在同轴上。因此，根据本发明的复合行星齿轮装置，通过将驱动轮分别与第一旋转轴及第二旋转轴连结，从而能够构成相对于车辆的左右的驱动轮的差动机构。另外，通过与控制用马达一起搭载于车辆，从而能够构成相对于车辆的左右的驱动轮的转矩矢量分配装置。

并且，在本发明的复合行星齿轮装置中，第二齿轮及第一旋转轴与第三齿轮及第二旋转轴在车辆的前后方向的前后对置地配置。因此，根据本发明的复合行星齿轮装置，通过将第一旋转轴及第二旋转轴分别设为向驱动轮传递转矩的推进轴，从而能够构成相对于四轮驱动车辆的前后的驱动轮的所谓的中心差动机构。另外，通过与控制用马达一起搭载于四轮驱动车辆，从而能够构成相对于四轮驱动车辆的前后的驱动轮的转矩矢量分配装置。

附图说明

图1是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成齿轮传动马达的减速机构的实施方式的图。

图2是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置中的各太阳轮的齿数与各行星齿轮的齿数的关系以及第一行星齿轮的齿数与减速比的关系的图表及线图(输出轴沿正转方向进行减速的情况)。

图3是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置中的各太阳轮的齿数与各行星齿轮的齿数的关系以及第一行星齿轮的齿数与减速比的关系的图表及线图(输出轴沿反转方向进行减速的情况)。

图4是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成齿轮传动马达的减速机构的其他实施方式(设置有推力轴承的例子)的图。

图5是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成齿轮传动马达的减速机构的其他实施方式(考虑了马达的后安装的例子)的图。

图6是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成齿轮传动马达的减速机构的其他实施方式(在中空转子的内周部分设置有减速机构的例子)的构架图。

图7是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成反转机构的实施方式的构架图。

图8是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成反转机构的其他实施方式(追加了两个行星齿轮的例子)的构架图。

图9是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成齿轮传动马达的减速机构的实施方式的图。

图10是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置中的各齿圈的齿数与各行星齿轮的齿数的关系以及第一行星齿轮的齿数与减速比的关系的图表及线图(输出轴沿正转方向进行减速的情况)。

图11是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置中的各齿圈的齿数与各行星齿轮的齿数的关系以及第一行星齿轮的齿数与减速比的关系的图表及线图(输出轴沿反转方向进行减速的情况)。

图12是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成齿轮传动马达的减速机构的其他实施方式(设置有输入转矩的输入太阳轮的例子)的图。

图13是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成反转机构的实施方式的构架图。

图14是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成反转机构的其他实施方式(追加了两个行星齿轮的例子)的构架图。

图15是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成具有转矩矢量分配功能的左右轮的差动机构的实施方式的图。

图16是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置中的各太阳轮的齿数与各行星齿轮的齿数的关系以及第一行星齿轮的齿数与减速比的关系的图表及线图(第二旋转轴沿正转方向进行减速的情况)。

图17是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置中的各太阳轮的齿数与各行星齿轮的齿数的关系以及第一行星齿轮的齿数与减速比的关系的图表及线图(第二旋转轴沿反转方向进行减速的情况)。

图18是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成具有转矩矢量分配功能的左右轮的差动机构的其他实施方式(设置有防止控制用马达的牵连转动的机构的例子)的图。

图19是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成具有转矩矢量分配功能及差动机构的动力单元的实施方式的图。

图20是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个太阳轮及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成具有转矩矢量分配功能及中心差动机构的动力单元的实施方式的图。

图21是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成具有转矩矢量分配功能的左右轮的差动机构的实施方式的图。

图22是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置中的各齿圈的齿数与各行星齿轮的齿数的关系以及第一行星齿轮的齿数与减速比的关系的图表及线图(第二旋转轴沿正转方向进行减速的情况)。

图23是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置中的各齿圈的齿数与各行星齿轮的齿数的关系以及第一行星齿轮的齿数与减速比的关系的图表及线图(第二旋转轴沿反转方向进行减速的情况)。

图24是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成具有转矩矢量分配功能的左右轮的差动机构的其他实施方式(设置有防止控制用马达的牵连转动的机构的例子)的图。

图25是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成具有转矩矢量分配功能及差动机构的动力单元的实施方式的图。

图26是用于说明本发明的复合行星齿轮装置的图，且是示出利用使用了三个齿圈及四个行星齿轮的复合行星齿轮装置来构成具有转矩矢量分配功能及中心差动机构的动力单元的实施方式的图。

图27是用于说明图20、图26所示的动力单元中的致动器的其他例子(作为致动器而设置有电磁制动器的例子)的图。

图28是用于说明图20、图26所示的动力单元中的致动器的其他例子(作为致动器而设置有电动制动器的例子)的图。

附图标记说明

1 复合行星齿轮装置

2 齿轮传动马达

3 电动马达

4 减速机构

5 (复合行星齿轮装置的)第一齿轮

6 (复合行星齿轮装置的)第二齿轮

7 (复合行星齿轮装置的)第三齿轮

8 (复合行星齿轮装置的)第一行星齿轮

9 (复合行星齿轮装置的)第二行星齿轮

10 (复合行星齿轮装置的)第三行星齿轮

11 (复合行星齿轮装置的)第四行星齿轮

12 (复合行星齿轮装置的)行星架

13 (复合行星齿轮装置的)第一太阳轮

14 (复合行星齿轮装置的)第二太阳轮

15 (复合行星齿轮装置的)第三太阳轮

16 (齿轮传动马达及复合行星齿轮装置的)壳体

17 (减速机构的)输出轴

18 (电动马达的)旋转轴

19 (第一行星齿轮及第二行星齿轮的)旋转轴

20 (第三行星齿轮及第四行星齿轮的)旋转轴

21 (复合行星齿轮装置的)第一行星齿轮组

22 (复合行星齿轮装置的)第二行星齿轮组

23 (第一太阳轮的)固定轴部

24 (第二太阳轮的)旋转轴

25 推力轴承

26 (第三太阳轮的)旋转轴

27 推力轴承

28 (第一太阳轮的)固定轴部

29 (第二太阳轮的)旋转轴

30 (第三太阳轮的)旋转轴

31 (复合行星齿轮装置的)壳体

32 (行星架的)旋转轴

33 (电动马达的)旋转轴

34 (电动马达的)马达壳体

35 (电动马达的)转子

41 反转机构

42 (反转机构的)反转轴

43 (第一太阳轮的)固定轴部

44 (行星架的)旋转轴

45 (第二太阳轮的)旋转轴

46 (反转机构及复合行星齿轮装置的)壳体

47 (复合行星齿轮装置的)第五行星齿轮

48 (复合行星齿轮装置的)第六行星齿轮

51 (复合行星齿轮装置的)第一齿圈

52 (复合行星齿轮装置的)第二齿圈

53 (复合行星齿轮装置的)第三齿圈

54 (减速机构的)输出轴

61 (复合行星齿轮装置的)行星架

62 (复合行星齿轮装置的)输入太阳轮

71 反转机构

72 (反转机构的)反转轴

73 (第一齿圈的)固定轴部

74 (行星架的)旋转轴

75 (第二齿圈的)旋转轴

76 (复合行星齿轮装置的)第五行星齿轮

77 (复合行星齿轮装置的)第六行星齿轮

100 差动机构

101 第一旋转轴

102 第二旋转轴

103 (复合行星齿轮装置的)第一太阳轮

104 (复合行星齿轮装置的)第二太阳轮

105 (复合行星齿轮装置的)第三太阳轮

106 (差动机构及复合行星齿轮装置的)壳体

107 (第一太阳轮的)旋转轴

108 差动齿轮

109 传动轴

110 驱动小齿轮

111 (行星架的)旋转轴

112 控制用马达

113 (控制用马达的)控制转矩输出轴

120 差动机构

121 (复合行星齿轮装置的)减速行星齿轮机构

122 (复合行星齿轮装置的)增速行星齿轮机构

123 (复合行星齿轮装置的)行星架

124 (减速行星齿轮机构的)减速太阳轮

125 (减速行星齿轮机构的)减速行星架

126 (减速行星齿轮机构的)减速齿圈

127 (减速行星齿轮机构的)行星齿轮

128 连结构件

129 (增速行星齿轮机构的)增速太阳轮

130 (增速行星齿轮机构的)增速行星架

131 (增速行星齿轮机构的)增速齿圈

132 (增速行星齿轮机构的)行星齿轮

140 动力单元

141 动力马达

142 制动机构

143 动力轴

144 (动力马达的)输出轴

145 (制动机构的)旋转轴

146 小齿轮

147 第一反转齿轮

148 副轴

149 第二反转齿轮

150 输入齿轮

160 中心差动机构

161 动力马达

162 (动力马达的)转子

163 (动力马达的)转子轴

164 (中心差动机构及复合行星齿轮装置的)壳体

165 减速齿轮机构

166 (减速齿轮机构的)太阳轮

167 (减速齿轮机构的)行星架

168 (减速齿轮机构的)齿圈

169 (减速齿轮机构的)行星齿轮

170 差动机构

171 (复合行星齿轮装置的)第一齿圈

172 (复合行星齿轮装置的)第二齿圈

173 (复合行星齿轮装置的)第三齿圈

174 (第一齿圈的)旋转轴

180 差动机构

181 (复合行星齿轮装置的)减速行星齿轮机构

182 (复合行星齿轮装置的)增速行星齿轮机构

183 (复合行星齿轮装置的)行星架

184 (减速行星齿轮机构的)减速太阳轮

185 (减速行星齿轮机构的)减速行星架

186 (减速行星齿轮机构的)减速齿圈

187 (减速行星齿轮机构的)行星齿轮

188 (行星架的)板部

189 (增速行星齿轮机构的)增速太阳轮

190 (增速行星齿轮机构的)增速行星架

191 (增速行星齿轮机构的)增速齿圈

192 (增速行星齿轮机构的)行星齿轮

200 差动机构

201 动力单元

202 (复合行星齿轮装置的)输入太阳轮

210 中心差动机构

220 电磁制动器

221 (电磁制动器的)线圈

230 电动制动器

231 (电动制动器的)电动马达

232 (电动制动器的)进给丝杠机构

AL 旋转轴线

具体实施方式

参照附图，对本发明的实施方式进行说明。此外，以下示出的实施方式只不过是将本发明具体化的情况下的一例，并不限定本发明。

〔第一实施方式〕

在图1中示出应用了本发明的复合行星齿轮装置的一例。图1所示的复合行星齿轮装置1被组装于所谓的齿轮传动马达2。齿轮传动马达2是组合了电动马达3和例如被称为齿轮头的减速机构4的驱动装置。作为与以往的齿轮头相比可设定更大的减速比的减速机构4，复合行星齿轮装置1与电动马达3组合。

电动马达3产生驱动转矩或再生转矩。电动马达3例如由永久磁铁式的同步马达或感应马达等构成。电动马达3被配置在后述的旋转轴线AL上。即，电动马达3与复合行星齿轮装置1相互被配置在同轴上。

作为基本的构成部件，复合行星齿轮装置1具备第一齿轮5、第二齿轮6、第三齿轮7、第一行星齿轮8、第二行星齿轮9、第三行星齿轮10、第四行星齿轮11及行星架12。

第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7均在同一旋转轴线AL上串联(即在旋转轴线AL方向上排列)配置。在图1所示的实施方式中，从图1的左侧起依次排列有第一齿轮5、第二齿轮6、第三齿轮7。第二齿轮6及第三齿轮7均被支承为能够相对于第一齿轮5进行相对旋转。因此，第二齿轮6与第三齿轮7能够相互进行相对旋转。第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7均由外齿轮或内齿轮中的任一种构成。

在图1所示的实施方式中，第一齿轮5由与第一行星齿轮8啮合的作为外齿轮的第一太阳轮13构成。第二齿轮6由与第二行星齿轮9及第三行星齿轮10双方啮合的作为外齿轮的第二太阳轮14构成。并且，第三齿轮7由与第四行星齿轮11啮合的作为外齿轮的第三太阳轮15构成。

第一太阳轮13无法旋转地固定于复合行星齿轮装置1的壳体16。此外，壳体16兼用作齿轮传动马达2的壳体。第二太阳轮14由设置在该第二太阳轮14与第一太阳轮13之间的轴承(未图示)支承为旋转自如。因此，第二太阳轮14能够相对于第一太阳轮13进行相对旋转。第三太阳轮15夹着第二太阳轮14配置在与第一太阳轮13相反的一侧，能够相对于第一太阳轮13进行相对旋转。因此，第二太阳轮14与第三太阳轮15能够相互进行相对旋转。另外，第三太阳轮15与输出轴17连结，并通过设置在该第三太阳轮15与壳体16之间的轴承(未图示)而与输出轴17一起旋转自如地支承于壳体16。第三太阳轮15与输出轴17一体地旋转。输出轴17在与各太阳轮13、14、15相同的轴上(即旋转轴线AL上)配置于(插入到)中空形状的电动马达3的旋转轴18的中空部分，前端(图1的右侧的端部)从壳体16向外部突出。因此，由减速机构4即复合行星齿轮装置1放大的转矩从输出轴17向外部输出。

第一行星齿轮8与第一齿轮5啮合，一边自转，一边绕旋转轴线AL公转。第二行星齿轮9与第二齿轮6啮合，一边自转，一边绕旋转轴线AL公转。第三行星齿轮10与第二行星齿轮9一起与第二齿轮6啮合，一边自转，一边绕旋转轴线AL公转。并且，第四行星齿轮11与第三齿轮7啮合，一边自转，一边绕旋转轴线AL公转。

在图1所示的实施方式中，第一行星齿轮8与第一太阳轮13啮合，一边自转，一边在第一太阳轮13的外周公转。第二行星齿轮9与第二太阳轮14啮合，一边自转，一边在第二太阳轮14的外周公转。第三行星齿轮10与第二行星齿轮9一起与第二太阳轮14啮合，一边自转，一边在第二太阳轮14的外周公转。并且，第四行星齿轮11与第三太阳轮15啮合，一边自转，一边在第三太阳轮15的外周公转。

第一行星齿轮8与第二行星齿轮9被配置在同轴上，并一体地自转。即，第一行星齿轮8与第二行星齿轮9在自转方向及公转方向上一体地旋转。同样地，第三行星齿轮10与第四行星齿轮11被配置在同轴上，并一体地自转。即，第三行星齿轮10与第四行星齿轮11在自转方向及公转方向上一体地旋转。第一行星齿轮8及第二行星齿轮9的旋转轴19与第三行星齿轮10及第四行星齿轮11的旋转轴20互不相同。

此外，第一行星齿轮8及第二行星齿轮9与旋转轴19也可以一体地旋转。或者，也可以是，第一行星齿轮8及第二行星齿轮9相对于被固定的旋转轴19进行相对旋转。同样地，第三行星齿轮10及第四行星齿轮11与旋转轴20也可以一体地旋转。或者，也可以是，第三行星齿轮10及第四行星齿轮11相对于被固定的旋转轴20进行相对旋转。在图1中，示出了第一行星齿轮8及第二行星齿轮9以及第三行星齿轮10及第四行星齿轮11分别相对于旋转轴19及旋转轴20进行相对旋转的结构。

行星架12被配置在旋转轴线AL上，经由轴承(未图示)能够进行相对旋转地支承于第一齿轮5，且经由其他轴承(未图示)能够旋转地支承于壳体16。另外，第二齿轮6及第三齿轮7与行星架12能够相互进行相对旋转。行星架12支承各行星齿轮8、9的旋转轴19及各行星齿轮10、11的旋转轴20，将各行星齿轮8、9及各行星齿轮10、11分别保持为能够进行自转及公转。

因此，由第一行星齿轮8及第二行星齿轮9以及旋转轴19构成的第一行星齿轮组21与由第三行星齿轮10及第四行星齿轮11以及旋转轴20构成的第二行星齿轮组22在公转轨道(圆轨道)的圆周上在旋转轴线AL方向上并列地配置。第一行星齿轮组21及第二行星齿轮组22只要分别至少各设置有一组即可。例如，以在公转轨道的径向上对置的方式，换言之，在公转轨道的圆周上隔开相等间隔地将第一行星齿轮组21和第二行星齿轮组22各设置有两组或三组。在图1中，示出了将第一行星齿轮组21和第二行星齿轮组22在公转轨道的径向上对置地各设置有一组的结构。

行星架12与电动马达3的旋转轴18连结。旋转轴18是设置在与行星架12相同的轴上的中空轴，在覆盖前述输出轴17的外周侧的状态下从行星架12向图1的右侧方向延伸。行星架12与旋转轴18一体地旋转。因此，行星架12成为复合行星齿轮装置1的输入旋转部件。另外，固定于壳体16的第一太阳轮13成为复合行星齿轮装置1的反作用力部件。另外，与输出轴17连结的第三太阳轮15成为复合行星齿轮装置1的输出旋转部件。第二太阳轮14作为相对于第三太阳轮15的一种反转齿轮发挥功能。即，在第三太阳轮15旋转时，第二太阳轮14沿与第三太阳轮15的旋转方向相反的方向旋转。

总之，复合行星齿轮装置1成为与共用第二齿轮6而将四组行星齿轮机构组合而成的结构同等的结构。或者，成为共用第二齿轮6而将由第一行星齿轮8及第二行星齿轮9以及第一齿轮5及第二齿轮6构成的复合行星齿轮机构(为了便于说明，设为“第一复合行星齿轮机构”)和由第三行星齿轮10及第四行星齿轮11以及第二齿轮6及第三齿轮7构成的复合行星齿轮机构(为了便于说明，设为“第二复合行星齿轮机构”)这两组复合行星齿轮机构组合而成的结构。因此，复合行星齿轮装置1能够以相当于在旋转轴线AL配置有三组行星齿轮机构的构造的紧凑的体积构成。并且，如后所述，实质上能够得到与将四组行星齿轮机构组合而成的结构同等的结构或者与将两组复合行星齿轮机构组合而成的结构同等的功能。

在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，使第一行星齿轮8与第一齿轮5之间的齿轮比和第二行星齿轮9与第二齿轮6之间的齿轮比互不相同。另外，使第三行星齿轮10与第二齿轮6之间的齿轮比和第四行星齿轮11与第三齿轮7之间的齿轮比互不相同。在图1所示的实施方式中，使第一行星齿轮8与第一太阳轮13之间的齿轮比和第二行星齿轮9与第二太阳轮14之间的齿轮比互不相同。另外，使第三行星齿轮10与第二太阳轮14之间的齿轮比和第四行星齿轮11与第三太阳轮15之间的齿轮比互不相同。

具体而言，使第一行星齿轮8与第一太阳轮13之间的齿轮比u₁和第二行星齿轮9与第二太阳轮14之间的齿轮比u₂互不相同。另外，使第三行星齿轮10与第二太阳轮14之间的齿轮比u₃和第四行星齿轮11与第三太阳轮15之间的齿轮比u₄互不相同。此外，在本发明的实施方式中，将第一行星齿轮8的齿数z_p1相对于第一太阳轮13的齿数z_s1的比率设为第一行星齿轮8与第一太阳轮13之间的齿轮比u₁，将第二行星齿轮9的齿数z_p2相对于第二太阳轮14的齿数z_s2的比率设为第二行星齿轮9与第二太阳轮14之间的齿轮比u₂。另外，将第三行星齿轮10的齿数z_p3相对于第二太阳轮14的齿数z_s2的比率设为第三行星齿轮10与第二太阳轮14之间的齿轮比u₃，将第四行星齿轮11的齿数z_p4相对于第三太阳轮15的齿数z_s3的比率设为第四行星齿轮11与第三太阳轮15之间的齿轮比u₄。

例如，如在图1中用括弧内的数值示出的那样，复合行星齿轮装置1构成为将第一行星齿轮8的齿数z_p1设为“20”、将第二行星齿轮9的齿数z_p2设为“19”、将第一太阳轮13的齿数z_s1设为“41”、将第二太阳轮14的齿数z_s2设为“39”。在该情况下，第一行星齿轮8与第一太阳轮13之间的齿轮比u₁及第二行星齿轮9与第二太阳轮14之间的齿轮比u₂分别成为：

u₁＝z_p1/z_s1＝20/41≈0.4878

u₂＝z_p2/z_s2＝19/39≈0.4871。

如上所述，使第一行星齿轮8的齿数z_p1与第二行星齿轮9的齿数z_p2相差“1齿”，使第一太阳轮13的齿数z_s1与第二太阳轮14的齿数z_s2相差“2齿”。由此，齿轮比u₁与齿轮比u₂不一致，而是相差微小的值。

同样地，复合行星齿轮装置1构成为将第三行星齿轮10的齿数z_p3设为“20”、将第四行星齿轮11的齿数z_p4设为“19”、将第二太阳轮14的齿数z_s2设为“39”、将第三太阳轮15的齿数z_s3设为“37”。在该情况下，第三行星齿轮10与第二太阳轮14之间的齿轮比u₃及第四行星齿轮11与第三太阳轮15之间的齿轮比u₄分别成为：

u₃＝z_p3/z_s2＝20/39≈0.5128

u₄＝z_p4/z_s3＝19/37≈0.5135。

如上所述，使第三行星齿轮10的齿数z_p3与第四行星齿轮11的齿数z_p4相差“1齿”，使第二太阳轮14的齿数z_s2与第三太阳轮15的齿数z_s3相差“2齿”。由此，齿轮比u₃与齿轮比u₄不一致，而是相差微小的值。

如前述那样，复合行星齿轮装置1为将“第一复合行星齿轮机构”与“第二复合行星齿轮机构”组合而成的结构。在图1所示的实施方式中，“第一复合行星齿轮机构”由第一行星齿轮8及第二行星齿轮9以及第一太阳轮13及第二太阳轮14构成，“第二复合行星齿轮机构”由第三行星齿轮10及第四行星齿轮11以及第二太阳轮14及第三太阳轮15构成。

在“第一复合行星齿轮机构”中，如上述那样，齿轮比u₁与齿轮比u₂略微不同。假若使齿轮比u₁与齿轮比u₂相等，则“第一复合行星齿轮机构”中的减速比(输出旋转部件的转速相对于输入旋转部件的转速的比率)会变得无限大。在这样的情况下，“第一复合行星齿轮机构”不成立。与此相对，在该图1所示的复合行星齿轮装置1中，通过如上述那样使齿轮比u₁与齿轮比u₂互不相同，从而能够一边避免“第一复合行星齿轮机构”中的减速比成为无限大的状态，一边设定相对较大的减速比。在齿轮比u₁与齿轮比u₂之差变大时，减速比变小。因此，齿轮比u₁与齿轮比u₂之差越小，则能够设定越大的减速比。

在图1所示的复合行星齿轮装置1中，“第一复合行星齿轮机构”的减速比R₁为：

R₁＝1/{1-(z_s1/z_p1)×(z_p2/z_s2)}

＝1/{1-(41/20)×(19/39)}

≈780。

与能够由以往一般的行星齿轮机构实现的减速比为大致“4”～“10”左右的情况相比，能够得到相对较大的减速比。

同样地，在“第二复合行星齿轮机构”中，如上述那样，齿轮比u₃与齿轮比u₄略微不同。假若使齿轮比u₃与齿轮比u₄相等，则“第二复合行星齿轮机构”中的减速比会变得无限大。在这样的情况下，“第二复合行星齿轮机构”不成立。与此相对，在该图1所示的复合行星齿轮装置1中，通过如上述那样使齿轮比u₃与齿轮比u₄互不相同，从而能够一边避免“第二复合行星齿轮机构”中的减速比成为无限大的状态，一边设定相对较大的减速比。在齿轮比u₃与齿轮比u₄之差变大时，减速比变小。因此，齿轮比u₃与齿轮比u₄之差越小，则能够设定越大的减速比。

在图1所示的复合行星齿轮装置1中，“第二复合行星齿轮机构”的减速比R₂为：

R₂＝1/{1-(z_s2/z_p3)×(z_p4/z_s3)}

＝1/{1-(39/20)×(19/37)}

≈-740。

与能够由以往一般的行星齿轮机构实现的减速比为大致“4”～“10”左右的情况相比，能够得到相对较大的减速比。此外，在该“第二复合行星齿轮机构”中，相对于相当于输入旋转部件的第二太阳轮14的旋转方向，相当于输出旋转部件的第三太阳轮15沿相反的方向旋转。因此，为了方便，对该“第二复合行星齿轮机构”的减速比R₂标注负(-)的符号。

在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，相对于作为复合行星齿轮装置1的整体的输入旋转部件的行星架12的转速，使第二齿轮6(在图1所示的实施方式中为第二太阳轮14)的转速减少，相对于该第二齿轮6的转速，进一步使作为复合行星齿轮装置1的整体的输出旋转部件的第三齿轮7(在图1所示的实施方式中为第三太阳轮15)的转速减少。换言之，输入到行星架12的转矩被“第一复合行星齿轮机构”放大而传递到第二齿轮6，而且，被“第二复合行星齿轮机构”放大而传递到第三齿轮7。因此，根据如上述那样算出的“第一复合行星齿轮机构”的减速比R₁及“第二复合行星齿轮机构”的减速比R₂，复合行星齿轮装置1的整体的减速比R为：

R＝1/{1/R₁+(1-1/R₁)/R₂)}

＝1/{1/780+(1-1/780)/(-740))}

≈-14800。

能够得到大幅超过例如在奇异行星齿轮装置、波动齿轮装置等中被实用化的减速比的高减速比。此外，在该图1所示的复合行星齿轮装置1中，相对于作为输入旋转部件的行星架12的旋转方向，作为输出旋转部件的第三太阳轮15沿相反的方向旋转。因此，为了方便，对复合行星齿轮装置1的减速比R标注负(-)的符号。

如上述那样，在图1所示的复合行星齿轮装置1中，例如在电动马达3沿正旋转(CW；顺时针)方向旋转时，若将作为输入旋转部件的行星架12的旋转方向设为正转方向，则作为输出旋转部件的第三太阳轮15沿与正转方向相反的反转方向旋转。在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，通过分别调整各齿轮5、6、7的齿数以及各行星齿轮8、9、10、11的齿数，从而能够设定期望的减速比，并且能够将作为输出旋转部件的第三齿轮7的旋转方向适当地设定为正转方向或反转方向。

如图1所示的复合行星齿轮装置1那样，在作为第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7而分别设置有第一太阳轮13、第二太阳轮14及第三太阳轮15的情况下，关于各齿轮的齿数的关系，规定了以下示出的各关系式。通过以使下述各关系式均成立的方式分别对各齿轮的齿数进行设定，从而能够将第三太阳轮15的旋转方向适当地设定为正转方向或反转方向。

具体而言，将各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4以及各太阳轮13、14、15的齿数z_s1、z_s2、z_s3分别设定为使如下的各关系式全部成立：

z_p1＝z_p3

z_p2＝z_p4＝z_p1+1

z_s1＝z_p1×2-1

z_s2＝z_p1×2+1

z_s3＝z_p1×2+3。

由此，能够使第三太阳轮15沿正转方向旋转。即，相对于被输入转矩并旋转的行星架12，能够使输出轴17沿正转方向减速。

另一方面，将各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4以及各太阳轮13、14、15的齿数z_s1、z_s2、z_s3分别设定为使如下的各关系式全部成立：

z_p1＝z_p3

z_p2＝z_p4＝z_p1-1

z_s1＝z_p1×2+1

z_s2＝z_p1×2-1

z_s3＝z_p1×2-3。

由此，能够使第三太阳轮15沿反转方向旋转。即，相对于被输入转矩并旋转的行星架12，能够使输出轴17沿反转方向减速。

在图2及图3的各图表以及线图中示出了使用了三个太阳轮13、14、15及四个行星齿轮8、9、10、11的复合行星齿轮装置1中的各太阳轮13、14、15的齿数z_s1、z_s2、z_s3与各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4的关系以及与之对应的减速比R。图2的图表及线图示出了使输出轴17沿正转方向减速的情况下的各齿轮的齿数及减速比R。图3的图表及线图示出了使输出轴17沿反转方向减速的情况下的各齿轮的齿数及减速比R。如上述图2、图3的各图表及线图所示，在图1所示的复合行星齿轮装置1中，能够以从“约30”到“约33000”的大范围适当地设定减速比R。并且，能够设定超过“30000”的相当大的减速比R。

另外，在图1所示的复合行星齿轮装置1中，第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7分别由作为外齿轮的第一太阳轮13、第二太阳轮14及第三太阳轮15构成。即，通过分别将不使用齿圈的“第一复合行星齿轮机构”及“第二复合行星齿轮机构”(或者四组行星齿轮机构)组合，从而构成复合行星齿轮装置1。因此，与未设置齿圈相应地，能够构成使径向的体积小型化的紧凑的复合行星齿轮装置1。

在图4～图6中示出图1所示的复合行星齿轮装置1的其他实施方式。此外，在图4～图6所示的各复合行星齿轮装置1中，针对结构、功能与在上述图1中示出的复合行星齿轮装置1相同的构件或者部件等，标注与在图1中使用的附图标记相同的附图标记。

图4所示的复合行星齿轮装置1在第二太阳轮14及第三太阳轮15的旋转轴部使用推力轴承。具体而言，在第一太阳轮13的固定轴部23与第二太阳轮14的旋转轴24的对置部分设置有推力轴承25。第一太阳轮13的固定轴部23与第一太阳轮13一体地形成，且无法旋转地固定于壳体16。另外，在第二太阳轮14的旋转轴24与第三太阳轮15的旋转轴26的对置部分设置有推力轴承27。第三太阳轮15的旋转轴26与输出轴17连结。旋转轴26与输出轴17一体地旋转。

在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，优选分别利用斜齿轮来形成各齿轮5、6、7(在图1、图4所示的实施方式中为各太阳轮13、14、15)及各行星齿轮8、9、10、11。通过使用斜齿轮，与使用正齿轮的情况相比，能够提高齿轮的啮合率，并提高复合行星齿轮装置1的静音性。另一方面，在使用斜齿轮的情况下，在传递转矩时，会沿各齿轮的轴线方向(旋转轴线AL方向)产生推力。因此，在该图4所示的复合行星齿轮装置1中，如上述那样，在各旋转轴24、26的对置部分分别设置有推力轴承25、27。通过使用推力轴承25、27，从而能够抑制由斜齿轮产生的推力所引起的摩擦，能够防止异响、噪音的产生。另外，能够提高复合行星齿轮装置1的耐久性。

图5所示的复合行星齿轮装置1考虑电动马达3的组装性(后安装)而构成。具体而言，在该图5所示的实施方式中，第一太阳轮13的固定轴部28及第二太阳轮14的旋转轴29分别形成为中空形状。第三太阳轮15的旋转轴30与输出轴17连结。旋转轴30与输出轴17一体地旋转。第三太阳轮15的旋转轴30及输出轴17配置在中空形状的固定轴部28的中空部分及旋转轴29的中空部分，输出轴17的前端(图5的左侧的端部)从复合行星齿轮装置1的壳体31突出到外部。行星架12的旋转轴32在与输出轴17的突出方向相反的一侧(图5的右侧)从壳体31突出。旋转轴32在其突出部分例如使用花键(未图示)而与电动马达3的旋转轴33接合。因此，旋转轴32及行星架12与旋转轴33一体地旋转。并且，电动马达3的马达壳体34与壳体31连结。即，在图5所示的实施方式中，复合行星齿轮装置1即齿轮传动马达2中的减速机构的壳体31与电动马达3的马达壳体34单独地形成。因此，能够相对于复合行星齿轮装置1进行电动马达3的后安装。因此，根据该图5所示的复合行星齿轮装置1，例如能够容易地进行齿轮传动马达2的组装作业、电动马达3的更换作业等。

图6所示的复合行星齿轮装置1配置在电动马达3的内周部分。具体而言，在该图6所示的实施方式中，电动马达3的转子35形成为中空形状。转子35与行星架12一体地形成，在其内周部分，将各行星齿轮8、9及各行星齿轮10、11分别保持为能够进行自转及公转。因此，复合行星齿轮装置1配置在转子35的中空部分。通过如该图6所示的实施方式那样配置复合行星齿轮装置1，特别能够构成在旋转轴线AL方向上小型化的紧凑的齿轮传动马达2。即，能够缩短齿轮传动马达2的作为整体的轴长。

在以下的各附图中示出应用了本发明的复合行星齿轮装置1的其他实施方式。此外，在以下图示并说明的复合行星齿轮装置1中，针对结构、功能与在上述图1或已出现的附图中示出的复合行星齿轮装置1相同的构件或者部件等，标注与在图1或已出现的附图中使用的附图标记相同的附图标记。

〔第二实施方式〕

图7所示的复合行星齿轮装置1构成相对于一个输入轴具有两个输出轴并使两个输出轴沿彼此相反的方向旋转的反转机构41。如在前述的图1所示的实施方式中说明的那样，在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，第二太阳轮14作为相对于第三太阳轮15的反转齿轮发挥功能，第二太阳轮14与第三太阳轮15沿彼此相反的方向旋转。在该图7所示的复合行星齿轮装置1中，通过在第二太阳轮14设置反转轴42，从而构成使与第三太阳轮15连结的输出轴17和反转轴42沿彼此相反的方向旋转的反转机构41。

具体而言，在图7所示的复合行星齿轮装置1中，第一太阳轮13的固定轴部43及行星架12的旋转轴44分别形成为中空形状。在第二太阳轮14的旋转轴45连结有反转轴42。旋转轴45及第二太阳轮14与反转轴42一体地旋转。反转轴42及旋转轴45配置在中空形状的固定轴部43的中空部分，反转轴42的前端(图7的左侧的端部)从复合行星齿轮装置1的壳体46突出到外部。另一方面，与第三太阳轮15连结的输出轴17配置在中空形状的旋转轴44的中空部分，输出轴17的前端(图7的右侧的端部)从复合行星齿轮装置1的壳体(未图示)突出到外部。

输出轴17与反转轴42在旋转轴线AL上对置地配置。另外，输出轴17与反转轴42能够相互进行相对旋转。在输出轴17旋转时，反转轴42沿与输出轴17的旋转方向相反的方向旋转。并且，反转轴42将传递到第二太阳轮14的输入转矩从第二太阳轮14输出到外部。另外，也能够经由反转轴42从外部向第二太阳轮14输入规定的转矩。

像这样，在图7所示的复合行星齿轮装置1中，反转轴42与第二太阳轮14连结。第二太阳轮14作为相对于第三太阳轮15的反转齿轮发挥功能。因此，在第三太阳轮15即输出轴17旋转时，反转轴42沿与输出轴17的旋转方向相反的方向旋转。因此，根据该图7所示的复合行星齿轮装置1，能够紧凑地构成反转机构41，所述反转机构41将输入转矩放大并从输出轴17及反转轴42输出，并且相对于一方的输出轴17的旋转方向而使另一方的反转轴42的旋转方向反转。

另外，反转轴42也作为从外部向复合行星齿轮装置1输入转矩的输入轴发挥功能。即，通过从反转轴42输入使反转轴42沿与输出轴17的旋转方向相反的方向旋转的转矩，从而能够使从输出轴17输出的转矩增大。例如，能够容易地设置从反转轴42输入辅助转矩的辅助马达(未图示)。

此外，如上述那样，在将反转轴42设置于复合行星齿轮装置1而构成反转机构41的情况下，如图8所示，也可以追加分别与第一行星齿轮8及第四行星齿轮11对应的两个行星齿轮。由此，能够使第二太阳轮14、第三太阳轮15及行星架12的旋转、支承状态稳定。具体而言，如图8所示，复合行星齿轮装置1具备与第一行星齿轮8对应的第五行星齿轮47及与第四行星齿轮11对应的第六行星齿轮48。

第五行星齿轮47由与第一行星齿轮8为相同形状且齿数及模数相等的外齿轮构成。第五行星齿轮47与第三行星齿轮10及第四行星齿轮11配置在同轴上。即，第五行星齿轮47被配置在旋转轴20上，与第三行星齿轮10及第四行星齿轮11一体地旋转。第五行星齿轮47与第一太阳轮13啮合。即，第一太阳轮13与第一行星齿轮8及第五行星齿轮47双方啮合。因此，在行星架12旋转的情况下，第五行星齿轮47以与第一行星齿轮8相同的转速自转，且与第一行星齿轮8同样地在第一太阳轮13的外周公转。

同样地，第六行星齿轮48由与第四行星齿轮11为相同形状且齿数及模数相等的外齿轮构成。第六行星齿轮48与第一行星齿轮8及第二行星齿轮9配置在同轴上。即，第六行星齿轮48被配置在旋转轴19上，与第一行星齿轮8及第二行星齿轮9一体地旋转。第六行星齿轮48与第三太阳轮15啮合。即，第三太阳轮15与第四行星齿轮11及第六行星齿轮48双方啮合。因此，在行星架12旋转的情况下，第六行星齿轮48以与第四行星齿轮11相同的转速自转，且与第四行星齿轮11同样地在第三太阳轮15的外周公转。

因此，在该图8所示的复合行星齿轮装置1中，通过在反转机构41追加第五行星齿轮47及第六行星齿轮48，从而在第一行星齿轮组21的旋转轴19和第二行星齿轮组22的旋转轴20分别使各行星齿轮8、9、48及各行星齿轮10、11、47的支承位置、支承状态相等。因此，行星架12旋转时的平衡变得良好，行星架12以及第二太阳轮14及第三太阳轮15的旋转状态稳定。即，能够从输出轴17及反转轴42分别稳定地输出转矩。

〔第三实施方式〕

在图9所示的复合行星齿轮装置1中，第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7均使用内齿轮。此外，在图9所示的实施方式中，从图9的左侧起依次排列有第三齿轮7、第二齿轮6、第一齿轮5。具体而言，第一齿轮5由与第一行星齿轮8啮合的作为内齿轮的第一齿圈51构成。第二齿轮6由与第二行星齿轮9及第三行星齿轮10双方啮合的作为内齿轮的第二齿圈52构成。并且，第三齿轮7由与第四行星齿轮11啮合的作为内齿轮的第三齿圈53构成。

第一齿圈51无法旋转地固定于复合行星齿轮装置1的壳体16。此外，壳体16兼用作齿轮传动马达2的壳体。第二齿圈52被支承为旋转自如。第二齿圈52能够相对于第一齿圈51进行相对旋转。第三齿圈53能够相对于第一齿圈51进行相对旋转。因此，第二齿圈52与第三齿圈53能够相互进行相对旋转。另外，第三齿圈53与输出轴54连结，与输出轴54一起被支承为旋转自如。第三齿圈53与输出轴54一体地旋转。输出轴54与各齿圈51、52、53配置在同轴上(即旋转轴线AL上)，前端(图9的左侧的端部)从壳体16突出到外部。因此，由减速机构4即复合行星齿轮装置1放大的转矩从输出轴54输出到外部。

在图9所示的复合行星齿轮装置1中，第一行星齿轮8与第一齿圈51啮合，一边自转，一边在第一齿圈51的内周公转。第二行星齿轮9与第二齿圈52啮合，一边自转，一边在第二齿圈52的内周公转。第三行星齿轮10与第二行星齿轮9一起与第二齿圈52啮合，一边自转，一边在第二齿圈52的内周公转。并且，第四行星齿轮11与第三齿圈53啮合，一边自转，一边在第三齿圈53的内周公转。

在该图9所示的复合行星齿轮装置1中，也与在前述的图1中示出的复合行星齿轮装置1同样地，行星架12成为复合行星齿轮装置1的输入旋转部件。另外，固定于壳体16的第一齿圈51成为复合行星齿轮装置1的反作用力部件。另外，与输出轴54连结的第三齿圈53成为复合行星齿轮装置1的输出旋转部件。第二齿圈52与任一旋转构件均不连结，作为相对于第三齿圈53的一种反转齿轮发挥功能。即，在第三齿圈53旋转时，第二齿圈52沿与第三齿圈53的旋转方向相反的方向旋转。

总之，图9所示的复合行星齿轮装置1成为与共用第二齿圈52而将四组行星齿轮机构组合而成的结构同等的结构。或者，成为共用第二齿圈52而将由第一行星齿轮8及第二行星齿轮9以及第一齿圈51及第二齿圈52构成的复合行星齿轮机构(为了便于说明，设为“第一复合行星齿轮机构”)和由第三行星齿轮10及第四行星齿轮11以及第二齿圈52及第三齿圈53构成的复合行星齿轮机构(为了便于说明，设为“第二复合行星齿轮机构”)这两组复合行星齿轮机构组合而成的结构。因此，复合行星齿轮装置1能够以相当于在旋转轴线AL配置有三组行星齿轮机构的构造的紧凑的体积构成。并且，实质上能够得到与将四组行星齿轮机构组合而成的结构同等的结构或者与将两组复合行星齿轮机构组合而成的结构同等的功能。

在图9所示的复合行星齿轮装置1中，使第一行星齿轮8与第一齿圈51之间的齿轮比和第二行星齿轮9与第二齿圈52之间的齿轮比互不相同。另外，使第三行星齿轮10与第二齿圈52之间的齿轮比和第四行星齿轮11与第三齿圈53之间的齿轮比互不相同。

具体而言，使第一行星齿轮8与第一齿圈51之间的齿轮比u₁₁和第二行星齿轮9与第二齿圈52之间的齿轮比u₁₂互不相同。另外，使第三行星齿轮10与第二齿圈52之间的齿轮比u₁₃和第四行星齿轮11与第三齿圈53之间的齿轮比u₁₄互不相同。此外，在本发明的实施方式中，将第一行星齿轮8的齿数z_p1相对于第一齿圈51的齿数z_r1的比率设为第一行星齿轮8与第一齿圈51之间的齿轮比u₁₁，将第二行星齿轮9的齿数z_p2相对于第二齿圈52的齿数z_r2的比率设为第二行星齿轮9与第二齿圈52之间的齿轮比u₁₂。另外，将第三行星齿轮10的齿数z_p3相对于第二齿圈52的齿数z_r2的比率设为第三行星齿轮10与第二齿圈52之间的齿轮比u₁₃，将第四行星齿轮11的齿数z_p4相对于第三齿圈53的齿数z_r3的比率设为第四行星齿轮11与第三齿圈53之间的齿轮比u₁₄。

例如，如在图9中用括弧内的数值示出的那样，复合行星齿轮装置1构成为将第一行星齿轮8的齿数z_p1设为“17”、将第二行星齿轮9的齿数z_p2设为“18”、将第一齿圈51的齿数z_r1设为“66”、将第二齿圈52的齿数z_r2设为“70”。在该情况下，第一行星齿轮8与第一齿圈51之间的齿轮比u₁₁及第二行星齿轮9与第二齿圈52之间的齿轮比u₁₂分别为：

u₁₁＝z_p1/z_r1＝17/66≈0.2576

u₁₂＝z_p2/z_r2＝18/70≈0.2571。

如上所述，使第一行星齿轮8的齿数z_p1与第二行星齿轮9的齿数z_p2相差“1齿”，使第一齿圈51的齿数z_r1与第二齿圈52的齿数z_r2相差“4齿”。由此，齿轮比u₁与齿轮比u₂不一致，而是相差微小的值。

同样地，复合行星齿轮装置1构成为将第三行星齿轮10的齿数z_p3设为“17”、将第四行星齿轮11的齿数z_p4设为“18”、将第二齿圈52的齿数z_r2设为“70”、将第三齿圈53的齿数z_r3设为“74”。在该情况下，第三行星齿轮10与第二齿圈52之间的齿轮比u₁₃及第四行星齿轮11与第三齿圈53之间的齿轮比u₁₄分别为：

u₁₃＝z_p3/z_r2＝17/70≈0.2428

u₁₄＝z_p4/z_r3＝18/74≈0.2432。

如上所述，使第三行星齿轮10的齿数z_p3与第四行星齿轮11的齿数z_p4相差“1齿”，使第二齿圈52的齿数z_r2与第三齿圈53的齿数z_r3相差“4齿”。由此，齿轮比u₁₃与齿轮比u₁₄不一致，而是相差微小的值。

如前述那样，本发明的实施方式中的复合行星齿轮装置1为将“第一复合行星齿轮机构”与“第二复合行星齿轮机构”组合而成的结构。在图9所示的复合行星齿轮装置1中，“第一复合行星齿轮机构”由第一行星齿轮8及第二行星齿轮9以及第一齿圈51及第二齿圈52构成，“第二复合行星齿轮机构”由第三行星齿轮10及第四行星齿轮11以及第二齿圈52及第三齿圈53构成。

在“第一复合行星齿轮机构”中，如上述那样，齿轮比u₁₁与齿轮比u₁₂略微不同。假若使齿轮比u₁₁与齿轮比u₁₂相等，则“第一复合行星齿轮机构”中的减速比会变得无限大。在这样的情况下，“第一复合行星齿轮机构”不成立。与此相对，在该图9所示的复合行星齿轮装置1中，通过如上述那样使齿轮比u₁₁与齿轮比u₁₂互不相同，从而能够一边避免“第一复合行星齿轮机构”中的减速比成为无限大的状态，一边设定相对较大的减速比。在齿轮比u₁₁与齿轮比u₁₂之差变大时，减速比变小。因此，齿轮比u₁₁与齿轮比u₁₂之差越小，则能够设定越大的减速比。

在图9所示的复合行星齿轮装置1中，“第一复合行星齿轮机构”的减速比R₁₁为：

R₁₁＝1/{1-(z_r1/z_p1)×(z_p2/z_r2)}

＝1/{1-(66/17)×(18/70)}

≈595。

与能够由以往一般的行星齿轮机构实现的减速比为大致“4”～“10”左右的情况相比，能够得到相对较大的减速比。

同样地，在“第二复合行星齿轮机构”中，如上述那样，齿轮比u₁₃与齿轮比u₁₄略微不同。假若使齿轮比u₁₃与齿轮比u₁₄相等，则“第二复合行星齿轮机构”中的减速比会变得无限大。在这样的情况下，“第二复合行星齿轮机构”不成立。与此相对，在该图9所示的复合行星齿轮装置1中，通过如上述那样使齿轮比u₁₃与齿轮比u₁₄互不相同，从而能够一边避免“第二复合行星齿轮机构”中的减速比成为无限大的状态，一边设定相对较大的减速比。在齿轮比u₁₃与齿轮比u₁₄之差变大时，减速比变小。因此，齿轮比u₁₃与齿轮比u₁₄之差越小，则能够设定越大的减速比。

在图9所示的复合行星齿轮装置1中，“第二复合行星齿轮机构”的减速比R₁₂为：

R₁₂＝1/{1-(z_r2/z_p3)×(z_p4/z_r3)}

＝1/{1-(70/17)×(18/74)}

≈-629。

与能够由以往一般的行星齿轮机构实现的减速比为大致“4”～“10”左右的情况相比，能够得到相对较大的减速比。此外，在该“第二复合行星齿轮机构”中，相对于相当于输入旋转部件的第二齿圈52的旋转方向，相当于输出旋转部件的第三齿圈53沿相反的方向旋转。因此，为了方便，对该“第二复合行星齿轮机构”的减速比R₁₂标注负(-)的符号。

在图9所示的复合行星齿轮装置1中，相对于作为复合行星齿轮装置1的整体的输入旋转部件的行星架12的转速，使第二齿圈52的转速减少，相对于该第二齿圈52的转速，进一步使作为复合行星齿轮装置1的整体的输出旋转部件的第三齿圈53的转速减少。换言之，输入到行星架12的转矩被“第一复合行星齿轮机构”放大而传递到第二齿圈52，而且，被“第二复合行星齿轮机构”放大而传递到第三齿圈53。因此，根据如上述那样算出的“第一复合行星齿轮机构”的减速比R₁₁及“第二复合行星齿轮机构”的减速比R₁₂，复合行星齿轮装置1的整体的减速比R为：

R＝1/{1/R₁₁+(1-1/R₁₁)/R₁₂)}

＝1/{1/595+(1-1/595)/(-629))}

≈10693。

能够得到大幅超过例如在奇异行星齿轮装置、波动齿轮装置等中被实用化的减速比的高减速比。此外，在该图9所示的复合行星齿轮装置1中，相对于作为输入旋转部件的行星架12的旋转方向，作为输出旋转部件的第三齿圈53沿相同的方向旋转。

如上述那样，在图9所示的复合行星齿轮装置1中，例如在电动马达3沿正旋转(CW)方向旋转时，若将作为输入旋转部件的行星架12的旋转方向设为正转方向，则作为输出旋转部件的第三齿圈53沿与行星架12相同的正转方向旋转。在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，通过分别调整各齿圈51、52、53的齿数以及各行星齿轮8、9、10、11的齿数，从而能够设定期望的减速比，并且能够将作为输出旋转部件的第三齿圈53的旋转方向适当地设定为正转方向或反转方向。

如图9所示的复合行星齿轮装置1那样，在作为第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7而分别设置有第一齿圈51、第二齿圈52及第三齿圈53的情况下，关于各齿轮的齿数的关系，规定了以下示出的各关系式。通过以使下述各关系式均成立的方式分别对各齿轮的齿数进行设定，从而能够将第三齿圈53的旋转方向适当地设定为正转方向或反转方向。

具体而言，将各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4以及各齿圈51、52、53的齿数z_r1、z_r2、z_r3分别设定为使如下的各关系式全部成立：

z_p1＝z_p3

z_p2＝z_p4＝z_p1+1

z_r1＝(z_p1×2-1)×2

z_r2＝(z_p1×2+1)×2

z_r3＝(z_p1×2+3)×2。

由此，能够使第三齿圈53沿正转方向旋转。即，相对于被输入转矩并旋转的行星架12，能够使输出轴54沿正转方向减速。

另一方面，将各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4以及各齿圈51、52、52的齿数z_r1、z_r2、z_r3分别设定为使如下的各关系式全部成立：

z_p1＝z_p3

z_p2＝z_p4＝z_p1-1

z_r1＝(z_p1×2+1)×2

z_r2＝(z_p1×2-1)×2

z_r3＝(z_p1×2-3)×2。

由此，能够使第三齿圈53沿反转方向旋转。即，相对于被输入转矩并旋转的行星架12，能够使输出轴54沿反转方向减速。

在图10及图11的各图表以及线图中示出了使用了三个齿圈51、52、53及四个行星齿轮8、9、10、11的复合行星齿轮装置1中的各齿圈51、52、53的齿数z_r1、z_r2、z_r3与各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4的关系以及与之对应的减速比R。图10的图表及线图示出了使输出轴54沿正转方向减速的情况下的各齿轮的齿数及减速比R。图11的图表及线图示出了使输出轴54沿反转方向减速的情况下的各齿轮的齿数及减速比R。如上述图10、图11的各图表及线图所示，在图9所示的复合行星齿轮装置1中，能够以从“约30”到“约33000”的大范围适当地设定减速比R。并且，能够设定超过“30000”的相当大的减速比R。

另外，在图9所示的复合行星齿轮装置1中，第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7分别由内齿轮的第一齿圈51、第二齿圈52及第三齿圈53构成。即，通过分别将不使用太阳轮的“第一复合行星齿轮机构”及“第二复合行星齿轮机构”(或者四组行星齿轮机构)组合，从而构成复合行星齿轮装置1。因此，与未设置太阳轮相应地，能够构成使径向的体积小型化的紧凑的复合行星齿轮装置1。

〔第四实施方式〕

与在图9中示出的复合行星齿轮装置1同样地，图12所示的复合行星齿轮装置1使用三个齿圈51、52、53及四个行星齿轮8、9、10、11而构成。在该图12所示的复合行星齿轮装置1中，各行星齿轮8、9及各行星齿轮10、11分别由行星架61保持为能够进行自转及公转。行星架61与任一旋转构件均不连结，被支承为旋转自如。并且，该图12所示的复合行星齿轮装置1具有对复合行星齿轮装置1即齿轮传动马达2的减速机构4输入转矩的输入太阳轮62。

输入太阳轮62与各齿圈51、52、53及行星架61配置在同轴上(即旋转轴线AL上)。输入太阳轮62为外齿轮，与第一齿圈51一起与第一行星齿轮8啮合。即，第一行星齿轮8与第一齿圈51及输入太阳轮62双方啮合。因此，在该图12所示的复合行星齿轮装置1中，单小齿轮型的行星齿轮机构(为了便于说明，设为“输入行星齿轮机构”)由输入太阳轮62、第一齿圈51、第一行星齿轮8及行星架61形成。

输入太阳轮62与电动马达3的旋转轴18连结。输入太阳轮62与旋转轴18一体地旋转。因此，电动马达3输出的转矩作为输入转矩经由输入太阳轮62而输入到复合行星齿轮装置1的行星架12。换言之，电动马达3输出的转矩从输入太阳轮62经由“输入行星齿轮机构”而传递到复合行星齿轮装置1。因此，在图12所示的复合行星齿轮装置1中，与由上述那样的“输入行星齿轮机构”得到的减速比相应地，复合行星齿轮装置1的作为整体的减速比R变大。

例如，如在图12中用括弧内的数值示出的那样，复合行星齿轮装置1构成为将各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4分别设为“17”、“18”、“17”、“18”。这与在前述的图9中示出的复合行星齿轮装置1相同。另外，复合行星齿轮装置1构成为将各齿圈51、52、53的齿数z_r1、z_r2、z_r3分别设为“66”、“70”、“74”。这也与在前述的图9中示出的复合行星齿轮装置1相同。因此，该图12所示的复合行星齿轮装置1的减速比R成为使由在前述的图9中示出的复合行星齿轮装置1得到的减速比与由“输入行星齿轮机构”得到的减速比相乘而得到的值。

如在图12中用括弧内的数值示出的那样，输入太阳轮62的齿数z₆₂为“32”。在该情况下，“输入行星齿轮机构”的减速比R₆₂为：

R₆₂＝z_r1/z₆₂+1

＝66/32+1＝3.0625。

因此，由于在前述的图9中示出的复合行星齿轮装置1的减速比为“10693”，所以图12所示的复合行星齿轮装置1的减速比R为：

R＝10693×R₆₂

＝10693×3.0625≈32747。

像这样，在图12所示的复合行星齿轮装置1中，在分别使用内齿轮的各齿圈51、52、53来构成各齿轮5、6、7的情况下，设置有与第一行星齿轮8啮合的输入太阳轮62。并且，经由输入太阳轮62将输入转矩输入到行星架12。因此，例如与在前述的图9中示出的复合行星齿轮装置1那样的未设置输入太阳轮62的结构相比，能够设定更大的减速比R。

〔第五实施方式〕

图13所示的复合行星齿轮装置1构成相对于一个输入轴具有两个输出轴并使两个输出轴沿彼此相反的方向旋转的反转机构71。如在前述的图9所示的实施方式中说明的那样，在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，第二齿圈52作为相对于第三齿圈53的反转齿轮发挥功能，第二齿圈52与第三齿圈53沿彼此相反的方向旋转。在该图13所示的复合行星齿轮装置1中，在第二齿圈52设置有反转轴72，并构成使与第三齿圈53连结的输出轴54和反转轴72沿彼此相反的方向旋转的反转机构71。此外，在图13所示的实施方式中，从图13的左侧起依次排列有第一齿圈51、第三齿圈53、第二齿圈52。

具体而言，在图13所示的复合行星齿轮装置1中，第一齿圈51的固定轴部73及行星架12的旋转轴74分别形成为中空形状。在第二齿圈52的旋转轴75连结有反转轴72。旋转轴75及第二齿圈52与反转轴72一体地旋转。反转轴72及旋转轴75配置在中空形状的固定轴部73及旋转轴74的中空部分，反转轴72的前端(图13的左侧的端部)从复合行星齿轮装置1的壳体31突出到外部。在该图13所示的实施方式中，与第三齿圈53连结的输出轴54的前端(图13的右侧的端部)从复合行星齿轮装置1的壳体(未图示)突出到外部。

输出轴54与反转轴72在旋转轴线AL上对置地配置(在同轴上排列配置)。另外，输出轴54与反转轴72能够相互进行相对旋转。在输出轴54旋转时，反转轴72沿与输出轴54的旋转方向相反的方向旋转。并且，反转轴72将传递到第二齿圈52的输入转矩从第二齿圈52输出到外部。另外，也能够经由反转轴72从外部向第二齿圈52输入规定的转矩。

像这样，在图13所示的复合行星齿轮装置1中，反转轴72与第二齿圈52连结。第二齿圈52作为相对于第三齿圈53的反转齿轮发挥功能。因此，在第三齿圈53即输出轴54旋转时，反转轴72沿与输出轴54的旋转方向相反的方向旋转。因此，根据该图13所示的复合行星齿轮装置1，能够紧凑地构成反转机构71，所述反转机构71将输入转矩放大并从输出轴54及反转轴72输出，并且相对于一方的输出轴54的旋转方向而使另一方的反转轴72的旋转方向反转。

另外，反转轴72也作为从外部向复合行星齿轮装置1输入转矩的输入轴发挥功能。即，通过从反转轴72输入使反转轴72沿与输出轴54的旋转方向相反的方向旋转的转矩，从而能够使从输出轴54输出的转矩增大。例如，能够容易地设置从反转轴72输入辅助转矩的辅助马达(未图示)。

此外，如上述那样，在将反转轴72设置于复合行星齿轮装置1而构成反转机构71的情况下，如图14所示，也可以追加分别与第一行星齿轮8及第四行星齿轮11对应的两个行星齿轮。由此，能够使第二齿圈52、第三齿圈53及行星架12的旋转、支承状态稳定。具体而言，如图14所示，复合行星齿轮装置1设置有与第一行星齿轮8对应的第五行星齿轮76及与第四行星齿轮11对应的第六行星齿轮77。

第五行星齿轮76由与第一行星齿轮8为相同形状且齿数及模数相等的外齿轮构成。第五行星齿轮76与第三行星齿轮10及第四行星齿轮11配置在同轴上。即，第五行星齿轮76被配置在旋转轴20上，与第三行星齿轮10及第四行星齿轮11一体地旋转。第五行星齿轮76与第一齿圈51啮合。即，第一齿圈51与第一行星齿轮8及第五行星齿轮76双方啮合。因此，在行星架12旋转的情况下，第五行星齿轮76以与第一行星齿轮8相同的转速自转，且与第一行星齿轮8同样地在第一齿圈51的内周公转。

同样地，第六行星齿轮77由与第四行星齿轮11为相同形状且齿数及模数相等的外齿轮构成。第六行星齿轮77与第一行星齿轮8及第二行星齿轮9配置在同轴上。即，第六行星齿轮77被配置在旋转轴19上，与第一行星齿轮8及第二行星齿轮9一体地旋转。第六行星齿轮77与第三齿圈53啮合。即，第三齿圈53与第四行星齿轮11及第六行星齿轮77双方啮合。因此，在行星架12旋转的情况下，第六行星齿轮77以与第四行星齿轮11相同的转速自转，且与第四行星齿轮11同样地在第三齿圈53的内周公转。

因此，在该图14所示的复合行星齿轮装置1中，通过在反转机构71追加第五行星齿轮76及第六行星齿轮77，从而在第一行星齿轮组21的旋转轴19和第二行星齿轮组22的旋转轴20分别使各行星齿轮8、9、77及各行星齿轮10、11、76的支承位置、支承状态相等。因此，行星架12旋转时的平衡变得良好，行星架12以及第二齿圈52及第三齿圈53的旋转状态稳定。即，能够从输出轴54及反转轴72分别稳定地输出转矩。

〔第六实施方式〕

设想图15所示的复合行星齿轮装置1搭载于车辆并构成相对于车辆的左右的驱动轮(未图示)的差动机构100。本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1能够构成为将第一齿轮5支承为能够旋转，并将规定的动力源(未图示)输出的驱动转矩输入到第一齿轮5。在该情况下，能够构成在第二齿轮6及第三齿轮7分别设置有第一旋转轴101及第二旋转轴102并搭载于车辆的差动机构100。

在图15所示的实施方式中，从图15的左侧起依次排列有第一齿轮5、第二齿轮6、第三齿轮7。第二齿轮6及第三齿轮7均被支承为能够相对于第一齿轮5进行相对旋转。因此，第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7能够相互进行相对旋转。并且，第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7均由外齿轮构成。具体而言，第一齿轮5由与第一行星齿轮8啮合的作为外齿轮的第一太阳轮103构成。第二齿轮6由与第二行星齿轮9及第三行星齿轮10双方啮合的作为外齿轮的第二太阳轮104构成。并且，第三齿轮7由与第四行星齿轮11啮合的作为外齿轮的第三太阳轮105构成。

第一太阳轮103旋转自如地支承于复合行星齿轮装置1的壳体106。此外，壳体106兼用作差动机构100的壳体。第二太阳轮104被支承为旋转自如。第二太阳轮104能够相对于第一太阳轮103进行相对旋转。第三太阳轮105能够相对于第一太阳轮103进行相对旋转。因此，第一太阳轮103、第二太阳轮104及第三太阳轮105能够相互进行相对旋转。

在第一太阳轮103的旋转轴107安装有差动齿轮108。差动齿轮108与旋转轴107及第一太阳轮103一体地旋转。差动齿轮108为大径的锥齿轮，与设置于车辆(未图示)的传动轴109的前端(图15的下侧的端部)的驱动小齿轮110啮合。驱动小齿轮110是与差动齿轮108相比直径较小且齿数较少的锥齿轮。因此，利用驱动小齿轮110及差动齿轮108构成车辆的终端减速装置(末端齿轮)。传动轴109的另一方的端部(未图示)与规定的动力源(未图示)连结。因此，差动机构100经由差动齿轮108及传动轴109与动力源连结。动力源例如为发动机、马达或制动装置等，可产生使车辆加速的转矩或使车辆制动的转矩等正负的驱动转矩。

在第二太阳轮104连结有第一旋转轴101。第二太阳轮104与第一旋转轴101一体地旋转。另外，在第三太阳轮105连结有第二旋转轴102。第三太阳轮105与第二旋转轴102一体地旋转。第一旋转轴101与第二旋转轴102在同轴上(即旋转轴线AL上)对置地配置，且能够相互进行相对旋转。第一旋转轴101的突出侧(图15的左侧)的端部能够旋转地支承于壳体106，在其前端连结有车辆的左右任一方的驱动轮(未图示)。第二旋转轴102的突出侧(图15的右侧)的端部能够旋转地支承于壳体106，在其前端连结有另一方的驱动轮(未图示)。

行星架12配置在旋转轴线AL上，被支承为旋转自如。行星架12与各太阳轮103、104、105能够相互进行相对旋转。并且，在行星架12的旋转轴111连结有控制用马达112的旋转轴即控制转矩输出轴113。旋转轴111及行星架12与控制转矩输出轴113一体地旋转。

控制用马达112是与产生驱动转矩的动力源不同的电动马达，产生用于控制第一旋转轴101与第二旋转轴102之间的差动状态的控制转矩。控制用马达112例如由永久磁铁式的同步马达或感应马达等构成。控制用马达112配置在旋转轴线AL上。即，控制用马达112与复合行星齿轮装置1相互配置在同轴上。

图15所示的复合行星齿轮装置1将从规定的动力源输入到第一太阳轮103的驱动转矩分配并传递到第二太阳轮104即第一旋转轴101和第三太阳轮105即第二旋转轴102。与此同时，将从控制用马达112向行星架12输入的控制转矩分别在行星架12与第二太阳轮104之间及行星架12与第三太阳轮105之间放大并传递到第一旋转轴101及第二旋转轴102。而且，图15所示的复合行星齿轮装置1通过从控制用马达112向行星架12输入控制转矩，从而使第一旋转轴101与第二旋转轴102进行差动旋转。并且，在第一旋转轴101与第二旋转轴102进行差动旋转时，第一旋转轴101及第二旋转轴102沿彼此相反的方向旋转。

本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1构成为使第一行星齿轮8与第一齿轮5之间的齿轮比和第二行星齿轮9与第二齿轮6之间的齿轮比互不相同，使第三行星齿轮10与第二齿轮6之间的齿轮比和第四行星齿轮11与第三齿轮7之间的齿轮比互不相同。

在图15所示的复合行星齿轮装置1中，使第一行星齿轮8与第一太阳轮103之间的齿轮比u₂₁和第二行星齿轮9与第二太阳轮104之间的齿轮比u₂₂互不相同。另外，使第三行星齿轮10与第二太阳轮104之间的齿轮比u₂₃和第四行星齿轮11与第三太阳轮105之间的齿轮比u₂₄互不相同。此外，在本发明的实施方式中，将第一行星齿轮8的齿数z_p1相对于第一太阳轮103的齿数z_s11的比率设为第一行星齿轮8与第一太阳轮103之间的齿轮比u₂₁，将第二行星齿轮9的齿数z_p2相对于第二太阳轮104的齿数z_s12的比率设为第二行星齿轮9与第二太阳轮104之间的齿轮比u₂₂。另外，将第三行星齿轮10的齿数z_p3相对于第二太阳轮104的齿数z_s12的比率设为第三行星齿轮10与第二太阳轮104之间的齿轮比u₂₃，将第四行星齿轮11的齿数z_p4相对于第三太阳轮105的齿数z_s13的比率设为第四行星齿轮11与第三太阳轮105之间的齿轮比u₂₄。

例如，如在图15中用括弧内的数值示出的那样，复合行星齿轮装置1构成为将第一行星齿轮8的齿数z_p1设为“18”、将第二行星齿轮9的齿数z_p2设为“19”、将第一太阳轮103的齿数z_s11及第二太阳轮104的齿数z_s12均设为“35”。在该情况下，第一行星齿轮8与第一太阳轮103之间的齿轮比u₂₁及第二行星齿轮9与第二太阳轮104之间的齿轮比u₂₂分别为：

u₂₁＝z_p1/z_s11＝18/35≈0.514

u₂₂＝z_p2/z_s12＝19/35≈0.543。

如上所述，使第一太阳轮103的齿数z_s11与第二太阳轮104的齿数z_s12相等，使第一行星齿轮8的齿数z_p1与第二行星齿轮9的齿数z_p2相差“1齿”。由此，齿轮比u₂₁与齿轮比u₂₂不一致而不同。

同样地，复合行星齿轮装置1构成为将第三行星齿轮10的齿数z_p3设为“19”、将第四行星齿轮11的齿数z_p4设为“17”、将第二太阳轮104的齿数z_s12及第三太阳轮105的齿数z_s13均设为“35”。在该情况下，第三行星齿轮10与第二太阳轮104之间的齿轮比u₂₃及第四行星齿轮11与第三太阳轮105之间的齿轮比u₂₄分别为：

u₂₃＝z_p3/z_s12＝19/35≈0.543

u₂₄＝z_p4/z_s13＝17/35≈0.486。

如上所述，使第二太阳轮104的齿数z_s12与第三太阳轮105的齿数z_s13相等，使第三行星齿轮10的齿数z_p3与第四行星齿轮11的齿数z_p4相差“2齿”。由此，齿轮比u₂₃与齿轮比u₂₄不一致而不同。

如上述那样，相对于第一行星齿轮8的齿数z_p1，第二行星齿轮9的齿数z_p2多“1齿”。另外，相对于第三行星齿轮10的齿数z_p3，第四行星齿轮11的齿数z_p4少“2齿”。第二行星齿轮9的齿数z_p2及第三行星齿轮10的齿数z_p3均为“19”且相等。因此，相对于第一行星齿轮8的齿数z_p1，第三行星齿轮10的齿数z_p3多“1齿”，第四行星齿轮11的齿数z_p4少“1齿”。

另外，本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1为将“第一复合行星齿轮机构”与“第二复合行星齿轮机构”组合而成的结构。在图15所示的实施方式中，“第一复合行星齿轮机构”由第一行星齿轮8及第二行星齿轮9以及第一太阳轮103及第二太阳轮104构成，“第二复合行星齿轮机构”由第三行星齿轮10及第四行星齿轮11以及第二太阳轮104及第三太阳轮105构成。

在“第一复合行星齿轮机构”中，如上述那样，齿轮比u₂₁与齿轮比u₂₂略微不同。假若使齿轮比u₂₁与齿轮比u₂₂相等，则“第一复合行星齿轮机构”中的减速比(输出旋转部件的转速相对于输入旋转部件的转速的比率)会变得无限大。在这样的情况下，“第一复合行星齿轮机构”不成立。与此相对，在该图15所示的复合行星齿轮装置1中，通过如上述那样使齿轮比u₂₁与齿轮比u₂₂互不相同，从而能够一边避免“第一复合行星齿轮机构”中的减速比成为无限大的状态，一边设定相对较大的减速比。在齿轮比u₂₁与齿轮比u₂₂之差变大时，减速比变小。因此，齿轮比u₂₁与齿轮比u₂₂之差越小，则能够设定越大的减速比。

同样地，在“第二复合行星齿轮机构”中，如上述那样，齿轮比u₂₃与齿轮比u₂₄略微不同。假若使齿轮比u₂₃与齿轮比u₂₄相等，则“第二复合行星齿轮机构”中的减速比会变得无限大。在这样的情况下，“第二复合行星齿轮机构”不成立。与此相对，在该图15所示的复合行星齿轮装置1中，通过如上述那样使齿轮比u₂₃与齿轮比u₂₄互不相同，从而能够一边避免“第二复合行星齿轮机构”中的减速比成为无限大的状态，一边设定相对较大的减速比。在齿轮比u₂₃与齿轮比u₂₄之差变大时，减速比变小。因此，齿轮比u₂₃与齿轮比u₂₄之差越小，则能够设定越大的减速比。

在如上述那样构成的复合行星齿轮装置1即差动机构100中，在将输入到第一太阳轮103的驱动转矩向第二太阳轮104及第三太阳轮105传递时，在第一旋转轴101的转速与第二旋转轴102的转速相等的情况下，第一旋转轴101与第二旋转轴102一体地旋转。

在第一旋转轴101的转速与第二旋转轴102的转速相等的情况下，即在第二太阳轮104的转速与第三太阳轮105的转速相等的情况下，由于第二行星齿轮9的齿数z_p2比第一行星齿轮8的齿数z_p1多“1齿”，所以与第二行星齿轮9啮合的第二太阳轮104欲比与第一行星齿轮8啮合的第一太阳轮103快“1齿”的量地旋转。另一方面，由于第四行星齿轮11的齿数z_p4比第一行星齿轮8的齿数z_p1少“1齿”，所以与第四行星齿轮11啮合的第三太阳轮105欲比与第一行星齿轮8啮合的第一太阳轮103慢“1齿”的量地旋转。因此，第二太阳轮104与第三太阳轮105欲相对地沿彼此相反的方向旋转。在该情况下，均与第二太阳轮104啮合的第二行星齿轮9和第三行星齿轮10在第二太阳轮104的外周相等地公转。第三行星齿轮10和与第三太阳轮105啮合的第四行星齿轮11一体地自转且公转。因此，彼此相反的方向上的转矩会作用于第二太阳轮104与第二行星齿轮9的啮合部及第三太阳轮105与第四行星齿轮11的啮合部，各啮合部会相互干涉。其结果是，复合行星齿轮装置1的整体实质上成为卡合状态而一体地旋转。因此，第一旋转轴101及第二旋转轴102不进行差动旋转而是会一体地旋转。

与此相对，在第一旋转轴101的转速与第二旋转轴102的转速之间存在转速差的情况下，即在第二太阳轮104与第三太阳轮105进行差动旋转的情况下，会解除由上述那样的各啮合部的干涉引起的复合行星齿轮装置1的实质的卡合状态。因此，在从第一太阳轮103至第二太阳轮104的动力传递路径及从第一太阳轮103至第三太阳轮105的动力传递路径中，使第二太阳轮104与第三太阳轮105进行差动旋转，并且分别传递驱动转矩。在该情况下，如上述那样，彼此相反的方向上的转矩会作用于第二太阳轮104与第二行星齿轮9的啮合部及第三太阳轮105与第四行星齿轮11的啮合部。因此，第二太阳轮104及第三太阳轮105沿彼此相反的方向进行相对旋转。即，以使第二太阳轮104相对于第三太阳轮105反转的方式使上述第二太阳轮104及第三太阳轮105分别旋转。其结果是，第一旋转轴101及第二旋转轴102一边进行差动旋转，一边沿彼此相反的方向进行相对旋转。

而且，图15所示的复合行星齿轮装置1构成为使行星架12与第二太阳轮104之间的减速比(设为第一减速比)和行星架12与第三太阳轮105之间的减速比即复合行星齿轮装置1整体的减速比(设为第二减速比)彼此相等或近似。第一减速比为第二太阳轮104的转速相对于行星架12的转速的比率。第二减速比为第三太阳轮105的转速相对于行星架12的转速的比率。此外，将第三太阳轮105的转速相对于第二太阳轮104的转速的比率即第二太阳轮104与第三太阳轮105之间的减速比设为中间减速比。

另外，图15所示的复合行星齿轮装置1构成为相对于行星架12的转速而使第二太阳轮104的转速及第三太阳轮105的转速均减少。即，上述那样的第一减速比、中间减速比及第二减速比(的绝对值)均比“1”大。因此，复合行星齿轮装置1将输入到行星架12的控制用马达112的控制转矩放大并向第二太阳轮104及第三太阳轮105传递。

例如，如前述那样，在第一行星齿轮8的齿数z_p1为“18”、第二行星齿轮9的齿数z_p2为“19”、第三行星齿轮10的齿数z_p3为“19”、第四行星齿轮11的齿数z_p4为“17”且各太阳轮103、104、105的齿数z_s11、z_s12、z_s13均为“35”的情况下，行星架12与第二太阳轮104之间的第一减速比R₂₁为：

R₂₁＝1/{1-(z_s11/z_p1)×(z_p2/z_s12)}

＝1/{1-(35/18)×(19/35)}

≈-18。

在该情况下，相对于相当于输入旋转部件的行星架12的旋转方向，相当于输出旋转部件的第二太阳轮104沿相反的方向旋转。因此，为了方便，对该第一减速比R₂₁标注负(-)的符号。

同样地，第二太阳轮104与第三太阳轮105之间的中间减速比R₂₀为：

R₂₀＝1/{1-(z_s12/z_p3)×(z_p4/z_s13)}

＝1/{1-(35/19)×(17/35)}

≈9.5。

并且，根据上述第一减速比R₂₁及中间减速比R₂₀，复合行星齿轮装置1整体的减速比即行星架12与第三太阳轮105之间的第二减速比R₂₂为：

R₂₂＝1/{1/R₂₁+(1-1/R₂₁)/R₂₀)}

＝1/{1/(-18)+(1-1/(-18))/9.5}

≈18。

在该情况下，相对于相当于输入旋转部件的行星架12的旋转方向，相当于输出旋转部件的第三太阳轮105沿相同的方向旋转。

因此，在复合行星齿轮装置1中，通过向行星架12输入控制转矩并使行星架12旋转，从而使第二太阳轮104与第三太阳轮105进行差动旋转。与此同时，第二太阳轮104及第三太阳轮105沿彼此相反的方向旋转。在该情况下，第二太阳轮104的转速相对于行星架12的转速的比率即第一减速比R₂₁的大小和第三太阳轮105的转速相对于行星架12的转速的比率即第二减速比R₂₂的大小彼此相等或近似。在图15所示的实施方式中，第一减速比R₂₁与第二减速比R₂₂的大小大致相等。因此，控制用马达112输出的控制转矩相互以大致相同的放大率增大而向第二太阳轮104及第三太阳轮105传递。

如上述那样，在图15所示的复合行星齿轮装置1中，例如在控制用马达112沿正旋转(CW；顺时针)方向旋转时，若将作为输入旋转部件的行星架12的旋转方向设为正转方向，则作为输出旋转部件的第二太阳轮104沿与正转方向相反的反转方向旋转，第三太阳轮105沿正转方向旋转。在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，通过分别调整各齿轮5、6、7的齿数以及各行星齿轮8、9、10、11的齿数，从而能够设定期望的减速比，并且能够将作为输出旋转部件的第二齿轮6及第三齿轮7的旋转方向分别适当地设定为正转方向或反转方向。

如图15所示的复合行星齿轮装置1那样，在作为第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7而分别设置有第一太阳轮103、第二太阳轮104及第三太阳轮105的情况下，关于各齿轮的齿数的关系，规定了以下示出的各关系式。通过以使下述各关系式均成立的方式分别对各齿轮的齿数进行设定，从而能够将第二太阳轮104及第三太阳轮105的旋转方向分别适当地设定为正转方向或反转方向。

具体而言，将各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4以及各太阳轮103、104、105的齿数z_s11、z_s12、z_s13分别设定为使如下的各关系式全部成立：

z_p2＝z_p3＝z_p1+1

z_p4＝z_p1-1

z_s11＝z_s12＝z_s13。

由此，能够使第二太阳轮104沿反转方向旋转，并且能够使第三太阳轮105沿正转方向旋转。

另一方面，将各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4以及各太阳轮103、104、105的齿数z_s11、z_s12、z_s13分别设定为使如下的各关系式全部成立：

z_p2＝z_p3＝z_p1-1

z_p4＝z_p1+1

z_s11＝z_s12＝z_s13。

由此，能够使第二太阳轮104沿正转方向旋转，并且能够使第三太阳轮105沿反转方向旋转。

在图16及图17的各图表以及线图中示出了使用了三个太阳轮103、104、105及四个行星齿轮8、9、10、11的复合行星齿轮装置1中的各太阳轮103、104、105的齿数z_s11、z_s12、z_s13与各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4的关系以及与之对应的第一减速比R₂₁、中间减速比R₂₀及第二减速比R₂₂。图16的图表及线图示出了使第三太阳轮105沿正转方向减速的情况下的各齿轮的齿数及减速比。图17的图表及线图示出了使第三太阳轮105沿反转方向减速的情况下的各齿轮的齿数及减速比。如上述图16、图17的各图表及线图所示，在图15所示的复合行星齿轮装置1中，能够设定超过“25”的较大的减速比R₂₁、R₂₂。因此，能够以较大的放大率放大控制转矩，能够相应地谋求控制用马达112的小型化。

另外，在图15所示的复合行星齿轮装置1中，第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7分别由外齿轮的第一太阳轮103、第二太阳轮104及第三太阳轮105构成。即，通过分别将不使用齿圈的“第一复合行星齿轮机构”及“第二复合行星齿轮机构”(或者四组行星齿轮机构)组合，从而构成复合行星齿轮装置1。因此，与未设置齿圈相应地，能够构成使径向的体积小型化的紧凑的复合行星齿轮装置1。因此，根据图15所示的复合行星齿轮装置1，能够谋求控制用马达112及复合行星齿轮装置1主体的小型化，能够构成紧凑的差动机构100。

〔第七实施方式〕

与在上述图15中示出的复合行星齿轮装置1及差动机构100同样地，图18所示的复合行星齿轮装置1构成相对于车辆的左右的驱动轮(未图示)的差动机构120。而且，该图18所示的复合行星齿轮装置1具备用于抑制控制用马达112的牵连转动的机构。

如前述那样，在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，在第一旋转轴101与第二旋转轴102沿相同方向等速地旋转的情况下，复合行星齿轮装置1一体地进行牵连转动。在该情况下，假若控制用马达112也一起进行牵连转动，则有可能会导致复合行星齿轮装置1的动力传递效率降低。因此，为了避免或抑制上述那样的控制用马达112的牵连转动，在该图18所示的复合行星齿轮装置1设置有减速行星齿轮机构121及增速行星齿轮机构122。

减速行星齿轮机构121配置在控制用马达112与复合行星齿轮装置1的行星架123之间，将控制用马达112输出的控制转矩放大并向行星架123传递。另外，减速行星齿轮机构121作为在差动齿轮108以及第一旋转轴101及第二旋转轴102一体地旋转时使行星架123的转速相对于控制用马达112的控制转矩输出轴113的转速减少的减速机构发挥功能。此外，在该图18所示的复合行星齿轮装置1中，行星架123与任一旋转构件均不连结，被支承为旋转自如。行星架123将各行星齿轮8、9及各行星齿轮10、11分别保持为能够进行自转及公转。

减速行星齿轮机构121与第一旋转轴101及第二旋转轴102配置在同轴上即旋转轴线AL上。减速行星齿轮机构121由单小齿轮型的行星齿轮机构构成，具有太阳轮、齿圈及行星架。在本发明的实施方式中，为了与其他行星齿轮机构的各旋转部件进行区别，将减速行星齿轮机构121的太阳轮、齿圈及行星架分别称为减速太阳轮124、减速行星架125及减速齿圈126。

减速太阳轮124形成于中空形状的旋转轴的外周部分，且能够旋转地支承于壳体106。减速太阳轮124与控制用马达112的控制转矩输出轴113连结。减速太阳轮124与控制转矩输出轴113一体地旋转。

减速行星架125将减速行星齿轮机构121的行星齿轮127支承为能够进行自转及公转。减速行星架125兼用作复合行星齿轮装置1的行星架123，上述减速行星架125与行星架123一体地旋转。如后所述，在差动齿轮108以及第一旋转轴101及第二旋转轴102一体地旋转时，减速行星架125的转速相对于减速齿圈126的转速减少。

减速齿圈126是与行星齿轮127啮合的内齿轮，能够旋转地支承于壳体106。减速齿圈126经由形成为将复合行星齿轮装置1覆盖的罩状的连结构件128而与后述的增速行星齿轮机构122的增速齿圈131连结。减速齿圈126与连结构件128及增速齿圈131一体地旋转。

因此，在从控制转矩输出轴113传递控制转矩而使减速太阳轮124旋转的情况下，减速行星齿轮机构121的减速齿圈126成为反作用力部件，减速行星架125的转速相对于减速太阳轮124的转速减少。即，减速行星齿轮机构121作为控制用马达112的减速齿轮机构发挥功能。因此，减速行星齿轮机构121在控制用马达112与行星架123之间将控制用马达112输出的控制转矩放大并向行星架123传递。

在图18所示的实施方式中，如在图中用括弧内的数值示出的那样，减速行星齿轮机构121中的减速太阳轮124的齿数为“24”，减速齿圈126的齿数为“60”，行星齿轮127的齿数为“18”，该减速行星齿轮机构121的减速比为“3.5”。因此，由于在前述的图15中示出的复合行星齿轮装置1的减速比(行星架12与第三太阳轮105之间的第二减速比R₂₂)为“18”，所以考虑了该减速行星齿轮机构121的减速比的复合行星齿轮装置1的实质的减速比R’为：

R’＝18×3.5＝63。

通过减速行星齿轮机构121的减速功能，能够得到更大的减速比R’。

另一方面，增速行星齿轮机构122与第一旋转轴101及第二旋转轴102配置在同轴上即旋转轴线AL上。增速行星齿轮机构122由单小齿轮型的行星齿轮机构构成，具有太阳轮、齿圈及行星架。在本发明的实施方式中，为了与其他行星齿轮机构的各旋转部件进行区别，将增速行星齿轮机构122的太阳轮、齿圈及行星架分别称为增速太阳轮129、增速行星架130及增速齿圈131。

增速太阳轮129形成于中空形状的轴构件的外周部分，且被固定成无法旋转。例如安装于与壳体106一体地形成的凸缘部分(未图示)。

增速行星架130将增速行星齿轮机构122的行星齿轮132支承为能够进行自转及公转。增速行星架130经由第一太阳轮103的旋转轴107与第一太阳轮103及差动齿轮108连结。因此，增速行星架130与第一太阳轮103及差动齿轮108一体地旋转。

增速齿圈131是与行星齿轮132啮合的内齿轮，与减速行星齿轮机构121的减速齿圈126一起被能够旋转地支承于壳体106。增速齿圈131经由连结构件128与减速齿圈126连结。增速齿圈131与减速齿圈126一体地旋转。在增速行星架130旋转时，增速齿圈131的转速相对于增速行星架130的转速增大。

因此，在从差动齿轮108传递驱动转矩而使增速行星架130旋转的情况下，增速行星齿轮机构122的增速太阳轮129成为反作用力部件，作为使增速齿圈131的转速相对于增速行星架130的转速增大的增速机构发挥功能。

在图18所示的复合行星齿轮装置1中，如在图中用括弧内的数值示出的那样，增速行星齿轮机构122中的增速太阳轮129的齿数为“24”，增速齿圈131的齿数为“60”，行星齿轮132的齿数为“18”。即，增速太阳轮129的齿数、增速齿圈131的齿数及行星齿轮132的齿数分别与上述减速行星齿轮机构121中的减速太阳轮124的齿数、减速齿圈126的齿数及行星齿轮127的齿数相等。因此，增速行星齿轮机构122与减速行星齿轮机构121的齿轮比(或速度传递比、速度比)彼此相等。

在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，在第一旋转轴101与第二旋转轴102沿相同方向等速地旋转的情况下，复合行星齿轮装置1的整体一体地进行牵连转动。伴随于此，增速行星齿轮机构122的增速行星架130与减速行星齿轮机构121的减速行星架125沿相同方向等速地旋转。在该情况下，增速行星齿轮机构122作为在使增速太阳轮129的旋转停止的状态下使增速齿圈131的转速相对于增速行星架130的转速增大的增速机构发挥功能。另一方面，减速行星齿轮机构121作为使减速行星架125的转速相对于减速齿圈126的转速减少的减速机构发挥功能。增速行星架130的转速及减速行星架125的转速彼此相等。另外，由于增速齿圈131与减速齿圈126连结，因此，上述增速齿圈131的转速及减速齿圈126的转速也彼此相等。因此，增速行星齿轮机构122的增速比的绝对值与减速行星齿轮机构121的减速比的绝对值相等。在该情况下，由于增速太阳轮129的转速为“0”，因此，在减速行星齿轮机构121中，根据减速行星齿轮机构121的齿轮比，减速太阳轮124的转速相对于减速齿圈126的转速减少至“0”或“0”附近的转速。在图18所示的实施方式中，由于增速行星齿轮机构122的齿轮比与减速行星齿轮机构121的齿轮比相等，因此，减速太阳轮124的转速为“0”。因此，在如上述那样使第一旋转轴101与第二旋转轴102沿相同方向等速地旋转而使得复合行星齿轮装置1一体地进行牵连转动的情况下，与减速太阳轮124连结的控制用马达112的控制转矩输出轴113的转速成为“0”。即，能够抑制控制用马达112的牵连转动。

因此，根据该图18所示的复合行星齿轮装置1，能够抑制输出控制转矩的控制用马达112的牵连转动，并提高差动机构120的动力传递效率。进而，能够提高搭载差动机构120的车辆的能量效率。另外，例如，在车辆以直行行驶的状态进行急加速或急减速的情况下，由于控制用马达112的牵连转动被抑制，所以能够排除控制用马达112的惯性转矩的影响。因此，例如可以不用另行执行将控制用马达112进行牵连转动的情况下的惯性转矩抵消或削弱的转矩的控制，能够相应地减轻对控制用马达112进行控制的装置的负荷。进而，能够提高基于该差动机构120及控制用马达112的转矩矢量分配控制的控制性。

〔第八实施方式〕

与在上述图18中示出的复合行星齿轮装置1同样地，图19所示的复合行星齿轮装置1构成差动机构120。与此同时，该图19所示的差动机构120与动力源一起构成具有转矩矢量分配功能的动力单元140。

在图19所示的实施方式中，作为动力源而设置有动力马达141及制动机构142。具体而言，在动力轴143的一方(图19的右侧)的端部连结有动力马达141的输出轴144。动力马达141产生使车辆加速的驱动转矩或使车辆制动的再生转矩。动力马达141例如由永久磁铁式的同步马达或感应马达等构成。在动力轴143的另一方(图19的左侧)的端部连结有制动机构142的旋转轴145。制动机构142产生制动转矩作为所谓的负的驱动转矩。制动机构142例如由利用通过被通电而产生的磁吸引力对规定的旋转构件进行制动的励磁工作型的电磁制动器、使用由电动马达驱动的进给丝杠机构而产生摩擦制动力的电动制动器、或者利用在用马达发电时产生的阻力而对规定的旋转构件进行制动的再生制动器等构成。因此，在该图19所示的实施方式中，作为动力源，将带有制动功能的马达组装于差动机构120并进行单元化。

在动力轴143的中央部分安装有小齿轮146。小齿轮146与动力轴143一体地旋转。小齿轮146与第一反转齿轮147啮合。第二反转齿轮149与第一反转齿轮147设置在同轴上即副轴148上。第一反转齿轮147、第二反转齿轮149及副轴148能够旋转地支承于壳体106，且全部一体地旋转。第二反转齿轮149与输入齿轮150啮合。输入齿轮150与复合行星齿轮装置1中的第一太阳轮103的旋转轴107连结。因此，输入齿轮150与第一太阳轮103一体地旋转。

上述第一反转齿轮147与小齿轮146相比直径较大且齿数较多。第二反转齿轮149与输入齿轮150相比直径较小且齿数较少。因此，由小齿轮146、第一反转齿轮147、第二反转齿轮149及输入齿轮150构成的齿轮系统形成了相对于小齿轮146的转速而使输入齿轮150的转速减少的减速齿轮机构。因此，向动力轴143输入的动力源(在图19所示的例子中为动力马达141及制动机构142)的驱动转矩被上述那样的减速齿轮机构放大而向复合行星齿轮装置1的第一太阳轮103传递。

如上述那样，通过将动力马达141及制动机构142与本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1一起一体地组装，从而能够构成具有转矩矢量分配功能的动力单元140。此外，本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1也可以是作为动力源而仅组装有动力马达141的结构。在该情况下，能够构成具有转矩矢量分配功能的马达驱动单元(未图示)。或者，也可以是作为动力源而仅组装有制动机构142的结构。在该情况下，能够构成具有转矩矢量分配功能的制动单元(未图示)。

〔第九实施方式〕

设想图20所示的复合行星齿轮装置1搭载于四轮驱动车辆并构成所谓的中心差动机构160。即，在该图20所示的复合行星齿轮装置1中，第一旋转轴101及第二旋转轴102分别在车辆(未图示)的全长方向(旋转轴线AL的方向、图20的左右方向)上同轴且在全长方向的前后对置(在同一轴线上排列)配置。

图20所示的中心差动机构160具备动力马达161作为动力源。动力马达161例如由永久磁铁式的同步马达或感应马达等构成。动力马达161与第一旋转轴101及第二旋转轴102一体地配置在同轴上即旋转轴线AL上。动力马达161输出对第一旋转轴101及第二旋转轴102进行驱动或制动的驱动转矩。

动力马达161具有中空形状的转子162及将转子162支承为能够旋转的中空形状的转子轴163。转子轴163能够旋转地支承于壳体164。此外，壳体164兼用作动力马达161的壳体、复合行星齿轮装置1的壳体及控制用马达112的壳体的全部。在转子轴163的内周部分配置有第一旋转轴101。转子轴163与第一旋转轴101相互进行相对旋转。转子轴163经由减速齿轮机构165与复合行星齿轮装置1的第一太阳轮103连结。

减速齿轮机构165将动力马达161输出的驱动转矩放大并向复合行星齿轮装置1的第一太阳轮103传递。减速齿轮机构165由具有太阳轮166、行星架167及齿圈168的单小齿轮型的行星齿轮机构构成。

太阳轮166形成于中空形状的旋转轴的外周部分，并与动力马达161的转子轴163连结。太阳轮166与转子轴163一体地旋转。行星架167将构成减速齿轮机构165的行星齿轮机构的行星齿轮169支承为能够进行自转及公转。行星架167与复合行星齿轮装置1中的第一太阳轮103的旋转轴107连结。行星架167与第一太阳轮103一体地旋转。齿圈168是与行星齿轮169啮合的内齿轮。齿圈168无法旋转地固定于壳体164的内壁部分。

因此，在向太阳轮166传递动力马达161输出的驱动转矩时，减速齿轮机构165的齿圈168成为反作用力部件，相对于太阳轮166的转速，与第一太阳轮103连结的行星架167的转速减少。即，减速齿轮机构165将动力马达161输出的驱动转矩放大并向第一太阳轮103传递。

如上述那样，使用该图20所示的复合行星齿轮装置1，能够构成将动力马达161作为动力源而一体地内置在同轴上的中心差动机构160。并且，能够将该图20所示的单轴构造的中心差动机构160作为动力单元而搭载于四轮驱动车辆。即，使用本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1，能够构成兼具中心差动机构160的功能和转矩矢量分配装置的功能的紧凑的动力单元。

〔第十实施方式〕

与在前述的图15中示出的复合行星齿轮装置1及差动机构100同样地，设想图21所示的复合行星齿轮装置1搭载于车辆并构成相对于车辆的左右的驱动轮(未图示)的差动机构170。在图21所示的实施方式中，从图21的左侧起依次排列有第三齿轮7、第二齿轮6、第一齿轮5。第二齿轮6及第三齿轮7均被支承为能够相对于第一齿轮5进行相对旋转。因此，第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7能够相互进行相对旋转。并且，第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7均由内齿轮构成。具体而言，第一齿轮5由与第一行星齿轮8啮合的作为内齿轮的第一齿圈171构成。第二齿轮6由与第二行星齿轮9及第三行星齿轮10双方啮合的作为内齿轮的第二齿圈172构成。并且，第三齿轮7由与第四行星齿轮11啮合的作为内齿轮的第三齿圈173构成。

第一齿圈171旋转自如地支承于复合行星齿轮装置1的壳体106。此外，壳体106兼用作差动机构170的壳体。第二齿圈172被支承为旋转自如。第二齿圈172能够相对于第一齿圈171进行相对旋转。第三齿圈173能够相对于第一齿圈171进行相对旋转。因此，第一齿圈171、第二齿圈172及第三齿圈173能够相互进行相对旋转。

在第一齿圈171的旋转轴174安装有差动齿轮108。差动齿轮108与旋转轴174及第一齿圈171一体地旋转。差动齿轮108为大径的锥齿轮，与在车辆(未图示)的传动轴109的前端(图21的下侧的端部)设置的驱动小齿轮110啮合。驱动小齿轮110是与差动齿轮108相比直径较小且齿数较少的锥齿轮。因此，利用驱动小齿轮110及差动齿轮108构成车辆的终端减速装置(末端齿轮)。在传动轴109的另一方的端部(未图示)连结有规定的动力源(未图示)。因此，差动机构170经由差动齿轮108及传动轴109与动力源连结。动力源例如为发动机、马达或制动装置等，可产生使车辆加速的转矩或使车辆制动的转矩等正负的驱动转矩。

在第二齿圈172连结有第一旋转轴101。第二齿圈172与第一旋转轴101一体地旋转。另外，在第三齿圈173连结有第二旋转轴102。第三齿圈173与第二旋转轴102一体地旋转。第一旋转轴101与第二旋转轴102在同轴上(即旋转轴线AL上)对置地配置，且能够相互进行相对旋转。第一旋转轴101的突出侧(图21的左侧)的端部能够旋转地支承于壳体106，在其前端连结有车辆的左右任一方的驱动轮(未图示)。第二旋转轴102的突出侧(图21的右侧)的端部能够旋转地支承于壳体106，在其前端连结有另一方的驱动轮(未图示)。

行星架12配置在旋转轴线AL上，被支承为旋转自如。行星架12与各齿圈171、172、173能够相互进行相对旋转。并且，在行星架12的旋转轴111连结有控制用马达112的旋转轴即控制转矩输出轴113。旋转轴111及行星架12与控制转矩输出轴113一体地旋转。

图21所示的复合行星齿轮装置1将从规定的动力源输入到第一齿圈171的驱动转矩分配并传递到第二齿圈172即第一旋转轴101和第三齿圈173即第二旋转轴102。与此同时，将从控制用马达112向行星架12输入的控制转矩分别在行星架12与第二齿圈172之间及行星架12与第三齿圈173之间放大并传递到第一旋转轴101及第二旋转轴102。而且，图21所示的复合行星齿轮装置1通过从控制用马达112向行星架12输入控制转矩，从而使第一旋转轴101与第二旋转轴102进行差动旋转。并且，在第一旋转轴101与第二旋转轴102进行差动旋转时，第一旋转轴101及第二旋转轴102沿彼此相反的方向旋转。

本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1构成为使第一行星齿轮8与第一齿轮5之间的齿轮比和第二行星齿轮9与第二齿轮6之间的齿轮比互不相同，使第三行星齿轮10与第二齿轮6之间的齿轮比和第四行星齿轮11与第三齿轮7之间的齿轮比互不相同。

在图21所示的复合行星齿轮装置1中，使第一行星齿轮8与第一齿圈171之间的齿轮比u₃₁和第二行星齿轮9与第二齿圈172之间的齿轮比u₃₂互不相同。另外，使第三行星齿轮10与第二齿圈172之间的齿轮比u₃₃和第四行星齿轮11与第三齿圈173之间的齿轮比u₃₄互不相同。此外，在本发明的实施方式中，将第一行星齿轮8的齿数z_p1相对于第一齿圈171的齿数z_r11的比率设为第一行星齿轮8与第一齿圈171之间的齿轮比u₃₁，将第二行星齿轮9的齿数z_p2相对于第二齿圈172的齿数z_r12的比率设为第二行星齿轮9与第二齿圈172之间的齿轮比u₃₂。另外，将第三行星齿轮10的齿数z_p3相对于第二齿圈172的齿数z_r12的比率设为第三行星齿轮10与第二齿圈172之间的齿轮比u₃₃，将第四行星齿轮11的齿数z_p4相对于第三齿圈173的齿数z_r13的比率设为第四行星齿轮11与第三齿圈173之间的齿轮比u₃₄。

例如，如在图21中用括弧内的数值示出的那样，复合行星齿轮装置1构成为将第一行星齿轮8的齿数z_p1设为“18”、将第二行星齿轮9的齿数z_p2设为“19”、将第一齿圈171的齿数z_r11及第二齿圈172的齿数z_r12均设为“72”。在该情况下，第一行星齿轮8与第一齿圈171之间的齿轮比u₃₁及第二行星齿轮9与第二齿圈172之间的齿轮比u₃₂分别为：

u₃₁＝z_p1/z_r11＝18/72＝0.25

u₃₂＝z_p2/z_r12＝19/72≈0.264。

如上所述，使第一齿圈171的齿数z_r11与第二齿圈172的齿数z_r12相等，使第一行星齿轮8的齿数z_p1与第二行星齿轮9的齿数z_p2相差“1齿”。由此，齿轮比u₃₁与齿轮比u₃₂不一致而不同。

同样地，复合行星齿轮装置1构成为将第三行星齿轮10的齿数z_p3设为“19”、将第四行星齿轮11的齿数z_p4设为“17”、将第二齿圈172的齿数z_r12及第三齿圈173的齿数z_r13均设为“72”。在该情况下，第三行星齿轮10与第二齿圈172之间的齿轮比u₃₃及第四行星齿轮11与第三齿圈173之间的齿轮比u₃₄均为：

u₃₃＝z_p3/z_r12＝19/72≈0.264

u₃₄＝z_p4/z_r13＝17/72≈0.236。

如上所述，使第二齿圈172的齿数z_r12与第三齿圈173的齿数z_r13相等，使第三行星齿轮10的齿数z_p3与第四行星齿轮11的齿数z_p4相差“2齿”。由此，齿轮比u₃₃与齿轮比u₃₄不一致而不同。

如上述那样，相对于第一行星齿轮8的齿数z_p1，第二行星齿轮9的齿数z_p2多“1齿”。另外，相对于第三行星齿轮10的齿数z_p3，第四行星齿轮11的齿数z_p4少“2齿”。第二行星齿轮9的齿数z_p2及第三行星齿轮10的齿数z_p3均为“19”且相等。因此，相对于第一行星齿轮8的齿数z_p1，第三行星齿轮10的齿数z_p3多“1齿”，第四行星齿轮11的齿数z_p4少“1齿”。

另外，本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1为将“第一复合行星齿轮机构”与“第二复合行星齿轮机构”组合而成的结构。在图21所示的实施方式中，“第一复合行星齿轮机构”由第一行星齿轮8及第二行星齿轮9以及第一齿圈171及第二齿圈172构成，“第二复合行星齿轮机构”由第三行星齿轮10及第四行星齿轮11以及第二齿圈172及第三齿圈173构成。

在“第一复合行星齿轮机构”中，如上述那样，齿轮比u₃₁与齿轮比u₃₂略微不同。假若使齿轮比u₃₁与齿轮比u₃₂相等，则“第一复合行星齿轮机构”中的减速比(输出旋转部件的转速相对于输入旋转部件的转速的比率)会变得无限大。在这样的情况下，“第一复合行星齿轮机构”不成立。与此相对，在该图21所示的复合行星齿轮装置1中，通过如上述那样使齿轮比u₃₁与齿轮比u₃₂互不相同，从而能够一边避免“第一复合行星齿轮机构”中的减速比成为无限大的状态，一边设定相对较大的减速比。在齿轮比u₃₁与齿轮比u₃₂之差变大时，减速比变小。因此，齿轮比u₃₁与齿轮比u₃₂之差越小，则能够设定越大的减速比。

同样地，在“第二复合行星齿轮机构”中，如上述那样，齿轮比u₃₃与齿轮比u₃₄略微不同。假若使齿轮比u₃₃与齿轮比u₃₄相等，则“第二复合行星齿轮机构”中的减速比会变得无限大。在这样的情况下，“第二复合行星齿轮机构”不成立。与此相对，在该图21所示的复合行星齿轮装置1中，通过如上述那样使齿轮比u₃₃与齿轮比u₃₄互不相同，从而能够一边避免“第二复合行星齿轮机构”中的减速比成为无限大的状态，一边设定相对较大的减速比。在齿轮比u₃₃与齿轮比u₃₄之差变大时，减速比变小。因此，齿轮比u₃₃与齿轮比u₃₄之差越小，则能够设定越大的减速比。

在如上述那样构成的复合行星齿轮装置1即差动机构170中，在将输入到第一齿圈171的驱动转矩向第二齿圈172及第三齿圈173传递时，在第一旋转轴101的转速与第二旋转轴102的转速相等的情况下，第一旋转轴101与第二旋转轴102一体地旋转。

在第一旋转轴101的转速与第二旋转轴102的转速相等的情况下，即在第二齿圈172的转速与第三齿圈173的转速相等的情况下，由于第二行星齿轮9的齿数z_p2比第一行星齿轮8的齿数z_p1多“1齿”，所以与第二行星齿轮9啮合的第二齿圈172欲比与第一行星齿轮8啮合的第一齿圈171快“1齿”的量地旋转。另一方面，由于第四行星齿轮11的齿数z_p4比第一行星齿轮8的齿数z_p1少“1齿”，所以与第四行星齿轮11啮合的第三齿圈173欲比与第一行星齿轮8啮合的第一齿圈171慢“1齿”的量地旋转。因此，第二齿圈172与第三齿圈173欲相对地沿彼此相反的方向旋转。在该情况下，均与第二齿圈172啮合的第二行星齿轮9和第三行星齿轮10在第二齿圈172的内周相等地公转。第三行星齿轮10和与第三齿圈173啮合的第四行星齿轮11一体地自转且公转。因此，彼此相反的方向上的转矩会作用于第二齿圈172与第二行星齿轮9的啮合部及第三齿圈173与第四行星齿轮11的啮合部，各啮合部会相互干涉。其结果是，复合行星齿轮装置1的整体实质上成为卡合状态而一体地旋转。因此，第一旋转轴101及第二旋转轴102不进行差动旋转而是会一体地旋转。

与此相对，在第一旋转轴101的转速与第二旋转轴102的转速之间存在转速差的情况下，即在第二齿圈172与第三齿圈173进行差动旋转的情况下，会解除由上述那样的各啮合部的干涉引起的复合行星齿轮装置1的实质的卡合状态。因此，在从第一齿圈171至第二齿圈172的动力传递路径及从第一齿圈171至第三齿圈173的动力传递路径中，使第二齿圈172与第三齿圈173进行差动旋转，并且分别传递驱动转矩。在该情况下，如上述那样，彼此相反的方向上的转矩会作用于第二齿圈172与第二行星齿轮9的啮合部及第三齿圈173与第四行星齿轮11的啮合部。因此，第二齿圈172及第三齿圈173沿彼此相反的方向进行相对旋转。即，以使第二齿圈172相对于第三齿圈173反转的方式使上述第二齿圈172及第三齿圈173分别旋转。其结果是，第一旋转轴101及第二旋转轴102一边进行差动旋转，一边沿彼此相反的方向进行相对旋转。

而且，图21所示的复合行星齿轮装置1构成为使行星架12与第二齿圈172之间的减速比(设为第一减速比)和行星架12与第三齿圈173之间的减速比即复合行星齿轮装置1整体的减速比(设为第二减速比)彼此相等或近似(例如，使上述减速比之差为预先设定的较小的规定值以下)。第一减速比为第二齿圈172的转速相对于行星架12的转速的比率。第二减速比为第三齿圈173的转速相对于行星架12的转速的比率。此外，将第三齿圈173的转速相对于第二齿圈172的转速的比率即第二齿圈172与第三齿圈173之间的减速比设为中间减速比。

另外，图21所示的复合行星齿轮装置1构成为相对于行星架12的转速而使第二齿圈172的转速及第三齿圈173的转速均减少。即，上述那样的第一减速比、中间减速比及第二减速比(的绝对值)均比“1”大。因此，复合行星齿轮装置1将输入到行星架12的控制用马达112的控制转矩放大并向第二齿圈172及第三齿圈173传递。

例如，如前述那样，在第一行星齿轮8的齿数z_p1为“18”、第二行星齿轮9的齿数z_p2为“19”、第三行星齿轮10的齿数z_p3为“19”、第四行星齿轮11的齿数z_p4为“17”且各齿圈171、172、173的齿数z_r11、z_r12、z_r13均为“72”的情况下，行星架12与第二齿圈172之间的第一减速比R₃₁为：

R₃₁＝1/{1-(z_r11/z_p1)×(z_p2/z_r12)}

＝1/{1-(72/18)×(19/72)}

≈-18。

在该情况下，相对于相当于输入旋转部件的行星架12的旋转方向，相当于输出旋转部件的第二齿圈172沿相反的方向旋转。因此，为了方便，对该第一减速比R₃₁标注负(-)的符号。

同样地，第二齿圈172与第三齿圈173之间的中间减速比R₃₀为：

R₃₀＝1/{1-(z_r12/z_p3)×(z_p4/z_r13)}

＝1/{1-(72/19)×(17/72)}

≈9.5。

并且，根据上述第一减速比R₃₁及中间减速比R₃₀，复合行星齿轮装置1整体的减速比即行星架12与第三齿圈173之间的第二减速比R₃₂为：

R₃₂＝1/{1/R₃₁+(1-1/R₃₁)/R₃₀)}

＝1/{1/(-18)+(1-1/(-18))/9.5)}

≈18。

在该情况下，相对于相当于输入旋转部件的行星架12的旋转方向，相当于输出旋转部件的第三齿圈173沿相同的方向旋转。

因此，在复合行星齿轮装置1中，通过向行星架12输入控制转矩并使行星架12旋转，从而使第二齿圈172与第三齿圈173进行差动旋转。与此同时，第二齿圈172及第三齿圈173沿彼此相反的方向旋转。在该情况下，第二齿圈172的转速相对于行星架12的转速的比率即第一减速比R₃₁的大小和第三齿圈173的转速相对于行星架12的转速的比率即第二减速比R₃₂的大小彼此相等或近似。在图21所示的实施方式中，第一减速比R₃₁与第二减速比R₃₂的大小大致相等。因此，控制用马达112输出的控制转矩相互以大致相同的放大率增大而向第二齿圈172及第三齿圈173传递。

如上述那样，在图21所示的复合行星齿轮装置1中，例如在控制用马达112沿正旋转(CW)方向旋转时，若将作为输入旋转部件的行星架12的旋转方向设为正转方向，则作为输出旋转部件的第二齿圈172沿与正转方向相反的反转方向旋转，第三齿圈173沿正转方向旋转。在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，通过分别调整各齿轮5、6、7的齿数以及各行星齿轮8、9、10、11的齿数，从而能够设定期望的减速比，并且能够将作为输出旋转部件的第二齿轮6及第三齿轮7的旋转方向分别适当地设定为正转方向或反转方向。

如图21所示的复合行星齿轮装置1那样，在作为第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7而分别设置有第一齿圈171、第二齿圈172及第三齿圈173的情况下，关于各齿轮的齿数的关系，规定了以下示出的各关系式。通过以使下述各关系式均成立的方式分别对各齿轮的齿数进行设定，从而能够将第二齿圈172及第三齿圈173的旋转方向分别适当地设定为正转方向或反转方向。

具体而言，将各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4以及各齿圈171、172、173的齿数z_r11、z_r12、z_r13分别设定为使如下的各关系式全部成立：

z_p2＝z_p3＝z_p1+1

z_p4＝z_p1-1

z_r11＝z_r12＝z_r13。

由此，能够使第二齿圈172沿反转方向旋转，并且能够使第三齿圈173沿正转方向旋转。

另一方面，将各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4以及各齿圈171、172、173的齿数z_r11、z_r12、z_r13分别设定为使如下的各关系式全部成立：

z_p2＝z_p3＝z_p1-1

z_p4＝z_p1+1

z_r11＝z_r12＝z_r13。

由此，能够使第二齿圈172沿正转方向旋转，并且能够使第三齿圈173沿反转方向旋转。

在图22及图23的各图表以及线图中示出了使用了三个齿圈171、172、173及四个行星齿轮8、9、10、11的复合行星齿轮装置1中的各齿圈171、172、173的齿数z_r11、z_r12、z_r13与各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4的关系以及与之对应的第一减速比R₃₁、中间减速比R₃₀及第二减速比R₃₂。图22的图表及线图示出了使第三齿圈173沿正转方向减速的情况下的各齿轮的齿数及减速比。图23的图表及线图示出了使第三齿圈173沿反转方向减速的情况下的各齿轮的齿数及减速比。如上述图22、图23的各图表及线图所示，在图21所示的复合行星齿轮装置1中，能够设定超过“25”的较大的减速比R₂₁、R₂₂。因此，能够以较大的放大率放大控制转矩，能够相应地谋求控制用马达112的小型化。

另外，在图21所示的复合行星齿轮装置1中，第一齿轮5、第二齿轮6及第三齿轮7分别由内齿轮的第一齿圈171、第二齿圈172及第三齿圈173构成。即，通过分别将不使用太阳轮的“第一复合行星齿轮机构”及“第二复合行星齿轮机构”(或者四组行星齿轮机构)组合，从而构成复合行星齿轮装置1。因此，与未设置太阳轮相应地，能够构成使径向的体积小型化的紧凑的复合行星齿轮装置1。因此，根据图21所示的复合行星齿轮装置1，能够谋求控制用马达112及复合行星齿轮装置1主体的小型化，能够构成紧凑的差动机构170。

〔第十一实施方式〕

与在上述图21中示出的复合行星齿轮装置1及差动机构170同样地，图24所示的复合行星齿轮装置1构成相对于车辆的左右的驱动轮(未图示)的差动机构180。而且，为了避免或抑制控制用马达112的牵连转动，在该图24所示的复合行星齿轮装置1设置有减速行星齿轮机构181及增速行星齿轮机构182。

减速行星齿轮机构181配置在控制用马达112与复合行星齿轮装置1的行星架183之间，将控制用马达112输出的控制转矩放大并向行星架183传递。另外，减速行星齿轮机构181作为在差动齿轮108以及第一旋转轴101及第二旋转轴102一体地旋转时使行星架183的转速相对于控制用马达112的控制转矩输出轴113的转速减少的减速机构发挥功能。此外，在该图24所示的复合行星齿轮装置1中，行星架183与任一旋转构件均不连结，被支承为旋转自如。行星架183将各行星齿轮8、9及各行星齿轮10、11分别保持为能够进行自转及公转。

减速行星齿轮机构181与第一旋转轴101及第二旋转轴102配置在同轴上即旋转轴线AL上。减速行星齿轮机构181由单小齿轮型的行星齿轮机构构成，具有太阳轮、齿圈及行星架。在本发明的实施方式中，为了与其他行星齿轮机构的各旋转部件进行区别，将减速行星齿轮机构181的太阳轮、齿圈及行星架分别称为减速太阳轮184、减速行星架185及减速齿圈186。

减速太阳轮184形成于中空形状的旋转轴的外周部分，且能够旋转地支承于壳体106。减速太阳轮184与控制用马达112的控制转矩输出轴113连结。减速太阳轮184与控制转矩输出轴113一体地旋转。

减速行星架185将减速行星齿轮机构181的行星齿轮187支承为能够进行自转及公转。减速行星架185兼用作复合行星齿轮装置1的行星架183，上述减速行星架185与行星架183一体地旋转。如后所述，在差动齿轮108以及第一旋转轴101及第二旋转轴102一体地旋转时，减速行星架185的转速相对于减速齿圈186的转速减少。

减速齿圈186是与行星齿轮187啮合的内齿轮，能够旋转地支承于壳体106。减速齿圈186与后述的增速行星齿轮机构122的增速齿圈191连结。或者，减速齿圈186与增速齿圈191一体地形成。减速齿圈126与增速齿圈191一体地旋转。

因此，在从控制转矩输出轴113传递控制转矩而使减速太阳轮184旋转的情况下，减速行星齿轮机构181的减速齿圈186成为反作用力部件，减速行星架185的转速相对于减速太阳轮184的转速减少。即，减速行星齿轮机构181作为控制用马达112的减速齿轮机构发挥功能。因此，减速行星齿轮机构181在控制用马达112与行星架183之间将控制用马达112输出的控制转矩放大并向行星架183传递。

在图24所示的实施方式中，如在图中用括弧内的数值示出的那样，减速行星齿轮机构181中的减速太阳轮184的齿数为“36”，减速齿圈186的齿数为“72”，行星齿轮187的齿数为“18”，该减速行星齿轮机构181的减速比为“3”。因此，由于在前述的图21中示出的复合行星齿轮装置1的减速比(行星架12与第三齿圈173之间的第二减速比R₃₂)为“18”，所以考虑了该减速行星齿轮机构181的减速比的复合行星齿轮装置1的实质的减速比R’为：

R’＝18×3＝54。

通过减速行星齿轮机构181的减速功能，能够得到更大的减速比R’。

另一方面，增速行星齿轮机构182与第一旋转轴101及第二旋转轴102配置在同轴上即旋转轴线AL上。增速行星齿轮机构182夹着行星架183的一方(图24的右侧)的板部188而配置在减速行星齿轮机构181的相反侧(图24的右侧)。增速行星齿轮机构182由单小齿轮型的行星齿轮机构构成，具有太阳轮、齿圈及行星架。在本发明的实施方式中，为了与其他行星齿轮机构的各旋转部件进行区别，将增速行星齿轮机构182的太阳轮、齿圈及行星架分别称为增速太阳轮189、增速行星架190及增速齿圈191。

增速太阳轮189形成于中空形状的轴构件的外周部分，且被固定成无法旋转。例如安装于与壳体106一体地形成的凸缘部分(未图示)。

增速行星架190将增速行星齿轮机构182的行星齿轮192支承为能够进行自转及公转。增速行星架190经由第一齿圈171的旋转轴174与第一齿圈171及差动齿轮108连结。因此，增速行星架190与第一齿圈171及差动齿轮108一体地旋转。

增速齿圈191是与行星齿轮192啮合的内齿轮，与减速行星齿轮机构181的减速齿圈186一起被能够旋转地支承于壳体106。增速齿圈191与减速齿圈186一体地旋转。在增速行星架190旋转时，增速齿圈191的转速相对于增速行星架190的转速增大。

因此，在从差动齿轮108传递驱动转矩而使增速行星架190旋转的情况下，增速行星齿轮机构182的增速太阳轮189成为反作用力部件，作为使增速齿圈191的转速相对于增速行星架190的转速增大的增速机构发挥功能。

在图24所示的复合行星齿轮装置1中，如在图中用括弧内的数值示出的那样，增速行星齿轮机构182中的增速太阳轮189的齿数为“36”，增速齿圈191的齿数为“72”，行星齿轮192的齿数为“18”。即，增速太阳轮189的齿数、增速齿圈191的齿数及行星齿轮192的齿数分别与上述减速行星齿轮机构181中的减速太阳轮184的齿数、减速齿圈186的齿数及行星齿轮187的齿数相等。因此，增速行星齿轮机构182与减速行星齿轮机构181的齿轮比(或速度传递比、速度比)彼此相等。

像这样，减速行星齿轮机构181及增速行星齿轮机构182分别与在前述的图18中示出的复合行星齿轮装置1中的减速行星齿轮机构121及增速行星齿轮机构122同样地构成，并发挥同样的功能。因此，根据该图24所示的复合行星齿轮装置1，能够抑制输出控制转矩的控制用马达112的牵连转动，并提高差动机构180的动力传递效率。进而，能够提高搭载差动机构180的车辆的能量效率。另外，例如，在车辆以直行行驶的状态进行急加速或急减速的情况下，由于控制用马达112的牵连转动被抑制，所以能够排除控制用马达112的惯性转矩的影响。因此，例如可以不用另行执行将控制用马达112进行牵连转动的情况下的惯性转矩抵消或削弱的转矩的控制，能够相应地减轻对控制用马达112进行控制的装置的负荷。进而，能够提高基于该差动机构180及控制用马达112的转矩矢量分配控制的控制性。

〔第十二实施方式〕

与在前述的图21中示出的复合行星齿轮装置1及差动机构170同样地，设想图25所示的复合行星齿轮装置1搭载于车辆并构成差动机构200。与此同时，该图25所示的差动机构200与动力源一起构成具有转矩矢量分配功能的动力单元201。另外，该图25所示的复合行星齿轮装置1具有对差动机构200输入转矩的输入太阳轮202。

输入太阳轮202与各齿圈171、172、173及行星架183配置在同轴上(即旋转轴线AL上)。输入太阳轮202为外齿轮，与第一齿圈171一起与第一行星齿轮8啮合。即，第一行星齿轮8与第一齿圈171及输入太阳轮202双方啮合。因此，在该图25所示的复合行星齿轮装置1中，单小齿轮型的行星齿轮机构(为了便于说明，设为“输入行星齿轮机构”)由输入太阳轮202、第一齿圈171、第一行星齿轮8及行星架183形成。

输入太阳轮202与控制用马达112的控制转矩输出轴113连结。输入太阳轮202与控制转矩输出轴113一体地旋转。因此，控制用马达112输出的控制转矩经由输入太阳轮202而向复合行星齿轮装置1的行星架183输入。换言之，控制转矩从输入太阳轮202经由“输入行星齿轮机构”而向复合行星齿轮装置1传递。因此，在图25所示的复合行星齿轮装置1中，与由上述那样的“输入行星齿轮机构”得到的减速比相应地，复合行星齿轮装置1的作为整体的减速比变大。

例如，如在图25中用括弧内的数值示出的那样，复合行星齿轮装置1构成为将各行星齿轮8、9、10、11的齿数z_p1、z_p2、z_p3、z_p4分别设为“18”、“19”、“19”、“17”。这与在前述的图21中示出的复合行星齿轮装置1相同。另外，复合行星齿轮装置1构成为将各齿圈171、172、173的齿数z_r11、z_r12、z_r13均设为“72”。这也与在前述的图21中示出的复合行星齿轮装置1相同。因此，该图25所示的复合行星齿轮装置1的减速比即考虑了“输入行星齿轮机构”的减速比的实质的减速比R’成为使由在前述的图21中示出的复合行星齿轮装置1得到的减速比(行星架12与第三齿圈173之间的第二减速比R32)与“输入行星齿轮机构”的减速比相乘而得到的值。

如在图25中用括弧内的数值示出的那样，输入太阳轮202的齿数z₂₀₂为“36”。在该情况下，“输入行星齿轮机构”的减速比R₂₀₂为：

R₂₀₂＝z_r11/z₂₀₂+1

＝72/36+1＝3。

因此，由于在前述的图21中示出的复合行星齿轮装置1的第二减速比R₃₂为“18”，所以图25所示的复合行星齿轮装置1的减速比R’为：

R’＝18×R₂₀₂

＝18×3＝54。

像这样，在图25所示的复合行星齿轮装置1中，通过经由输入太阳轮202向行星架183输入控制转矩，例如与在前述的图21中示出的复合行星齿轮装置1那样的未设置输入太阳轮202的结构相比，能够设定更大的减速比。

另外，在该图25所示的复合行星齿轮装置1中，通过将动力马达141及制动机构142与使用了复合行星齿轮装置1的差动机构200一起一体地组装，从而能够构成具有转矩矢量分配功能的动力单元201。此外，本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1也可以是作为动力源而仅组装有动力马达141的结构。在该情况下，能够构成具有转矩矢量分配功能的马达驱动单元(未图示)。或者，也可以是作为动力源而仅组装有制动机构142的结构。在该情况下，能够构成具有转矩矢量分配功能的制动单元(未图示)。

〔第十三实施方式〕

设想图26所示的复合行星齿轮装置1搭载于四轮驱动车辆并构成所谓的中心差动机构210。即，在该图26所示的复合行星齿轮装置1中，第一旋转轴101及第二旋转轴102分别在车辆(未图示)的全长方向(旋转轴线AL的方向、图26的左右方向)上同轴且在全长方向的前后对置地配置。

与在上述图25中示出的实施方式同样地，图26所示的中心差动机构210使用设置有输入太阳轮202的复合行星齿轮装置1而构成。因此，与使用未设置输入太阳轮202的复合行星齿轮装置1来构成中心差动机构210的情况相比，能够设定更大的减速比。

图26所示的复合行星齿轮装置1经由减速齿轮机构165与动力马达161连结。即，减速齿轮机构165的太阳轮166与动力马达161的转子轴163连结。并且，第一齿圈171的旋转轴174与减速齿轮机构165的行星架167连结。行星架167与旋转轴174及第一齿圈171一体地旋转。

因此，在该图26所示的中心差动机构210中，动力马达161输出的驱动转矩被减速齿轮机构165放大并传递到作为差动机构及转矩矢量分配装置发挥功能的复合行星齿轮装置1。

如上述那样，使用该图26所示的复合行星齿轮装置1，能够构成将动力马达161作为动力源而一体地内置在同轴上的中心差动机构210。并且，能够将该图26所示的单轴构造的中心差动机构210作为动力单元搭载于四轮驱动车辆。即，使用本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1，能够构成兼具中心差动机构210的功能和转矩矢量分配装置的功能的紧凑的动力单元。

此外，在上述各实施方式中，并未特别说明将各轴、各齿轮等支承为能够旋转的轴承及使壳体的内部成为液密状态的密封构件等，但这些轴承、密封构件如在上述各图中用各个符号记载的那样配置。另外，在本发明的实施方式的复合行星齿轮装置1中，除了上述控制用马达112之外，作为控制转矩，也可以使用产生对复合行星齿轮装置1的输入旋转部件(例如行星架12、行星架123、行星架183)进行制动的转矩的制动机构。例如，如图27所示，作为产生制动转矩的制动机构，也可以使用利用通过对线圈221通电而产生的磁吸引力对复合行星齿轮装置1的输入旋转部件进行制动的励磁工作型的电磁制动器220。或者，如图28所示，也可以使用利用由电动马达231驱动的进给丝杠机构232产生摩擦制动力的电动制动器230等。

Claims (12)

1.一种复合行星齿轮装置，所述复合行星齿轮装置具备：第一齿轮，所述第一齿轮配置在规定的旋转轴线上；第二齿轮，所述第二齿轮配置在所述旋转轴线上，能够相对于所述第一齿轮进行相对旋转；第三齿轮，所述第三齿轮配置在所述旋转轴线上，能够相对于所述第一齿轮进行相对旋转，且能够与所述第二齿轮相互进行相对旋转；第一行星齿轮，所述第一行星齿轮与所述第一齿轮啮合，一边自转，一边绕所述旋转轴线公转；第二行星齿轮，所述第二行星齿轮与所述第二齿轮啮合，一边自转，一边绕所述旋转轴线公转；第三行星齿轮，所述第三行星齿轮与所述第二齿轮啮合，一边自转，一边绕所述旋转轴线公转；第四行星齿轮，所述第四行星齿轮与所述第三齿轮啮合，一边自转，一边绕所述旋转轴线公转；以及行星架，所述行星架配置在所述旋转轴线上，将各行星齿轮保持成能够进行自转及公转，所述复合行星齿轮装置的特征在于，

所述第一行星齿轮与所述第二行星齿轮被配置在同轴上，沿自转方向及公转方向一体地旋转，

所述第三行星齿轮与所述第四行星齿轮被配置在与所述第一行星齿轮及所述第二行星齿轮的旋转轴不同的旋转轴上，沿自转方向及公转方向一体地旋转，

所述第一行星齿轮与所述第一齿轮之间的齿轮比和所述第二行星齿轮与所述第二齿轮之间的齿轮比互不相同，

所述第三行星齿轮与所述第二齿轮之间的齿轮比和所述第四行星齿轮与所述第三齿轮之间的齿轮比互不相同，

相对于所述行星架的转速，所述第二齿轮的转速及所述第三齿轮的转速均减少，

所述第一齿轮被支承为能够旋转，

所述复合行星齿轮装置具有与所述第二齿轮一体地旋转的第一旋转轴及与所述第三齿轮一体地旋转的第二旋转轴，

所述第一旋转轴与所述第二旋转轴被配置在同轴上，能够相互进行相对旋转，

将从规定的动力源输入到所述第一齿轮的驱动转矩分配并传递到所述第一旋转轴和所述第二旋转轴，并且，将从与所述动力源不同的控制用马达输入到所述行星架的控制转矩放大并向所述第一旋转轴及所述第二旋转轴传递。

2.根据权利要求1所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

通过向所述行星架输入所述控制转矩，从而使所述第一旋转轴与所述第二旋转轴进行差动旋转，

在所述第一旋转轴与所述第二旋转轴进行差动旋转的情况下，所述第一旋转轴及所述第二旋转轴沿彼此相反的方向旋转，

所述第二齿轮的转速相对于所述行星架的转速的比率与所述第三齿轮的转速相对于所述行星架的转速的比率彼此相等或近似。

3.根据权利要求1或2所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

所述复合行星齿轮装置还具备增速行星齿轮机构和减速行星齿轮机构，所述增速行星齿轮机构具有增速太阳轮、增速行星架及增速齿圈，所述减速行星齿轮机构具有减速太阳轮、减速行星架及减速齿圈，并且，所述增速行星齿轮机构及所述减速行星齿轮机构配置在所述旋转轴线上，

所述增速太阳轮被固定成无法旋转，

所述增速行星架与所述第一齿轮一体地旋转，

在所述增速行星架旋转时，所述增速齿圈的转速相对于所述增速行星架的转速增大，

所述减速齿圈与所述增速齿圈连结并与所述增速齿圈一体地旋转，

所述减速行星架与所述行星架一体地旋转，并且所述减速行星架的转速相对于所述减速齿圈的转速减少，

所述减速太阳轮与供所述控制用马达输出所述控制转矩的控制转矩输出轴一体地旋转，并且，在所述第一旋转轴与所述第二旋转轴沿相同方向等速地旋转而与所述第一齿轮及所述行星架一起进行牵连转动的情况下，所述减速太阳轮与所述第一齿轮及所述行星架相对旋转。

4.根据权利要求3所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

所述增速行星齿轮机构的齿轮比与所述减速行星齿轮机构的齿轮比彼此相等。

5.根据权利要求1或2所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

所述第一齿轮是与所述第一行星齿轮啮合的作为外齿轮的第一太阳轮，

所述第二齿轮是与所述第二行星齿轮及所述第三行星齿轮双方啮合的作为外齿轮的第二太阳轮，

所述第三齿轮是与所述第四行星齿轮啮合的作为外齿轮的第三太阳轮。

6.根据权利要求5所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

在将所述第一行星齿轮的齿数设为z_p1、将所述第二行星齿轮的齿数设为z_p2、将所述第三行星齿轮的齿数设为z_p3、将所述第四行星齿轮的齿数设为z_p4、将所述第一太阳轮的齿数设为z_s11、将所述第二太阳轮的齿数设为z_s12、将所述第三太阳轮的齿数设为z_s13时，在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p2＝z_p3＝z_p1+1

z_p4＝z_p1-1

z_s11＝z_s12＝z_s13，

相对于通过所述控制转矩而旋转的所述行星架，所述第三太阳轮沿相同的方向旋转，

在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p2＝z_p3＝z_p1-1

z_p4＝z_p1+1

z_s11＝z_s12＝z_s13，

相对于通过所述控制转矩而旋转的所述行星架，所述第三太阳轮沿相反的方向旋转。

7.根据权利要求1或2所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

所述第一齿轮是与所述第一行星齿轮啮合的作为内齿轮的第一齿圈，

所述第二齿轮是与所述第二行星齿轮及所述第三行星齿轮双方啮合的作为内齿轮的第二齿圈，

所述第三齿轮是与所述第四行星齿轮啮合的作为内齿轮的第三齿圈。

8.根据权利要求7所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

所述复合行星齿轮装置具有被配置在所述旋转轴线上并与所述第一行星齿轮啮合的作为外齿轮的输入太阳轮，

经由所述输入太阳轮向所述行星架输入所述控制转矩。

9.根据权利要求7所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

在将所述第一行星齿轮的齿数设为z_p1、将所述第二行星齿轮的齿数设为z_p2、将所述第三行星齿轮的齿数设为z_p3、将所述第四行星齿轮的齿数设为z_p4、将所述第一齿圈的齿数设为z_r11、将所述第二齿圈的齿数设为z_r12、将所述第三齿圈的齿数设为z_r13时，在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p2＝z_p3＝z_p1+1

z_p4＝z_p1-1

z_r11＝z_r12＝z_r13，

相对于通过所述控制转矩而旋转的所述行星架，所述第三齿圈沿相同的方向旋转，

在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p2＝z_p3＝z_p1-1

z_p4＝z_p1+1

z_r11＝z_r12＝z_r13，

相对于通过所述控制转矩而旋转的所述行星架，所述第三齿圈沿相反的方向旋转。

10.根据权利要求8所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

在将所述第一行星齿轮的齿数设为z_p1、将所述第二行星齿轮的齿数设为z_p2、将所述第三行星齿轮的齿数设为z_p3、将所述第四行星齿轮的齿数设为z_p4、将所述第一齿圈的齿数设为z_r11、将所述第二齿圈的齿数设为z_r12、将所述第三齿圈的齿数设为z_r13时，在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p2＝z_p3＝z_p1+1

z_p4＝z_p1-1

z_r11＝z_r12＝z_r13，

相对于通过所述控制转矩而旋转的所述行星架，所述第三齿圈沿相同的方向旋转，

在如下的关系分别成立的情况下，即：

z_p2＝z_p3＝z_p1-1

z_p4＝z_p1+1

z_r11＝z_r12＝z_r13，

相对于通过所述控制转矩而旋转的所述行星架，所述第三齿圈沿相反的方向旋转。

11.根据权利要求1或2所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

所述复合行星齿轮装置与所述动力源及所述控制用马达一起搭载于至少在车宽方向的左右具有驱动轮的车辆，

所述第一旋转轴在所述左右的任一方的所述驱动轮与所述第二齿轮之间传递转矩，

所述第二旋转轴在所述左右的另一方的所述驱动轮与所述第三齿轮之间传递转矩，

所述第一旋转轴与所述第二旋转轴分别对置地配置在所述左右。

12.根据权利要求1或2所述的复合行星齿轮装置，其特征在于，

所述复合行星齿轮装置与所述动力源及所述控制用马达一起搭载于至少在全长方向的前后具有驱动轮的车辆，

所述第一旋转轴在所述前后的任一方的驱动轮与所述第二齿轮之间传递转矩，

所述第二旋转轴在所述前后的另一方的驱动轮与所述第三齿轮之间传递转矩，

所述第一旋转轴与所述第二旋转轴分别对置地配置在所述前后。