JPWO2019074119A1 - 車両用駆動装置 - Google Patents

Abstract

回転電機と、第１遊星歯車機構（３１）及び第２遊星歯車機構（３２）を有する減速装置（３）と、差動歯車装置とが、回転電機と同軸に配置される。動力伝達経路の順で第１遊星歯車機構（３１）は第２遊星歯車機構（３２）よりも回転電機の側に配置され、軸方向（Ｌ）に沿って第１遊星歯車機構（３１）は第２遊星歯車機構（３２）よりも回転電機の側に配置される。第１遊星歯車機構（３１）及び第２遊星歯車機構（３２）には、互いのスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）が軸方向（Ｌ）において互いに逆方向となるように斜歯のねじれ角（θ１，θ２）が形成されている。第１遊星歯車機構（３１）の減速比は、第２遊星歯車機構（３２）の減速比以上である。

Description

本発明は、第１車輪及び第２車輪の駆動力源となる回転電機と、回転電機の回転を減速する減速装置と、減速装置を介して伝達される回転電機からの駆動力を第１車輪と第２車輪とに分配する差動歯車装置とを備えた車両用駆動装置に関する。

車両用駆動装置の一例が、特開平１０−２８７１４２号公報（特許文献１）に開示されている。以下、背景技術の説明において括弧内に示す符号は特許文献１のものである。特許文献１の車両用駆動装置は、モータ（Ｍ）と、ディファレンシャル装置（Ｇｄ）と、モータ（Ｍ）の動力をディファレンシャル装置（Ｇｄ）に伝達するカウンタギヤ機構（Ｇｃ）とを備えている。カウンタギヤ機構（Ｇｃ）は、モータ（Ｍ）の回転を減速してディファレンシャル装置（Ｇｄ）に伝達する減速装置を構成している。そして、特許文献１の図１及び図２に示されているように、モータ（Ｍ）、ディファレンシャル装置（Ｇｄ）、及びカウンタギヤ機構（Ｇｃ）は、互いに平行な３つの軸に分かれて配置されている。

ところで、車両用駆動装置の車載性を考慮すると、装置全体は極力小型化されていることが好ましい。この点に関して、特許文献１の車両用駆動装置では、回転電機、減速装置（特許文献１ではカウンタギヤ機構）、及び差動歯車装置の３つの装置が、互いに平行な３つの軸に分かれて配置されるため、装置全体が径方向に大型化しやすい。装置全体を径方向に小型化するために、これら３つの装置を同軸上に配置することが考えられるが、この場合には、装置全体が軸方向に大型化しやすくなる。

特開平１０−２８７１４２号公報

そこで、径方向及び軸方向の双方における装置全体の小型化を図ることが可能な車両用駆動装置の実現が望まれる。

車両用駆動装置は、１つの態様として、
第１車輪及び第２車輪の駆動力源となる回転電機と、
前記回転電機の回転を減速する減速装置と、
前記減速装置を介して伝達される前記回転電機からの駆動力を前記第１車輪と前記第２車輪とに分配する差動歯車装置と、を備え、
前記減速装置及び前記差動歯車装置が前記回転電機と同軸に配置され、
前記減速装置は、第１遊星歯車機構と第２遊星歯車機構とを有し、動力伝達経路の順で前記第１遊星歯車機構が前記第２遊星歯車機構よりも前記回転電機の側に配置されると共に、軸方向に沿って前記第１遊星歯車機構が前記第２遊星歯車機構よりも前記回転電機の側に配置され、
前記第１遊星歯車機構及び前記第２遊星歯車機構は、前記第１遊星歯車機構のスラスト力と前記第２遊星歯車機構のスラスト力とが、前記軸方向において互いに逆方向となるように斜歯のねじれ角が形成され、
前記第１遊星歯車機構の減速比である第１減速比が、前記第２遊星歯車機構の減速比である第２減速比以上とされる。

この構成によれば、減速装置及び差動歯車装置が回転電機と同軸に配置されるため、これら３つの装置が互いに平行な３つの軸に分かれて配置される場合に比べて、車両用駆動装置の径方向の寸法を小さく抑えることができる。その上で、この構成によれば、以下に述べるようにスラスト軸受を小型化することができるため、車両用駆動装置が軸方向に大型化することを抑制しつつ、これら３つの装置を同軸上に配置することができる。

斜歯歯車は、その構造上、回転軸に平行なスラスト力を発生させる。共に斜歯歯車を用いて構成された第１遊星歯車機構及び第２遊星歯車機構がそれぞれ発生させるスラスト力の向きが互いに逆方向であれば、それぞれのスラスト力が打ち消し合うようにすることが可能となる。一般的に、スラスト力による軸方向への斜歯歯車からの荷重を受け止めるために、斜歯歯車には軸方向に隣接してスラスト軸受が配置される。発生するスラスト力が大きいとこのスラスト軸受への負荷が大きくなり、減速装置並びに車両用駆動装置の耐久性にも影響する。スラスト軸受を大型化すると車両用駆動装置の小型化の妨げとなる。本構成によれば、２つの遊星歯車機構によるスラスト力を互いに一部が打ち消し合うようにすることによってスラスト軸受への負荷を軽減することができる。

ところで、スラスト力の大きさは、伝達トルクとの間に相関関係を有し、伝達トルクが大きいほどスラスト力も大きくなる。第１減速比と第２減速比とが同等の場合でも、第１遊星歯車機構で減速された後の回転が伝達される第２遊星歯車機構の伝達トルクは、第１遊星歯車機構の伝達トルクに比べて大きくなる。第１減速比が第２減速比以上であれば、減速装置の全体での減速比を維持しつつも、第１減速比と第２減速比とが同等の場合に比べて第２遊星歯車機構の伝達トルクを小さくすることができる。これにより、第１遊星歯車機構のスラスト力と第２遊星歯車機構のスラスト力との差を低減し、より多くのスラスト力が打ち消し合うようにすることができる。このように、本構成によれば、第１遊星歯車機構及び第２遊星歯車機構を支持するスラスト軸受への負荷をさらに軽減することができる。またこれにより、スラスト軸受を小型化して車両用駆動装置の軸方向の長さを短く抑えることも可能となる。
このように、本構成によれば、径方向及び軸方向の双方における車両用駆動装置の全体の小型化を図ることができる。

さらなる特徴と利点は、図面を参照して説明する車両用駆動装置の実施形態についての以下の記載から明確となる。

車両用駆動装置の軸方向断面図 車両用駆動装置のスケルトン図 減速装置の軸方向断面図 減速装置の斜歯の構成及びスラスト力の説明図 遊星歯車機構による差動歯車装置の一例を示す軸方向断面図

以下、車両用駆動装置の実施形態を図面に基づいて説明する。図１は、車両用駆動装置１００の軸方向断面図であり、図２は、車両用駆動装置１００のスケルトン図である。車両用駆動装置１００は、例えば、内燃機関及び回転電機を第１車輪５０１及び第２車輪５０２の駆動力源とするハイブリッド自動車や、回転電機を第１車輪５０１及び第２車輪５０２の駆動力源とする電気自動車に搭載される駆動装置である。図１及び図２に示すように、車両用駆動装置１００は、第１車輪５０１及び第２車輪５０２の駆動力源として回転電機２のみを備えている。２輪駆動の４輪車の場合には、これによって電気自動車が実現できる。また、４輪駆動の４輪車の場合には、他の２輪を内燃機関の駆動力によって駆動することでハイブリッド車両が実現できる。当然ながら、４輪駆動の４輪車の場合には、本実施形態の車両用駆動装置１００を他の２輪にも適用することで、４輪駆動の電気自動車を実現することもできる。

尚、以下の説明において、「駆動連結」とは、２つの回転要素が駆動力を伝達可能に連結された状態を指し、当該２つの回転要素が一体的に回転するように連結された状態、或いは当該２つの回転要素が１つ又は２つ以上の伝動部材を介して駆動力を伝達可能に連結された状態を含む。このような伝動部材としては、回転を同速で又は変速して伝達する各種の部材、例えば、軸、歯車機構、ベルト、チェーン等が含まれる。尚、伝動部材として、回転及び駆動力を選択的に伝達する係合装置、例えば、摩擦係合装置、噛み合い式係合装置等が含まれていても良い。但し、下記において説明する減速装置３及び差動歯車装置４において、各回転要素について「駆動連結」という場合には、当該装置が備える３つ以上の回転要素に関して互いに他の回転要素を介することなく駆動連結されている状態を指すものとする。

また、以下の説明において、「筒状」、「円筒状」などと表現した場合、多少の異形部分を有していたとしてもその全体としての概略形状が筒や円筒であることを意味する。これらに限らず、形状等に関して「状」を付して用いる他の表現に関しても同様である。

図１及び図２に示すように、車両用駆動装置１００は、ケース１と、駆動力を出力するためのロータ軸２７を有する回転電機２と、遊星歯車機構を含む減速装置３と、差動歯車装置４とを備えている。減速装置３は、回転電機２の回転を減速して差動歯車装置４に駆動力を伝達する。差動歯車装置４は、第１ドライブシャフト５１及び第２ドライブシャフト５２のそれぞれに回転電機２からの駆動力を分配する。尚、本実施形態では、第１ドライブシャフト５１は、分配出力軸５３に駆動連結されている。差動歯車装置４は、第２ドライブシャフト５２及び分配出力軸５３に駆動力を分配し、第１ドライブシャフト５１は、分配出力軸５３を介して分配された駆動力を伝達される。

本実施形態の車両用駆動装置１００においては、回転電機２、減速装置３、差動歯車装置４、第１ドライブシャフト５１、第２ドライブシャフト５２、及び分配出力軸５３が、回転電機２のロータ軸２７を基準として同軸配置されている。従って、回転電機２のロータ軸２７に沿った方向は、車両用駆動装置１００の回転軸に沿った方向と等価であり、回転電機２のロータ軸２７の径に沿った方向は、車両用駆動装置１００の径に沿った方向と等価である。本実施形態では、回転電機２のロータ軸２７に沿った方向を車両用駆動装置１００の軸方向Ｌと称し、回転電機２のロータ軸２７の径に沿った方向を車両用駆動装置１００の径方向Ｒと称する。また、軸方向Ｌにおいて、減速装置３に対して回転電機２が配置される側を軸方向第１側Ｌ１と称し、減速装置３に対して差動歯車装置４が配置される側を軸方向第２側Ｌ２と称する。また、径方向Ｒにおいて、ロータ軸２７とは反対の外側を径方向外側Ｒ１と称し、ロータ軸２７側の内側を径方向内側Ｒ２と称する。

また、本実施形態の車両用駆動装置１００においては、動力伝達経路の順で、回転電機２、減速装置３、差動歯車装置４の順に並んで配置されている。後述するように、減速装置３は、第１遊星歯車機構３１と第２遊星歯車機構３２とを有している。これを考慮すると、動力伝達経路の順で、回転電機２、第１遊星歯車機構３１、第２遊星歯車機構３２、差動歯車装置４が記載の順に並んで配置されている。また、回転電機２と減速装置３（第１遊星歯車機構３１及び第２遊星歯車機構３２）と差動歯車装置４とは、軸方向Ｌに沿って、回転電機２、第１遊星歯車機構３１、第２遊星歯車機構３２、差動歯車装置４の順に並んで配置されている。つまり、動力伝達経路の順、軸方向Ｌに沿った配置の順の何れにおいても、第１遊星歯車機構３１は第２遊星歯車機構３２よりも回転電機２の側に配置されている。

ケース１は、回転電機２、減速装置３、及び差動歯車装置４を内部に収容している。また、本実施形態では、ケース１は、さらに、第１ドライブシャフト５１の一部（軸方向第２側Ｌ２の端部）、第２ドライブシャフト５２の一部（軸方向第１側Ｌ１の端部）、及び分配出力軸５３も内部に収容している。ケース１は、回転電機２、減速装置３、及び差動歯車装置４の径方向外側Ｒ１を囲む筒状の周壁部１０を備えて形成されている。ケース１は、ケース本体１１（第１ケース部）と、本体カバー１２（第２ケース部）と、底部カバー１３とを有している。ケース本体１１は、軸方向第１側Ｌ１の端部に位置する底部１１ａを有する有底筒状に形成され、底部１１ａとは反対側（軸方向第２側Ｌ２）に開口部を有している。本体カバー１２は、軸方向第１側Ｌ１においてケース本体１１に当接してその開口部を覆うように配置され、軸方向第２側Ｌ２に向かうに従って小径となる錐形筒状に形成されている。底部カバー１３は、ケース本体１１の底部１１ａよりも軸方向第１側Ｌ１で底部１１ａを覆うように配置される。ケース本体１１と本体カバー１２とは、互いに固定部材（本実施形態においては、ボルト）によって固定されている。同様に、ケース本体１１と底部カバー１３とも、互いに固定部材（本実施形態においては、ボルト）によって固定されている。

回転電機２及び減速装置３の一部（第１遊星歯車機構３１）は、ケース本体１１の内部空間に配置されている。減速装置３の他の一部（第２遊星歯車機構３２）、差動歯車装置４、及び第２ドライブシャフト５２の一部（軸方向第１側Ｌ１の端部）は、本体カバー１２の内部空間に配置されている。第１ドライブシャフト５１の一部（軸方向第２側Ｌ２の端部）は、ケース本体１１と底部カバー１３とによって形成される内部空間に配置されている。分配出力軸５３は、ケース本体１１と本体カバー１２と底部カバー１３とによって形成される内部空間に配置されている。

図３に示すように、ケース１は、支持部材１４を有している。本実施形態においては、支持部材１４は、第１支持材１４１と第２支持材１４２とを含む。第１支持材１４１はケース本体１１に一体的に固定され、第２支持材１４２は第１支持材１４１に一体的に固定されている。第１支持材１４１は、周壁部１０（ここでは、周壁部１０におけるケース本体１１により構成される部分）に固定されている。すなわち、本実施形態では、支持部材１４は、ケース１の周壁部１０に支持されている。なお、支持部材１４が周壁部１０と一体的に形成された構成とすることも可能である。第１支持材１４１は、回転電機２と減速装置３（第１遊星歯車機構３１）との間において、径方向Ｒ及び周方向に沿って延在するように形成されている。第１支持材１４１の周方向の少なくとも一箇所において、第１支持材１４１の径方向外側Ｒ１の端部とケース本体１１とが固定部材（本実施形態ではボルト）によって固定されている。第２支持材１４２は、第１遊星歯車機構３１と第２遊星歯車機構３２との間において、径方向Ｒ及び周方向に沿って延在するように形成されている。第２支持材１４２の周方向の少なくとも一箇所において、第２支持材１４２の径方向外側Ｒ１の端部と第１支持材１４１とが固定部材（本実施形態ではボルト）によって固定されている。尚、第２支持材１４２は、第１支持材１４１よりも軸方向第２側Ｌ２において、第１支持材１４１に一体的に固定されている。

回転電機２は、ロータコア２２の内部に永久磁石２３を備えたロータ２１と、ステータコア２５にステータコイル２６が巻き回されたステータ２４と、ロータコア２２に連結されたロータ軸２７とを備えた永久磁石型回転電機である。ステータ２４（具体的には、ステータコア２５）は、ケース１に固定されており、具体的には、ケース１の周壁部１０に固定されている。ロータコア２２の径方向内側Ｒ２で、ロータ軸２７がロータコア２２に連結され、ロータ２１とロータ軸２７とが一体的に回転する。尚、本実施形態においては、回転電機２は永久磁石型回転電機であるが、例えば誘導型回転電機など他の方式の回転電機であっても良い。

ロータ軸２７は、円筒状に形成されている。ロータ軸２７における軸方向Ｌに沿ってロータコア２２よりも軸方向第１側Ｌ１に突出した部分は、第１ロータ軸受６１を介して、ケース１のケース本体１１に回転可能に支持されている。ロータ軸２７における軸方向Ｌに沿ってロータコア２２よりも軸方向第２側Ｌ２に突出した部分は、第２ロータ軸受６２を介して、支持部材１４の第１支持材１４１に回転可能に支持されている。

上述したように、本実施形態においては、減速装置３は、第１遊星歯車機構３１と、第２遊星歯車機構３２とを含む。第１遊星歯車機構３１は、第１サンギヤＳ３１と、第１リングギヤＲ３１と、第１キャリヤＣ３１と、複数の第１ピニオンギヤＰ３１とを有するシングルピニオン型の遊星歯車機構である。第１サンギヤＳ３１は、第１遊星歯車機構３１の入力要素であり、回転電機２のロータ軸２７と一体回転するように連結されている。第１リングギヤＲ３１は、第１遊星歯車機構３１の固定要素であり、回転しないように第１支持材１４１に支持されている。すなわち、第１リングギヤＲ３１は、第１支持材１４１（固定部材の一例）に対し回転不能に連結されている。第１キャリヤＣ３１は、第１遊星歯車機構３１の出力要素であり、後述するように第２遊星歯車機構３２の第２サンギヤＳ３２に連結されている。このように、本実施形態では、第１サンギヤＳ３１が回転可能な回転可能要素とされ、第１リングギヤＲ３１が回転不能な固定要素とされている。

第１ピニオンギヤＰ３１は、第１サンギヤＳ３１と第１リングギヤＲ３１とに噛み合うように配置され、第１キャリヤＣ３１により回転可能に支持されている。第１ピニオンギヤＰ３１は、第１ピニオンギヤＰ３１の軸心回りに回転（自転）すると共に、第１サンギヤＳ３１の軸心回りに回転（公転）するように構成されている。尚、図示は省略するが、第１ピニオンギヤＰ３１は、第１ピニオンギヤＰ３１の公転軌跡に沿って、互いに間隔を空けて複数設けられている。

上述したように、第２遊星歯車機構３２は、第１遊星歯車機構３１に対して軸方向第２側Ｌ２に配置、つまり、第１遊星歯車機構３１に対して回転電機２側とは反対側に配置されている。第２遊星歯車機構３２は、第２サンギヤＳ３２と、第２リングギヤＲ３２と、第２キャリヤＣ３２と、複数の第２ピニオンギヤＰ３２とを有するシングルピニオン型の遊星歯車機構である。

第２サンギヤＳ３２は、第２遊星歯車機構３２の入力要素である。上述したように、第２サンギヤＳ３２は、第１遊星歯車機構３１の出力要素である第１キャリヤＣ３１に連結されている。本実施形態では、第２サンギヤＳ３２は、第１キャリヤＣ３１とスプライン係合によって連結されている。つまり、本実施形態では、第１遊星歯車機構３１と第２遊星歯車機構３２とがそれぞれ独立して形成され、第１遊星歯車機構３１と第２遊星歯車機構３２とがスプライン係合によって連結されている形態を例示している。しかし、第１キャリヤＣ３１と第２サンギヤＳ３２とが別の部材によって構成されている形態に限らず、第１キャリヤＣ３１と第２サンギヤＳ３２とが一つの部品で構成されていてもよい。例えば、第１遊星歯車機構３１と第２遊星歯車機構３２とが一体的に構成されて、１つの減速装置３が形成されていてもよい。また、第１キャリヤＣ３１と第２サンギヤＳ３２とが別の部材によって構成されている場合においても、スプライン係合に限らず、例えば溶接等によって両者が連結されていてもよい。

ところで、図１及び図２に示すように、第２ドライブシャフト５２は軸方向Ｌにおいて差動歯車装置４に隣接して配置されているが、軸方向Ｌにおいて第１ドライブシャフト５１と差動歯車装置４との間には、回転電機２及び減速装置３が存在する。このため、第１ドライブシャフト５１は、回転電機２及び減速装置３を貫通する分配出力軸５３を介して差動歯車装置４に連結されている。本実施形態では、一体的に回転する第１キャリヤＣ３１及び第２サンギヤＳ３２は、ブッシュ等の滑り軸受を介して分配出力軸５３に対して回転可能に支持されている。

第２リングギヤＲ３２は、第２遊星歯車機構３２の固定要素であり、周方向へ回転しないように第２支持材１４２に支持されている。すなわち、第２リングギヤＲ３２は、第２支持材１４２（固定部材の一例）に対し回転不能に連結されている。第２キャリヤＣ３２は、第２遊星歯車機構３２の出力要素である。本実施形態では、第２キャリヤＣ３２は、差動歯車装置４の差動ケースＤ４と一体的に形成されている。また、本実施形態では、第２キャリヤＣ３２の軸方向第１側Ｌ１の端部は、減速装置３の第１遊星歯車機構３１と第２遊星歯車機構３２との間において、第１差動ケース軸受６６を介して、第２支持材１４２に回転可能に支持されている。このように、本実施形態では、第２サンギヤＳ３２が回転可能な回転可能要素とされ、第２リングギヤＲ３２が回転不能な固定要素とされている。

第２ピニオンギヤＰ３２は、第２サンギヤＳ３２と第２リングギヤＲ３２とに噛み合うように配置され、第２キャリヤＣ３２により回転可能に支持されている。第２ピニオンギヤＰ３２は、第２ピニオンギヤＰ３２の軸心回りに回転（自転）すると共に、第２サンギヤＳ３２の軸心回りに回転（公転）するように構成されている。尚、図示は省略するが、第２ピニオンギヤＰ３２は、第２ピニオンギヤＰ３２の公転軌跡に沿って、互いに間隔を空けて複数設けられている。

図３に示すように、支持部材１４（固定部材の一例）は、第１リングギヤＲ３１を支持する第１支持部１４ａと、第２リングギヤＲ３２を支持する第２支持部１４ｂとを有している。本実施形態では、支持部材１４が備える第１支持材１４１に第１支持部１４ａが形成され、支持部材１４が備える第２支持材１４２に第２支持部１４ｂが形成されている。そして、第１リングギヤＲ３１は、第１支持部１４ａによって外周側から少なくとも部分的に覆われた状態で、第１支持部１４ａに支持され、第２リングギヤＲ３２は、第２支持部１４ｂによって外周側から少なくとも部分的に覆われた状態で、第２支持部１４ｂに支持されている。具体的には、第１支持部１４ａは、スプライン嵌合により第１リングギヤＲ３１に対して径方向外側Ｒ１から連結されることで、第１リングギヤＲ３１を周方向に回転不能に支持している。ここでは、第１支持部１４ａは、周方向の全域に亘って連続的に形成されており、第１リングギヤＲ３１を周方向の全域に亘って覆うように配置されている。また、第２支持部１４ｂは、スプライン嵌合により第２リングギヤＲ３２に対して径方向外側Ｒ１から連結されることで、第２リングギヤＲ３２を周方向に回転不能に支持している。ここでは、第２支持部１４ｂは、周方向の全域に亘って連続的に形成されており、第２リングギヤＲ３２を周方向の全域に亘って覆うように配置されている。

差動歯車装置４は、減速装置３を介して伝達される回転電機２からの駆動力を第１車輪５０１と第２車輪５０２とに分配する。具体的には、差動歯車装置４は、減速装置３を介して伝達される回転電機２からの駆動力を、分配出力軸５３に駆動連結された第１ドライブシャフト５１と、第２ドライブシャフト５２とを介して、それぞれ第１車輪５０１と第２車輪５０２とに分配する。本実施形態では、差動歯車装置４は、入力要素としての差動ケースＤ４と、差動ケースＤ４と一体回転するように差動ケースＤ４に支持されたピニオンシャフトＦ４と、ピニオンシャフトＦ４に対して回転可能に支持された第１差動ピニオンギヤＰ４１及び第２差動ピニオンギヤＰ４２と、分配出力要素としての第１サイドギヤＢ４１及び第２サイドギヤＢ４２とを有している。ここでは、第１差動ピニオンギヤＰ４１、第２差動ピニオンギヤＰ４２、第１サイドギヤＢ４１、及び第２サイドギヤＢ４２は、何れも傘歯車である。つまり、差動歯車装置４は、傘歯車型のギヤ機構を備えた差動歯車装置である。

差動ケースＤ４は、中空の部材であり、差動ケースＤ４の内部には、ピニオンシャフトＦ４と、一対の差動ピニオンギヤＰ４（第１差動ピニオンギヤＰ４１及び第２差動ピニオンギヤＰ４２）と、第１サイドギヤＢ４１及び第２サイドギヤＢ４２とが収容されている。本実施形態においては、差動ケースＤ４は、第２遊星歯車機構３２の第２キャリヤＣ３２と一体的に形成されており、第２キャリヤＣ３２が差動ケースＤ４の一部として構成されている。そのため、本実施形態においては、第２キャリヤＣ３２の軸方向第１側Ｌ１の端部が、差動ケースＤ４の第１被支持部Ｄ４ａとして機能する。第１被支持部Ｄ４ａは、軸方向Ｌにおける第１遊星歯車機構３１と第２遊星歯車機構３２との間に配置されている。第１被支持部Ｄ４ａは、支持部材１４を介してケース１に固定された第１差動ケース軸受６６によって直接支持されている。上述したように、第１支持材１４１がケース本体１１に一体的に固定され、第１支持材１４１と第２支持材１４２とが互いに一体的に固定されている。そのため、第１被支持部Ｄ４ａは、第１差動ケース軸受６６を介してケース本体１１に支持されている。

また、差動ケースＤ４は、軸方向Ｌにおける第１被支持部Ｄ４ａとは反対側（軸方向第２側Ｌ２）に位置する第２被支持部Ｄ４ｂを有している。ここでは、第２被支持部Ｄ４ｂは、軸方向Ｌに沿って第２サイドギヤＢ４２よりも軸方向第２側Ｌ２に突出するように形成されている。第２被支持部Ｄ４ｂは、第１サイドギヤＢ４１及び第２サイドギヤＢ４２と同軸の円筒状に形成されている。第２被支持部Ｄ４ｂは、ケース１の本体カバー１２に固定された第２差動ケース軸受６７によって直接支持されている。つまり、第２被支持部Ｄ４ｂは、第２差動ケース軸受６７を介して回転可能にケース１の本体カバー１２に支持されている。

ピニオンシャフトＦ４は、一対の差動ピニオンギヤＰ４に挿通され、それらを回転可能に支持している。ピニオンシャフトＦ４は、差動ケースＤ４に径方向Ｒに沿って形成された貫通孔に挿入されており、係止部材４３により差動ケースＤ４に係止されている。

一対の差動ピニオンギヤＰ４は、径方向Ｒに沿って互いに間隔を空けて対向した状態でピニオンシャフトＦ４に取り付けられ、差動ケースＤ４の内部空間においてピニオンシャフトＦ４を中心として回転するように構成されている。

第１サイドギヤＢ４１及び第２サイドギヤＢ４２は、差動歯車装置４における分配後の回転要素である。第１サイドギヤＢ４１と第２サイドギヤＢ４２とは、軸方向Ｌに沿って互いに間隔を空けて、ピニオンシャフトＦ４を挟んで対向するように設けられ、差動ケースＤ４の内部空間においてそれぞれの周方向に回転するように構成されている。第１サイドギヤＢ４１と第２サイドギヤＢ４２とは、それぞれ第１差動ピニオンギヤＰ４１及び第２差動ピニオンギヤＰ４２に噛み合っている。第１サイドギヤＢ４１の内周面には、分配出力軸５３を連結するためのスプラインが形成されている。第２サイドギヤＢ４２の内周面には、第２ドライブシャフト５２を連結するためのスプラインが形成されている。

分配出力軸５３は、差動歯車装置４によって分配された回転電機２からの駆動力を第１ドライブシャフト５１に伝達する部材である。分配出力軸５３は、回転電機２のロータ軸２７の径方向内側Ｒ２を軸方向Ｌに貫通している。分配出力軸５３における軸方向第２側Ｌ２の端部の外周面には、差動歯車装置４の第１サイドギヤＢ４１に連結するためのスプラインが形成されている。当該スプラインと第１サイドギヤＢ４１の内周面のスプラインとが係合することにより、分配出力軸５３と第１サイドギヤＢ４１とが一体的に回転するように連結されている。分配出力軸５３の軸方向第１側Ｌ１の端部には、第１ドライブシャフト５１を連結するための連結部５３ａが形成されている。

連結部５３ａは、ケース本体１１の内部空間における回転電機２よりも軸方向第１側Ｌ１の部分から底部カバー１３の内部空間にかけて延在している。連結部５３ａは、分配出力軸５３における連結部５３ａ以外の部分と同軸の円筒状に形成されている。連結部５３ａは、分配出力軸５３における連結部５３ａ以外の部分の外径よりも大きい外径を有している。連結部５３ａは、第１出力軸受６８を介して回転可能にケース１の底部カバー１３に支持されていると共に、第２出力軸受６９を介して回転可能にケース本体１１の底部１１ａに支持されている。連結部５３ａにおける軸方向第２側Ｌ２の部分の内周面には、第１ドライブシャフト５１を連結するためのスプラインが形成されている。

第１ドライブシャフト５１は、第１車輪５０１に駆動連結され、第２ドライブシャフト５２は、第２車輪５０２に駆動連結されている。尚、本実施形態においては、分配出力軸５３の軸方向第１側Ｌ１の端部に連結部５３ａが設けられ、第１ドライブシャフト５１と分配出力軸５３の連結部５３ａとがスプラインによって連結されている。しかし、そのような構成に限定されることなく、例えば、分配出力軸５３の軸方向第１側Ｌ１の端部に、連結部５３ａの代わりにフランジヨークが設けられ、当該フランジヨークと第１ドライブシャフト５１とがボルトによって締結された構成であっても良い。

以下、第１遊星歯車機構３１及び第２遊星歯車機構３２を備えた減速装置３の詳細な構成について説明する。上述したように、第１遊星歯車機構３１は、入力要素である第１サンギヤＳ３１が回転電機２（具体的には、回転電機２のロータ軸２７）に駆動連結され、回転電機２の回転を第１減速比で減速して、出力要素である第１キャリヤＣ３１から駆動力を出力する。第２遊星歯車機構３２は、入力要素である第２サンギヤＳ３２が第１遊星歯車機構３１の第１キャリヤＣ３１に駆動連結され、回転電機２の回転をさらに第２減速比で減速して、出力要素である第２キャリヤＣ３２から駆動力を出力する。

本実施形態では、第１遊星歯車機構３１及び第２遊星歯車機構３２は、平歯車よりも強度が高く、ギヤノイズが小さいために高回転での使用にも適した斜歯歯車を用いて構成されている。但し、斜歯歯車は、構造上、回転軸に沿った方向への力であるスラスト力を生じさせる。斜歯歯車を用いた歯車装置が軸方向へ移動しようとする荷重を受け止めるために、斜歯歯車を用いた歯車装置には、一般的にスラスト軸受が設けられる。図１及び図３に示すように、第１遊星歯車機構３１に対して軸方向第１側Ｌ１には第１スラスト軸受７１が設けられ、第１遊星歯車機構３１と第２遊星歯車機構３２との軸方向Ｌの間には第２スラスト軸受７２が設けられ、第２遊星歯車機構３２に対して軸方向第２側Ｌ２には第３スラスト軸受７３が設けられている。より詳しくは、第１スラスト軸受７１は、第１サンギヤＳ３１に対して軸方向第１側Ｌ１に設けられている。本実施形態では、図３に示すように、上述した支持部材１４が、第１遊星歯車機構３１に対して第２遊星歯車機構３２が配置される側とは軸方向Ｌの反対側（すなわち、第１遊星歯車機構３１に対して軸方向第１側Ｌ１）に配置される部分（対象部分１４ｃ）を有するように、ケース１の周壁部１０に支持されている。ここでは、ケース１が備える対象部分１４ｃは、支持部材１４が備える第１支持材１４１に形成されている。そして、軸方向Ｌにおける第１サンギヤＳ３１と支持部材１４（具体的には、対象部分１４ｃ）との間に第１スラスト軸受７１が配置されている。なお、支持部材１４が周壁部１０と一体的に形成された構成とする等、対象部分１４ｃが周壁部１０と一体的に形成された構成とすることもできる。第２スラスト軸受７２は、第１サンギヤＳ３１に対して軸方向第２側Ｌ２であって第１キャリヤＣ３１と第２サンギヤＳ３２との連結部分に対して軸方向第１側Ｌ１に設けられている。第３スラスト軸受７３は、第２サンギヤＳ３２に対して軸方向第２側Ｌ２に設けられている。本実施形態では、第２スラスト軸受７２が、第１遊星歯車機構３１及び第２遊星歯車機構３２の互いに対向するスラスト力を伝達する「伝達部材」として機能する。尚、「伝達部材」はワッシャ等であっても良い。尚、上述したように、本実施形態では、第２サンギヤＳ３２は、第１キャリヤＣ３１とスプライン係合によって連結されている。このため、この経路においてもスラスト力が伝達され、第１キャリヤＣ３１又は第１キャリヤＣ３１と第２サンギヤＳ３２とを連結する部材も「伝達部材」として機能する。

図４は、減速装置３の斜歯の構成及びスラスト力を示している。第１遊星歯車機構３１及び第２遊星歯車機構３２は、第１遊星歯車機構３１のスラスト力である第１スラスト力ＳＦ１と第２遊星歯車機構３２のスラスト力である第２スラスト力ＳＦ２とが、軸方向Ｌにおいて互いに逆方向となるように斜歯のねじれ角が形成されている。すなわち、第１遊星歯車機構３１の回転可能要素（本実施形態では、第１サンギヤＳ３１）の斜歯のねじれ角と、第２遊星歯車機構３２の回転可能要素（本実施形態では、第２サンギヤＳ３２）の斜歯のねじれ角とが、軸方向Ｌにおいて互いに逆方向となるように形成されている。共に斜歯歯車を用いて構成された第１遊星歯車機構３１及び第２遊星歯車機構３２がそれぞれ発生させるスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）の向きが互いに逆方向であれば、それぞれのスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）の少なくとも一部が打ち消し合うようにすることが可能となる。本実施形態では、第１車輪５０１及び第２車輪５０２に回転電機２の前進方向の駆動力を伝達する場合に、第１サンギヤＳ３１に発生する第１スラスト力ＳＦ１と、第２サンギヤＳ３２に発生する第２スラスト力ＳＦ２とが、互いに対向する方向となるように、斜歯のねじれ角が設定されている。車輪（５０１，５０２）が駆動される方向は、車両が後進する場合に比べて車両が前進する場合の方が多いので、第１車輪５０１及び第２車輪５０２に回転電機２の前進方向の駆動力を伝達する場合において、両スラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）が軸方向Ｌに対向すると好適である。これにより、第１サンギヤＳ３１及び第２サンギヤＳ３２に対して軸方向Ｌの外側に配置された第１スラスト軸受７１及び第３スラスト軸受７３に掛かる荷重を低減できる。

このように、本実施形態では、第１車輪５０１及び第２車輪５０２に回転電機２の前進方向の駆動力を伝達する場合に第１スラスト力ＳＦ１と第２スラスト力ＳＦ２とが互いに対向する方向となるように、斜歯のねじれ角を設定しているが、第１車輪５０１及び第２車輪５０２に回転電機２の回生駆動力（回生トルク）を伝達する場合に第１スラスト力ＳＦ１と第２スラスト力ＳＦ２とが互いに対向する方向となるように、斜歯のねじれ角を設定してもよい。

スラスト力が大きい場合にはスラスト軸受への負荷が大きくなり、減速装置３の耐久性にも影響する。しかし、これらのスラスト軸受を大型化すると減速装置３が軸方向Ｌに長くなって小型化の妨げとなる。第１サンギヤＳ３１に発生する第１スラスト力ＳＦ１と第２サンギヤＳ３２に発生する第２スラスト力ＳＦ２の少なくとも一部が打ち消し合うようにすることによって第１スラスト軸受７１及び第３スラスト軸受７３への負荷を軽減できる。その結果、第１スラスト軸受７１及び第３スラスト軸受７３が小型であっても、減速装置３の耐久性を確保することができる。つまり、遊星歯車機構に生じるスラスト力を軽減して車両用駆動装置１００の軸方向Ｌの長さを短縮することができる。

図４に示すように、スラスト力は、斜歯に直交する方向に生じる力を、回転軸（ここでは軸方向Ｌに一致する）に平行な方向と回転軸に直交する方向とにベクトル分解した内の、回転軸に平行な成分に相当する。つまり、スラスト力は、斜歯に直交する方向に生じる力が大きいほど大きくなる。このため、スラスト力の大きさは、伝達トルクとの間に相関関係を有し、伝達トルクが大きいほどスラスト力も大きくなる。

第２遊星歯車機構３２は、動力伝達経路の順で第１遊星歯車機構３１に対して減速装置３の出力側に配置されている。第１遊星歯車機構３１の減速比（第１減速比）と第２遊星歯車機構３２の減速比（第２減速比）とが同等の場合でも、第１遊星歯車機構３１で減速された後の回転が伝達される第２遊星歯車機構３２の伝達トルクは、第１遊星歯車機構３１の伝達トルクに比べて大きくなる。従って、第１減速比と第２減速比とが同等の場合でも、第１スラスト力ＳＦ１に比べて第２スラスト力ＳＦ２の方が大きくなる。そこで、第１減速比は、第２減速比以上となるように設定される。より好ましくは、第１減速比は第２減速比よりも大きくなるように設定される。

第１減速比が第２減速比以上であれば、特に第１減速比を第２減速比よりも大きくすれば、減速装置３の全体での減速比を維持しつつも、第１減速比と第２減速比とが同等の場合に比べて、第２遊星歯車機構３２に入力される回転速度が低くなると共に、第２遊星歯車機構３２への入力トルクが大きくなる。すなわち、第１減速比を第２減速比よりも大きくすれば、相対的に大きい第２遊星歯車機構３２の伝達トルクが小さくなり、相対的に小さい第１遊星歯車機構３１の伝達トルクが大きくなる。

つまり、第１減速比を第２減速比よりも大きくすれば、第１減速比と第２減速比とが同等の場合に比べて、第１スラスト力ＳＦ１を大きくし、第２スラスト力ＳＦ２を小さくすることができる。その結果、相対的に大きい第２スラスト力ＳＦ２が小さくなり、相対的に小さい第１スラスト力ＳＦ１が大きくなる。これにより、第１スラスト力ＳＦ１と第２スラスト力ＳＦ２との差が低減され、より多くのスラスト力が打ち消し合うようにすることができる。このため、本実施形態では、第１遊星歯車機構３１の減速比である第１減速比は、第２遊星歯車機構３２の減速比である第２減速比よりも大きい。

また、スラスト力の大きさは、斜歯歯車における斜歯のねじれ角との間にも相関関係を有し、ねじれ角が大きいほどスラスト力も大きくなる。ここで、ねじれ角とは、斜歯歯車の回転軸と斜歯歯車の歯筋とのなす角度である。斜歯に直交する方向に生じる力が同じ場合には、ねじれ角が大きいほど、回転軸に沿った成分であるスラスト力が大きくなる。

図４に示すように、第１遊星歯車機構３１の斜歯のねじれ角である第１ねじれ角θ１が、第２遊星歯車機構３２の斜歯のねじれ角である第２ねじれ角θ２よりも大きいと、歯車機構から出力される力の中でスラスト力の占める割合が、第２遊星歯車機構３２に比べて第１遊星歯車機構３１の方が大きくなる。上述したように、第１遊星歯車機構３１の伝達トルクに比べて、第２遊星歯車機構３２の伝達トルクの方が大きいため、第２遊星歯車機構３２の方がスラスト力も大きくなる傾向がある。しかし、第１ねじれ角θ１が第２ねじれ角θ２よりも大きいと、伝達トルクの差に起因するスラスト力の大きさの差を低減させることができる。

尚、本実施形態では、第１サンギヤＳ３１及び第２サンギヤＳ３２が回転可能な回転可能要素であり、第１リングギヤＲ３１及び第２リングギヤＲ３２が回転不能な固定要素であって、第１サンギヤＳ３１に発生する第１スラスト力ＳＦ１と第２サンギヤＳ３２に発生する第２スラスト力ＳＦ２とが、互いに対向する方向に作用して互いの力の少なくとも一部を打ち消し合う形態を例示した。しかし、このような構成に限らず、例えば、第１リングギヤＲ３１及び第２リングギヤＲ３２が回転可能な回転可能要素であり、第１サンギヤＳ３１及び第２サンギヤＳ３２が回転不能な固定要素であって、第１リングギヤＲ３１及び第２リングギヤＲ３２がスラスト軸受により軸方向Ｌに支持される構成としても良い。この場合には、第１リングギヤＲ３１に発生する第１スラスト力ＳＦ１と第２リングギヤＲ３２に発生する第２スラスト力ＳＦ２とが、互いに対向する方向に作用するように斜歯のねじれ角が設定されていると好適である。この場合にも、互いの力の少なくとも一部が打ち消し合うようにすることで、減速装置３の全体のスラスト力を低減することができる。尚、この場合、第１サンギヤＳ３１に発生する第１スラスト力ＳＦ１と第２サンギヤＳ３２に発生する第２スラスト力ＳＦ２とは、互いに離間する方向に作用する。

第２遊星歯車機構３２は、動力伝達経路の順で第１遊星歯車機構３１に対して減速装置３の出力側に配置されており、第１遊星歯車機構３１で減速された後の回転電機２の駆動力が第２遊星歯車機構３２に伝達される。従って、伝達トルクは、第１遊星歯車機構３１に比べて、第２遊星歯車機構３２の方が大きくなる。機械的な強度等の観点より、伝達トルクが大きいほど、軸方向Ｌに沿ったギヤの幅（歯幅）を大きくすることが好ましい。相対的に伝達トルクが大きい第２遊星歯車機構３２の第２ギヤ幅Ｗ２に比べて、相対的に伝達トルクが小さい第１遊星歯車機構３１の第１ギヤ幅Ｗ１を小さくすることで、伝達トルクの大きさに応じた適切な構造を有する減速装置３を構成することができる。また、これにより、減速装置３の軸方向Ｌの長さを短く抑えることができる。本実施形態では、第１減速比が第２減速比よりも大きい形態を例示しているが、第１減速比と第２減速比との大小関係に拘わらず、図３に示すように、第１ギヤ幅Ｗ１は、第２ギヤ幅Ｗ２よりも小さいと好適である。

さらに、第２ギヤ幅Ｗ２は、第１ギヤ幅Ｗ１に第１減速比を乗じた長さよりも小さいと好ましい。第１ギヤ幅Ｗ１と第２ギヤ幅Ｗ２との比率を、それぞれの入力トルクに比例させた場合には、第２ギヤ幅Ｗ２は第１ギヤ幅Ｗ１に第１減速比を乗じた長さとなる。但し、第２遊星歯車機構３２は、伝達トルクが第１遊星歯車機構３１よりも大きいものの、回転速度は第１遊星歯車機構３１よりも低い。つまり、回転速度が低いために、第１ギヤ幅Ｗ１に第１減速比を乗じた長さより、第２ギヤ幅Ｗ２が小さくても必要な耐久性を確保することができる。第２ギヤ幅Ｗ２が第１ギヤ幅Ｗ１に第１減速比を乗じた長さよりも小さければ、第２遊星歯車機構３２の軸方向Ｌの長さを短縮することができ、それによって減速装置３の全体の軸方向Ｌの長さも短縮することができる。

上述したように、本実施形態では、第１減速比が第２減速比よりも大きい。そして、本実施形態では、第２サンギヤＳ３２の径である第２サンギヤ径φ２が、第１サンギヤＳ３１の径である第１サンギヤ径φ１よりも大きい。上述したように、第１遊星歯車機構３１及び第２遊星歯車機構３２は、リングギヤを固定要素とし、サンギヤを入力要素とし、キャリヤを出力要素とする。例えば、リングギヤが同一径であれば、サンギヤの径が小さいほど、減速比が大きくなる。つまり、径や歯数などの各ギヤの構成が多少異なっていたとしても、サンギヤの径が小さい方が減速比を大きくすることが容易である。図３に示すように、本実施形態では、第２サンギヤ径φ２が第１サンギヤ径φ１よりも大きい。従って、第１減速比が第２減速比よりも大きい減速装置３が適切に実現される。

〔その他の実施形態〕
以下、その他の実施形態について説明する。尚、以下に説明する各実施形態の構成は、それぞれ単独で適用されるものに限られず、矛盾が生じない限り、他の実施形態の構成と組み合わせて適用することも可能である。

（１）上記においては、傘歯車型の差動歯車装置４を例示した。しかし、差動歯車装置４は、傘歯車型に限定されることなく、図５に示す第３遊星歯車機構９のように遊星歯車式であってもよい。図５に示すように、第３遊星歯車機構９は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構であり、第３サンギヤＳ９、第３キャリヤＣ９、及び第３リングギヤＲ９を有している。第３リングギヤＲ９は、第３遊星歯車機構９の入力要素であり、第２遊星歯車機構３２の第２キャリヤＣ３２と一体回転するように連結されている。また、第３サンギヤＳ９及び第３キャリヤＣ９が第３遊星歯車機構９の分配出力要素である。ここでは、第３キャリヤＣ９は分配出力軸５３に連結され、第３サンギヤＳ９には第２ドライブシャフト５２を連結するための連結部（スプライン）が形成されている。

（２）上記においては、差動歯車装置４の差動ケースＤ４が、第２遊星歯車機構３２の第２キャリヤＣ３２と一体的に形成された構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、差動ケースＤ４と第２キャリヤとＣ３２とが互いに分離可能な構成（例えば、ボルト、スプライン等で互いに連結された構成）であっても良い。

（３）上記においては、第２ギヤ幅Ｗ２が、第１ギヤ幅Ｗ１に第１減速比を乗じた長さよりも小さい構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、第２ギヤ幅Ｗ２を、第１ギヤ幅Ｗ１に第１減速比を乗じた長さと同じ、或いはそれよりも大きくしても良い。

（４）上記においては、第２サンギヤ径φ２が第１サンギヤ径φ１よりも大きい構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、第２サンギヤ径φ２を第１サンギヤ径φ１よりも小さくしても良いし、第２サンギヤ径φ２と第１サンギヤ径φ１とが同じであっても良い。この場合、第１遊星歯車機構３１の第１減速比が第２遊星歯車機構３２の第２減速比よりも大きくなるようにするため、第２リングギヤＲ３２の径を第１リングギヤＲ３１の径よりも小さくすると良い。

（５）上記においては、第１遊星歯車機構３１の斜歯のねじれ角（第１ねじれ角θ１）が、第２遊星歯車機構３２の斜歯のねじれ角（第２ねじれ角θ２）よりも大きい構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、第１ねじれ角θ１と、第２ねじれ角θ２とが同じであっても良い。また、第１ねじれ角θ１が、第２ねじれ角θ２よりも小さくても良い。

（６）上記においては、減速装置３が軸方向Ｌにおける回転電機２と差動歯車装置４との間に配置されている形態を例示した。しかし、減速装置３及び差動歯車装置４が回転電機２と同軸に配置され、減速装置３を介して伝達される回転電機２からの駆動力を差動歯車装置４が２つの車輪（５０１，５０２）に分配する構造が満足できれば、減速装置３が軸方向Ｌにおける回転電機２と差動歯車装置４との間に配置されていなくてもよい。

〔実施形態の概要〕
以下、上記において説明した車両用駆動装置（１００）の概要について簡単に説明する。

車両用駆動装置（１００）は、１つの態様として、
第１車輪（５０１）及び第２車輪（５０２）の駆動力源となる回転電機（２）と、
前記回転電機（２）の回転を減速する減速装置（３）と、
前記減速装置（３）を介して伝達される前記回転電機（２）からの駆動力を前記第１車輪（５０１）と前記第２車輪（５０２）とに分配する差動歯車装置（４）と、を備え、
前記減速装置（３）及び前記差動歯車装置（４）が前記回転電機（２）と同軸に配置され、
前記減速装置（３）は、第１遊星歯車機構（３１）と第２遊星歯車機構（３２）とを有し、動力伝達経路の順で前記第１遊星歯車機構（３１）が前記第２遊星歯車機構（３２）よりも前記回転電機（２）の側に配置されると共に、前記軸方向（Ｌ）に沿って前記第１遊星歯車機構（３１）が前記第２遊星歯車機構（３２）よりも前記回転電機（２）の側に配置され、
前記第１遊星歯車機構（３１）及び前記第２遊星歯車機構（３２）は、前記第１遊星歯車機構（３１）のスラスト力（ＳＦ１）と前記第２遊星歯車機構（３２）のスラスト力（ＳＦ２）とが、軸方向（Ｌ）において互いに逆方向となるように斜歯のねじれ角が形成され、
前記第１遊星歯車機構（３１）の減速比である第１減速比が、前記第２遊星歯車機構（３２）の減速比である第２減速比以上とされる。

この構成によれば、減速装置（３）及び差動歯車装置（４）が回転電機（２）と同軸に配置されるため、これら３つの装置（３，４，５）が互いに平行な３つの軸に分かれて配置される場合に比べて、車両用駆動装置（１００）の径方向（Ｒ）の寸法を小さく抑えることができる。その上で、この構成によれば、以下に述べるようにスラスト軸受（７１，７３）を小型化することができるため、車両用駆動装置（１００）が軸方向（Ｌ）に大型化することを抑制しつつ、これら３つの装置（３，４，５）を同軸上に配置することができる。

斜歯歯車は、その構造上、回転軸に平行なスラスト力を発生させる。共に斜歯歯車を用いて構成された第１遊星歯車機構（３１）及び第２遊星歯車機構（３２）がそれぞれ発生させるスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）の向きが互いに逆方向であれば、それぞれのスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）が打ち消し合うようにすることが可能となる。一般的に、スラスト力による軸方向（Ｌ）への斜歯歯車からの荷重を受け止めるために、斜歯歯車には軸方向（Ｌ）に隣接してスラスト軸受が配置される。発生するスラスト力が大きいとこのスラスト軸受への負荷が大きくなり、減速装置（３）並びに車両用駆動装置（１００）の耐久性にも影響する。スラスト軸受を大型化すると車両用駆動装置（１００）の小型化の妨げとなる。本構成によれば、２つの遊星歯車機構（３１，３２）によるスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）を互いに一部が打ち消し合うようにすることによってスラスト軸受（７１，７３）への負荷を軽減することができる。

ところで、スラスト力の大きさは、伝達トルクとの間に相関関係を有し、伝達トルクが大きいほどスラスト力も大きくなる。第１減速比と第２減速比とが同等の場合でも、第１遊星歯車機構（３１）で減速された後の回転が伝達される第２遊星歯車機構（３２）の伝達トルクは、第１遊星歯車機構（３１）の伝達トルクに比べて大きくなる。第１減速比が第２減速比以上であれば、減速装置（３）の全体での減速比を維持しつつも、第１減速比と第２減速比とが同等の場合に比べて第２遊星歯車機構（３２）の伝達トルクを小さくすることができる。これにより、第１遊星歯車機構（３１）のスラスト力（ＳＦ１）と第２遊星歯車機構（３２）のスラスト力（ＳＦ２）との差を低減し、より多くのスラスト力が打ち消し合うようにすることができる。このように、本構成によれば、第１遊星歯車機構（３１）及び第２遊星歯車機構（３２）を支持するスラスト軸受（７１，７３）への負荷をさらに軽減することができる。またこれにより、スラスト軸受（７１，７３）を小型化して車両用駆動装置（１００）の軸方向（Ｌ）の長さを短く抑えることも可能となる。
このように、本構成によれば、径方向（Ｒ）及び軸方向（Ｌ）の双方における車両用駆動装置（１００）の全体の小型化を図ることができる。

ここで、前記軸方向（Ｌ）における前記第１遊星歯車機構（３１）と前記第２遊星歯車機構（３２）との間に配置された伝達部材（７２）を介して、前記第１遊星歯車機構（３１）及び前記第２遊星歯車機構（３２）の互いに対向するスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）が伝達されると好適である。

この構成によれば、第１遊星歯車機構（３１）が発生させるスラスト力（ＳＦ１）と、第２遊星歯車機構（３２）が発生させるスラスト力（ＳＦ２）とが互いに対向する向きである場合に、伝達部材（７２）を介してそのスラスト力が伝達される。従って、両遊星歯車機構（３１，３２）が、それぞれ発生させる互いに逆方向のスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）を適切にベクトル合成させて、スラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）が互いに一部打ち消し合うようにすることができる。

また、前記第１遊星歯車機構（３１）及び前記第２遊星歯車機構（３２）は、前記回転電機（２）の前進方向の駆動力を前記第１車輪（５０１）及び前記第２車輪（５０２）に伝達する場合に、前記伝達部材（７２）を介して伝達されるスラスト力（ＳＦ２）が前記軸方向（Ｌ）において互いに対向するように、斜歯のねじれ角が形成されていると好適である。

スラスト力の方向は、各遊星歯車機構（３１，３２）に伝達される駆動力の向きによって異なる。上述したように、伝達部材（７２）を介して伝達されるスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）が、軸方向（Ｌ）において互いに対向すると、両スラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）は、軸方向（Ｌ）の両端部に配置されたスラスト軸受（７１，７３）からそれぞれ離間する方向に作用する。その結果、軸方向（Ｌ）の両端部に配置されたスラスト軸受（７１，７３）への負荷を軽減することができる。車輪（５０１，５０２）が駆動される方向は、後進に比べて前進の方が多いので、軸方向（Ｌ）の両側に配置されたスラスト軸受（７１，７３）への負荷を軽減する上では、第１車輪（５０１）及び第２車輪（５０２）に前進方向の駆動力を伝達する場合において、両スラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）が軸方向（Ｌ）に対向すると好適である。

また、前記第１遊星歯車機構（３１）及び前記第２遊星歯車機構（３２）は、それぞれサンギヤ（Ｓ３１，Ｓ３２）とキャリヤ（Ｃ３１，Ｃ３２）とリングギヤ（Ｒ３１，Ｒ４２）とを有し、前記第１遊星歯車機構（３１）及び前記第２遊星歯車機構（３２）の双方における前記サンギヤ（Ｓ３１，Ｓ３２）及び前記リングギヤ（Ｒ３１，Ｒ３２）の何れか一方が回転可能な回転可能要素であり、何れか他方が回転不能な固定要素であり、前記回転可能要素の斜歯のねじれ角が前記軸方向（Ｌ）において互いに逆方向となるように形成されていると好適である。

この構成によれば、２つの遊星歯車機構（３１，３２）の軸方向（Ｌ）に隣接する回転要素（入力要素）の斜歯のねじれ角が互いに逆方向に形成されるので、両遊星歯車機構（３１，３２）がそれぞれ発生させるスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）を、適切に一部が打ち消し合うようにすることができる。

また、前記第１遊星歯車機構（３１）は、前記回転電機（２）に駆動連結される第１サンギヤ（Ｓ３１）と、第１キャリヤ（Ｃ３１）と、固定部材（１４１）に対し回転不能に連結される第１リングギヤ（Ｒ３１）とを有し、前記第２遊星歯車機構（３２）は、前記第１キャリヤ（Ｃ３１）に駆動連結される第２サンギヤ（Ｓ３２）と、第２キャリヤ（Ｃ３２）と、固定部材（１４２）に対し回転不能に連結される第２リングギヤ（Ｒ３２）とを有し、前記第１サンギヤ（Ｓ３１）の斜歯のねじれ角と前記第２サンギヤ（Ｓ３２）の斜歯のねじれ角とが前記軸方向（Ｌ）において互いに逆方向となるように形成されていると好適である。

この構成によれば、２つの遊星歯車機構（３１，３２）の軸方向（Ｌ）に隣接するサンギヤ（Ｓ３１，Ｓ３２）の斜歯のねじれ角が互いに逆方向に形成されるので、両遊星歯車機構（３１，３２）がそれぞれ発生させるスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）を、適切に一部が打ち消し合うようにすることができる。

さらに、前記軸方向（Ｌ）における前記第１サンギヤ（Ｓ３１）と前記第２サンギヤ（Ｓ３２）との間にスラスト軸受（７２）が配置されていると好適である。

この構成によれば、第１遊星歯車機構（３１）の第１サンギヤ（Ｓ３１）が発生させるスラスト力（ＳＦ１）と、第２遊星歯車機構（３２）の第２サンギヤ（Ｓ３２）が発生させるスラスト力（ＳＦ２）とが、スラスト軸受（７２）を介して互いに伝達される。従って、第１サンギヤ（Ｓ３１）と第２サンギヤ（Ｓ３２）とが、それぞれ発生させる互いに逆方向のスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）を適切にベクトル合成させて、スラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）が互いに一部打ち消し合うようにすることができる。

また、前記回転電機（２）、前記減速装置（３）、及び前記差動歯車装置（４）を収容するケース（１）を更に備え、前記ケース（１）は、前記第１遊星歯車機構（３１）に対して前記第２遊星歯車機構（３２）が配置される側とは前記軸方向（Ｌ）の反対側に配置される対象部分（１４ｃ）を有し、前記第１遊星歯車機構（３１）は、前記回転電機（２）に駆動連結される第１サンギヤ（Ｓ３１）を有し、前記軸方向（Ｌ）における前記第１サンギヤ（Ｓ３１）と前記対象部分（１４ｃ）との間にスラスト軸受（７１）が配置されていると好適である。

この構成によれば、第１サンギヤ（Ｓ３１）が軸方向（Ｌ）において第２遊星歯車機構（３２）から離れる側に移動することを、スラスト軸受（７１）によって規制することができる。なお、上述したように、２つの遊星歯車機構（３１，３２）によるスラスト力（ＳＦ１，ＳＦ２）を互いに一部が打ち消し合うようにすることができるため、スラスト軸受（７１）への負荷を軽減して当該スラスト軸受（７１）の小型化を図ることができる。

また、前記減速装置（３）は、前記軸方向（Ｌ）における前記回転電機（２）と前記差動歯車装置（４）との間に配置されていると好適である。

この構成によれば、簡素な車両用駆動装置（１００）を構成することができ、車両用駆動装置（１００）の小型化が実現される。

ここで、前記第１遊星歯車機構（３１）の前記軸方向（Ｌ）に沿ったギヤの幅である第１ギヤ幅（Ｗ１）は、前記第２遊星歯車機構（３２）の前記軸方向（Ｌ）に沿ったギヤの幅である第２ギヤ幅（Ｗ２）よりも小さいと好適である。

第２遊星歯車機構（３２）は、動力伝達経路の順で第１遊星歯車機構（３１）に対して減速装置（３）の出力側に配置されており、第１遊星歯車機構（３１）で減速された後の回転電機（２）の駆動力が第２遊星歯車機構（３２）に伝達される。従って、伝達トルクは、第１遊星歯車機構（３１）に比べて、第２遊星歯車機構（３２）の方が大きい。機械的な強度等の観点より、伝達トルクが大きいほど、軸方向（Ｌ）に沿ったギヤの幅を大きくすることが好ましい。相対的に伝達トルクが大きい第２遊星歯車機構（３２）の第２ギヤ幅（Ｗ２）に比べて、相対的に伝達トルクが小さい第１遊星歯車機構（３１）の第１ギヤ幅（Ｗ１）を小さくすることで、伝達トルクの大きさに応じた構造を持った適切な減速装置（３）を構成することができる。これにより、減速装置（３）の軸方向（Ｌ）の長さを短く抑えることができる。

また、上記のように、前記第１遊星歯車機構（３１）の前記軸方向（Ｌ）に沿ったギヤの幅である第１ギヤ幅（Ｗ１）が、前記第２遊星歯車機構（３２）の前記軸方向（Ｌ）に沿ったギヤの幅である第２ギヤ幅（Ｗ２）よりも小さい場合において、前記第２ギヤ幅（Ｗ２）が、前記第１ギヤ幅（Ｗ１）に前記第１減速比を乗じた長さよりも小さいと好適である。

第１ギヤ幅（Ｗ１）と第２ギヤ幅（Ｗ２）との比率を、それぞれの入力トルクに比例させた場合には、第２ギヤ幅（Ｗ２）は第１ギヤ幅（Ｗ１）に第１減速比を乗じた長さとなる。但し、第２遊星歯車機構（３２）は、伝達トルクは第１遊星歯車機構（３１）よりも大きいものの、回転速度は第１遊星歯車機構（３１）よりも低い。従って、第１ギヤ幅（Ｗ１）に第１減速比を乗じた長さよりも、第２ギヤ幅（Ｗ２）が小さくても必要な耐久性を確保することができる。第２ギヤ幅（Ｗ２）が第１ギヤ幅（Ｗ１）に第１減速比を乗じた長さよりも小さいことにより、第２遊星歯車機構（３２）の軸方向（Ｌ）の長さを短縮することができ、それによって減速装置（３）の全体の軸方向（Ｌ）の長さも短縮することができる。

また、前記第１遊星歯車機構（３１）が、第１サンギヤ（Ｓ３１）と第１キャリヤ（Ｃ３１）と第１リングギヤ（Ｒ３１）とを有し、前記第２遊星歯車機構（３２）が、第２サンギヤ（Ｓ３２）と第２キャリヤ（Ｃ３２）と第２リングギヤ（Ｒ３２）とを有し、前記第１サンギヤ（Ｓ３１）の径（φ１）が、前記第２サンギヤ（Ｓ３２）の径（φ２）よりも小さいと好適である。

例えば、同一径のリングギヤを固定要素とし、サンギヤを入力要素とし、キャリヤを出力要素とする遊星歯車機構の場合、サンギヤの径が小さいほど、減速比が大きくなる。つまり、各ギヤの構成（径、歯数等）が多少異なっていたとしても、サンギヤの径が小さい方が減速比を大きくし易い。第１サンギヤ（Ｓ３１）の径（φ１）が、第２サンギヤ（Ｓ３２）の径（φ２）よりも小さいと、第２遊星歯車機構（３２）に比べて第１遊星歯車機構（３１）の減速比を大きくし易くなる。従って、本構成によれば、第１減速比が、第２減速比よりも大きい減速装置（３）を容易に実現することができる。

ここで、前記第１遊星歯車機構（３１）の斜歯のねじれ角（θ１）は、前記第２遊星歯車機構（３２）の斜歯のねじれ角（θ２）よりも大きいと好適である。

上述したように、スラスト力の大きさは、伝達トルクとの間に相関関係を有し、伝達トルクが大きいほどスラスト力も大きくなる。第２遊星歯車機構（３２）の伝達トルクは、第１遊星歯車機構（３１）の伝達トルクに比べて大きいため、第２遊星歯車機構（３２）のスラスト力（ＳＦ２）は第１遊星歯車機構（３１）のスラスト力（ＳＦ１）よりも大きくなる。また、スラスト力の大きさは、斜歯歯車における斜歯のねじれ角との間にも相関関係を有し、ねじれ角が大きいほどスラスト力も大きくなる。第１遊星歯車機構（３１）の斜歯のねじれ角（θ１）が、第２遊星歯車機構（３２）の斜歯のねじれ角（θ２）よりも大きいと、歯車機構から出力される力の内でスラスト力の占める割合が、第２遊星歯車機構（３２）に比べて第１遊星歯車機構（３１）の方が大きくなる。即ち、本構成によれば、伝達トルクの差によって生じるスラスト力の大きさの差を、斜歯のねじれ角によって低減することができる。つまり、２つの遊星歯車機構（３１，３２）によるスラスト力が適切に打ち消し合うようにして、スラスト軸受（７１，７３）への負荷を軽減することができる。その結果、軸方向（Ｌ）の長さが短く、耐久性に優れた減速装置（３）並びに車両用駆動装置（１００）を実現することができる。

１ ：ケース
２ ：回転電機
３ ：減速装置
４ ：差動歯車装置
９ ：第３遊星歯車機構（差動歯車装置）
１０ ：周壁部
１４ ：支持部材
１４ｃ ：対象部分
３１ ：第１遊星歯車機構
３２ ：第２遊星歯車機構
７１ ：第１スラスト軸受（スラスト軸受）
７２ ：第２スラスト軸受（伝達部材、スラスト軸受）
１００ ：車両用駆動装置
５０１ ：第１車輪
５０２ ：第２車輪
Ｃ３１ ：第１キャリヤ（伝達部材）
Ｃ３２ ：第２キャリヤ
Ｌ ：軸方向
Ｒ３１ ：第１リングギヤ
Ｒ３２ ：第２リングギヤ
Ｓ３１ ：第１サンギヤ
Ｓ３２ ：第２サンギヤ
ＳＦ１ ：第１スラスト力（第１遊星歯車機構のスラスト力）
ＳＦ２ ：第２スラスト力（第２遊星歯車機構のスラスト力）
Ｗ１ ：第１ギヤ幅
Ｗ２ ：第２ギヤ幅
θ１ ：第１ねじれ角（第１遊星歯車機構の斜歯のねじれ角）
θ２ ：第２ねじれ角（第２遊星歯車機構の斜歯のねじれ角）
φ１ ：第１サンギヤ径（第１サンギヤの径）
φ２ ：第２サンギヤ径（第２サンギヤの径）

Claims (12)

1. 第１車輪及び第２車輪の駆動力源となる回転電機と、
   前記回転電機の回転を減速する減速装置と、
   前記減速装置を介して伝達される前記回転電機からの駆動力を前記第１車輪と前記第２車輪とに分配する差動歯車装置と、を備え、
   前記減速装置及び前記差動歯車装置が前記回転電機と同軸に配置され、
   前記減速装置は、第１遊星歯車機構と第２遊星歯車機構とを有し、動力伝達経路の順で前記第１遊星歯車機構が前記第２遊星歯車機構よりも前記回転電機の側に配置されると共に、軸方向に沿って前記第１遊星歯車機構が前記第２遊星歯車機構よりも前記回転電機の側に配置され、
   前記第１遊星歯車機構及び前記第２遊星歯車機構は、前記第１遊星歯車機構のスラスト力と前記第２遊星歯車機構のスラスト力とが、前記軸方向において互いに逆方向となるように斜歯のねじれ角が形成され、
   前記第１遊星歯車機構の減速比である第１減速比が、前記第２遊星歯車機構の減速比である第２減速比以上とされる、車両用駆動装置。
2. 前記軸方向における前記第１遊星歯車機構と前記第２遊星歯車機構との間に配置された伝達部材を介して、前記第１遊星歯車機構及び前記第２遊星歯車機構の互いに対向するスラスト力が伝達される、請求項１に記載の車両用駆動装置。
3. 前記第１遊星歯車機構及び前記第２遊星歯車機構は、前記回転電機の前進方向の駆動力を前記第１車輪及び前記第２車輪に伝達する場合に、前記伝達部材を介して伝達されるスラスト力が前記軸方向において互いに対向するように、斜歯のねじれ角が形成されている、請求項２に記載の車両用駆動装置。
4. 前記第１遊星歯車機構及び前記第２遊星歯車機構は、それぞれサンギヤとキャリヤとリングギヤとを有し、
   前記第１遊星歯車機構及び前記第２遊星歯車機構の双方における前記サンギヤ及び前記リングギヤの何れか一方が回転可能な回転可能要素であり、何れか他方が回転不能な固定要素であり、前記回転可能要素の斜歯のねじれ角が前記軸方向において互いに逆方向となるように形成されている、請求項１から３の何れか一項に記載の車両用駆動装置。
5. 前記第１遊星歯車機構は、前記回転電機に駆動連結される第１サンギヤと、第１キャリヤと、固定部材に対し回転不能に連結される第１リングギヤとを有し、
   前記第２遊星歯車機構は、前記第１キャリヤに駆動連結される第２サンギヤと、第２キャリヤと、固定部材に対し回転不能に連結される第２リングギヤとを有し、
   前記第１サンギヤの斜歯のねじれ角と前記第２サンギヤの斜歯のねじれ角とが前記軸方向において互いに逆方向となるように形成されている、請求項１から４の何れか一項に記載の車両用駆動装置。
6. 前記軸方向における前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとの間にスラスト軸受が配置されている、請求項５に記載の車両用駆動装置。
7. 前記回転電機、前記減速装置、及び前記差動歯車装置を収容するケースを更に備え、
   前記ケースは、前記第１遊星歯車機構に対して前記第２遊星歯車機構が配置される側とは前記軸方向の反対側に配置される対象部分を有し、
   前記第１遊星歯車機構は、前記回転電機に駆動連結される第１サンギヤを有し、
   前記軸方向における前記第１サンギヤと前記対象部分との間にスラスト軸受が配置されている、請求項１から６の何れか一項に記載の車両用駆動装置。
8. 前記減速装置は、前記軸方向における前記回転電機と前記差動歯車装置との間に配置されている、請求項１から７の何れか一項に記載の車両用駆動装置。
9. 前記第１遊星歯車機構の前記軸方向に沿ったギヤの幅である第１ギヤ幅は、前記第２遊星歯車機構の前記軸方向に沿ったギヤの幅である第２ギヤ幅よりも小さい、請求項１から８の何れか一項に記載の車両用駆動装置。
10. 前記第２ギヤ幅は、前記第１ギヤ幅に前記第１減速比を乗じた長さよりも小さい、請求項９に記載の車両用駆動装置。
11. 前記第１遊星歯車機構は、第１サンギヤと第１キャリヤと第１リングギヤとを有し、
    前記第２遊星歯車機構は、第２サンギヤと第２キャリヤと第２リングギヤとを有し、
    前記第１サンギヤの径は、前記第２サンギヤの径よりも小さい、請求項１から１０の何れか一項に記載の車両用駆動装置。
12. 前記第１遊星歯車機構の斜歯のねじれ角は、前記第２遊星歯車機構の斜歯のねじれ角よりも大きい、請求項１から１１の何れか一項に記載の車両用駆動装置。

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