JP5594024B2 - 歯車伝動ユニット - Google Patents

Description

本発明は、車輪を個々の電動モータにより駆動して走行可能な電気自動車に用いられる車輪ごとの駆動ユニット（インホイールモータユニットと俗称される）等に有用な歯車伝動ユニットに関し、特に、当該歯車伝動ユニットの耐久性を向上させる技術に関するものである。

かかる歯車伝動ユニットとしては従来、インホイールモータユニットとして構成した例えば特許文献1に記載のようなものが提案されている。
このインホイールモータユニットは、同軸に突き合わせて対向配置した入力軸および出力軸を有する遊星歯車組式の減速機を具え、かかる減速機の軸線方向一方側において上記入力軸に電動モータを結合し、軸線方向他方側において上記出力軸に車輪を結合したものである。

かかるインホイールモータユニットを駆動車輪ごとに具える電気自動車にあっては、電動モータを駆動するとき、その回転が減速機による減速下で車輪に伝達され、車両を走行させることができる。

ところで減速機の、同軸に突き合わせて対向配置した入力軸および出力軸を回転自在に支承するに際しては、軸寸短縮のために、
入力軸および出力軸の同軸突き合わせ端部を相互に相対回転可能に軸受嵌合させ合うと共に、この入出力軸間軸受嵌合部から軸線方向に離間した入力軸および出力軸の箇所をそれぞれ、インホイールモータユニットのケースに軸受して当該入力軸および出力軸の支承を行う。

特開２００８−０３７３５５号公報（図1，７）

しかし、かかる減速機入出力軸の支承構造にあっては、入力軸および出力軸の同軸突き合わせ端部を相互に相対回転可能に軸受嵌合させ、この入出力軸間軸受嵌合部から軸線方向に離間した入力軸および出力軸の箇所をそれぞれユニットケースに軸受するため、以下のような問題を生ずる。

つまり、旋回走行時などにおいてタイヤ接地面から車輪へタイヤ横力（車幅方向荷重）が入力されると、出力軸がそのユニットケース側軸受部を支点として倒れる傾向となったり、ユニットケースを変形させる傾向となる。
かかるタイヤ横力による出力軸の倒れやユニットケースの変形は、これに伴う関連部分の相対変位により上記の入出力軸間軸受嵌合部において入力軸および出力軸間に軸交角を生じさせ、これら入力軸および出力軸間の相対変位を惹起する。

ところで、入力軸および出力軸間は何らかの伝動歯車組により駆動結合する必要があり、特許文献1においては、上記したごとく遊星歯車組式の減速機により、これら入力軸および出力軸間の駆動結合を行っている。

そのため、旋回走行時などにおけるタイヤ接地面から車輪へのタイヤ横力で入力軸および出力軸が軸交角を生ずるように相対変位すると、
入出力軸間の伝動歯車組を構成して相互に噛合する歯車間の軸間距離が変化し、これら歯車間の噛み合い率を悪化させて、これら歯車の強度低下や、耐久性の悪化を招く。

本発明は、上記した入力軸および出力軸間の相対変位で上記歯車間の軸間距離が変化した時も、歯車間の噛み合い率が悪化してこれら歯車の強度低下や、耐久性の悪化を招くことのないよう、予め上記歯車間の軸間距離を設定しておくことにより、上記の問題を解消可能にした歯車伝動ユニットを提供することを目的とする。

この目的のため、本発明の歯車伝動ユニットは、以下のごとくにこれを構成する。
先ず、本発明の前提となる歯車伝動ユニットを説明するに、これは、
入力軸および出力軸の同軸突き合わせ端部を相互に相対回転可能に軸受嵌合させ合うと共に、この入出力軸間軸受嵌合部から軸線方向に離間した入力軸および出力軸の箇所をそれぞれユニットケースに軸受し、
これら入力軸および出力軸間を、上記ユニットケースに対する入力軸の軸受箇所と上記入出力軸間軸受嵌合部との間において上記入力軸に固設したサンギヤ、および該サンギヤの外周に噛合させて上記出力軸に回転自在に支持したピニオンを含む複数の歯車よりなる歯車組により駆動結合したものである。

本発明は、かかる歯車伝動ユニットの通常伝動中、つまり上記出力軸に異常外力が加わらない伝動中に生ずる上記入力軸および出力軸間の入出力軸間軸受嵌合部周りにおける軸交角が最大になる時も、上記相互に噛合するサンギヤおよびピニオンの歯面間における隙間が無くなることなく残存しているよう、該相互に噛合するサンギヤおよびピニオン間の軸間距離を設定した構成に特徴づけられる。

かかる本発明の歯車伝動ユニットによれば、歯車伝動ユニットの通常伝動中において入力軸および出力軸間の軸交角が最大になる時も、相互に噛合するサンギヤおよびピニオンの歯面間に隙間が残存するのを補償し得ることとなり、
歯車伝動ユニットの通常伝動中において、相互に噛合するサンギヤおよびピニオンの歯面間に隙間が存在しなくなるようなことが決してなく、これらサンギヤおよびピニオンの歯面同士が隙間なく接して相互干渉するのを回避することができ、この相互干渉により、サンギヤおよびピニオン間の噛み合い率が悪化したり、これらサンギヤおよびピニオンの強度が低下したり、耐久性が悪化するのを回避することができる。

インホイールモータユニットとして構成した本発明の一実施例になる歯車伝動ユニットを示す縦断側面図である。 図1におけるインホイールモータユニットの遊星歯車式減速歯車組に係わるギヤ間噛合関係を示す正面図である。 図1におけるインホイールモータユニットの遊星歯車式減速歯車組を、車輪にタイヤ横力が入力していない場合の状態で示す模式図である。 図1におけるインホイールモータユニットの遊星歯車式減速歯車組を、車輪にタイヤ横力が入力された場合の状態で示す模式図である。 図2のA部におけるサンギヤおよび段付きピニオン大径ギヤ部の噛合状態を、車輪にタイヤ横力が入力していない場合の状態で示す説明図である。 図2のA部におけるサンギヤおよび段付きピニオン大径ギヤ部の噛合状態を、車輪に通常走行時のタイヤ横力が入力した場合の状態で示す説明図である。 図2のA部におけるサンギヤおよび段付きピニオン大径ギヤ部の噛合状態を、車輪に縁石乗り上げなどに起因した異常外力によるタイヤ横力が入力した場合の状態で示す説明図である。 図6,7の現象が発生しないよう単純に図2のサンギヤおよび段付きピニオン大径ギヤ部の軸間距離を大きくしただけの場合における、サンギヤおよび段付きピニオン大径ギヤ部の噛合状態を、車輪にタイヤ横力が入力していない場合の状態で示す、図5に対応する説明図である。 図2のA部におけるサンギヤおよび段付きピニオン大径ギヤ部の噛合状態を、車輪にタイヤ横力が入力していない場合の状態で示す側面図である。 図2におけるサンギヤおよび段付きピニオン大径ギヤ部の軸間距離変化と、車輪へのタイヤ横力との関係を示す特性線図である。

以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
＜実施例の構成＞
図１は、インホイールモータユニットとして構成した本発明の一実施例になる歯車伝動ユニットを示す縦断側面図である。
この図において、1は、インホイールモータユニットのケース本体、2は、該ケース本体1のリヤカバーで、これらケース本体1およびリヤカバー2により、インホイールモータユニットのユニットケース3を構成する。

図1に示すインホイールモータユニットは、ユニットケース3内に電動モータ4および遊星歯車式減速歯車組5（以下、単に「減速歯車組」と言う）を収納して構成する。
電動モータ4は、ケース本体1の内周に嵌合して固設した円環状のステータ6と、かかる円環状ステータ6の内周にラジアルギャップを持たせて同心に配したロータ7とで構成する。

減速歯車組5は本発明における歯車組に相当するもので、同軸に突き合わせて対向配置した入力軸8および出力軸9間を駆動結合する用をなし、
サンギヤ11と、このサンギヤ11に対し出力軸9から遠ざかる軸線方向へずらせて同心配置した固定のリングギヤ12と、これらサンギヤ11およびリングギヤ12に噛合する段付きプラネタリピニオン（段付きピニオン）13と、かかる段付きプラネタリピニオン13を回転自在に支持するキャリア14a,14bとにより構成する。

入力軸8は、出力軸9に近い内端に前記のサンギヤ11を一体成形して具え、この入力軸8をサンギヤ11からリヤカバー2に向かう後方へ延在させる。
出力軸9は、減速歯車組5から反対方向（前方）に延在させて、ケース本体1の前端（図の右側）開口より突出させ、この突出箇所において出力軸9に後述のごとく車輪15を結合する。

これら入力軸8および出力軸9は、両者の同軸突き合わせ端部を相互に相対回転可能に貫入させ合って、両者間にローラベアリングを可とするベアリング16を介在させることにより、入出力軸間軸受嵌合部を設定する。
この入出力軸間軸受嵌合部を成すベアリング16から軸線方向に離間した入力軸8および出力軸9の箇所をそれぞれ、ボールベアリングを可とするベアリング17および複列アンギュラベアリングを可とするベアリング18でユニットケース3に軸受する。

なおベアリング18は、ケース本体1の前端開口を塞ぐ端蓋19の内周と、ケース本体1の前端開口から突出する出力軸9の突出部に嵌着したホイールハブ21の外周との間に介在させる。

前記の電動モータ4は、そのロータ7を入力軸8に結合し、この結合位置を、減速歯車組5とベアリング17との間における軸線方向位置とする。

ケース本体1の前端開口内に前記のリングギヤ12を廻り止め、且つ抜け止めして固設し、この抜け止めに際しては、ケース本体1の前端開口を塞ぐシールアダプタ22により当該リングギヤ12の抜け止めを行う。

段付きプラネタリピニオン13は、入力軸8上のサンギヤ11に噛合する大径ギヤ部13a、およびリングギヤ12に噛合して段付きプラネタリピニオン13をリングギヤ12の内周に沿い転動させる小径ギヤ部13bを一体に有した段付きピニオン（遊星歯車）とする。
この段付きプラネタリピニオン13は、大径ギヤ部13aが出力軸9から遠い側に位置し、小径ギヤ部13bが出力軸9に近い側に位置するよう向きに配置する。

段付きプラネタリピニオン13は、図2に明示するごとく4個一組として円周方向等間隔に配置し、この円周方向等間隔配置を保って段付きプラネタリピニオン13を共通なキャリア14a,14bにより回転自在に支持する。
キャリア14a,14b は、減速歯車組5の出力回転メンバとし、入力軸8に近い出力軸9の内端に設けてこれに一体化するよう結着する。
このため、キャリア14a,14bおよび段付きプラネタリピニオン13は、出力軸9から入力軸8側へ張り出して出力軸9に結着されることとなる。

次に、車輪15の出力軸9への結合要領を詳述する。
ホイールハブ21に同心に、ブレーキディスク20を一体結合して設け、これらホイールハブ21およびブレーキディスク20を貫通して軸線方向に突出するよう複数個のホイールボルト23を植設する。
車輪15の取り付けに際しては、そのホイールディスクに穿ったボルト孔にホイールボルト23が貫通するよう当該ホイールディスクをブレーキディスク22の側面に密接させ、この状態でホイールボルト23にホイールナット24を緊締螺合することにより、出力軸9に対する車輪15の取り付けを行う。

＜実施例の作用＞
電動モータ4のステータ6に通電すると、これからの電磁力で電動モータ4のロータ7が回転駆動され、この回転駆動力は入力軸8を介して減速歯車組5のサンギヤ11に伝達される。
これによりサンギヤ11は、大径ギヤ部13aを介して段付きプラネタリピニオン13を回転させるが、このとき固定のリングギヤ12が反力受けとして機能するため、段付きプラネタリピニオン13は、小径ギヤ部13bがリングギヤ12に沿って転動するような遊星運動を行う。
かかる段付きプラネタリピニオン13の遊星運動はキャリア14a,14bを介して出力軸9に伝達され、出力軸9を入力軸8と同方向に回転させる。

上記の伝動作用により減速歯車組5は、電動モータ4から入力軸8への回転を、サンギヤ11の歯数およびリングギヤ12の歯数により決まる比で減速して出力軸9に伝達する。
出力軸9への回転は、これに結合したホイールハブ21およびホイールボルト23を介して車輪15に伝達され、車両を走行させることができる。
なお車両の制動に際しては、ブレーキディスク20を軸線方向両側からブレーキパッド25で挟圧することにより車輪15を摩擦制動させて所期の目的を達成し得る。

＜タイヤ横力発生時の問題点＞
上記した型式のインホイールモータユニットにおいては、入力軸8および出力軸9の同軸突き合わせ端部をベアリング16により相互に相対回転可能に軸受嵌合させ、
この入出力軸間軸受嵌合部（ベアリング16）から軸線方向に離間した入力軸8および出力軸9の箇所をそれぞれベアリング17,18によりユニットケース3に軸受するため、以下のような問題を生ずる。

つまり、旋回走行時などにおいてタイヤ接地面から車輪15へ、例えば図1の矢αで示すタイヤ横力（車幅方向荷重）が入力されると、出力軸9は同図に矢βで示す方向の曲げモーメントを受ける。
この曲げモーメントβにより出力軸9は、そのユニットケース側軸受部（ベアリング18）を支点として傾倒されたり、ユニットケース3を変形させる傾向となる。
かかるタイヤ横力αによる出力軸9の倒れβやユニットケース3の変形は、これに伴う関連部分の相対変位により入出力軸間軸受嵌合部（ベアリング16）において入力軸8および出力軸9間に軸交角を生じさせ、これら入力軸8および出力軸9間の相対変位を惹起する。

図3,4により付言するに、図3は、車輪15（図1参照）にタイヤ横力αが入力しておらず、出力軸9が図1に示す曲げモーメントβを受けていない場合における減速歯車組5の状態を模式的に示したものである。
この場合、入力軸8および出力軸9が一直線上に延在し、軸交角を持たないため、減速歯車組5を構成する歯車のうち、相互に噛合するサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の軸間距離、並びに、相互に噛合するリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間の軸間距離は、それぞれ正規の軸間距離を保つ。

このため、例えば図2のA部におけるサンギヤ11とピニオン大径ギヤ部13aとの噛合箇所につき代表的に説明すると、
図5に示すごとく矢印方向へ回転しているサンギヤ11が先方歯面11cによりピニオン大径ギヤ部13aの先方歯面13cを押してピニオン大径ギヤ部13aを矢印方向へ回転させる間、サンギヤ11の後方歯面11dとピニオン大径ギヤ部13aの後方歯面13dとの間に所定の歯面隙間Wが、またサンギヤ11の歯先面11tとピニオン大径ギヤ部13aの歯底面13tとの間に所定の歯底隙間Hがそれぞれ存在している。

従って、相互に噛合するサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の噛み合い率が所定通りの良好な噛み合い率に保たれて、これらサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの強度低下や、耐久性の悪化を招くことがない。
また相互に噛合するリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bについても、両者間の軸間距離が正規の軸間距離を保つため、これらリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間の噛み合い率が所定通りの良好な噛み合い率に保たれて、これらリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bの強度低下や、耐久性の悪化を招くことがない。

しかし、図1に示すごとく車輪15にタイヤ横力αが入力されると、出力軸9が図1に示す曲げモーメントβを受け、図4に模式的に示すごとく出力軸9は、そのユニットケース側軸受部（ベアリング18）を支点として傾倒されたり、ユニットケース3を変形させる傾向となる。
かかるタイヤ横力αによる出力軸9の倒れβやユニットケース3の変形は、これに伴う関連部分の相対変位により入出力軸間軸受嵌合部（ベアリング16）において入力軸8および出力軸9間に図4のごとく軸交角を生じさせ、これら入力軸8および出力軸9間の相対変位を惹起する。

かかる入力軸8および出力軸9の相対変位により、減速歯車組5を構成する歯車のうち、相互に噛合するサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の軸間距離、並びに、相互に噛合するリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間の軸間距離が、それぞれ正規の軸間距離でなくなる。

このため、上記の相対変位（軸交角）により歯車軸間距離が最も短くなる図2のA部におけるサンギヤ11とピニオン大径ギヤ部13aとの噛合箇所につき代表的に説明すると、
図6に示すごとく矢印方向へ回転しているサンギヤ11が先方歯面11cによりピニオン大径ギヤ部13aの先方歯面13cを押してピニオン大径ギヤ部13aを矢印方向へ回転させる間、サンギヤ11の後方歯面11dとピニオン大径ギヤ部13aの後方歯面13dとの間に図5のごとくに存在していた歯面隙間Wが上記歯車軸間距離の短縮によって無くなり、サンギヤ11の歯先面11tとピニオン大径ギヤ部13aの歯底面13tとの間における歯底隙間Hが上記歯車軸間距離の短縮によって、図5の大きさから図6の大きさへと減少する。

図6に示すように、サンギヤ11の後方歯面11dとピニオン大径ギヤ部13aの後方歯面13dとの間に、図5のごとき歯面隙間Wが存在しなくなることで、相互に噛合するサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間で歯面干渉を生ずるようになり、これらサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の噛み合い率を所定通りの良好な噛み合い率に保ち得なくなることから、これらサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの強度低下や、耐久性の悪化を招くこととなる。

また相互に噛合するリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bについても、リングギヤ12がケース本体1の前端開口内に固定されていると、リングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間の軸間距離が正規の軸間距離を保ち得ないことから、これらリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間の噛み合い率が歯面干渉によって所定通りの良好な噛み合い率に保たれず、これらリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bの強度低下や、耐久性の悪化を招く。

図6に基づく上記の説明は、通常走行時において車輪15がタイヤ接地面から横力α（図1参照）を入力され、出力軸9が図1に矢βで示す方向へ図4のごとく傾倒した場合の問題であるが、
車輪15が縁石に乗り上げた場合のように、通常走行時では加わることのない異常外力で車輪15がタイヤ接地面から大きな横力α（図1参照）を入力され、出力軸9が図1に矢βで示す方向へ図4よりも更に大きく傾倒した場合は、以下のような重大な問題を生ずる。

上記出力軸9の大きな傾倒により歯車軸間距離が最も短くなる図2のA部におけるサンギヤ11とピニオン大径ギヤ部13aとの噛合箇所につき代表的に説明すると、
図7に示すごとく矢印方向へ回転しているサンギヤ11が先方歯面11cによりピニオン大径ギヤ部13aの先方歯面13cを押してピニオン大径ギヤ部13aを矢印方向へ回転させる間、サンギヤ11の後方歯面11dとピニオン大径ギヤ部13aの後方歯面13dとの間に図5のごとくに存在していた歯面隙間Wが上記歯車軸間距離の大きな短縮によって無くなると共に、サンギヤ11の歯先面11tとピニオン大径ギヤ部13aの歯底面13tとの間に図5のごとくに存在していた歯底隙間Hが上記歯車軸間距離の大きな短縮によって、図7のごとくに無くなってしまう。

図7に示すように、サンギヤ11の後方歯面11dとピニオン大径ギヤ部13aの後方歯面13dとの間に、図5のごとき歯面隙間Wが存在しなくなることで、相互に噛合するサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間で歯面干渉を生ずるようになり、
これらサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の噛み合い率を所定通りの良好な噛み合い率に保ち得なくなることから、これらサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの強度低下や、耐久性の悪化を招くこととなる。

更に加えて図7に示すごとく、サンギヤ11の歯先面11tとピニオン大径ギヤ部13aの歯底面13tとの間に図5のごとくに存在していた歯底隙間Hが存在しなくなることで、相互に噛合するサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間で、歯先11tが歯底13tと干渉する歯底干渉も生ずるようになり、これら歯先11tおよび歯底13tの衝突により歯が折損するという重大な問題を生ずる。

また相互に噛合するリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bについても、リングギヤ12がケース本体1の前端開口内に固定されていると、リングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間の軸間距離が正規の軸間距離を保ち得ないことから、これらリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間の噛み合い率が歯面干渉によって所定通りの良好な噛み合い率に保たれず、これらリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bの強度低下や、耐久性の悪化を招くと共に、これらリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bの歯底干渉になり、これらギヤの歯が折損するという重大な問題を生ずる。

かといって、相互に噛合する歯車間の軸間距離を、出力軸9の傾倒時も図6,7につき上述した歯面干渉および歯底干渉が生ずることのない大きさに設定すると、
図5に対応する図8により示すごとく、タイヤ横力αが加わらない間において、サンギヤ11の後方歯面11dとピニオン大径ギヤ部13aの後方歯面13dとの間に、図5の場合（規定値）よりも大きな歯面隙間Wが発生すると共に、サンギヤ11の歯先面11tとピニオン大径ギヤ部13aの歯底面13tとの間に、図5（規定値）の場合よりも大きな歯底隙間Hが発生する。

これら大きな歯面隙間Wおよび歯底隙間Hは、車両の発進時や加減速切り替え時における歯の衝突ショックが大きくなって、ショックを発生し易くなるだけでなく、ギヤノイズや音振性能の悪化を招くという問題を生ずる。

＜タイヤ横力発生時の問題解決策＞
そこで本実施例においては、上記したタイヤ横力発生時の問題を解消するため、特に以下のごとくに構成する。
先ず、減速歯車組5の相互に噛合する歯車対のうち、リングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bについては、リングギヤ12を図1に示すごとくケース本体1の前端開口内に廻り止め、且つ抜け止めして設置するに際し、
リングギヤ12が出力軸9の傾倒時に図4に示すごとく、出力軸9上の段付きピニオン13（小径ギヤ部13b）と共に変位し得るよう、所定の「ガタ」を持たせてリングギヤ12をケース本体1の前端開口内に設置する。

かようにリングギヤ12が出力軸9の傾倒時に段付きピニオン13（小径ギヤ部13b）と共に変位し得るような構成によれば、出力軸9の傾倒時も、リングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bの軸間距離が規定値のまま不変に保たれる。
よって出力軸9の傾倒によっても、リングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間に、図6につき前述した歯面干渉を生ずることがなく、これらリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間の噛み合い率が所定通りの良好な噛み合い率に保たれ、リングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bの強度低下や、耐久性の悪化を回避し得る。
また同様な理由から、これらリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間に、図7につき前述した歯底干渉を生ずることもなく、これらギヤの歯が折損するという重大な問題をも回避することができる。

他方で減速歯車組5の相互に噛合する歯車対のうち、ホイールベアリング18から遠くて、出力軸9の傾倒時に歯車軸間距離の変化が大きくなる、サンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aについては、図3,5に示すタイヤ横力非発生状態でのサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の軸間距離を以下のごとくに設定する。

つまり、タイヤ横力α（図1参照）による出力軸9の傾倒時に歯車軸間距離が最も短くなる図2のA部におけるサンギヤ11とピニオン大径ギヤ部13aとの噛合箇所に関し、タイヤ横力非発生状態で図9に示すごとくに発生していた、サンギヤ11の後方歯面11dとピニオン大径ギヤ部13aの後方歯面13dとの間における歯面隙間W、および、サンギヤ11の歯先面11tとピニオン大径ギヤ部13aの歯底面13tとの間における歯底隙間Hがそれぞれ以下のごとく、タイヤ横力α（図1参照）による出力軸9の傾倒時も残存し続けるように、タイヤ横力非発生状態でのサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の軸間距離を設定する。

すなわち、通常走行時に加わるタイヤ横力αは図10のα1程度が最大で、このタイヤ横力α1によりサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の軸間距離Lは、同図L2で示す程度まで短縮され、かかる軸間距離Lの短縮によって従来は、図2のA部におけるサンギヤ11とピニオン大径ギヤ部13aとの噛合箇所において、図6につき前述した歯面干渉を生じたが、
本実施例においては、かかる通常走行時の最大タイヤ横力α1（サンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の軸間距離LのL2への短縮）によっても、図9に示す歯面隙間Wが完全に無くなって、図6につき前述したような歯面干渉を生ずることのないよう、タイヤ横力非発生状態でのサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の軸間距離を設定する。

但し、そのための軸間距離の増大は必要最小限の値とし、図8につき前述したショックの問題や、ギヤノイズの問題や、音振性能の悪化に関する問題を生ずることのないようなものとする。

一方で、縁石乗り上げなどにより、上記の通常走行時では発生することのない異常外力で車輪15に作用するタイヤ横力αは最も大きい場合は図10のα2ほどにもなり、この大きなタイヤ横力α2によりサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の軸間距離Lは、同図L1で示す程度まで大きく短縮され、かかる軸間距離Lの大きな短縮によって従来は、図2のA部におけるサンギヤ11とピニオン大径ギヤ部13aとの噛合箇所において、図7につき前述した歯底干渉を生じたが、
本実施例においては、かかる異常外力発生時のタイヤ横力α2（サンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の軸間距離LのL1への短縮）によっても、図9に示す歯底隙間Hが完全に無くなって、図7につき前述したような歯底干渉を生ずることのないよう、タイヤ横力非発生状態でのサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の軸間距離を設定する。

但し、そのための軸間距離の増大は必要最小限の値とし、図8につき前述したショックの問題や、ギヤノイズの問題や、音振性能の悪化に関する問題を生ずることのないようなものとする。

＜実施例の効果＞
上記した本実施例においては、通常走行時のタイヤ横力α1による出力軸9の傾倒で発生した入力軸8および出力軸9間の軸交角が最大になる時も、相互に噛合するサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの歯面間に隙間Wが残存するように、これらサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの軸間距離を設定したため、
通常走行時のタイヤ横力α1による出力軸9の傾倒によっても、サンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの歯面隙間Wが無くなることが決してなく、これらサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aが隙間なく接して歯面干渉するのを回避することができ、この歯面干渉により、サンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間の噛み合い率が悪化したり、これらサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの強度が低下したり、耐久性が悪化するのを回避することができる。

また、縁石乗り上げなどによる異常外力に起因したタイヤ横力α2による出力軸9の傾倒に伴って入力軸8および出力軸9間の軸交角が最大になる時も、相互に噛合するサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13a間に歯底隙間Hが残存するように、これらサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの軸間距離を設定したため、
縁石乗り上げなどに起因したタイヤ横力α2による出力軸9の傾倒によっても、サンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの歯底隙間Hが無くなることが決してなく、これらサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの歯先および歯底が接して歯底干渉するのを回避することができ、この歯底干渉により歯が折損するという重大な問題も回避することができる。

しかも、上記2つのの効果を達成するための歯車軸間距離の設定を、出力軸9の傾倒時に歯車軸間距離が最も小さくなる歯車対であるサンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aに対して当該歯車軸間距離の設定を行ったため、
本当に必要な歯車対に対し重点的に上記歯車軸間距離の設定を行うこととなり、上記歯車軸間距離の設定（増大）が不要な歯車対に対し無駄に行われて、図8につき前述したショックの問題や、ギヤノイズの問題や、音振性能の悪化に関する問題が生ずるのを回避することができる。

なお本実施例においては、他方の歯車対、つまりリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bについて、以下の対策を施す。
つまり、リングギヤ12を図1に示すごとくケース本体1の前端開口内に設置するに際し、
リングギヤ12が出力軸9の傾倒時に図4に示すごとく、出力軸9上の段付きピニオン13（小径ギヤ部13b）と共に変位し得るよう、所定の「ガタ」を持たせてリングギヤ12をケース本体1の前端開口内に設置する。

このため、出力軸9の傾倒時も、リングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bの軸間距離が規定値のまま不変に保たれることとなり、
出力軸9の傾倒によっても、リングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間に、図6につき前述した歯面干渉、および図7につき前述した歯底干渉を生ずることがなく、これらリングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13b間の噛み合い率が所定通りの良好な噛み合い率に保たれ、リングギヤ12およびピニオン小径ギヤ部13bの強度低下や、耐久性の悪化や、歯の折損事故を回避し得る。

＜その他の実施例＞
なお上記した実施例では、サンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの軸間距離を、図6につき前述した歯面干渉、および図7につき前述した歯底干渉の双方が生ずることのないよう設定したが、
後者の歯底干渉が希であることから、これに対する対策を機能上またはコスト上の観点などから行わずに、図6につき前述した歯面干渉のみが生ずることのないよう、サンギヤ11およびピニオン大径ギヤ部13aの軸間距離を設定してもよいのは言うまでもない。

また上記した実施例においては、歯車伝動ユニットを電気自動車のインホイールモータユニットとして構成したが、
本発明の歯車伝動ユニットは、インホイールモータユニット用に限られるものではなく、産業上のあらゆる伝動ユニットに適用可能であるのは勿論である。

更に上記した実施例においては、歯車伝動ユニット内の歯車組として遊星歯車式減速歯車組5を用いる場合につき説明したが、
歯車伝動ユニット内の歯車組としては、これに限られず、平行軸式歯車組など、あらゆる型式の歯車組を用いることができ、この場合も、本発明の前記着想を適用することで、同様な作用効果を奏し得ること勿論である。

1 ケース本体
2 リヤカバー
3 ユニットケース
4 電動モータ
5 遊星歯車式減速歯車組（歯車組）
6 ステータ
7 ロータ
8 入力軸
9 出力軸
11 サンギヤ
12 リングギヤ
13 段付きプラネタリピニオン
14a,14b キャリア
15 車輪
16 ローラベアリング（入出力軸間軸受嵌合部）
17 ボールベアリング
18 複列アンギュラベアリング
19 端蓋
20 ブレーキディスク
21 ホイールハブ
22 シールアダプタ
23 ホイールボルト
24 ホイールナット
25 ブレーキパッド

Claims (4)

1. 入力軸および出力軸の同軸突き合わせ端部を相互に相対回転可能に軸受嵌合させ合うと共に、この入出力軸間軸受嵌合部から軸線方向に離間した入力軸および出力軸の箇所をそれぞれユニットケースに軸受し、
   これら入力軸および出力軸間を、前記ユニットケースに対する入力軸の軸受箇所と前記入出力軸間軸受嵌合部との間において前記入力軸に固設したサンギヤ、および該サンギヤの外周に噛合させて前記出力軸に回転自在に支持したピニオンを含む複数の歯車よりなる歯車組により駆動結合した歯車伝動ユニットにおいて、
   前記出力軸に異常外力が加わらない前記歯車伝動ユニットの通常伝動中に生ずる前記入力軸および出力軸間の前記入出力軸間軸受嵌合部周りにおける軸交角が最大になる時も、前記相互に噛合するサンギヤおよびピニオンの歯面間における隙間が無くなることなく残存しているよう、該相互に噛合するサンギヤおよびピニオン間の軸間距離を設定して構成したことを特徴とする歯車伝動ユニット。
2. 請求項1に記載の歯車伝動ユニットにおいて、
   前記出力軸に前記異常外力が加わることによって、前記歯車伝動ユニットの通常伝動中における前記入力軸および出力軸間の最大軸交角より大きな軸交角が前記入力軸および出力軸間に発生する時も、前記相互に噛合するサンギヤおよびピニオンの歯先および歯底間における隙間が無くなることなく残存しているよう、該相互に噛合するサンギヤおよびピニオンの軸間距離を設定して構成したことを特徴とする歯車伝動ユニット。
3. 前記入力軸および出力軸間を駆動結合する歯車組が、入力軸上の前記サンギヤと、該サンギヤおよび前記入出力軸間軸受嵌合部間の軸線方向位置にあって非回転のリングギヤと、これらサンギヤおよびリングギヤにそれぞれ噛合するサンギヤ側ギヤ部およびリングギヤ側ギヤ部を有する段付きピニオンとして構成した前記ピニオンと、該段付きピニオンを回転自在に支持して前記出力軸に結合されたキャリアとから成るものである、請求項1または2に記載の歯車伝動ユニットにおいて、
   前記段付きピニオンおよびサンギヤに対して前記軸間距離の設定を行うことを特徴とする歯車伝動ユニット。
4. 請求項3に記載の歯車伝動ユニットにおいて、
   前記非回転リングギヤを、前記入力軸および出力軸間における軸交角の発生時に、該軸交角の発生に起因した前記段付きピニオンの前記リングギヤ側ギヤ部の変位に追従して変位し得るようなガタを持たせて、前記ユニットケースに回転不能に取り付けたことを特徴とする歯車伝動ユニット。

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