JP2019127981A - 電動機用変速装置 - Google Patents

Abstract

【課題】差動機構としてディファレンシャルギヤを用いる場合において、軸線方向長さを短縮し、装置全体の小型化を図れる電動機用変速装置を提供する。【解決手段】本発明による電動機用変速装置１は、電動機２の動力を変速し、ディファレンシャルギヤ４に伝達する。ダブルピニオン式の第１遊星歯車機構ＰＧ１は、電動機２の動力が入力されるサンギヤＳ１と、複数の第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２を支持するキャリアＣ１と、リングギヤＲ１を有し、キャリアＣ１及びリングギヤＲ１はそれぞれ第１及び第２ブレーキＢ２で制動される。各第２ピニオンギヤＰ２は、第１ピニオンギヤＰ１及びリングギヤＲ１に噛み合う基部Ｐ２Ｂと、基部Ｐ２Ｂから電動機２と反対側に延びる延出部Ｐ２Ｅを有し、ディファレンシャルギヤ４は、延出部Ｐ２Ｅに噛み合う第２サンギヤＳ２を有し、複数の延出部Ｐ２Ｅによって画成された内側の空間に配置されている。【選択図】図１

Description

本発明は、電動機の動力を変速するとともに、差動機構によって２つの出力軸に配分するための電動機用変速装置に関する。

従来のこの種の電動機用変速装置として、例えば特許文献１に開示されたものが知られている。この電動機用変速装置（以下、単に「変速装置」という）は、電気自動車に適用されたものであり、図６に示された例では、電動モータ（以下「モータ」という）に連結された変速機構及び差動機構を備えており、これらの３つの機構は、この順に電気自動車の出力軸の軸線方向に並んだ状態で配置され、ハウジングに収容されている。

変速機構は、第１及び第２クラッチと遊星歯車機構を有しており、これらは、モータ側から順に軸線方向に並んだ状態で配置されている。遊星歯車機構は、互いに歯数が異なる第１及び第２ピニオンギヤを一体に有する２連ピニオンギヤと、２連ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアを有する。また、遊星歯車機構は、モータのロータに第１クラッチを介して連結され、上記第１ピニオンギヤに噛み合う第１サンギヤと、第１ピニオンギヤに噛み合うとともに、ハウジングに固定された第１リングギヤを有し、さらに、モータのロータに第２クラッチを介して連結され、上記第２ピニオンギヤに噛み合うとともに、第１サンギヤよりも歯数の大きい第２サンギヤと、第２ピニオンギヤに噛み合う、第１リングギヤよりも歯数の小さい第２リングギヤを有する。

差動機構は、ダブルピニオン式の遊星歯車機構で構成されており、変速機構の第２リングギヤに連結されたリングギヤと、リングギヤに順に噛み合う第１及び第２プラネタリギヤと、第１及び第２プラネタリギヤを回転自在に支持するキャリアと、第２プラネタリギヤに噛み合うサンギヤを有する。この差動機構のサンギヤは、電気自動車の一方の出力軸に連結され、キャリアは、電気自動車の他方の出力軸に連結されている。

この変速装置では、第１クラッチをオンし、第２クラッチをオフすると、モータの動力は、変速機構の第１サンギヤに入力され、所定の減速比で変速された後、第２リングギヤを介して、差動機構のリングギヤに出力される。一方、第１クラッチをオフし、第２クラッチをオンすると、モータの動力は、第２サンギヤに入力され、上記よりも小さい所定の減速比で変速された後、第２リングギヤを介して、差動機構のリングギヤに出力される。差動機構に入力されたモータの動力は、そのサンギヤとキャリアに配分され、２つの出力軸に伝達される。

特開２００２−１０４００１号公報

上述したように、従来の変速装置では、変速されたモータの動力を配分する差動機構として、通常のディファレンシャルギヤではなく、ダブルピニオン式の遊星歯車機構が用いられている。これは、変速機構の第１及び第２クラッチ、遊星歯車機構の２つのギヤ列と差動機構が、出力軸の軸線方向に並んで配置される関係から、ディファレンシャルギヤよりも軸線方向長さが小さいダブルピニオン式の遊星歯車機構を用いる方が、軸線方向長さを抑制する上で有利なためである。

しかし、ダブルピニオン式の遊星歯車機構は、ディファレンシャルギヤと比較して構成が複雑であるため、装置全体の構成の複雑化や高コスト化を招く。この観点から、差動機構として、ディファレンシャルギヤを用いることが好ましいものの、その場合には、軸線方向長さが大きいディファレンシャルギヤが変速機構と並設される結果、軸線方向長さが大きくなり、装置全体の大型化を招く。

本発明は、このような課題を解決するためになされたものであり、差動機構としてディファレンシャルギヤを用いる場合において、軸線方向長さを短縮し、装置全体の小型化を図ることができる電動機用変速装置を提供することを目的とする。

この目的を達成するために、請求項１に係る発明は、電動機２の動力を変速するとともに、差動機構によって２つの出力軸（実施形態における（以下、本項において同じ）駆動軸ＳＬ、ＳＲ）に配分する電動機用変速装置１であって、出力軸と同軸状に配置されたダブルピニオン式の遊星歯車機構（第１遊星歯車機構ＰＧ１）を備え、遊星歯車機構は、電動機２の動力が入力されるサンギヤＳ１と、サンギヤＳ１に噛み合う複数の第１ピニオンギヤＰ１、及び複数の第１ピニオンギヤＰ１にそれぞれ噛み合う複数の第２ピニオンギヤＰ２を回転自在に支持するキャリアＣ１と、複数の第２ピニオンギヤＰ２に噛み合うリングギヤＲ１と、を有し、キャリアＣ１を制動するための第１ブレーキ（第１ブレーキＢ１、ワンウェイクラッチＯＷＣ）と、リングギヤＲ１を制動するための第２ブレーキＢ２と、をさらに備え、複数の第２ピニオンギヤＰ２の各々は、第１ピニオンギヤＰ１及びリングギヤＲ１に噛み合う基部Ｐ２Ｂと、基部Ｐ２Ｂから電動機２と反対側に延びる延出部Ｐ２Ｅを有し、差動機構は、第２ピニオンギヤＰ２の延出部Ｐ２Ｅに噛み合う第２サンギヤＳ２を入力ギヤとして有するディファレンシャルギヤ４で構成され、複数の第２ピニオンギヤＰ２の延出部Ｐ２Ｅによって画成された内側の空間に配置されていることを特徴とする。

上記のように、本発明の電動機用変速装置（以下、適宜「変速装置」という）は、ダブルピニオン式の遊星歯車機構を備えており、差動機構はディファレンシャルギヤで構成されている。遊星歯車機構の第２ピニオンギヤは、基部と、基部から電動機と反対側に延びる延出部を有し、基部は、第１ピニオンギヤ及びリングギヤに噛み合い、延出部は、ディファレンシャルギヤの入力ギヤである第２サンギヤに噛み合っている。また、遊星歯車機構のキャリア及びリングギヤをそれぞれ制動する第１及び第２ブレーキが設けられている。

この構成によれば、電動機の動力は、遊星歯車機構のサンギヤに入力され、第１ピニオンギヤと第２ピニオンギヤの基部を介して、キャリア及びリングギヤに入力される。後述するように、電動機の動力は、第１ブレーキでキャリアを制動した場合と、第２ブレーキでリングギヤを制動した場合において、遊星歯車機構の回転要素間の歯数比によって定まる、互いに異なる所定の減速比で減速される。したがって、第１及び第２ブレーキの作動／停止を切り替えることによって、電動機の動力を２段変速で変速することができる。変速された動力は、第２ピニオンギヤの延出部及び第２サンギヤを介してディファレンシャルギヤに入力され、ディファレンシャルギヤによって２つの出力軸に配分される。

また、本発明によれば、第２ピニオンギヤの基部から電動機と反対側に延びる延出部によって、その内側に空間が画成され、この内側空間にディファレンシャルギヤが配置・収容されている。これにより、ディファレンシャルギヤが変速機構に対して軸線方向に並設される場合と比較して、軸線方向長さを短縮でき、装置全体の小型化を図ることができる。また、差動機構として、ダブルピニオン式の遊星歯車機構よりも構成が単純なディファレンシャルギヤが用いられるので、装置全体の構成の単純化と低コスト化を図ることができる。

請求項２に係る発明は、請求項１に記載の電動機用変速装置において、複数の第２ピニオンギヤＰ２の各々は、基部Ｐ２Ｂ及び延出部Ｐ２Ｅを有する大ギヤＰ２１と、大ギヤＰ２１よりも小さい歯数を有する小ギヤＰ２２とを一体に有する２連ピニオンギヤで構成され、小ギヤＰ２２に噛み合う第２リングギヤＲ２と、第２リングギヤＲ２を制動するための第３ブレーキＢ３と、をさらに備えることを特徴とする。

この構成によれば、第３ブレーキで第２リングギヤを制動した場合、後述するように、電動機の動力は、上記の第１ブレーキでキャリアを制動した場合と第２ブレーキでリングギヤを制動した場合の中間の所定の減速比で減速される。したがって、第１〜第３ブレーキの作動／停止を切り替えることによって、電動機の動力を３段変速で変速することができる。

請求項３に係る発明は、請求項２に記載の電動機用変速装置において、第２ピニオンギヤＰ２の小ギヤＰ２２は、大ギヤＰ２１に対して電動機２と反対側に配置されており、ディファレンシャルギヤ４は、大ギヤＰ２１の延出部Ｐ２Ｅ及び小ギヤＰ２２によって画成された内側の空間に配置されていることを特徴とする。

この構成によれば、第２ピニオンギヤの大ギヤの延出部と大ギヤに対して電動機と反対側に配置された小ギヤによって、請求項１の場合よりも軸線方向に長い、大きな内側空間が画成され、この内側空間にディファレンシャルギヤが配置されている。これにより、内側空間にディファレンシャルギヤのより多くの部分又は全部を収容することができる。

請求項４に係る発明は、請求項２又は３に記載の電動機用変速装置において、電動機２、遊星歯車機構及びディファレンシャルギヤ４は、ケースＣＡに収容されており、第１〜第３ブレーキＢ１〜Ｂ３は、ケースＣＡの周壁部に配置されていることを特徴とする。

この構成によれば、第１〜第３ブレーキが、電動機、遊星歯車機構及びディファレンシャルギヤを収容するケースの周壁部に配置されているので、同じ目的のクラッチが遊星歯車機構などに対して軸線方向に並設される従来の場合と比較して、軸線方向長さを短縮でき、装置全体のさらなる小型化を図ることができる。

請求項５に係る発明は、請求項１から４のいずれかに記載の電動機用変速装置において、電動機２と遊星歯車機構との間に出力軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されたシングルピニオン式の第２遊星歯車機構ＰＧ０をさらに備え、第２遊星歯車機構ＰＧ０は、電動機２に連結されたサンギヤＳ０と、回転不能のリングギヤＲ０と、サンギヤＳ０及びリングギヤＲ０に噛み合うピニオンギヤＰ０を回転自在に支持するとともに、遊星歯車機構のサンギヤＳ１に連結されたキャリアＣ０と、を有することを特徴とする。

この構成によれば、電動機の動力は、第２遊星歯車機構のサンギヤに入力され、所定の減速比で減速された後、キャリアを介して、遊星歯車機構のサンギヤに入力されるので、この減速の分、変速装置全体として、より大きな減速比を得ることができる。

本発明の第１実施形態による電動機用変速装置を概略的に示す図である。 電動機用変速装置の第１遊星歯車機構などを示す図である。 図１の電動機用変速装置における主な回転要素の歯数の設定例を示す表である。 図１の電動機用変速装置の動作表である。 電動機用変速装置の前進高速（Ｈｉ）モードにおける回転要素間の回転数の関係を示す速度線図である。 電動機用変速装置の前進低速（Ｌｏｗ）モードにおける回転要素間の回転数の関係を示す速度線図である。 図１の電動機用変速装置の動作をまとめて示す速度線図である。 本発明の第２実施形態による電動機用変速装置を概略的に示す図である。 図８の電動機用変速装置における主な回転要素の歯数の設定例を示す表である。 図８の電動機用変速装置の動作表である。 図８の電動機用変速装置の前進中速（Ｍｉｄ）モードにおける回転要素間の回転数の関係を示す速度線図である。 図８の電動機用変速装置の動作をまとめて示す速度線図である。

以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図１に示す、本発明の第１実施形態による電動機用変速装置（以下、適宜「変速装置」という）１は、例えば四輪の車両（図示せず）に動力源として搭載された電動機（以下「モータ」という）２の動力を変速するものである。変速された動力は、ディファレンシャルギヤ４によって、互いに同軸状の左右の駆動軸ＳＬ、ＳＲに配分され、さらに左右の駆動輪（図示せず）に伝達される。これらのモータ２、変速装置１及びディファレンシャルギヤ４は、駆動軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に、その軸線方向に並んだ状態で配置されるとともに、ケースＣＡに収容されている。

モータ２は、環状のステータ２ａ及びロータ２ｂを有する。ステータ２ａは、複数の鉄芯やコイルなどで構成され、ケースＣＡに固定されている。ロータ２ｂは、複数の磁石などで構成され、ステータ２ａに対向するように配置されており、ステータ２ａへの電力の供給によって、正転方向又は逆転方向に回転駆動される。

変速装置１は、第１遊星歯車機構ＰＧ１、第２遊星歯車機構ＰＧ０、第１ブレーキＢ１及び第２ブレーキＢ２などで構成されている。これらの構成要素は、駆動軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されており、また、第２遊星歯車機構ＰＧ０と第１遊星歯車機構ＰＧ１は、モータ２側からこの順に並んだ状態で配置されている。

第２遊星歯車機構ＰＧ０は、モータ２の動力を一定の減速比で減速し、第１遊星歯車機構ＰＧ１に出力するものであり、サンギヤＳ０、複数のピニオンギヤＰ０、キャリアＣ０及びリングギヤＲ０を有するシングルピニオン式の遊星歯車機構で構成されている。

サンギヤＳ０は、モータ２のロータ２ｂに一体に設けられている。複数のピニオンギヤＰ０は、キャリアＣ０に回転自在に支持されるとともに、サンギヤＳ０及びリングギヤＲ０に噛み合っている。キャリアＣ０は、第１遊星歯車機構ＰＧ１の後述するサンギヤＳ１に連結されている。また、リングギヤＲ０は、ケースＣＡに固定されている。

一方、第１遊星歯車機構ＰＧ１は、ダブルピニオン式のものであり、サンギヤＳ１、複数の（本例では３つの）第１ピニオンギヤＰ１、複数の（本例では３つの）第２ピニオンギヤＰ２、キャリアＣ１及びリングギヤＲ１などで構成されている。

前述したように、サンギヤＳ１は、第２遊星歯車機構ＰＧ０のキャリアＣ０に連結されている。第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２は、キャリアＣ１の支軸１１、１２にそれぞれ回転自在に支持されており、第１ピニオンギヤＰ１はサンギヤＳ１に噛み合っている。第２ピニオンギヤＰ２は、基部Ｐ２Ｂと、基部Ｐ２Ｂからディファレンシャルギヤ４側に延びる延出部Ｐ２Ｅを有しており、基部Ｐ２Ｂにおいて第１ピニオンギヤＰ１及びリングギヤＲ１に噛み合い、延出部Ｐ２Ｅにおいて、ディファレンシャルギヤ４の入力ギヤである第２サンギヤＳ２に噛み合っている。

図３に示されるように、サンギヤＳ１及びリングギヤＲ１の歯数ＺＳ１、ＺＲ１は、第２遊星歯車機構ＰＧ０のサンギヤＳ０及びリングギヤＲ０の歯数ＺＳ０、ＺＲ０にそれぞれ等しい。また、第２サンギヤＳ２の歯数ＺＳ２は、上記の２つのサンギヤＳ１、Ｓ０の歯数ＺＳ１、ＺＳ０よりも小さい。

キャリアＣ１の支軸１２は、第２ピニオンギヤＰ２の延出部Ｐ２Ｅからディファレンシャルギヤ４側にさらに延びており、この部分に前記第１ブレーキＢ１が連結されている。また、リングギヤＲ１に前記第２ブレーキＢ２が連結されている。

第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２は、ケースＣＡの周壁部に設けられており、例えば多板式の摩擦クラッチで構成されている。第１ブレーキＢ１は、多数のクラッチ板を有するリング状のインナー１３ａと、これらの多数のクラッチ板と交互に配置された多数のクラッチ板を有するリング状のアウター１３ｂと、アウター１３ｂを駆動するアクチュエータ（図示せず）などを有する。インナー１３ａは、キャリアＣ１の支軸１２に連結され、アウター１３ｂは、ケースＣＡに軸線方向に移動可能にかつ回転不能に設けられている。また、アクチュエータの動作は、制御装置（図示せず）によって制御され、それにより第１ブレーキＢ１の作動／停止が切り替えられる。

具体的には、アクチュエータが停止した状態では、インナー１３ａのクラッチ板とアウター１３ｂのクラッチ板が非係合状態に保たれることによって、キャリアＣ１は制動されず、その回転が許容される。また、アクチュエータが作動すると、回転不能のアウター１３ｂのクラッチ板が、軸線方向に移動し、インナー１３ａのクラッチ板に押し付けられた状態で係合することによって、キャリアＣ１が制動され、回転不能に固定される。

第２ブレーキＢ２は、第１ブレーキＢ１と同様に構成されたインナー１４ａ、アウター１４ｂ及びアクチュエータ（図示せず）を有しており、インナー１４ａはリングギヤＲ１に連結され、アウター１４ｂは、ケースＣＡに軸線方向に移動可能にかつ回転不能に設けられている。アクチュエータの停止状態では、リングギヤＲ１は制動されず、その回転が許容され、アクチュエータが作動すると、リングギヤＲ１が制動され、回転不能に固定される。

また、キャリアＣ１の支軸１２とケースＣＡの間には、第１ブレーキＢ１と並列にワンウェイクラッチＯＷＣが設けられている。ワンウェイクラッチＯＷＣは、一般的な機械式のものであり、ケースＣＡに一体に設けられたリング状のアウターと、支軸１２に一体に設けられたリング状のインナーを有する。また、ワンウェイクラッチＯＷＣは、キャリアＣ１が駆動軸ＳＬ、ＳＲを前進させる方向に回転するときに、ケースＣＡとキャリアＣ１の間を遮断し、キャリアＣ１の回転を許容する一方、キャリアＣ１が駆動軸ＳＬ、ＳＲを後進させる方向に回転しようとするときに、ケースＣＡとキャリアＣ１の間を接続し、キャリアＣ１を回転不能に固定するように設定されている。

ディファレンシャルギヤ４は、一般的な構成のものであり、回転自在のデフケース４ａと、デフケース４ａに回転自在に支持された複数のピニオンギヤ４ｂと、ピニオンギヤ４ｂに噛み合う左右のサイドギヤ４ｃ、４ｄを有する。左サイドギヤ４ｃは、左駆動軸ＳＬを介して左駆動輪に連結され、右サイドギヤ４ｄは、右駆動軸ＳＲを介して右駆動輪に連結されている。

デフケース４ａには、入力ギヤとしての第２サンギヤＳ２が一体に設けられている。前述したように、第２サンギヤＳ２は、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２の延出部Ｐ２Ｅに噛み合っている。また、図１に示すように、ディファレンシャルギヤ４は、その大部分が、第２ピニオンギヤＰ２の延出部Ｐ２Ｅ、第１ブレーキＢ１及びワンウェイクラッチＯＷＣによって画成される内側空間に配置されており、全体としてケースＣＡに収容されている。左右の駆動軸ＳＬ、ＳＲは、ケースＣＡの開口を通って外部に延びている。

以上の構成によれば、モータ２の動力は、ロータ２ｂから第２遊星歯車機構ＰＧ０のサンギヤＳ０に入力され、第２遊星歯車機構ＰＧ０によって所定の減速比で減速された状態で、キャリアＣ０を介して第１遊星歯車機構ＰＧ１のサンギヤＳ１に入力される。入力された動力は、第１遊星歯車機構ＰＧ１によって変速された状態で、第２ピニオンギヤＰ２及び第２サンギヤＳ２を介してディファレンシャルギヤ４に伝達される。伝達された動力は、ディファレンシャルギヤ４によって左右の駆動軸ＳＬ、ＳＲに配分され、左右の駆動輪に伝達される。以下、変速装置１による変速動作について、詳細に説明する。

まず、第２遊星歯車機構ＰＧ０がシングルピニオン式であることと、そのリングギヤＲ０がケースＣＡに固定され、サンギヤＳ０を入力とし、キャリアＣ０を出力とすることから、第２遊星歯車機構ＰＧ０による減速比（以下「Ｓ０−Ｓ１減速比」という）ＲＳ０１は、リングギヤＲ０及びサンギヤＳ０の歯数ＺＲ０、ＺＳ０を用いて、次式（１）で表される。
ＲＳ０１＝（ＺＲ０／ＺＳ０）＋１ ・・・（１）
右辺のＺＲ０、ＺＳ０に図３の数値を代入すると、Ｓ０−Ｓ１減速比ＲＳ０１は、
ＲＳ０１＝（１４７／３６）＋１＝５．０８３になる。

また、第１遊星歯車機構ＰＧ１がダブルピニオン式であることと、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２が、ディファレンシャルギヤ４の入力ギヤである第２サンギヤＳ２に噛み合っていることから、変速装置１における回転要素間の回転数の関係は、例えば図５の共線図のように表される。すなわち、サンギヤＳ１（キャリアＣ０）、リングギヤＲ１、キャリアＣ１及び第２サンギヤＳ２によって、４つの回転要素が構成されるとともに、それらの４つの回転数が一直線上に並ぶ共線関係が成立する。

また、同図のλ１及びλ２はそれぞれ、キャリアＣ１−リングギヤＲ１間を基準（＝１）とする、キャリアＣ１−サンギヤＳ１間の速度比（以下「第１レバー比」という）と、キャリアＣ１−第２サンギヤＳ２間の速度比（以下「第２レバー比」という）であり、次式（２）（３）で表される。
λ１＝（ＺＲ１／ＺＳ１） ・・・（２）
λ２＝（ＺＲ１／ＺＳ２） ・・・（３）

以上の構成の変速装置１では、動作モードとして、前進高速（Ｈｉ）モード、前進低速（Ｌｏｗ）モード及び後進（ＲＶＳ）モードが設定され、さらに切離しモードが設定されている。以下、図４の動作表を参照しながら、変速装置１の動作を動作モードごとに説明する。

［Ｈｉモード］
図４に示すように、このＨｉモードでは、モータ２を前進用の所定の方向に駆動した状態で、第１ブレーキＢ１を停止させるとともに、第２ブレーキＢ２を作動させ、リングギヤＲ１を制動・固定する。このときの回転要素間の回転数の関係は、図５のように表され、リングギヤＲ１の回転数が０になるとともに、サンギヤＳ１の動力は、反転し且つ減速された状態で、第２サンギヤＳ２に伝達される。

このＨｉモードにおけるサンギヤＳ１−第２サンギヤＳ２間の減速比（以下「Ｈｉモード減速比」という）ＲＳ１２（Ｈｉ）は、図５に示される第１及び第２レバー比λ１、λ２の関係から、次式（４）で表される。
ＲＳ１２（Ｈｉ）＝（λ１−１）／（λ２＋１）
＝［（ＺＲ１／ＺＳ１）−１］／［（ＺＲ１／ＺＳ２）＋１］
・・・（４）
右辺のＺＲ１、ＺＳ１、ＺＳ２に図３の数値を代入すると、Ｈｉモード減速比ＲＳ１２（Ｈｉ）は、
ＲＳ１２（Ｈｉ）＝［（１４７／３６）−１］／［（１４７／９３）＋１］＝１．１９５になる。

また、Ｈｉモードにおけるモータ２−ディファレンシャルギヤ４の間の総減速比は、前記式（１）によるＳ０−Ｓ１減速比ＲＳ０１（＝５．０８３）とＨｉモード減速比ＲＳ１２（Ｈｉ）（＝１．１９５）との積で表され、５．０８３×１．１９５＝６．０７４になる。

［Ｌｏｗモード］
このＬｏｗモードでは、モータ２を前進用の所定の方向に駆動した状態で、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を停止させる。この状態では、キャリアＣ１及びリングギヤＲ１が空回りすることによって、キャリアＣ１がサンギヤＳ１と同じ方向に、すなわち駆動軸ＳＬ、ＳＲを後進させる方向に回転しようとするため、前述のように設定されたワンウェイクラッチＯＷＣが作動する。その結果、ケースＣＡとキャリアＣ１の間が接続され、キャリアＣ１が回転不能に固定される。このときの回転要素間の回転数の関係は、図６のように表され、キャリアＣ１の回転数が０になるとともに、サンギヤＳ１の動力は、反転し且つＨｉモード時よりも大きく減速された状態で、第２サンギヤＳ２に伝達される。

このＬｏｗモードにおけるサンギヤＳ１−第２サンギヤＳ２間の減速比（以下「Ｌｏｗモード減速比」という）ＲＳ１２（Ｌｏｗ）は、図６に示される第１及び第２レバー比λ１、λ２の関係から、次式（５）で表され、
ＲＳ１２（Ｌｏｗ）＝λ１／λ２
＝（ＺＲ１／ＺＳ１）／（ＺＲ１／ＺＳ２） ・・・（５）
右辺のＺＲ１、ＺＳ１、ＺＳ２に図３の数値を代入すると、Ｌｏｗモード減速比ＲＳ１２（Ｌｏｗ）は、
ＲＳ１２（Ｌｏｗ）＝（１４７／３６）／（１４７／９３）＝２．５８３
になり、Ｈｉモード減速比ＲＳ１２（Ｈｉ）（＝１．１９５）よりも大きな減速比が得られる。

また、Ｌｏｗモードにおけるモータ２−ディファレンシャルギヤ４の間の総減速比は、Ｓ０−Ｓ１減速比ＲＳ０１（＝５．０８３）とＬｏｗモード減速比ＲＳ１２（Ｌｏｗ）（＝２．５８３）との積で表され、５．０８３×２．５８３＝１３．１２９になる。

［ＲＶＳモード］
このＲＶＳモードでは、モータ２を上述した前進用の方向と逆方向に駆動した状態で、第１ブレーキＢ１を作動させ、キャリアＣ１を制動・固定するとともに、第２ブレーキＢ２を停止させ、リングギヤＲ１の回転を許容する。このときの回転要素間の回転数の関係は、図７に示すように、上述したＬｏｗモードの場合と正負逆になり、サンギヤＳ１はＬｏｗモード時と逆方向に回転し、キャリアＣ１の回転数は０になる。また、サンギヤＳ１の動力は、反転し且つＬｏｗモード時と同じ減速比で減速された状態で、第２サンギヤＳ２に伝達され、それにより後進走行が行われる。

［切離しモード］
切離しモードは、モータ２と駆動輪との間の動力の伝達を遮断する切離し運転を行うときに選択される。この切離しモードでは、モータ２を停止した状態で、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を停止させる。図７に示すように、この状態では、駆動輪の動力がディファレンシャルギヤ４を介して伝達されることで、キャリアＣ１及びリングギヤＲ１が回転するものの、これらは空回りするだけなので、モータ２と駆動輪との間の動力の伝達は行われない。

以上の変速装置１の動作をまとめると、図７のように示され、モータ２の動作と第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の作動／停止を制御することによって、Ｌｏｗモード及びＨｉモードによる前進２段変速と、ＲＶＳモード及び切離しモードによる動作が実行される。

なお、本実施形態では、前述したように、ＬｏｗモードにおけるキャリアＣ１の固定をワンウェイクラッチＯＷＣによって行うのに対し、ＲＶＳモードにおけるキャリアＣ１の固定を、第１ブレーキＢ１によって行う。これは以下の理由による。すなわち、Ｌｏｗモードでは、キャリアＣ１を固定するために大きな制動トルクが必要であるのに対し、ＲＶＳモードでは、そのときのモータ２のトルクが車両の商品性上の必要量に抑制されることで、キャリアＣ１を小さな制動トルクで固定することが可能である。この関係から、第１ブレーキＢ１とワンウェイクラッチＯＷＣを上記のように使い分けることで、第１ブレーキＢ１のクラッチ容量の低減を図るようにしたものである。

以上のように、本実施形態の電動機用減速装置１によれば、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２の作動／停止を切り替えることによって、モータ２の動力を２段変速で変速するとともに、ディファレンシャルギヤ４によって左右の駆動軸ＳＬ、ＳＲに配分することができる。また、モータ２の動力が、第２遊星歯車機構ＰＧ０によって減速されるので、変速装置全体として、より大きな減速比を得ることができる。

また、ダブルピニオン式である第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２の基部Ｐ２Ｂからモータ２と反対側に延びる延出部Ｐ２Ｅや第１ブレーキＢ１及びワンウェイクラッチＯＷＣによって、その内側に空間が画成され、この内側空間にディファレンシャルギヤ４の大部分が収容されている。これにより、ディファレンシャルギヤが変速機構に対して軸線方向に並設される場合と比較して、軸線方向長さを短縮でき、変速装置１とディファレンシャルギヤ４とを併せた装置全体の小型化を図ることができる。また、差動機構として、ダブルピニオン式の遊星歯車機構よりも構成が単純なディファレンシャルギヤ４が用いられるので、装置全体の構成の単純化と低コスト化を図ることができる。さらに、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２とワンウェイクラッチＯＷＣがケースＣＡの周壁部に配置されているので、遊星歯車機構などに対して軸線方向に並設される従来の場合と比較して、軸線方向長さを短縮でき、装置全体のさらなる小型化を図ることができる。

さらに、大きな制動トルクが要求される、ＬｏｗモードにおけるキャリアＣ１の固定を、ワンウェイクラッチＯＷＣによって行い、大きな制動トルクが要求されない、ＲＶＳモードにおけるキャリアＣ１の固定を、第１ブレーキＢ１によって行うので、第１ブレーキＢ１のクラッチ容量の低減を図ることができる。

次に、図８などを参照しながら、本発明の第２実施形態による電動機用変速装置（以下、適宜「変速装置」という）５１について説明する。この変速装置５１は、前述した第１実施形態による変速装置１と比較し、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２が２連ピニオンギヤで構成されていることや、この２連ピニオンギヤの一方に噛み合う第２リングギヤＲ２と、第２リングギヤＲ２を制動する第３ブレーキＢ３が追加されていることが、主に異なる。なお、以下の変速装置５１の説明では、変速装置１と同じ又は同等の構成要素に対して同じ符号を付し、変速装置１と異なる部分を中心として説明を行うものとする。

図８に示すように、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２は、互いに一体の大ギヤＰ２１及び小ギヤＰ２２を有する２連ピニオンギヤで構成されている。大ギヤＰ２１は、基部Ｐ２１Ｂと、基部Ｐ２１Ｂからディファレンシャルギヤ４側に延びる延出部Ｐ２１Ｅを有し、基部Ｐ２１Ｂにおいて第１ピニオンギヤＰ１及びリングギヤＲ１に噛み合い、延出部Ｐ２１Ｅにおいてディファレンシャルギヤ４の第２サンギヤＳ２に噛み合っている。小ギヤＰ２２は、延出部Ｐ２１Ｅよりもディファレンシャルギヤ４側に配置され、第２リングギヤＲ２に噛み合っており、第２リングギヤＲ２には第３ブレーキＢ３が連結されている。

図９は、本実施形態における主な回転要素の歯数の設定例を示す。図３との比較から明らかなように、第１実施形態と同様に用いられているサンギヤＳ０などの回転要素の歯数Ｚは、第１実施形態と同じ値に設定されている。また、本実施形態で追加された第２ピニオンギヤＰ２の小ギヤＰ２２の歯数ＺＰ２２は、大ギヤＰ２１の歯数ＺＰ２１よりも小さく、これに対応して、第２リングギヤＲ２の歯数ＺＲ２は、リングギヤＲ１の歯数ＺＲ１よりも小さい。

また、図３と図８との比較から明らかなように、第１ブレーキＢ１及びワンウェイクラッチＯＷＣは、第２ブレーキＢ２に対し、第１実施形態ではモータ２と反対側（ディファレンシャルギヤ４側）に配置されるのに対し、本実施形態ではモータ２側に配置されている。これにより、第２ピニオンギヤＰ２の大ギヤ２１の延出部Ｐ２１Ｅとその延長側に配置された小ギヤＰ２２の内側に、第１実施形態の場合よりも軸線方向に長い、より大きな空間が画成され、この内側空間にディファレンシャルギヤ４の全体が収容されている。

また、第３ブレーキＢ３は、ケースＣＡの周壁部に設けられ、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２と同様に構成されたインナー１５ａ、アウター１５ｂ及びアクチュエータ（図示せず）を有しており、インナー１５ａは第２リングギヤＲ２に連結され、アウター１５ｂは、ケースＣＡに軸線方向に移動可能にかつ回転不能に設けられている。したがって、このアクチュエータが停止した状態では、第２リングギヤＲ２は制動されず、その回転が許容され、アクチュエータが作動すると、第２リングギヤＲ２が制動され、回転不能に固定される。

以上の構成の変速装置５１では、前述した変速装置１の第２遊星歯車機構ＰＧ０による減速動作と第１遊星歯車機構ＰＧ１などによる変速動作（Ｈｉモード、Ｌｏｗモード、ＲＶＳモード及び切離しモード）が、同様に行われる。また、第１及び第２遊星歯車機構ＰＧ１、ＰＧ０などの回転要素の歯数Ｚが第１実施形態と同じであることから、これらの動作によって得られるＳ０−Ｓ１減速比ＲＳ０１、Ｈｉモード減速比ＲＳ１２（Ｈｉ）及びＬｏｗモード減速比ＲＳ１２（Ｌｏｗ）もまた、第１実施形態と同じである。

以上の動作に加え、この変速装置５１では、前進中速（Ｍｉｄ）モードによる変速動作が、以下のように行われる。まず、ダブルピニオン式の第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２が２連ピニオンギヤで構成され、その小ギヤＰ２２に第２リングギヤＲ２が噛み合い、第２リングギヤＲ２が第３ブレーキＢ３に連結されていることから、変速装置５１における回転要素間の回転数の関係は、例えば図１１の共線図のように表される。すなわち、サンギヤＳ１（キャリアＣ０）、リングギヤＲ１、第２リングギヤＲ２、キャリアＣ１及び第２サンギヤＳ２によって、５つの回転要素が構成されるとともに、それらの５つの回転数が一直線上に並ぶ共線関係が成立する。

また、同図のλ３は、キャリアＣ１−リングギヤＲ１間を基準とする、キャリアＣ１−第２リングギヤＲ２間の速度比（以下「第３レバー比」という）であり、次式（６）で表される。
λ３＝（ＺＲ１／ＺＲ２）・（ＺＰ２２／ＺＰ２１） ・・・（６）

図１０に示すように、Ｍｉｄモードでは、モータ２を前進用の所定の方向に駆動した状態で、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２を停止させ、キャリアＣ１及びリングギヤＲ１の回転を許容するとともに、第３ブレーキＢ３を作動させ、第２リングギヤＲ２を制動・固定する。このときの回転要素間の回転数の関係は、図１１のように表され、第２リングギヤＲ２の回転数が０になるとともに、サンギヤＳ１の動力は、反転し且つ減速された状態で、第２サンギヤＳ２に伝達される。

このＭｉｄモードにおけるサンギヤＳ１−第２サンギヤＳ２間の減速比（以下「Ｍｉｄモード減速比」という）ＲＳ１２（Ｍｉｄ）は、図１１に示される第１〜第３レバー比λ１〜λ３の関係から、次式（７）で表される。
ＲＳ１２（Ｍｉｄ）
＝（λ１−λ３）／（λ２＋λ３）
＝［（ＺＲ１／ＺＳ１）−（ＺＲ１／ＺＲ２）・（ＺＰ２２／ＺＰ２１）］
／［（ＺＲ１／ＺＳ２）＋（ＺＲ１／ＺＲ２）・（ＺＰ２２／ＺＰ２１）］
・・・（７）
右辺のＺＲ１、ＺＳ１、ＺＳ２、ＺＰ２１及びＺＰ２２に図９の数値を代入すると、Ｍｉｄモード減速比ＲＳ１２（Ｍｉｄ）は、
ＲＳ１２（Ｍｉｄ）
＝［（１４７／３６）−（１４７／１４１）・（２０／２６）］
／［（１４７／９３）＋（１４７／１４１）・（２０／２６）］＝１．３７７
になり、Ｈｉモード減速比ＲＳ１２（Ｈｉ）（＝１．１９５）とＬｏｗモード減速比ＲＳ１２（Ｌｏｗ）（＝２．５８３）の間の減速比が得られる。

また、Ｍｉｄモードにおけるモータ２−ディファレンシャルギヤ４の間の総減速比は、式（１）によるＳ０−Ｓ１減速比ＲＳ０１（＝５．０８３）とＭｉｄモード減速比ＲＳ１２（Ｍｉｄ）（＝１．３７７）との積で表され、５．０８３×１．３７７＝６．９９９になる。

以上の変速装置５１の動作をまとめると、図１２のように示され、モータ２の動作と第１〜第３ブレーキＢ１〜Ｂ３の作動／停止を制御することによって、Ｌｏｗモード、Ｍｉｄモード及びＨｉモードによる前進３段変速と、ＲＶＳモード及び切離しモードによる動作が実行される。

以上のように、本実施形態の電動機用減速装置５１によれば、第１〜第３ブレーキＢ１〜Ｂ３の作動／停止を切り替えることによって、モータ２の動力を３段変速で変速するとともに、ディファレンシャルギヤ４によって左右の駆動軸ＳＬ、ＳＲ及び駆動輪に配分することができる。

また、第１遊星歯車機構ＰＧ１の第２ピニオンギヤＰ２が、大ギヤＰ２１と小ギヤＰ２２を一体に有する２連ピニオンギヤで構成され、大ギヤＰ２１の延出部Ｐ２Ｅとその延長側に延びる小ギヤＰ２２によって、第１実施形態よりも軸線方向に長い、大きな内側空間が画成されている。これにより、この内側空間にディファレンシャルギヤ４の全体を収容することができる。さらに、第１及び第２ブレーキＢ１、Ｂ２と同様、第３ブレーキＢ３もまた、ケースＣＡの周壁部に配置されていることで、軸線方向長さを短縮でき、装置全体の小型化を図ることができる。

なお、本発明は、説明した実施形態に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、ディファレンシャルギヤ４は、実施形態で説明した一般的なものに限らず、他の任意のタイプのものを採用することが可能である。また、実施形態では、第１〜第３ブレーキＢ１〜Ｂ３として、多板式の摩擦クラッチを用いているが、対象となる回転要素を制動可能である限り、他の適当なタイプのブレーキを用いてもよい。

また、実施形態では、第１ブレーキＢ１のクラッチ容量を低減するために、ワンウェイクラッチＯＷＣを別個に設け、ＬｏｗモードにおけるキャリアＣ１の固定に用いているが、ワンウェイクラッチＯＷＣを省略し、キャリアＣ１の固定を第１ブレーキＢ１によって行ってもよい。

さらに、実施形態は、変速装置１及び５１を、車両の動力源としてのモータ２に適用した例であるが、本発明はこれに限らず、差動機構とともに用いられる他の用途の電動機に広く適用することができる。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。

１ 電動機用変速装置
２ モータ（電動機）
４ ディファレンシャルギヤ（差動機構）
ＳＬ 左駆動軸（出力軸）
ＳＲ 右駆動軸（出力軸）
ＰＧ１ 第１遊星歯車機構（遊星歯車機構）
Ｓ１ 第１遊星歯車機構のサンギヤ（遊星歯車機構のサンギヤ）
Ｐ１ 第１遊星歯車機構の第１ピニオンギヤ（遊星歯車機構の第１ピニオンギヤ）
Ｐ２ 第１遊星歯車機構の第２ピニオンギヤ（遊星歯車機構の第２ピニオンギヤ）
Ｐ２Ｂ 第２ピニオンギヤの基部
Ｐ２Ｅ 第２ピニオンギヤの延出部
Ｃ１ 第１遊星歯車機構のキャリア（遊星歯車機構のキャリア）
Ｒ１ 第１遊星歯車機構のリングギヤ（遊星歯車機構のリングギヤ）
Ｂ１ 第１ブレーキ
ＯＷＣ ワンウェイクラッチ（第１ブレーキ）
Ｂ２ 第２ブレーキ
Ｓ２ 第２サンギヤ
５１ 電動機用変速装置
Ｐ２１ 第２ピニオンギヤの大ギヤ
Ｐ２２ 第２ピニオンギヤの小ギヤ
Ｂ３ 第３ブレーキ
ＣＡ ケース
ＰＧ０ 第２遊星歯車機構
Ｓ０ 第２遊星歯車機構のサンギヤ
Ｐ０ 第２遊星歯車機構のピニオンギヤ
Ｃ０ 第２遊星歯車機構のキャリア
Ｒ０ 第２遊星歯車機構のリングギヤ

Claims (5)

1. 電動機の動力を変速するとともに、差動機構によって２つの出力軸に配分する電動機用変速装置であって、
   前記出力軸と同軸状に配置されたダブルピニオン式の遊星歯車機構を備え、
   前記遊星歯車機構は、
   前記電動機の動力が入力されるサンギヤと、
   当該サンギヤに噛み合う複数の第１ピニオンギヤ、及び当該複数の第１ピニオンギヤにそれぞれ噛み合う複数の第２ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアと、
   前記複数の第２ピニオンギヤに噛み合うリングギヤと、を有し、
   前記キャリアを制動するための第１ブレーキと、
   前記リングギヤを制動するための第２ブレーキと、をさらに備え、
   前記複数の第２ピニオンギヤの各々は、前記第１ピニオンギヤ及び前記リングギヤに噛み合う基部と、当該基部から前記電動機と反対側に延びる延出部を有し、
   前記差動機構は、前記第２ピニオンギヤの前記延出部に噛み合う第２サンギヤを入力ギヤとして有するディファレンシャルギヤで構成されるとともに、前記複数の第２ピニオンギヤの前記延出部によって画成された内側の空間に配置されていることを特徴とする電動機用変速装置。
2. 前記複数の第２ピニオンギヤの各々は、前記基部及び前記延出部を有する大ギヤと、当該大ギヤよりも小さい歯数を有する小ギヤとを一体に有する２連ピニオンギヤで構成され、
   前記小ギヤに噛み合う第２リングギヤと、
   当該第２リングギヤを制動するための第３ブレーキと、をさらに備えることを特徴とする、請求項１に記載の電動機用変速装置。
3. 前記第２ピニオンギヤの前記小ギヤは、前記大ギヤに対して前記電動機と反対側に配置されており、前記ディファレンシャルギヤは、前記大ギヤの前記延出部及び前記小ギヤによって画成された内側の空間に配置されていることを特徴とする、請求項２に記載の電動機用変速装置。
4. 前記電動機、前記遊星歯車機構及び前記ディファレンシャルギヤは、ケースに収容されており、前記第１〜第３ブレーキは、前記ケースの周壁部に配置されていることを特徴とする、請求項２又は３に記載の電動機用変速装置。
5. 前記電動機と前記遊星歯車機構との間に前記出力軸と同軸状に配置されたシングルピニオン式の第２遊星歯車機構をさらに備え、
   当該第２遊星歯車機構は、
   前記電動機に連結されたサンギヤと、
   回転不能のリングギヤと、
   前記サンギヤ及び前記リングギヤに噛み合うピニオンギヤを回転自在に支持するとともに、前記遊星歯車機構の前記サンギヤに連結されたキャリアと、を有することを特徴とする、請求項１から４のいずれかに記載の電動機用変速装置。

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