JP2018084315A - Driving device - Google Patents

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直樹 ▲高▼橋
直樹 ▲高▼橋
Naoki Takahashi
賢彬 日向
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賢彬 日向
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To amplify a torque difference between the two parts to be driven through a simple arrangement related to a driving device.SOLUTION: Two planetary gear mechanisms 4A, 4B are arranged coaxially and their sun gears S1, S2 and carriers C1, C2 are alternatively connected. In addition, the two driving sources are connected to each of ring gears R1, R2 and then the two parts to be driven are connected to each of the carriers C1, C2. Further, at least one of the two planetary gear mechanisms 4A, 4B is constituted in such a way that step pinions 41, 42 having the first gear parts 41a, 42a engaged with the ring gears R1, R2 and the second gear parts 41b, 42b engaged with sun gears S1, S2 cooperatively arranged to each other are arranged as pinion gears P1, P2. The number of teeth of the second gear parts 41b, 42b is set to be fewer than that of the first gear parts 41a, 42a.SELECTED DRAWING: Figure 3

Description

本発明は、二つの駆動源から動力が伝達される二つの被駆動部にトルク差を与える駆動装置に関する。   The present invention relates to a drive device that applies a torque difference to two driven parts to which power is transmitted from two drive sources.

従来、車両に搭載された二つの駆動源を個別に制御して、左右輪や前後輪といった被駆動部に伝達されるトルクに差を与えることで、走行性能を向上させる技術が知られている。具体的には、車両の旋回時に、左右輪にトルク差を与えることで車両の旋回性能を向上させる技術や、四輪駆動車における前後輪の何れか一方のスリップ時に、他方にトルクを与えることで走行性能を向上させる技術等が知られている。   2. Description of the Related Art Conventionally, a technique for improving traveling performance by individually controlling two driving sources mounted on a vehicle and giving a difference in torque transmitted to driven parts such as left and right wheels and front and rear wheels is known. . Specifically, when turning the vehicle, a technology that improves the turning performance of the vehicle by giving a torque difference between the left and right wheels, or when one of the front and rear wheels in a four-wheel drive vehicle slips, torque is given to the other. Techniques for improving driving performance are known.

例えば特許文献１には、左右輪に与えるトルク差を増幅して旋回性能を高めるようにした動力装置が開示されている。この動力装置によれば、互いに同様に構成された第一遊星歯車装置と第二遊星歯車装置とにより、左右輪のトルク差を各回転機（駆動源）から出力可能な最大トルクよりも大きな値にすることができるとされている。   For example, Patent Document 1 discloses a power unit that amplifies a torque difference applied to left and right wheels to improve turning performance. According to this power unit, the first planetary gear unit and the second planetary gear unit configured in the same manner have a torque difference between the left and right wheels larger than the maximum torque that can be output from each rotating machine (drive source). It is said that it can be.

また、この動力装置では、第一遊星歯車装置のサンギヤと第二遊星歯車装置のキャリアとが互いに機械的に連結されるとともに、第一遊星歯車装置のキャリアと第二遊星歯車装置のサンギヤとが互いに機械的に連結される。このように、二つの遊星歯車装置において互いのサンギヤとキャリアとを交互に連結すれば、取り回しを比較的簡素にすることができる。   Further, in this power unit, the sun gear of the first planetary gear unit and the carrier of the second planetary gear unit are mechanically connected to each other, and the carrier of the first planetary gear unit and the sun gear of the second planetary gear unit are connected to each other. Mechanically connected to each other. Thus, if the sun gears and the carriers are alternately connected in the two planetary gear units, the handling can be made relatively simple.

特開2008-295173号公報JP 2008-295173 A

特許文献１に記載されたような二つの遊星歯車装置を用いた駆動装置によれば、二つの被駆動部に与えるトルク差を増幅するための増幅率をある程度は確保しうると考えられる。しかしながら、車両の走行性能の更なる向上やコスト削減を実現するためには、より大きな増幅率を確保することが望ましい。   According to the drive device using two planetary gear devices described in Patent Document 1, it is considered that an amplification factor for amplifying the torque difference applied to the two driven parts can be secured to some extent. However, in order to achieve further improvement in vehicle running performance and cost reduction, it is desirable to ensure a larger amplification factor.

つまり、増幅率をより大きくすることができれば、二つの駆動源の出力トルクを何れも大きく保ちながら（すなわち、駆動源間の出力トルク差が小さくても）、二つの被駆動部に大きなトルク差を与えることができる。このため、例えば加速時のように車両が大きな総トルク（二つの駆動源の出力トルクの総和）を必要とする場面において、走行性能をより向上させることができる。   In other words, if the amplification factor can be increased, the torque difference between the two driven parts is large while keeping the output torque of the two driving sources large (that is, even if the output torque difference between the driving sources is small). Can be given. For this reason, for example, in a scene where the vehicle requires a large total torque (the sum of output torques of the two drive sources) as in acceleration, the running performance can be further improved.

また、増幅率をより大きくすることができれば、各駆動源の出力トルクを抑えながらも、二つの被駆動部に与えるトルク差を確保することができる。このため、例えば最大出力がより小さい駆動源を適用しても、二つの被駆動部間に与えるトルク差を確保することが可能となり、コスト削減に寄与することができる。
一方で、駆動装置が複雑な取り回しの機構を有していると、車両への搭載が難しく、コスト増に繋がる虞がある。このため、駆動装置が有する機構は簡素な取り回しであることが求められる。 Further, if the amplification factor can be increased, a torque difference applied to the two driven parts can be secured while suppressing the output torque of each driving source. For this reason, for example, even if a drive source having a smaller maximum output is applied, it is possible to ensure a torque difference between the two driven parts, which can contribute to cost reduction.
On the other hand, if the drive device has a complicated handling mechanism, it is difficult to mount the drive device on a vehicle, which may lead to an increase in cost. For this reason, the mechanism of the drive device is required to be simple.

本件は、上述のような課題に鑑み創案されたものであり、駆動装置に関し、簡素な取り回しで二つの被駆動部間のトルク差をより増幅することを目的の一つとする。なお、この目的に限らず、後述する発明を実施するための形態に示す各構成により導かれる作用効果であって、従来の技術によっては得られない作用効果を奏することも本件の他の目的である。   This case has been devised in view of the above-described problems, and one of the purposes of the drive device is to further amplify the torque difference between the two driven parts with a simple handling. The present invention is not limited to this purpose, and is a function and effect derived from each configuration shown in the embodiment for carrying out the invention described later, and has another function and effect that cannot be obtained by conventional techniques. is there.

（１）ここで開示する駆動装置は、車両に搭載された二つの駆動源と、前記二つの駆動源から動力が伝達される二つの被駆動部と、同軸上に設けられた二つの遊星歯車機構を有するとともに前記二つの駆動源から前記二つの被駆動部への動力伝達経路上に介装された歯車装置と、を備える。前記二つの遊星歯車機構は、各々が、サンギヤと、リングギヤと、前記サンギヤ及び前記リングギヤの双方に噛合するピニオンギヤを回転可能に支持するキャリアと、を有するとともに、互いの前記サンギヤと前記キャリアとが交互に結合される。また、前記二つの駆動源は、前記二つの遊星歯車機構の前記リングギヤにそれぞれ接続され、前記二つの被駆動部は、前記二つの遊星歯車機構の前記キャリアにそれぞれ接続される。さらに、前記二つの遊星歯車機構のうちの少なくとも一方は、前記リングギヤと噛合する第一ギヤ部と、前記サンギヤと噛合するとともに歯数が前記第一ギヤ部の歯数よりも少ない第二ギヤ部と、を同軸上に連設してなるステップピニオンを前記ピニオンギヤとして有する。   (1) A driving device disclosed herein includes two driving sources mounted on a vehicle, two driven parts to which power is transmitted from the two driving sources, and two planetary gears provided on the same axis. A gear device having a mechanism and interposed on a power transmission path from the two drive sources to the two driven parts. Each of the two planetary gear mechanisms includes a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably supports a pinion gear that meshes with both the sun gear and the ring gear, and the sun gear and the carrier each other. Alternately combined. The two drive sources are connected to the ring gears of the two planetary gear mechanisms, respectively, and the two driven parts are connected to the carriers of the two planetary gear mechanisms. Further, at least one of the two planetary gear mechanisms includes a first gear portion that meshes with the ring gear, and a second gear portion that meshes with the sun gear and has a smaller number of teeth than the first gear portion. Are provided as the pinion gear.

（２）各々の前記遊星歯車機構が、前記ピニオンギヤとして前記ステップピニオンを有することが好ましい。
（３）前記二つの遊星歯車機構が、互いに同一の構造を有することが好ましい。
（４）前記二つの被駆動部が、前記車両の左右輪であることが好ましい。この場合、前記二つの遊星歯車機構が、左右対称に配置されていることが好ましい。 (2) It is preferable that each of the planetary gear mechanisms has the step pinion as the pinion gear.
(3) It is preferable that the two planetary gear mechanisms have the same structure.
(4) It is preferable that the two driven parts are left and right wheels of the vehicle. In this case, it is preferable that the two planetary gear mechanisms are arranged symmetrically.

（５）前記ステップピニオンは、前記第一ギヤ部と比べて、前記第二ギヤ部が小さい径を有するとともにもう一方の前記ピニオンギヤに近接して配置されていることが好ましい。
（６）前記二つの駆動源が、前記二つの遊星歯車機構と同軸上に配置されていることが好ましい。
（７）前記歯車装置が、前記遊星歯車機構と前記駆動源との間に配置された減速機構を有することが好ましい。 (5) It is preferable that the step pinion is disposed close to the other pinion gear while the second gear portion has a smaller diameter than the first gear portion.
(6) It is preferable that the two drive sources are arranged coaxially with the two planetary gear mechanisms.
(7) It is preferable that the gear device has a speed reduction mechanism disposed between the planetary gear mechanism and the drive source.

二つの遊星歯車機構の少なくとも一方がステップピニオンを有するため、二つの被駆動部に伝達されるトルクの差をより増幅することができる。また、二つの遊星歯車機構は互いのサンギヤとキャリアとが交互に結合されるため、取り回しを簡素にすることができる。   Since at least one of the two planetary gear mechanisms has a step pinion, the difference in torque transmitted to the two driven parts can be further amplified. In addition, since the two planetary gear mechanisms are alternately coupled to each other, the handling of the sun gear and the carrier can be simplified.

第一実施形態に係る駆動装置の全体構成図を車両とともに示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the whole block diagram of the drive device which concerns on 1st embodiment with a vehicle. 図１の駆動装置に適用された歯車装置の断面図である。It is sectional drawing of the gear apparatus applied to the drive device of FIG. 図２の歯車装置に設けられた二つの遊星歯車機構のスケルトン図である。FIG. 3 is a skeleton diagram of two planetary gear mechanisms provided in the gear device of FIG. 2. 駆動装置の作用を説明するための速度線図である。It is a velocity diagram for demonstrating the effect | action of a drive device. （ａ）は図３の一方の遊星歯車機構に係る速度線図であり、（ｂ）は図３の他方の遊星歯車機構に係る速度線図である。FIG. 4A is a velocity diagram according to one planetary gear mechanism of FIG. 3, and FIG. 4B is a velocity diagram according to the other planetary gear mechanism of FIG. 3. （ａ）は図５（ａ），（ｂ）の各速度線図を互いのサンギヤ及びキャリアで結合させた速度線図であり、（ｂ）は図６（ａ）の速度線図を各ステップピニオンで結合させた速度線図である。5A is a velocity diagram obtained by combining the velocity diagrams of FIGS. 5A and 5B with each other's sun gear and carrier, and FIG. 6B is a velocity diagram of FIG. It is a velocity diagram combined with a pinion. （ａ）は図６（ｂ）の速度線図を一つにまとめた速度線図であり、（ｂ）は図７（ａ）の速度線図における要素間の長さを歯数の関係に基づいてまとめたものであり、（ｃ）は図７（ｂ）の速度線図における要素間の長さを、キャリア間の長さを基準にして整理したものである。(A) is a velocity diagram in which the velocity diagrams of FIG. 6 (b) are combined into one, and (b) is the relationship between the lengths of elements in the velocity diagram of FIG. FIG. 7C summarizes the lengths between the elements in the velocity diagram of FIG. 7B on the basis of the lengths between the carriers. 第二実施形態に係る駆動装置の全体構成図を車両とともに示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the whole block diagram of the drive device which concerns on 2nd embodiment with a vehicle. 図８の駆動装置の歯車装置と二つの駆動源とのスケルトン図である。It is a skeleton figure of the gear apparatus of the drive device of FIG. 8, and two drive sources. 一変形例に係る歯車装置と駆動源と減速機構との配置を説明するためのスケルトン図である。It is a skeleton figure for demonstrating arrangement | positioning with the gear apparatus which concerns on one modification, a drive source, and a speed-reduction mechanism. （ａ），（ｂ）はそれぞれ他の変形例に係る二つの遊星歯車機構のスケルトン図である。(A), (b) is a skeleton figure of two planetary gear mechanisms which concern on another modification, respectively. （ａ）は比較例に係る二つの遊星歯車機構のスケルトン図であり、（ｂ）は図１２（ａ）の二つの遊星歯車機構に係る速度線図である。(A) is a skeleton diagram of two planetary gear mechanisms according to a comparative example, and (b) is a velocity diagram according to the two planetary gear mechanisms of FIG. 12 (a).

図面を参照して、実施形態としての駆動装置について説明する。なお、以下に示す実施形態はあくまでも例示に過ぎず、以下の実施形態で明示しない種々の変形や技術の適用を排除する意図はない。
以下の説明では、本駆動装置が適用される車両を基準にして、前後方向及び左右方向を定める。 A drive device as an embodiment will be described with reference to the drawings. Note that the embodiment described below is merely an example, and there is no intention to exclude various modifications and technical applications that are not explicitly described in the following embodiment.
In the following description, the front-rear direction and the left-right direction are determined based on the vehicle to which the present drive device is applied.

［１．第一実施形態］
［１−１．装置構成］
本実施形態に係る駆動装置１０は、図１に示す車両２０に適用されている。この車両２０は、図示しない車載バッテリの電力により走行可能な電動車両（電気自動車，ハイブリッド車）である。駆動装置１０は、車両２０に搭載された駆動用の二つのモータ１Ａ，１Ｂ（二つの駆動源）と、モータ１Ａ，１Ｂから動力が伝達される左輪２Ｌ及び右輪２Ｒ（二つの被駆動部）と、歯車装置３とを備えている。以下、左輪２Ｌ及び右輪２Ｒをまとめて左右輪２Ｌ，２Ｒともいう。なお、図１には左右輪２Ｌ，２Ｒが車両２０の前輪である場合を例示するが、左右輪２Ｌ，２Ｒが車両２０の後輪であってもよい。 [1. First embodiment]
[1-1. Device configuration]
The drive device 10 according to the present embodiment is applied to the vehicle 20 shown in FIG. The vehicle 20 is an electric vehicle (electric vehicle, hybrid vehicle) that can be driven by electric power of a vehicle battery (not shown). The driving device 10 includes two motors 1A and 1B (two driving sources) for driving mounted on the vehicle 20, and a left wheel 2L and a right wheel 2R (two driven parts) to which power is transmitted from the motors 1A and 1B. ) And a gear device 3. Hereinafter, the left wheel 2L and the right wheel 2R are collectively referred to as left and right wheels 2L, 2R. 1 illustrates a case where the left and right wheels 2L and 2R are front wheels of the vehicle 20, the left and right wheels 2L and 2R may be rear wheels of the vehicle 20.

モータ１Ａ，１Ｂは、車両２０に搭載された図示しない電子制御装置により個別に制御され、互いに異なるトルクを発生させて出力可能に構成される。本実施形態のモータ１Ａ，１Ｂは、互いに同一の規格であり、車両２０の左右に配置されている。モータ１Ａ，１Ｂの間には、歯車装置３が配置される。各モータ１Ａ，１Ｂの動力は、歯車装置３を介して左右輪２Ｌ，２Ｒに伝達される。つまり、歯車装置３は、モータ１Ａ，１Ｂから左右輪２Ｌ，２Ｒへの動力伝達経路上に介装されている。   The motors 1A and 1B are individually controlled by an electronic control device (not shown) mounted on the vehicle 20, and are configured to be able to generate different torques and output them. The motors 1 </ b> A and 1 </ b> B of the present embodiment have the same standard and are arranged on the left and right of the vehicle 20. A gear device 3 is disposed between the motors 1A and 1B. The power of each motor 1A, 1B is transmitted to the left and right wheels 2L, 2R via the gear unit 3. That is, the gear device 3 is interposed on the power transmission path from the motors 1A and 1B to the left and right wheels 2L and 2R.

歯車装置３は、モータ１Ａ，１Ｂからそれぞれ出力されるモータトルクT1，T2に差がある場合に、この差を所定の増幅率αだけ増幅して左右輪２Ｌ，２Ｒに伝達するものである。換言すると、歯車装置３は、左輪２Ｌに伝達する駆動トルクTLと、右輪２Ｒに伝達する駆動トルクTRとの間に、モータトルクT1，T2の差よりも大きな差を発生させる。   When there is a difference between the motor torques T1 and T2 output from the motors 1A and 1B, the gear device 3 amplifies this difference by a predetermined amplification factor α and transmits it to the left and right wheels 2L and 2R. In other words, the gear device 3 generates a difference larger than the difference between the motor torques T1 and T2 between the drive torque TL transmitted to the left wheel 2L and the drive torque TR transmitted to the right wheel 2R.

図２に示すように、歯車装置３は、二つの入力軸６Ａ，６Ｂ及び二つの出力軸７Ａ，７Ｂと、二つの入力軸６Ａ，６Ｂの回転速度をそれぞれ減速する二つの減速ギヤ列５Ａ，５Ｂと、各減速ギヤ列５Ａ，５Ｂから伝達されるトルクを二つの出力軸７Ａ，７Ｂに分配する二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂとを有する。   As shown in FIG. 2, the gear device 3 includes two input shafts 6A and 6B, two output shafts 7A and 7B, and two reduction gear trains 5A that reduce the rotational speeds of the two input shafts 6A and 6B, respectively. 5B and two planetary gear mechanisms 4A, 4B that distribute torque transmitted from the respective reduction gear trains 5A, 5B to the two output shafts 7A, 7B.

本実施形態の入力軸６Ａ，６Ｂ及び出力軸７Ａ，７Ｂは何れも、左右方向に延設されており、それぞれが同軸上に位置する。また、入力軸６Ａ，６Ｂ及び出力軸７Ａ，７Ｂは何れも、一方の端部を歯車装置３のケース３１の外部に突出させた状態でベアリングにより回転可能に支持される。ケース３１の外部に突出した入力軸６Ａ，６Ｂの端部は、モータ１Ａ，１Ｂの出力軸（図示略）にそれぞれ接続される。また、ケース３１の外部に突出した出力軸７Ａ，７Ｂの端部は、左右輪２Ｌ，２Ｒの駆動軸（図示略）にそれぞれ接続される。なお、出力軸７Ａ，７Ｂは入力軸６Ａ，６Ｂよりも後方に位置する。   The input shafts 6A and 6B and the output shafts 7A and 7B of the present embodiment are all extended in the left-right direction, and are positioned coaxially. Further, the input shafts 6A and 6B and the output shafts 7A and 7B are all supported rotatably by bearings in a state in which one end portion protrudes outside the case 31 of the gear device 3. The ends of the input shafts 6A and 6B protruding to the outside of the case 31 are connected to output shafts (not shown) of the motors 1A and 1B, respectively. The ends of the output shafts 7A and 7B protruding to the outside of the case 31 are connected to the drive shafts (not shown) of the left and right wheels 2L and 2R, respectively. The output shafts 7A and 7B are located behind the input shafts 6A and 6B.

二つの減速ギヤ列５Ａ，５Ｂは、入力軸６Ａ，６Ｂ及び出力軸７Ａ，７Ｂと平行かつ互いに同軸に位置する二つのカウンタ軸上にそれぞれ配置されている。また、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂは、減速ギヤ列５Ａ，５Ｂの後方において左右方向に並んで配置されている。左方の減速ギヤ列５Ａは、左方の入力軸６Ａと左方の遊星歯車機構４Ａとの間に位置し、左方の入力軸６Ａの動力（回転力）を左方の遊星歯車機構４Ａに伝達する。また、右方の減速ギヤ列５Ｂは、右方の入力軸６Ｂと右方の遊星歯車機構４Ｂとの間に位置し、右方の入力軸６Ｂの動力（回転力）を右方の遊星歯車機構４Ｂに伝達する。本実施形態の減速ギヤ列５Ａ，５Ｂは、互いに同一の構造を有する。すなわち、二つの減速ギヤ列５Ａ，５Ｂの減速比は、互いに等しく設定されている。   The two reduction gear trains 5A and 5B are respectively arranged on two counter shafts that are parallel to the input shafts 6A and 6B and the output shafts 7A and 7B and are coaxial with each other. The two planetary gear mechanisms 4A and 4B are arranged side by side in the left-right direction behind the reduction gear trains 5A and 5B. The left reduction gear train 5A is positioned between the left input shaft 6A and the left planetary gear mechanism 4A, and uses the power (rotational force) of the left input shaft 6A as the left planetary gear mechanism 4A. To communicate. The right reduction gear train 5B is located between the right input shaft 6B and the right planetary gear mechanism 4B, and uses the power (rotational force) of the right input shaft 6B as the right planetary gear. This is transmitted to the mechanism 4B. The reduction gear trains 5A and 5B of the present embodiment have the same structure. That is, the reduction ratios of the two reduction gear trains 5A and 5B are set to be equal to each other.

図２及び図３に示すように、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂは、二つの出力軸７Ａ，７Ｂの外周に位置し、互いに同軸上に（すなわち出力軸７Ａ，７Ｂ上に）設けられる。以下、左方の遊星歯車機構４Ａを第一遊星歯車機構４Ａともいい、右方の遊星歯車機構４Ｂを第二遊星歯車機構４Ｂともいう。なお、図３や後述する図１２（ａ）等のスケルトン図では、軸心の片側のみを示す。   As shown in FIGS. 2 and 3, the two planetary gear mechanisms 4A and 4B are located on the outer periphery of the two output shafts 7A and 7B, and are provided coaxially with each other (that is, on the output shafts 7A and 7B). Hereinafter, the left planetary gear mechanism 4A is also referred to as a first planetary gear mechanism 4A, and the right planetary gear mechanism 4B is also referred to as a second planetary gear mechanism 4B. In addition, in the skeleton diagrams such as FIG. 3 and FIG. 12A described later, only one side of the shaft center is shown.

まず、第一遊星歯車機構４Ａについて説明する。第一遊星歯車機構４Ａは、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とキャリアＣ１とを有する３要素２自由度の回転機構である。第一遊星歯車機構４Ａにおいて、サンギヤＳ１，リングギヤＲ１及びキャリアＣ１は互いに同軸上に設けられ、キャリアＣ１はサンギヤＳ１及びリングギヤＲ１の双方に噛合するピニオンギヤＰ１を回転可能に支持する。   First, the first planetary gear mechanism 4A will be described. The first planetary gear mechanism 4A is a three-element two-degree-of-freedom rotation mechanism having a sun gear S1, a ring gear R1, and a carrier C1. In the first planetary gear mechanism 4A, the sun gear S1, the ring gear R1, and the carrier C1 are provided coaxially with each other, and the carrier C1 rotatably supports the pinion gear P1 that meshes with both the sun gear S1 and the ring gear R1.

本実施形態の第一遊星歯車機構４Ａは、ステップドピニオン式である。つまり、第一遊星歯車機構４Ａは、ピニオンギヤＰ１として、歯数が互いに異なる第一ギヤ部４１ａ及び第二ギヤ部４１ｂを同軸上に連設してなるステップピニオン４１を有する。ステップピニオン４１の第二ギヤ部４１ｂは、歯数ZP1bが第一ギヤ部４１ａの歯数ZP1aよりも少なく（ZP1b＜ZP1a）、かつ、径が第一ギヤ部４１ａの径よりも小さく形成される。なお、ここでいう径とは、ピッチ円直径，歯先円直径，歯底円直径等である。第一遊星歯車機構４Ａにおいて、第一ギヤ部４１ａはリングギヤＲ１と噛合し、第二ギヤ部４１ｂはサンギヤＳ１と噛合する。 The first planetary gear mechanism 4A of the present embodiment is a stepped pinion type. That is, the first planetary gear mechanism 4A has a step pinion 41 formed by connecting a first gear part 41a and a second gear part 41b having different numbers of teeth on the same axis as the pinion gear P1. The second gear portion 41b of the step pinion 41, the number of teeth Z P1b less than the number of teeth Z P1a of the first gear portion 41a (Z P1b <Z P1a) , and a diameter than the diameter of the first gear portion 41a It is formed small. In addition, a diameter here is a pitch circle diameter, a tooth tip circle diameter, a root circle diameter, etc. In the first planetary gear mechanism 4A, the first gear portion 41a meshes with the ring gear R1, and the second gear portion 41b meshes with the sun gear S1.

第二遊星歯車機構４Ｂは、上述した第一遊星歯車機構４Ａと同様の構成を有する。すなわち、第二遊星歯車機構４Ｂは、互いに同軸上に設けられたサンギヤＳ２とリングギヤＲ２とキャリアＣ２とを有する３要素２自由度の回転機構であって、キャリアＣ２がサンギヤＳ２及びリングギヤＲ２の双方に噛合するピニオンギヤＰ２を回転可能に支持する。また、第二遊星歯車機構４Ｂは、上述した第一遊星歯車機構４Ａと同様に、ピニオンギヤＰ２としてステップピニオン４２を有する。つまり、本実施形態では二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂの両方がステップドピニオン式である。   The second planetary gear mechanism 4B has the same configuration as the first planetary gear mechanism 4A described above. That is, the second planetary gear mechanism 4B is a three-element two-degree-of-freedom rotation mechanism having a sun gear S2, a ring gear R2, and a carrier C2 provided coaxially with each other, and the carrier C2 is both the sun gear S2 and the ring gear R2. The pinion gear P2 that meshes with the gear is rotatably supported. The second planetary gear mechanism 4B has a step pinion 42 as the pinion gear P2, similarly to the first planetary gear mechanism 4A described above. That is, in this embodiment, both the two planetary gear mechanisms 4A and 4B are stepped pinion types.

第二遊星歯車機構４Ｂのステップピニオン４２は、上述した第一遊星歯車機構４Ａのステップピニオン４１と同様の構成を有する。具体的には、第二遊星歯車機構４Ｂのステップピニオン４２は、第一ギヤ部４２ａと、歯数ZP2bが第一ギヤ部４２ａの歯数ZP2aよりも少なく（ZP2b＜ZP2a）、かつ、径が第一ギヤ部４２ａの径よりも小さい第二ギヤ部４２ｂとを同軸上に連設したものである。第二遊星歯車機構４Ｂにおいて、ステップピニオン４２の第一ギヤ部４２ａはリングギヤＲ２と噛合し、第二ギヤ部４２ｂはサンギヤＳ２と噛合する。 The step pinion 42 of the second planetary gear mechanism 4B has the same configuration as the step pinion 41 of the first planetary gear mechanism 4A described above. Specifically, the step pinion 42 of the second planetary gear mechanism 4B has the first gear portion 42a and the number of teeth Z P2b is smaller than the number of teeth Z P2a of the first gear portion 42a (Z P2b <Z P2a ). In addition, a second gear portion 42b having a diameter smaller than the diameter of the first gear portion 42a is continuously provided on the same axis. In the second planetary gear mechanism 4B, the first gear portion 42a of the step pinion 42 meshes with the ring gear R2, and the second gear portion 42b meshes with the sun gear S2.

本実施形態では、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂが互いに同一の構造を有する。したがって、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂにおいて、サンギヤＳ１，Ｓ２は互いに等しく形成され、リングギヤＲ１，Ｒ２も互いに等しく形成され、キャリアＣ１，Ｃ２も互いに等しく形成され、ステップピニオン４１，４２も互いに等しく形成されている。   In the present embodiment, the two planetary gear mechanisms 4A and 4B have the same structure. Therefore, in the two planetary gear mechanisms 4A and 4B, the sun gears S1 and S2 are formed to be equal to each other, the ring gears R1 and R2 are also formed to be equal to each other, the carriers C1 and C2 are also formed to be equal to each other, and the step pinions 41 and 42 are also equal to each other. Is formed.

以下、第一遊星歯車機構４Ａが有するサンギヤＳ１，リングギヤＲ１，キャリアＣ１，ピニオンギヤＰ１，ステップピニオン４１を、それぞれ第一サンギヤＳ１，第一リングギヤＲ１，第一キャリアＣ１，第一ピニオンギヤＰ１，第一ステップピニオン４１ともいう。また、第二遊星歯車機構４Ｂが有するサンギヤＳ２，リングギヤＲ２，キャリアＣ２，ピニオンギヤＰ２，ステップピニオン４２を、それぞれ第二サンギヤＳ２，第二リングギヤＲ２，第二キャリアＣ２，第二ピニオンギヤＰ２，第二ステップピニオン４２ともいう。   Hereinafter, the sun gear S1, the ring gear R1, the carrier C1, the pinion gear P1, and the step pinion 41 of the first planetary gear mechanism 4A are referred to as the first sun gear S1, the first ring gear R1, the first carrier C1, the first pinion gear P1, and the first pinion gear P1, respectively. Also called step pinion 41. Further, the sun gear S2, the ring gear R2, the carrier C2, the pinion gear P2, and the step pinion 42 of the second planetary gear mechanism 4B are replaced with the second sun gear S2, the second ring gear R2, the second carrier C2, and the second pinion gear P2, respectively. Also referred to as step pinion 42.

二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂは、互いに左右対称に配置される。また、本実施形態の各ステップピニオン４１，４２は、左右方向（遊星歯車機構４Ａ，４Ｂの軸方向）において、第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂが第一ギヤ部４１ａ，４２ａよりも車両内側（車両の左右方向における中心側）に位置する向きに配置される。つまり、第一ステップピニオン４１は、第二ギヤ部４１ｂが第一ギヤ部４１ａよりももう一方の（第二遊星歯車機構４Ｂの）ピニオンギヤＰ２に近接して配置される。同様に、第二ステップピニオン４２は、第二ギヤ部４２ｂが第一ギヤ部４２ａよりももう一方の（第一遊星歯車機構４Ａの）ピニオンギヤＰ１に近接して配置される。   The two planetary gear mechanisms 4A and 4B are arranged symmetrically with respect to each other. Further, the step pinions 41 and 42 of the present embodiment are such that the second gear portions 41b and 42b are located on the inner side of the vehicle (vehicles) than the first gear portions 41a and 42a in the left-right direction (the axial direction of the planetary gear mechanisms 4A and 4B). In the left-right direction). That is, in the first step pinion 41, the second gear portion 41b is arranged closer to the other pinion gear P2 (of the second planetary gear mechanism 4B) than the first gear portion 41a. Similarly, in the second step pinion 42, the second gear portion 42b is disposed closer to the other pinion gear P1 (of the first planetary gear mechanism 4A) than the first gear portion 42a.

歯車装置３は、第一サンギヤＳ１と第二キャリアＣ２とを結合する第一連結部４３と、第一キャリアＣ１と第二サンギヤＳ２とを結合する第二連結部４４とを有する。図２に示すように、本実施形態の第一連結部４３は、第一サンギヤＳ１から軸方向に延出した内筒部４３ａと、この内筒部４３ａの外周に沿うように第二キャリアＣ２から延出した外筒部４３ｂとが結合されることで形成されている。一方、本実施形態の第二連結部４４は、左方の出力軸７Ａで形成されている。つまり、第一キャリアＣ１及び第二サンギヤＳ２は何れも出力軸７Ａに固定されて一体回転する。   The gear device 3 includes a first connecting portion 43 that connects the first sun gear S1 and the second carrier C2, and a second connecting portion 44 that connects the first carrier C1 and the second sun gear S2. As shown in FIG. 2, the first connecting portion 43 of the present embodiment includes an inner cylindrical portion 43a extending in the axial direction from the first sun gear S1, and a second carrier C2 along the outer periphery of the inner cylindrical portion 43a. The outer cylinder part 43b extended from is combined and formed. On the other hand, the second connecting portion 44 of the present embodiment is formed by the left output shaft 7A. That is, both the first carrier C1 and the second sun gear S2 are fixed to the output shaft 7A and integrally rotate.

左方のモータ１Ａは、左方の減速ギヤ列５Ａを介して第一リングギヤＲ１に接続される。また、右方のモータ１Ｂは、右方の減速ギヤ列５Ｂを介して第二リングギヤＲ２に接続される。つまり、二つのモータ１Ａ，１ＢからのモータトルクT1，T2は、歯車装置３の減速ギヤ列５Ａ，５Ｂを経て二つのリングギヤＲ１，Ｒ２にそれぞれ入力される。言い換えると、リングギヤＲ１，Ｒ２が入力要素である。   The left motor 1A is connected to the first ring gear R1 via the left reduction gear train 5A. The right motor 1B is connected to the second ring gear R2 via the right reduction gear train 5B. That is, the motor torques T1 and T2 from the two motors 1A and 1B are input to the two ring gears R1 and R2 via the reduction gear trains 5A and 5B of the gear unit 3, respectively. In other words, the ring gears R1 and R2 are input elements.

一方、左輪２Ｌは、左方の出力軸７Ａとこれに接続された駆動軸とを介して第一キャリアＣ１に接続される。また、右輪２Ｒは、右方の出力軸７Ｂとこれに接続された駆動軸とを介して第二キャリアＣ２に接続される。つまり、左右輪２Ｌ，２Ｒへの駆動トルクTL，TRは、歯車装置３の二つのキャリアＣ１，Ｃ２からそれぞれ出力される。言い換えると、キャリアＣ１，Ｃ２が出力要素である。   On the other hand, the left wheel 2L is connected to the first carrier C1 via the left output shaft 7A and a drive shaft connected thereto. The right wheel 2R is connected to the second carrier C2 via the right output shaft 7B and a drive shaft connected thereto. That is, the drive torques TL and TR to the left and right wheels 2L and 2R are output from the two carriers C1 and C2 of the gear device 3, respectively. In other words, the carriers C1 and C2 are output elements.

［１−２．トルク差の増幅］
ここで、左右輪２Ｌ，２Ｒに伝達される駆動トルクTL，TRについて、図４〜図７に示す各速度線図を用いて説明する。図４は、左右輪２Ｌ，２Ｒのギヤ比を基準（＝1）とし、これに対する左右のモータ１Ａ，１Ｂのギヤ比を何れも固定値bとした場合の速度線図である。なお、各モータ１Ａ，１Ｂのギヤ比は、歯車装置３の構成（具体的には、各ギヤの歯数）によって定まる。本実施形態では、二つの減速ギヤ列５Ａ，５Ｂが互いに同一の構造であるとともに、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂが互いに同一の構造であることから、モータトルクT1，T2の伝達経路が互いに同一構造となる。このため、本実施形態では、上記のように二つのモータ１Ａ，１Ｂのギヤ比が同一の値bとなる。 [1-2. Amplification of torque difference]
Here, the drive torques TL and TR transmitted to the left and right wheels 2L and 2R will be described with reference to speed diagrams shown in FIGS. FIG. 4 is a velocity diagram when the gear ratio of the left and right wheels 2L and 2R is a reference (= 1) and the gear ratio of the left and right motors 1A and 1B is a fixed value b. The gear ratio of each motor 1A, 1B is determined by the configuration of the gear device 3 (specifically, the number of teeth of each gear). In the present embodiment, since the two reduction gear trains 5A and 5B have the same structure and the two planetary gear mechanisms 4A and 4B have the same structure, the transmission paths of the motor torques T1 and T2 are mutually connected. It becomes the same structure. For this reason, in this embodiment, the gear ratio of the two motors 1A and 1B has the same value b as described above.

図４の速度線図において、各モータ１Ａ，１Ｂは入力要素（トルクを入力する要素）であり、左右輪２Ｌ，２Ｒは出力要素（トルクを出力する要素）である。また、図４に示す式において、Tは車両２０の駆動にかかる総トルクであり、ΔTは左右輪２Ｌ，２Ｒに伝達される駆動トルクTL，TRの差（TR−TL）である。   In the velocity diagram of FIG. 4, the motors 1 </ b> A and 1 </ b> B are input elements (elements that input torque), and the left and right wheels 2 </ b> L and 2 </ b> R are output elements (elements that output torque). In the equation shown in FIG. 4, T is the total torque applied to drive the vehicle 20, and ΔT is the difference (TR−TL) between the drive torques TL and TR transmitted to the left and right wheels 2L and 2R.

図４に示すように、トルク差ΔTは、モータトルクT1，T2が同一の値である場合には0となる。一方、モータトルクT1，T2に差（T2−T1）が与えられると、左右輪２Ｌ，２Ｒにはこの差（T2−T1）の（2b＋1）倍のトルク差ΔTが発生する。つまり、トルク差ΔTの増幅率αは次式（１）で表される。
α＝2b＋1 ・・・（１） As shown in FIG. 4, the torque difference ΔT is 0 when the motor torques T1 and T2 have the same value. On the other hand, when a difference (T2−T1) is given to the motor torques T1 and T2, a torque difference ΔT that is (2b + 1) times the difference (T2−T1) is generated in the left and right wheels 2L and 2R. That is, the amplification factor α of the torque difference ΔT is expressed by the following equation (1).
α = 2b + 1 (1)

図５〜図７は、本実施形態に係る二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂの速度線図である。図５及び図６では、分かりやすいように、ギヤの噛み合い関係ごとに速度線図を分け、これらの速度線図を上下にずらして示している。なお、図５（ａ）では、第一遊星歯車機構４Ａについて、本来は同一の回転数となる第一ステップピニオン４１の第一ギヤ部４１ａと第二ギヤ部４１ｂとで速度線を分け、これらの速度線図上の同一要素である第一キャリアＣ１の左右方向の位置を揃え、速度線図ごとにギヤ比を示している。また、図５（ｂ）では、第二遊星歯車機構４Ｂについて、図５（ａ）と同様に示している。   5 to 7 are velocity diagrams of the two planetary gear mechanisms 4A and 4B according to the present embodiment. In FIG. 5 and FIG. 6, for easy understanding, speed diagrams are divided for each gear meshing relationship, and these speed diagrams are shifted up and down. In FIG. 5A, for the first planetary gear mechanism 4A, the speed lines are divided between the first gear portion 41a and the second gear portion 41b of the first step pinion 41 that originally have the same rotation speed, The positions of the first carrier C1, which is the same element on the velocity diagram, are aligned in the left-right direction, and the gear ratio is shown for each velocity diagram. In FIG. 5B, the second planetary gear mechanism 4B is shown in the same manner as in FIG.

第一遊星歯車機構４Ａでは、第一キャリアＣ１を固定した場合に、第一リングギヤＲ１と第一ステップピニオン４１（すなわち第一ギヤ部４１ａ及び第二ギヤ部４１ｂ）とが同一方向に回転し、第一サンギヤＳ１がこれらと逆方向に回転する。このため、図５（ａ）に示すように、第一キャリアＣ１に対して、第一リングギヤＲ１と第一ステップピニオン４１の第一ギヤ部４１ａ及び第二ギヤ部４１ｂとを同じ側〔図５（ａ）では左側〕に配置し、第一サンギヤＳ１をこれらと逆側〔図５（ａ）では右側〕に配置する。   In the first planetary gear mechanism 4A, when the first carrier C1 is fixed, the first ring gear R1 and the first step pinion 41 (that is, the first gear portion 41a and the second gear portion 41b) rotate in the same direction, The first sun gear S1 rotates in the opposite direction. Therefore, as shown in FIG. 5A, the first ring gear R1 and the first gear portion 41a and the second gear portion 41b of the first step pinion 41 are on the same side with respect to the first carrier C1 [FIG. The first sun gear S1 is disposed on the opposite side (the right side in FIG. 5A).

また、図５（ａ）の速度線図において、第一キャリアＣ１及び第一ギヤ部４１ａ間の長さと、第一キャリアＣ１及び第一リングギヤＲ１間の長さとの比は、第一ギヤ部４１ａの歯数ZP1aの逆数（1／ZP1a）と、第一リングギヤＲ１の歯数ZR1の逆数（1／ZR1）との比に等しくなる。同様に、第一キャリアＣ１及び第二ギヤ部４１ｂ間の長さと、第一キャリアＣ１及び第一サンギヤＳ１間の長さとの比は、第二ギヤ部４１ｂの歯数ZP1bの逆数（1／ZP1b）と、第一サンギヤＳ１の歯数ZS1の逆数（1／ZS1）との比に等しくなる。 5A, the ratio between the length between the first carrier C1 and the first gear portion 41a and the length between the first carrier C1 and the first ring gear R1 is the first gear portion 41a. Is equal to the ratio of the reciprocal of the number of teeth Z P1a (1 / Z P1a ) to the reciprocal of the number of teeth Z R1 of the first ring gear R1 (1 / Z R1 ). Similarly, the ratio between the length between the first carrier C1 and the second gear portion 41b and the length between the first carrier C1 and the first sun gear S1 is the reciprocal ( 1/1 / Z P1b ) is equal to the ratio of the number of teeth Z S1 of the first sun gear S1 (1 / Z S1 ).

図５（ｂ）に示すように、第二遊星歯車機構４Ｂの速度線図は、各要素の配置が図５（ａ）に示すものと左右対称になる。すなわち、図５（ｂ）に示すように、第二キャリアＣ２に対し、第二リングギヤＲ２と第二ステップピニオン４２の第一ギヤ部４２ａ及び第二ギヤ部４２ｂとを右側に配置し、第二サンギヤＳ２を左側に配置する。   As shown in FIG. 5 (b), in the velocity diagram of the second planetary gear mechanism 4B, the arrangement of each element is symmetrical with that shown in FIG. 5 (a). That is, as shown in FIG. 5 (b), the second ring gear R2 and the first gear portion 42a and the second gear portion 42b of the second step pinion 42 are arranged on the right side with respect to the second carrier C2, and the second carrier C2. The sun gear S2 is arranged on the left side.

図５（ｂ）の速度線図において、第二キャリアＣ２及び第一ギヤ部４２ａ間の長さと、第二キャリアＣ２及び第二リングギヤＲ２間の長さとの比は、第一ギヤ部４２ａの歯数ZP2aの逆数（1／ZP2a）と、第二リングギヤＲ２の歯数ZR2の逆数（1／ZR2）との比に等しくなる。同様に、第二キャリアＣ２及び第二ギヤ部４２ｂ間の長さと、第二キャリアＣ２及び第二サンギヤＳ２間の長さとの比は、第二ギヤ部４２ｂの歯数ZP2bの逆数（1／ZP2b）と、第二サンギヤＳ２の歯数ZS2の逆数（1／ZS2）との比に等しくなる。 In the velocity diagram of FIG. 5B, the ratio between the length between the second carrier C2 and the first gear portion 42a and the length between the second carrier C2 and the second ring gear R2 is the tooth of the first gear portion 42a. This is equal to the ratio of the reciprocal of the number Z P2a (1 / Z P2a ) to the reciprocal of the number of teeth Z R2 of the second ring gear R2 (1 / Z R2 ). Similarly, the ratio between the length between the second carrier C2 and the second gear portion 42b and the length between the second carrier C2 and the second sun gear S2 is the reciprocal of the number of teeth Z P2b of the second gear portion 42b (1 / Z P2b ) is equal to the ratio of the number of teeth Z S2 of the second sun gear S2 (1 / Z S2 ).

上述したように、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂは、第一連結部４３及び第二連結部４４によって互いのサンギヤＳ１，Ｓ２とキャリアＣ１，Ｃ２とが交互に結合される。このため、図５（ａ）及び（ｂ）の速度線図同士を第一連結部４３及び第二連結部４４で合体させると図６（ａ）のようになる。つまり、図６（ａ）は、第一連結部４３で結合される各要素（第一サンギヤＳ１と第二キャリアＣ２）の左右方向の位置と、第二連結部４４で結合される各要素（第一キャリアＣ１と第二サンギヤＳ２）の左右方向の位置とをそれぞれ揃えて示した速度線図である。   As described above, in the two planetary gear mechanisms 4A and 4B, the sun gears S1 and S2 and the carriers C1 and C2 are alternately coupled to each other by the first connecting portion 43 and the second connecting portion 44. For this reason, when the velocity diagrams of FIGS. 5A and 5B are combined with each other at the first connecting portion 43 and the second connecting portion 44, the result is as shown in FIG. That is, FIG. 6A shows the position in the left-right direction of each element (the first sun gear S1 and the second carrier C2) coupled by the first coupling part 43 and each element coupled by the second coupling part 44 ( FIG. 4 is a velocity diagram showing the first carrier C1 and the second sun gear S2) in the horizontal direction.

図５（ａ）及び（ｂ）の速度線図を合体させるために、第一キャリアＣ１及び第一サンギヤＳ１間の長さ（1／ZS1）が、第二キャリアＣ２及び第二サンギヤＳ２間の長さ（1／ZS2）と一致するように、前者の速度線図を補正する。具体的には、図６（ａ）に波線を付けて示すように、第一キャリアＣ１及び第一サンギヤＳ１間の長さ（1／ZS1）に対して（ZS1／ZS2）を乗じる。また、これに伴い、第一キャリアＣ１及び第二ギヤ部４１ｂ間の長さ（1／ZP1b）にも（ZS1／ZS2）を乗じる。 In order to combine the velocity diagrams of FIGS. 5A and 5B, the length (1 / Z S1 ) between the first carrier C1 and the first sun gear S1 is between the second carrier C2 and the second sun gear S2. The former velocity diagram is corrected so as to match the length of (1 / Z S2 ). Specifically, as indicated by the wavy line in FIG. 6A, the length (1 / Z S1 ) between the first carrier C1 and the first sun gear S1 is multiplied by (Z S1 / Z S2 ). . Accordingly, the length (1 / Z P1b ) between the first carrier C1 and the second gear portion 41b is also multiplied by (Z S1 / Z S2 ).

また、第一ステップピニオン４１の第一ギヤ部４１ａ及び第二ギヤ部４１ｂは一体（同一要素）であって同一の回転数となるとともに、第二ステップピニオン４２の第一ギヤ部４２ａ及び第二ギヤ部４２ｂも一体（同一要素）であって同一の回転数となる。このため、図６（ａ）の速度線図における各ステップピニオン４１，４２について、各々の第一ギヤ部４１ａ，４２ｂと各々の第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂとの左右方向の位置を揃えて示すと図６（ｂ）のようになる。   In addition, the first gear portion 41a and the second gear portion 41b of the first step pinion 41 are integrated (same elements) and have the same rotation speed, and the first gear portion 42a and the second gear portion 42 of the second step pinion 42 are the same. The gear part 42b is also integrated (same element) and has the same rotational speed. For this reason, with respect to the step pinions 41 and 42 in the velocity diagram of FIG. 6A, the positions of the first gear portions 41a and 42b and the second gear portions 41b and 42b in the left-right direction are shown aligned. As shown in FIG.

第一ステップピニオン４１の第一ギヤ部４１ａ及び第二ギヤ部４１ｂの左右方向の位置を揃えるために、第一キャリアＣ１及び第一ギヤ部４１ａ間の長さ（1／ZP1a）が、第一キャリアＣ１及び第二ギヤ部４１ｂ間の長さ（1／ZP1b）×（ZS1／ZS2）と一致するように、前者の速度線図を補正する。具体的には、図６（ｂ）に波線を付けて示すように、第一キャリアＣ１及び第一ギヤ部４１ａ間の長さ（1／ZP1a）に対して（ZP1a／ZP1b）×（ZS1／ZS2）を乗じる。また、これに伴い、第一キャリアＣ１及び第一リングギヤＲ１間の長さ（1／ZR1）にも（ZP1a／ZP1b）×（ZS1／ZS2）を乗じる。 In order to align the left and right positions of the first gear portion 41a and the second gear portion 41b of the first step pinion 41, the length (1 / Z P1a ) between the first carrier C1 and the first gear portion 41a is The former velocity diagram is corrected so as to match the length (1 / Z P1b ) × (Z S1 / Z S2 ) between the one carrier C1 and the second gear portion 41b. Specifically, as indicated by the wavy line in FIG. 6B, the length (1 / Z P1a ) between the first carrier C1 and the first gear portion 41a is (Z P1a / Z P1b ) × Multiply (Z S1 / Z S2 ). Accordingly, the length (1 / Z R1 ) between the first carrier C1 and the first ring gear R1 is also multiplied by (Z P1a / Z P1b ) × (Z S1 / Z S2 ).

同様に、第二ステップピニオン４２の第一ギヤ部４２ａ及び第二ギヤ部４２ｂの左右方向の各位置を揃えるために、第二キャリアＣ２及び第一ギヤ部４２ａ間の長さ（1／ZP2a）が、第二キャリアＣ２及び第二ギヤ部４２ｂ間の長さ（1／ZP2b）と一致するように、前者の速度線図を補正する。具体的には、図６（ｂ）に波線を付けて示すように、第二キャリアＣ２及び第一ギヤ部４２ａ間の長さ（1／ZP2a）に対して（ZP2a／ZP2b）を乗じる。また、これに伴い、第二キャリアＣ２及び第二リングギヤＲ２間の長さ（1／ZR2）にも（ZP2a／ZP2b）を乗じる。 Similarly, in order to align the left and right positions of the first gear portion 42a and the second gear portion 42b of the second step pinion 42, the length between the second carrier C2 and the first gear portion 42a (1 / Z P2a ) Is corrected to match the length (1 / Z P2b ) between the second carrier C2 and the second gear portion 42b. Specifically, as indicated by the wavy line in FIG. 6B, the length (1 / Z P2a ) between the second carrier C2 and the first gear portion 42a is set to (Z P2a / Z P2b ). Multiply. Accordingly, the length (1 / Z R2 ) between the second carrier C2 and the second ring gear R2 is also multiplied by (Z P2a / Z P2b ).

図７（ａ）は、図６（ｂ）の速度線図を一つにまとめたものである。本実施形態では、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂが互いに同一の構造を有することから、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂにおいて対応する各要素の歯数は同一（ZS1＝ZS2＝ZS，ZR1＝ZR2＝ZR，ZP1a＝ZP2a＝ZPa，ZP1b＝ZP2b＝ZPb）である。したがって、図７（ａ）に示す各ギヤ比は、図７（ｂ）に示すようにまとめられる。 FIG. 7 (a) is a compilation of the velocity diagrams of FIG. 6 (b). In the present embodiment, since the two planetary gear mechanisms 4A and 4B have the same structure, the number of teeth of the corresponding elements in the two planetary gear mechanisms 4A and 4B is the same (Z S1 = Z S2 = Z S Z R1 = Z R2 = Z R , Z P1a = Z P2a = Z Pa , Z P1b = Z P2b = Z Pb ). Accordingly, the gear ratios shown in FIG. 7A are summarized as shown in FIG. 7B.

上述したように、歯車装置３では、各リングギヤＲ１，Ｒ２が入力要素であり、各キャリアＣ１，Ｃ２が出力要素である。図７（ｂ）に示す速度線図において、二つのキャリアＣ１，Ｃ２の間の長さ（1／ZS）を基準（＝1）にして各要素間の長さの比を整理すると、図７（ｃ）のようになる。つまり、図７（ｃ）は、図７（ｂ）の速度線図上の各ギヤ比にZSを乗じたものである。図７（ｃ）に示すように、この速度線図において図４に示した固定値bは（ZS／ZR）×（ZPa／ZPb）となる。したがって、上記の式（１）の増幅率αは次式（２）で表される。
α＝2×（ZS／ZR）×（ZPa／ZPb）＋1 ・・・（２） As described above, in the gear device 3, the ring gears R1 and R2 are input elements, and the carriers C1 and C2 are output elements. In the velocity diagram shown in FIG. 7B, the length ratio between the elements is arranged based on the length (1 / Z S ) between the two carriers C1 and C2 as a reference (= 1). 7 (c). That is, FIG. 7 (c) is obtained by multiplying each gear ratio on the velocity diagram of FIG. 7 (b) by Z S. As shown in FIG. 7C, the fixed value b shown in FIG. 4 in this velocity diagram is (Z S / Z R ) × (Z Pa / Z Pb ). Therefore, the amplification factor α in the above equation (1) is expressed by the following equation (2).
α = 2 × (Z S / Z R ) × (Z Pa / Z Pb ) +1 (2)

つまり、リングギヤＲ１，Ｒ２の歯数ZRに対するサンギヤＳ１，Ｓ２の歯数ZSの比（ZS／ZR）が大きいほど、増幅率αは高くなる。また、ステップピニオン４１，４２の第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂの歯数ZPbに対する第一ギヤ部４１ａ，４２ａの歯数ZPaの比（ZPa／ZPb）が大きいほど、増幅率αは高くなる。本実施形態では、上述したように各ステップピニオン４１，４２において第一ギヤ部４１ａ，４２ａの歯数ZPaと第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂの歯数ZPbとがZPa＞ZPbという関係を満たすため、後者の比（ZPa／ZPb）は1よりも大きくなる。 That is, the larger the ratio (Z S / Z R ) of the number of teeth Z S of the sun gears S1, S2 to the number of teeth Z R of the ring gears R1, R2, the higher the amplification factor α. Further, the larger the ratio (Z Pa / Z Pb ) of the number of teeth Z Pa of the first gear portions 41a, 42a to the number of teeth Z Pb of the second gear portions 41b, 42b of the step pinions 41, 42 is, the larger the amplification factor α is. Get higher. In the present embodiment, as described above, in each step pinion 41, 42, the number of teeth Z Pa of the first gear portions 41a, 42a and the number of teeth Z Pb of the second gear portions 41b, 42b are such that Z Pa > Z Pb. In order to satisfy, the latter ratio (Z Pa / Z Pb ) is larger than 1.

また、前者の比（ZS／ZR）は、例えば、ピニオンギヤＰ１，Ｐ２のスペース確保とサンギヤＳ１，Ｓ２の強度確保との観点から、1／2程度に設定される。同一モジュールのギヤでは、ピッチ円直径が歯数に比例するため、サンギヤＳ１，Ｓ２の歯数ZSが多いほどサンギヤＳ１，Ｓ２のピッチ円直径が大きくなり、ピニオンギヤＰ１，Ｐ２を配置するためのスペースを確保しにくくなる。一方、サンギヤＳ１，Ｓ２の歯数ZSが少ないほど歯元にかかる応力が大きくなり、サンギヤＳ１，Ｓ２の強度を確保しにくくなる。これらを考慮し、前者の比（ZS／ZR）を1／2程度に設定すれば、各ピニオンギヤＰ１，Ｐ２のためのスペースが確保され、サンギヤＳ１，Ｓ２の強度も確保される。 Further, the ratio (Z S / Z R ) of the former is set to about 1/2 from the viewpoint of securing the space for the pinion gears P1 and P2 and securing the strength of the sun gears S1 and S2, for example. In the gear of the same module, since the pitch circle diameter is proportional to the number of teeth, the larger the number of teeth Z S of the sun gears S1 and S2, the larger the pitch circle diameter of the sun gears S1 and S2, and the pinion gears P1 and P2 are arranged. It becomes difficult to secure space. On the other hand, the smaller the number of teeth Z S of the sun gears S1, S2, the greater the stress applied to the tooth base, making it difficult to ensure the strength of the sun gears S1, S2. Considering these, if the former ratio (Z S / Z R ) is set to about 1/2, a space for each pinion gear P1, P2 is secured, and the strength of the sun gears S1, S2 is also secured.

本実施形態では、ZS／ZR＝1／2とする。この場合、上記の式（２）は次式（３）のように書き換えられる。
α＝ZPa／ZPb＋1 ・・・（３）
また、比（ZPa／ZPb）は1よりも大きくなるため、（ZPa／ZPb）＞1という不等式を式（３）に代入すると、α＞2が得られる。 In the present embodiment, Z S / Z R = 1/2. In this case, the above equation (2) can be rewritten as the following equation (3).
α = Z Pa / Z Pb +1 (3)
Further, since the ratio (Z Pa / Z Pb ) is larger than 1, substituting the inequality (Z Pa / Z Pb )> 1 into Equation (3) yields α> 2.

つまり、本実施形態に係る二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂは、二つのリングギヤＲ１，Ｒ２に入力されるトルクの差を2倍よりも大きく増幅することが可能である。また、式（３）で示されるように、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂから得られる増幅率αは、比（ZPa／ZPb）が大きいほど大きくなる。具体的には、ステップピニオン４１，４２の第一ギヤ部４１ａ，４２ａの歯数ZPaが第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂの歯数ZPbに対して多いほど、増幅率αは大きくなる。 That is, the two planetary gear mechanisms 4A and 4B according to the present embodiment can amplify the difference in torque input to the two ring gears R1 and R2 more than twice. Further, as shown in Expression (3), the amplification factor α obtained from the two planetary gear mechanisms 4A and 4B increases as the ratio (Z Pa / Z Pb ) increases. Specifically, the amplification factor α increases as the number of teeth Z Pa of the first gear portions 41a and 42a of the step pinions 41 and 42 increases with respect to the number of teeth Z Pb of the second gear portions 41b and 42b.

［１−３．効果］
（１）上述した駆動装置１０によれば、二つの遊星歯車機構４Ａ，４ＢがピニオンギヤＰ１，Ｐ２としてステップピニオン４１，４２を有するため、左右輪２Ｌ，２Ｒ間のトルク差ΔTをより増幅することができる。具体的には、上述したように、リングギヤＲ１，Ｒ２の歯数ZRに対するサンギヤＳ１，Ｓ２の歯数ZSの比（ZS／ZR）を1／2にした場合に、トルク差ΔTの増幅率αを2よりも大きくすることができる。 [1-3. effect]
(1) According to the drive device 10 described above, since the two planetary gear mechanisms 4A and 4B have the step pinions 41 and 42 as the pinion gears P1 and P2, the torque difference ΔT between the left and right wheels 2L and 2R can be further amplified. Can do. Specifically, as described above, when the ratio (Z S / Z R ) of the number of teeth Z S of the sun gears S1, S2 to the number of teeth Z R of the ring gears R1, R2 is 1/2, the torque difference ΔT Can be made larger than 2.

これに対し、例えば図１２（ａ）に示すように、ピニオンギヤＰ１，Ｐ２として上記のステップピニオン４１，４２を有さない遊星歯車機構４０Ａ，４０Ｂでは、増幅率αを２よりも大きくすることが難しい。なお、この遊星歯車機構４０Ａ，４０Ｂは、ピニオンギヤＰ１，Ｐ２がステップピニオンではない（すなわちシングルピニオンである）点を除いて、上述した遊星歯車機構４Ａ、４Ｂと同様の構成を有する。図１２（ｂ）に示すように、この比較例に係る遊星歯車機構４０Ａ，４０Ｂの速度線図では、図４に示した固定値bがZS／ZRとなる。このため、式（１）の増幅率αは次式（４）で表される。
α＝2×（ZS／ZR）＋1 ・・・（４） On the other hand, for example, as shown in FIG. 12A, in the planetary gear mechanisms 40A and 40B that do not have the step pinions 41 and 42 as the pinion gears P1 and P2, the amplification factor α may be larger than 2. difficult. The planetary gear mechanisms 40A and 40B have the same configuration as that of the planetary gear mechanisms 4A and 4B described above except that the pinion gears P1 and P2 are not step pinions (that is, single pinions). As shown in FIG. 12B, in the velocity diagram of the planetary gear mechanisms 40A and 40B according to this comparative example, the fixed value b shown in FIG. 4 is Z S / Z R. Therefore, the amplification factor α in the equation (1) is expressed by the following equation (4).
α = 2 × (Z S / Z R ) +1 (4)

仮に、この比較例に係る遊星歯車機構４０Ａ，４０ＢでもリングギヤＲ１，Ｒ２の歯数ZRに対するサンギヤＳ１，Ｓ２の歯数ZSの比（ZS／ZR）を1／2程度に設定した場合、増幅率αは式（４）からα＝2となる。すなわち、この比較例に係る二つの遊星歯車機構４０Ａ，４０Ｂでは、比（ZS／ZR）を本実施形態のものと同様に設定したとしても、二つのリングギヤＲ１，Ｒ２に入力されるトルクの差を2倍にしか増幅することができない。 Even in the planetary gear mechanisms 40A and 40B according to this comparative example, the ratio (Z S / Z R ) of the number of teeth Z S of the sun gears S1 and S2 to the number of teeth Z R of the ring gears R1 and R2 is set to about 1/2. In this case, the amplification factor α is α = 2 from the equation (4). That is, in the two planetary gear mechanisms 40A and 40B according to this comparative example, even if the ratio (Z S / Z R ) is set in the same manner as in the present embodiment, the torque input to the two ring gears R1 and R2 The difference can be amplified only twice.

また、この遊星歯車機構４０Ａ，４０Ｂにおいて増幅率αを3以上にするためには、上記の比（ZS／ZR）を1以上にする（すなわち、サンギヤＳ１，Ｓ２の歯数ZSをリングギヤＲ１，Ｒ２の歯数ZR以上〔ZS≧ZR〕にする）必要がある。このため、この比較例に係る遊星歯車機構４０Ａ，４０Ｂで増幅率αを3以上にすることは、実現不可能である。 In order to increase the amplification factor α to 3 or more in the planetary gear mechanisms 40A and 40B, the ratio (Z S / Z R ) is set to 1 or more (that is, the number of teeth Z S of the sun gears S1 and S2 is set to 1). The number of teeth of the ring gears R1 and R2 must be equal to or greater than Z R (Z S ≧ Z R ). For this reason, it is impossible to achieve an amplification factor α of 3 or more with the planetary gear mechanisms 40A and 40B according to this comparative example.

一方、本実施形態の遊星歯車機構４Ａ，４Ｂでは、ステップピニオン４１，４２の第一ギヤ部４１ａ，４２ａの歯数ZPaを第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂの歯数ZPbの2倍以上（ZPa≧2×ZPb）に設定すれば、増幅率αを3以上にすることができる。このように、上述した駆動装置１０によれば、ステップピニオン４１，４２を有さないものと比べて増幅率αをより高めることができる。 On the other hand, in the planetary gear mechanisms 4A and 4B of the present embodiment, the number of teeth Z Pa of the first gear portions 41a and 42a of the step pinions 41 and 42 is more than twice the number of teeth Z Pb of the second gear portions 41b and 42b ( If Z Pa ≧ 2 × Z Pb ), the amplification factor α can be 3 or more. As described above, according to the drive device 10 described above, the amplification factor α can be further increased as compared with the case where the step pinions 41 and 42 are not provided.

また、駆動装置１０では、第一サンギヤＳ１と第二キャリアＣ２とが第一連結部４３により結合されるとともに、第一キャリアＣ１と第二サンギヤＳ２とが第二連結部４４により結合される。このように二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂの互いのサンギヤＳ１，Ｓ２及びキャリアＣ１，Ｃ２を交互に結合することにより、取り回しを簡素にすることができる。   In the driving device 10, the first sun gear S <b> 1 and the second carrier C <b> 2 are coupled by the first connecting portion 43, and the first carrier C <b> 1 and the second sun gear S <b> 2 are coupled by the second connecting portion 44. As described above, the sun gears S1 and S2 and the carriers C1 and C2 of the two planetary gear mechanisms 4A and 4B are alternately coupled to each other, whereby the handling can be simplified.

（２）各々の遊星歯車機構４Ａ，４ＢがピニオンギヤＰ１，Ｐ２としてステップピニオン４１，４２を有するため、上述したように増幅率αを高められることに加えて、左右輪２Ｌ，２Ｒに与えるトルク差ΔTを無くすためのモータ１Ａ，１Ｂの制御をしやすくすることができる。言い換えると、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂから分配する駆動トルクTL，TRのバランスをとりやすくすることができる。したがって、例えば車両２０が直進する場合に、簡素な制御ロジックで左右輪２Ｌ，２Ｒのトルク差ΔTを0に近づけやすくすることができる。   (2) Since each planetary gear mechanism 4A, 4B has the step pinions 41, 42 as the pinion gears P1, P2, in addition to being able to increase the amplification factor α as described above, the torque difference applied to the left and right wheels 2L, 2R It is possible to easily control the motors 1A and 1B for eliminating ΔT. In other words, it is possible to easily balance the drive torques TL and TR distributed from the two planetary gear mechanisms 4A and 4B. Therefore, for example, when the vehicle 20 goes straight, the torque difference ΔT between the left and right wheels 2L, 2R can be made close to 0 with simple control logic.

（３）二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂが互いに同一の構造を有するため、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂの部品を共通化することができる。したがって、部品点数の削減に寄与することができる。また、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂから分配する駆動トルクTL，TRを等しくしやすくすることができる。このため、より簡素な制御ロジックで左右輪２Ｌ，２Ｒのトルク差ΔTを0に近づけることができる。   (3) Since the two planetary gear mechanisms 4A and 4B have the same structure, the parts of the two planetary gear mechanisms 4A and 4B can be shared. Therefore, it can contribute to the reduction of the number of parts. Further, the drive torques TL and TR distributed from the two planetary gear mechanisms 4A and 4B can be easily equalized. For this reason, the torque difference ΔT between the left and right wheels 2L, 2R can be brought close to 0 with simpler control logic.

（４）二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂが左右対称に配置されるため、車両２０の重量バランスを適正化しやすくすることができる。また、左右輪２Ｌ，２Ｒのトルク差ΔTは、車両２０の走行状態（例えば、直進状態や旋回状態）に応じて0に制御されたり、0よりも大きな値に制御されたりする。このため、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂの出力側の接続先を左右輪２Ｌ，２Ｒとすることで、上記のようなトルク差ΔTの制御をより簡素な制御ロジックで実現することができるとともに、車両２０の走行性能を高めることができる。   (4) Since the two planetary gear mechanisms 4A and 4B are arranged symmetrically, the weight balance of the vehicle 20 can be easily optimized. Further, the torque difference ΔT between the left and right wheels 2L and 2R is controlled to 0 or controlled to a value larger than 0 according to the traveling state of the vehicle 20 (for example, a straight traveling state or a turning state). Therefore, by controlling the output side of the two planetary gear mechanisms 4A and 4B to the left and right wheels 2L and 2R, the torque difference ΔT can be controlled with a simpler control logic. The traveling performance of the vehicle 20 can be improved.

（５）第一ステップピニオン４１は、第一ギヤ部４１ａよりも小さい径を有する第二ギヤ部４１ｂが第二ピニオンギヤＰ２に近接して配置される。同様に、第二ステップピニオン４２は、第一ギヤ部４２ａよりも小さい径を有する第二ギヤ部４２ｂが第一ピニオンギヤＰ１に近接して配置される。このように、ステップピニオン４１，４２において径が小さい第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂを車両内側（車両の左右方向の中心側）に配置することで、ステップピニオン４１，４２と他の部品との干渉を回避しやすくすることができる。この結果、遊星歯車機構４Ａ，４Ｂの組み付けをしやすくすることができる。   (5) In the first step pinion 41, a second gear part 41b having a diameter smaller than that of the first gear part 41a is disposed close to the second pinion gear P2. Similarly, in the second step pinion 42, a second gear portion 42b having a diameter smaller than that of the first gear portion 42a is disposed in the vicinity of the first pinion gear P1. In this way, by arranging the second gear portions 41b and 42b having a small diameter in the step pinions 41 and 42 on the vehicle inner side (the center side in the left-right direction of the vehicle), the interference between the step pinions 41 and 42 and other components. Can be easily avoided. As a result, the planetary gear mechanisms 4A and 4B can be easily assembled.

（６）二つのモータ１Ａ，１Ｂが互いに同一規格であるため、コスト削減に寄与することができる。また、左右輪２Ｌ，２Ｒのトルク制御をよりシンプルに、かつ、バランスよく行うことができる。   (6) Since the two motors 1A and 1B have the same standard, it can contribute to cost reduction. Further, the torque control of the left and right wheels 2L and 2R can be performed more simply and in a balanced manner.

［２．第二実施形態］
［２−１．装置構成］
次に、第二実施形態に係る駆動装置１０′について、図８及び図９を用いて説明する。本実施形態に係る駆動装置１０′は、歯車装置３′の出力側の接続先と、歯車装置３′の構成及び配置とを除いて、上述した第一実施形態のものと同様である。以下の説明では、第一実施形態で説明した要素と同一又は対応する要素には同一の符号を付し、重複する説明を省略する。 [2. Second embodiment]
[2-1. Device configuration]
Next, the drive device 10 ′ according to the second embodiment will be described with reference to FIGS. The drive device 10 ′ according to the present embodiment is the same as that of the first embodiment described above except for the output side connection destination of the gear device 3 ′ and the configuration and arrangement of the gear device 3 ′. In the following description, the same or corresponding elements as those described in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and redundant description is omitted.

図８に示すように、本実施形態に係る駆動装置１０′が適用された車両２０′では、各モータ１Ａ，１Ｂの動力が左右の前輪２Ａ及び左右の後輪２Ｂ（二つの被駆動部，以下「前後輪２Ａ，２Ｂ」ともいう）のそれぞれに伝達される。すなわち、本実施形態では、第一実施形態の左右輪２Ｌ，２Ｒに代えて、前後輪２Ａ，２Ｂにトルクを分配する装置として、駆動装置１０′が適用されている。本実施形態に係る駆動装置１０′は、二つのモータ１Ａ，１Ｂと、前後輪２Ａ，２Ｂと、モータ１Ａ，１Ｂから前後輪２Ａ，２Ｂへの動力伝達経路上に介装された歯車装置３′とを備えている。   As shown in FIG. 8, in the vehicle 20 ′ to which the drive device 10 ′ according to the present embodiment is applied, the power of the motors 1A and 1B is such that the left and right front wheels 2A and the left and right rear wheels 2B (two driven parts, (Hereinafter also referred to as “front and rear wheels 2A, 2B”). That is, in the present embodiment, the drive device 10 ′ is applied as a device that distributes torque to the front and rear wheels 2A and 2B instead of the left and right wheels 2L and 2R of the first embodiment. The drive device 10 'according to this embodiment includes two motors 1A and 1B, front and rear wheels 2A and 2B, and a gear device 3 interposed on a power transmission path from the motors 1A and 1B to the front and rear wheels 2A and 2B. ′.

本実施形態の歯車装置３′は、二つのモータ１Ａ，１Ｂから出力されるモータトルクT1，T2を前後輪２Ａ，２Ｂに分配する差動装置として機能する。歯車装置３′は、モータトルクT1，T2の差を所定の増幅率αだけ増幅して前後輪２Ａ，２Ｂに伝達する。つまり、歯車装置３′は、前輪２Ａに伝達する駆動トルクTAと、後輪２Ｂに伝達する駆動トルクTBとの間に、モータトルクT1，T2の差よりも大きな差を発生させる。なお、歯車装置３′から前方へ伝達される駆動トルクTAは、フロントデフ２１により左右の前輪２Ａに分配され、歯車装置３′から後方へ伝達される駆動トルクTBは、リヤデフ２２により左右の後輪２Ｂに分配される。   The gear device 3 'of this embodiment functions as a differential device that distributes motor torques T1 and T2 output from the two motors 1A and 1B to the front and rear wheels 2A and 2B. The gear device 3 ′ amplifies the difference between the motor torques T1 and T2 by a predetermined amplification factor α and transmits the amplified difference to the front and rear wheels 2A and 2B. That is, the gear device 3 ′ generates a difference larger than the difference between the motor torques T1 and T2 between the drive torque TA transmitted to the front wheel 2A and the drive torque TB transmitted to the rear wheel 2B. The driving torque TA transmitted forward from the gear unit 3 ′ is distributed to the left and right front wheels 2 A by the front differential 21, and the driving torque TB transmitted rearward from the gear unit 3 ′ is rearward from the left and right by the rear differential 22. Distributed to wheel 2B.

図９に示すように、本実施形態の歯車装置３′は、減速ギヤ列５Ａ，５Ｂを備えない点と、第一遊星歯車機構４Ａ′がピニオンギヤＰ１としてステップピニオンを備えない点とを除いて、第一実施形態の歯車装置３と同様の構成を有する。すなわち、本実施形態では、二つのリングギヤＲ１，Ｒ２がモータ１Ａ，１Ｂの出力軸にそれぞれ直接的に接続されるとともに、第一遊星歯車機構４Ａ′がピニオンギヤＰ１としてステップ状ではないシングルピニオンギヤを有する。なお、本実施形態の第二遊星歯車機構４Ｂは、第一実施形態のものと同様である（すなわち、ピニオンギヤＰ２としてステップピニオン４２を有する）。   As shown in FIG. 9, the gear device 3 ′ of the present embodiment is not provided with reduction gear trains 5 </ b> A and 5 </ b> B, and except that the first planetary gear mechanism 4 </ b> A ′ is not provided with a step pinion as the pinion gear P <b> 1. The configuration is the same as that of the gear device 3 of the first embodiment. That is, in the present embodiment, the two ring gears R1 and R2 are directly connected to the output shafts of the motors 1A and 1B, respectively, and the first planetary gear mechanism 4A ′ has a single pinion gear that is not stepped as the pinion gear P1. . Note that the second planetary gear mechanism 4B of the present embodiment is the same as that of the first embodiment (ie, having a step pinion 42 as the pinion gear P2).

本実施形態の二つの遊星歯車機構４Ａ′，４Ｂは、車両２０の左右方向の中央部において、互いに前後方向に並んで配置されるとともに、互いに同軸上に設けられている。また、出力軸７Ａ，７Ｂは前後方向に延設され、互いに前後方向に並んで配置される。   The two planetary gear mechanisms 4A ′ and 4B of the present embodiment are arranged side by side in the front-rear direction at the center of the vehicle 20 in the left-right direction and are coaxially provided. The output shafts 7A and 7B extend in the front-rear direction and are arranged side by side in the front-rear direction.

本実施形態の二つのモータ１Ａ，１Ｂは、歯車装置３′の前方と後方とにそれぞれ位置する。また、二つのモータ１Ａ，１Ｂは、二つの遊星歯車機構４Ａ′，４Ｂと同軸上に配置される。前方のモータ１Ａは、第一遊星歯車機構４Ａ′のリングギヤＲ１に接続される。また、後方のモータ１Ｂは、第二遊星歯車機構４ＢのリングギヤＲ２に接続される。つまり、二つのモータ１Ａ，１ＢからのモータトルクT1，T2は、歯車装置３′の二つのリングギヤＲ１，Ｒ２にそれぞれ直接的に入力される。   The two motors 1A and 1B of the present embodiment are respectively positioned in front and rear of the gear device 3 ′. The two motors 1A and 1B are arranged coaxially with the two planetary gear mechanisms 4A ′ and 4B. The front motor 1A is connected to the ring gear R1 of the first planetary gear mechanism 4A ′. The rear motor 1B is connected to the ring gear R2 of the second planetary gear mechanism 4B. That is, the motor torques T1 and T2 from the two motors 1A and 1B are directly input to the two ring gears R1 and R2 of the gear device 3 ', respectively.

一方、左右の前輪２Ａは、前方の出力軸７Ａ及びフロントデフ２１等を介して第一遊星歯車機構４Ａ′のキャリアＣ１に接続される。また、左右の後輪２Ｂは、後方の出力軸７Ｂ及びリヤデフ２２等を介して第二遊星歯車機構４ＢのキャリアＣ２に接続される。つまり、前後輪２Ａ，２Ｂへの駆動トルクTA，TBは、歯車装置３′の二つのキャリアＣ１，Ｃ２からそれぞれ出力される。   On the other hand, the left and right front wheels 2A are connected to the carrier C1 of the first planetary gear mechanism 4A ′ via the front output shaft 7A, the front differential 21 and the like. The left and right rear wheels 2B are connected to the carrier C2 of the second planetary gear mechanism 4B via the rear output shaft 7B, the rear differential 22 and the like. That is, the drive torques TA and TB to the front and rear wheels 2A and 2B are respectively output from the two carriers C1 and C2 of the gear device 3 ′.

［２−２．作用，効果］
（１）本実施形態に係る駆動装置１０′では、二つの遊星歯車機構４Ａ′，４Ｂのうちの一方（第二遊星歯車機構４Ｂ）のみがピニオンギヤＰ２としてステップピニオン４２を有する。このように、二つの遊星歯車機構４Ａ′，４Ｂのうちの少なくとも一方にステップピニオン４２を設けることで、例えば上述した比較例に係る遊星歯車機構４０Ａ，４０Ｂを適用する場合と比べて、出力する駆動トルクTA，TBの差をより増幅することができる。 [2-2. Action, effect]
(1) In the drive device 10 ′ according to the present embodiment, only one of the two planetary gear mechanisms 4A ′ and 4B (second planetary gear mechanism 4B) has the step pinion 42 as the pinion gear P2. As described above, by providing the step pinion 42 in at least one of the two planetary gear mechanisms 4A ′ and 4B, for example, output is performed as compared with the case where the planetary gear mechanisms 40A and 40B according to the comparative example described above are applied. The difference between the drive torques TA and TB can be further amplified.

（２）二つの遊星歯車機構４Ａ′，４Ｂのうちの一方のみがステップピニオン４２を有するため、モータトルクT1，T2に差が与えられる場合だけでなく、モータトルクT1，T2が同一の値である場合にも、前後輪２Ａ，２Ｂに伝達する駆動トルクTA，TBに差を生じさせることができる。このため、二つのモータ１Ａ，１Ｂの駆動制御や使用状態をバランスさせつつ、車両２０の走行性能を高めることができる。   (2) Since only one of the two planetary gear mechanisms 4A 'and 4B has the step pinion 42, the motor torques T1 and T2 have the same value as well as the case where a difference is given to the motor torques T1 and T2. Even in some cases, a difference can be generated in the drive torques TA and TB transmitted to the front and rear wheels 2A and 2B. For this reason, the running performance of the vehicle 20 can be enhanced while balancing the drive control and use state of the two motors 1A and 1B.

（３）二つのモータ１Ａ，１Ｂが二つの遊星歯車機構４Ａ′，４Ｂと同軸上に配置されるため、遊星歯車機構４Ａ′，４Ｂの径方向において省スペース化を図ることができる。つまり、本実施形態では、遊星歯車機構４Ａ′，４Ｂが前後方向に延びる軸に沿って配置されているため、前後方向と直交する方向（例えば左右方向）において省スペース化を図ることができる。   (3) Since the two motors 1A and 1B are arranged coaxially with the two planetary gear mechanisms 4A 'and 4B, space saving can be achieved in the radial direction of the planetary gear mechanisms 4A' and 4B. That is, in the present embodiment, since the planetary gear mechanisms 4A ′ and 4B are arranged along the axis extending in the front-rear direction, space saving can be achieved in a direction orthogonal to the front-rear direction (for example, the left-right direction).

［３．変形例］
上述した実施形態に関わらず、それらの趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。上述した実施形態の各構成は、必要に応じて取捨選択することができ、あるいは適宜組み合わせてもよい。 [3. Modified example]
Regardless of the embodiment described above, various modifications can be made without departing from the spirit of the invention. Each structure of embodiment mentioned above can be selected as needed, or may be combined suitably.

例えば、第一実施形態ではモータ１Ａ，１Ｂと遊星歯車機構４Ａ，４Ｂとが前後にずれて配置されている場合を例示したが、図１０に示すように、各モータ１Ａ，１Ｂを左右に並んだ遊星歯車機構４Ａ，４Ｂと同軸上に配置してもよい。各モータ１Ａ，１Ｂと各遊星歯車機構４Ａ，４Ｂとがこのように配置される場合、歯車装置３は、上述した減速ギヤ列５Ａ，５Ｂに代えて、遊星歯車機構４Ａ，４Ｂとモータ１Ａ，１Ｂとの間に配置された減速機構８Ａ，８Ｂを有してもよい。つまり、左方の遊星歯車機構４Ａと左方のモータ１Ａとの間に一方の減速機構８Ａが配置され、右方の遊星歯車機構４Ｂと右方のモータ１Ｂとの間に他方の減速機構８Ｂが配置されてもよい。なお、減速機構８Ａ，８Ｂは、例えば互いに同一の構成を有する。   For example, in the first embodiment, the case where the motors 1A and 1B and the planetary gear mechanisms 4A and 4B are arranged to be displaced forward and backward is illustrated, but as shown in FIG. 10, the motors 1A and 1B are arranged side by side. The planetary gear mechanisms 4A and 4B may be arranged coaxially. When the motors 1A, 1B and the planetary gear mechanisms 4A, 4B are arranged in this way, the gear device 3 is replaced with the planetary gear mechanisms 4A, 4B and the motors 1A, 1B, instead of the reduction gear trains 5A, 5B. You may have the deceleration mechanism 8A, 8B arrange | positioned between 1B. That is, one speed reduction mechanism 8A is disposed between the left planetary gear mechanism 4A and the left motor 1A, and the other speed reduction mechanism 8B is disposed between the right planetary gear mechanism 4B and the right motor 1B. May be arranged. The speed reduction mechanisms 8A and 8B have the same configuration, for example.

各減速機構８Ａ，８Ｂは、カウンタギヤ８１と内歯車８２とで構成される。カウンタギヤ８１は、大径部８１ａが隣接するモータ１Ａ，１Ｂの出力軸に設けられたギヤと噛合し、小径部８１ｂが内歯車８２と噛合するように設けられる。カウンタギヤ８１は、例えば歯車装置３のケース３１に固定された軸部材８３により回転可能に支持される。一方、内歯車８２は、隣接するリングギヤＲ１，Ｒ２に接続される。すなわち、左方の減速機構８Ａの内歯車８２は第一リングギヤＲ１に接続され、右方の減速機構８Ｂの内歯車８２は第二リングギヤＲ２に接続される。   Each of the speed reduction mechanisms 8A and 8B includes a counter gear 81 and an internal gear 82. The counter gear 81 is provided such that the large diameter portion 81a meshes with a gear provided on the output shaft of the adjacent motor 1A, 1B, and the small diameter portion 81b meshes with the internal gear 82. For example, the counter gear 81 is rotatably supported by a shaft member 83 fixed to the case 31 of the gear device 3. On the other hand, the internal gear 82 is connected to the adjacent ring gears R1, R2. That is, the internal gear 82 of the left reduction mechanism 8A is connected to the first ring gear R1, and the internal gear 82 of the right reduction mechanism 8B is connected to the second ring gear R2.

このように、モータ１Ａ，１Ｂを遊星歯車機構４Ａ，４Ｂと同軸上に配置するとともに、減速機構８Ａ，８Ｂをモータ１Ａ，１Ｂと遊星歯車機構４Ａ，４Ｂとの間に配置すれば、遊星歯車機構４Ａ，４Ｂの径方向において更に省スペース化を図ることができる。また、減速機構８Ａ，８Ｂにより、モータ１Ａ，１Ｂの回転速度を減速させることができるため、減速比を高めることができる。   Thus, if the motors 1A and 1B are arranged coaxially with the planetary gear mechanisms 4A and 4B, and the speed reduction mechanisms 8A and 8B are arranged between the motors 1A and 1B and the planetary gear mechanisms 4A and 4B, the planetary gears are obtained. Space can be further saved in the radial direction of the mechanisms 4A and 4B. Further, since the rotation speeds of the motors 1A and 1B can be reduced by the reduction mechanisms 8A and 8B, the reduction ratio can be increased.

上述した第一実施形態の各ステップピニオン４１，４２は、第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂが第一ギヤ部４１ａ，４２ａよりも車両内側に位置するように配置されているが、各ステップピニオン４１，４２の向きはこれに限られない。例えば図１１（ａ）に示すように、各ステップピニオン４１，４２が、上述した第一実施形態のものと逆向き（左右を反転させた向き）に配置されてもよい。すなわち、各ステップピニオン４１，４２は、第一ギヤ部４１ａ，４２ａが第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂよりも車両内側に位置するように配置されてもよい。あるいは、図１１（ｂ）に示すように、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂのステップピニオン４１，４２が互いに同じ向きに配置されてもよい。なお、図１１（ｂ）には、各ステップピニオン４１，４２を第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂが第一ギヤ部４１ａ，４２ａよりも左側に位置するように配置した場合を例示する。   The step pinions 41 and 42 of the first embodiment described above are arranged so that the second gear portions 41b and 42b are located on the vehicle inner side than the first gear portions 41a and 42a. The direction of 42 is not limited to this. For example, as shown to Fig.11 (a), each step pinion 41 and 42 may be arrange | positioned in the reverse direction (direction which reversed right and left) with the thing of 1st Embodiment mentioned above. That is, the step pinions 41 and 42 may be arranged such that the first gear portions 41a and 42a are located on the vehicle inner side than the second gear portions 41b and 42b. Alternatively, as shown in FIG. 11B, the step pinions 41 and 42 of the two planetary gear mechanisms 4A and 4B may be arranged in the same direction. FIG. 11B illustrates a case where the step pinions 41 and 42 are arranged such that the second gear portions 41b and 42b are located on the left side of the first gear portions 41a and 42a.

また、上述した第一実施形態では、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂが互いに同一の構造を有する場合について説明したが、二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂが互いに異なる構造を有していてもよい。例えば、二つの遊星歯車機構４Ａ，４ＢのサンギヤＳ１，Ｓ２の歯数ZS1，ZS2が互いに異なっていてもよいし、リングギヤＲ１，Ｒ２の歯数ZR1，ZR2が互いに異なっていてもよいし、ステップピニオン４１，４２が互いに異なる構造であってもよい。 In the first embodiment described above, the case where the two planetary gear mechanisms 4A and 4B have the same structure has been described, but the two planetary gear mechanisms 4A and 4B may have different structures. . For example, the number of teeth Z S1 and Z S2 of the sun gears S1 and S2 of the two planetary gear mechanisms 4A and 4B may be different from each other, or the number of teeth Z R1 and Z R2 of the ring gears R1 and R2 may be different from each other. Alternatively, the step pinions 41 and 42 may have different structures.

上述した各実施形態では、各ステップピニオン４１，４２の第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂが第一ギヤ部４１ａ，４２ａよりも小さい径を有する場合を例示したが、第一ギヤ部４１ａ，４２ａの径と第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂの径との大小関係は特に限定されない。各ステップピニオン４１，４２は、少なくとも第二ギヤ部４１ｂ，４２ｂの歯数ZP1b，ZP2b（あるいはZPb）が、第一ギヤ部４１ａ，４２ａの歯数ZP1a，ZP2a（あるいはZPa）よりも少なければよい。 In each embodiment mentioned above, although the case where the 2nd gear parts 41b and 42b of each step pinion 41 and 42 have a diameter smaller than the 1st gear parts 41a and 42a was illustrated, the diameter of the 1st gear parts 41a and 42a. There is no particular limitation on the magnitude relationship between the diameters of the second gear portions 41b and 42b. Each step pinions 41 and 42, at least a second gear portion 41b, 42b teeth Z P1b of, Z P2b (or Z Pb) is, first gear portion 41a, 42a teeth Z P1a of, Z P2a (or Z Pa Less than).

また、上述した第二実施形態では、歯車装置３′の第一遊星歯車機構４Ａ′がステップピニオンを有さない場合について説明したが、これに代えて、ステップピニオン４１を有する第一遊星歯車機構４Ａとステップピニオンを有さない第二遊星歯車機構とから歯車装置が構成されていてもよい。あるいは、第二実施形態において、ステップピニオン４１，４２をそれぞれ有する二つの遊星歯車機構４Ａ，４Ｂで歯車装置が構成されてもよい。なお、前後輪２Ａ，２Ｂに接続される二つの遊星歯車機構の両方がステップピニオンを有する場合であっても、例えば二つの遊星歯車機構の構造を互いに異ならせることで、モータトルクT1，T2が同一の値である場合にも前後輪２Ａ，２Ｂに伝達される駆動トルクTA，TBに差を生じさせることが可能である。   In the second embodiment described above, the case where the first planetary gear mechanism 4A ′ of the gear device 3 ′ does not have the step pinion has been described. Instead, the first planetary gear mechanism having the step pinion 41 is used. A gear device may be configured by 4A and a second planetary gear mechanism that does not have a step pinion. Or in 2nd embodiment, a gear apparatus may be comprised by two planetary gear mechanism 4A, 4B which has the step pinions 41 and 42, respectively. Even when both of the two planetary gear mechanisms connected to the front and rear wheels 2A and 2B have step pinions, for example, by making the structures of the two planetary gear mechanisms different from each other, the motor torques T1 and T2 are Even when the values are the same, it is possible to cause a difference in the drive torques TA and TB transmitted to the front and rear wheels 2A and 2B.

上述した第一連結部４３及び第二連結部４４は何れも一例である。すなわち、第一連結部４３は、第一サンギヤＳ１と第二キャリアＣ２とを結合するものであればよく、上述したような内筒部４３ａと外筒部４３ｂとが結合されたものに限られない。同様に、第二連結部４４は、第一キャリアＣ１と第二サンギヤＳ２とを結合するものであればよく、上述した出力軸７Ａで形成されるものに限られない。例えば、上述した二つの出力軸７Ａ，７Ｂを互いに入れ替え、第一連結部４３を出力軸７Ａで形成し、第二連結部４４を上記の内筒部及び外筒部のようなもので形成してもよい。   The first connecting part 43 and the second connecting part 44 described above are examples. That is, the 1st connection part 43 should just be what couple | bonds the 1st sun gear S1 and the 2nd carrier C2, and is restricted to what was combined the inner cylinder part 43a and the outer cylinder part 43b as mentioned above. Absent. Similarly, the 2nd connection part 44 should just be what couple | bonds the 1st carrier C1 and 2nd sun gear S2, and is not restricted to what is formed with the output shaft 7A mentioned above. For example, the two output shafts 7A and 7B described above are replaced with each other, the first connecting portion 43 is formed by the output shaft 7A, and the second connecting portion 44 is formed by the above-described inner tube portion and outer tube portion. May be.

サンギヤＳ１，Ｓ２の歯数ZSとリングギヤＲ１，Ｒ２の歯数ZRとの比（ZS/ZR）は、1／2程度に限定されない。また、上記の減速ギヤ列５Ａ，５Ｂ及び減速機構８Ａ，８Ｂを歯車装置３から省略してもよいし、他の減速ギヤ列等を追加してもよい。さらに、上記のモータ１Ａ，１Ｂは、互いに同一規格でなくてもよい。また、駆動装置１０，１０′が適用される車両２０，２０′は、例えば、車載バッテリとして燃料電池を備える燃料電池自動車であってもよい。 The ratio (Z S / Z R ) between the number of teeth Z S of the sun gears S1 and S2 and the number of teeth Z R of the ring gears R1 and R2 is not limited to about 1/2. Further, the reduction gear trains 5A, 5B and the reduction mechanisms 8A, 8B may be omitted from the gear device 3, or other reduction gear trains may be added. Further, the motors 1A and 1B do not have to have the same standard. Further, the vehicles 20 and 20 'to which the driving devices 10 and 10' are applied may be, for example, a fuel cell vehicle including a fuel cell as an in-vehicle battery.

１Ａ，１Ｂ モータ（駆動源）
２Ａ 前輪（被駆動部）
２Ｂ 後輪（被駆動部）
２Ｌ 左輪（被駆動部）
２Ｒ 右輪（被駆動部）
３，３′ 歯車装置
４Ａ，４Ａ′ 遊星歯車機構，第一遊星歯車機構
４Ｂ 遊星歯車機構，第二遊星歯車機構
８Ａ，８Ｂ 減速機構
１０，１０′ 駆動装置
２０，２０′ 車両
４１ ステップピニオン，第一ステップピニオン
４１ａ 第一ギヤ部
４１ｂ 第二ギヤ部
４２ ステップピニオン，第二ステップピニオン
４２ａ 第一ギヤ部
４２ｂ 第二ギヤ部
Ｃ１ キャリア，第一キャリア
Ｃ２ キャリア，第二キャリア
Ｐ１ ピニオンギヤ，第一ピニオンギヤ
Ｐ２ ピニオンギヤ，第二ピニオンギヤ
Ｒ１ リングギヤ，第一リングギヤ
Ｒ２ リングギヤ，第二リングギヤ
Ｓ１ サンギヤ，第一サンギヤ
Ｓ２ サンギヤ，第二サンギヤ 1A, 1B motor (drive source)
2A front wheel (driven part)
2B Rear wheel (driven part)
2L left wheel (driven part)
2R right wheel (driven part)
3, 3 'gear unit 4A, 4A' planetary gear mechanism, first planetary gear mechanism 4B planetary gear mechanism, second planetary gear mechanism 8A, 8B reduction mechanism 10, 10 'drive unit 20, 20' vehicle 41 step pinion, first One step pinion 41a First gear part 41b Second gear part 42 Step pinion, second step pinion 42a First gear part 42b Second gear part C1 carrier, first carrier C2 carrier, second carrier P1 pinion gear, first pinion gear P2 Pinion gear, second pinion gear R1 ring gear, first ring gear R2 ring gear, second ring gear S1 sun gear, first sun gear S2 sun gear, second sun gear

Claims (7)

車両に搭載された二つの駆動源と、前記二つの駆動源から動力が伝達される二つの被駆動部と、同軸上に設けられた二つの遊星歯車機構を有するとともに前記二つの駆動源から前記二つの被駆動部への動力伝達経路上に介装された歯車装置と、を備えた駆動装置であって、
前記二つの遊星歯車機構は、各々が、サンギヤと、リングギヤと、前記サンギヤ及び前記リングギヤの双方に噛合するピニオンギヤを回転可能に支持するキャリアと、を有するとともに、互いの前記サンギヤと前記キャリアとが交互に結合され、
前記二つの駆動源は、前記二つの遊星歯車機構の前記リングギヤにそれぞれ接続され、
前記二つの被駆動部は、前記二つの遊星歯車機構の前記キャリアにそれぞれ接続され、
前記二つの遊星歯車機構のうちの少なくとも一方は、前記リングギヤと噛合する第一ギヤ部と、前記サンギヤと噛合するとともに歯数が前記第一ギヤ部の歯数よりも少ない第二ギヤ部と、を同軸上に連設してなるステップピニオンを前記ピニオンギヤとして有する
ことを特徴とする、駆動装置。 Two drive sources mounted on a vehicle, two driven parts to which power is transmitted from the two drive sources, and two planetary gear mechanisms provided on the same axis, and the two drive sources A gear device interposed on a power transmission path to two driven parts, and a drive device comprising:
Each of the two planetary gear mechanisms includes a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably supports a pinion gear that meshes with both the sun gear and the ring gear, and the sun gear and the carrier each other. Alternately combined
The two drive sources are connected to the ring gears of the two planetary gear mechanisms,
The two driven parts are respectively connected to the carriers of the two planetary gear mechanisms,
At least one of the two planetary gear mechanisms includes a first gear portion that meshes with the ring gear, a second gear portion that meshes with the sun gear and has a smaller number of teeth than the first gear portion, A drive device comprising: a step pinion formed by connecting a plurality of shafts on the same axis as the pinion gear. 各々の前記遊星歯車機構が、前記ピニオンギヤとして前記ステップピニオンを有する
ことを特徴とする、請求項１記載の駆動装置。 The drive device according to claim 1, wherein each of the planetary gear mechanisms includes the step pinion as the pinion gear. 前記二つの遊星歯車機構が、互いに同一の構造を有する
ことを特徴とする、請求項２記載の駆動装置。 The drive device according to claim 2, wherein the two planetary gear mechanisms have the same structure. 前記二つの被駆動部が、前記車両の左右輪であり、
前記二つの遊星歯車機構が、左右対称に配置されている
ことを特徴とする、請求項３記載の駆動装置。 The two driven parts are left and right wheels of the vehicle;
The drive device according to claim 3, wherein the two planetary gear mechanisms are arranged symmetrically. 前記ステップピニオンは、前記第一ギヤ部と比べて、前記第二ギヤ部が小さい径を有するとともにもう一方の前記ピニオンギヤに近接して配置されている
ことを特徴とする、請求項１〜４の何れか１項に記載の駆動装置。 5. The step pinion according to claim 1, wherein the second gear portion has a smaller diameter than the first gear portion and is disposed close to the other pinion gear. The drive device of any one of Claims. 前記二つの駆動源が、前記二つの遊星歯車機構と同軸上に配置されている
ことを特徴とする、請求項１〜５の何れか１項に記載の駆動装置。 The drive device according to any one of claims 1 to 5, wherein the two drive sources are arranged coaxially with the two planetary gear mechanisms. 前記歯車装置が、前記遊星歯車機構と前記駆動源との間に配置された減速機構を有する
ことを特徴とする、請求項６記載の駆動装置。 The drive device according to claim 6, wherein the gear device has a speed reduction mechanism disposed between the planetary gear mechanism and the drive source.
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