WO2015137088A1 - インホイールモータ駆動装置 - Google Patents
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Definitions
- the present invention relates to an in-wheel motor drive device in which, for example, an output shaft of an electric motor and a wheel bearing are connected via a speed reducer.
- a conventional in-wheel motor drive device has a structure disclosed in Patent Document 1, for example.
- the in-wheel motor driving device 101 disclosed in Patent Document 1 includes a motor unit 103 that generates a driving force inside a casing 102 that is attached to a vehicle body via a suspension device (suspension), and The main part is composed of a wheel bearing portion 104 connected to the wheel and a speed reduction portion 105 that decelerates the rotation of the motor portion 103 and transmits it to the wheel bearing portion 104.
- a low-torque, high-rotation type motor is employed for the motor unit 103 from the viewpoint of making the device compact.
- the wheel bearing portion 104 requires a large torque to drive the wheel. Therefore, a cycloid reducer that is compact and can obtain a high reduction ratio is employed for the reduction unit 105.
- the speed reducer 105 employing this cycloid speed reducer includes a speed reducer input shaft 106 having eccentric portions 106a and 106b, curved plates 107a and 107b disposed on the eccentric portions 106a and 106b of the speed reducer input shaft 106, and A plurality of outer pins 109 that engage with the outer peripheral surfaces of the curved plates 107a, 107b to cause the curved plates 107a, 107b to rotate, and needle rollers on the inner peripheral surfaces of the through holes 115a, 115b of the curved plates 107a, 107b.
- the main part is composed of a plurality of inner pins 111 that are engaged through a bearing 114 and transmit the rotation of the curved plates 107a and 107b to the reduction gear output shaft 110.
- the reduction gear input shaft 106 is rotatably supported by ball bearings 112a and 112b on the casing 102 and the reduction gear output shaft 110.
- the curved plates 107a and 107b are rotatably supported by the eccentric portions 106a and 106b of the reduction gear input shaft 106 by ball bearings 108a and 108b.
- Both ends of the plurality of outer pins 109 engaged with the outer peripheral surfaces of the curved plates 107a and 107b are rotatably supported by the casing 102 by needle roller bearings 113a and 113b.
- the inner pin 111 held by the reduction gear output shaft 110 incorporates a needle roller bearing 114 of an outer ring and a needle roller and having no inner ring, and a curved plate is interposed via the needle roller bearing 114. 107a and 107b are in rolling contact.
- the above-described conventional in-wheel motor drive device 101 needs to house the unit inside the wheel, needs to suppress the unsprung weight, and is further downsized to ensure a large cabin space. Is an essential requirement. Therefore, it is necessary to use a small motor unit 103, and high speed rotation of 15,000 min ⁇ 1 or more is required in order to obtain a necessary output from the small and low torque motor unit 103. Needle rollers that are roller bearings incorporated in the speed reduction unit 105 due to such a severe use environment, the mechanical special characteristics of the cycloid reduction gear, and the characteristics of the in-wheel motor drive device 101 that is the unsprung weight. The bearing 114 remains to be improved.
- the present invention has been proposed in view of the above-mentioned improvements, and the object of the present invention is to drive an in-wheel motor that is durable, small and lightweight, and has good NVH (Noise Vibration Harshness) characteristics.
- NVH Noise Vibration Harshness
- the present invention has found the following knowledge found for the roller bearing incorporated in the speed reduction portion. Is based.
- misalignment may occur between the inner pin held by the reducer output shaft and the curved plate rotatably supported by the reducer input shaft.
- the inner pin is inserted through a needle roller bearing. Will receive a large load from the curved plate.
- the outer ring and the needle roller constituting the needle roller bearing are in a state where a radial load or a moment load is easily applied and an excessive stress is easily generated.
- the special condition of the in-wheel motor drive device that becomes the unsprung weight is superimposed, which adversely affects the NVH characteristics and causes discomfort to the driver and the passenger. did.
- the needle roller bearing itself incorporated in the inner pin is not miniaturized, it cannot be accommodated in the radial dimension of the speed reduction portion or the motor portion and cannot be established as an in-hole motor drive device.
- the present invention comprises a casing for holding a motor part, a reduction part and a wheel bearing part, and the motor part rotationally drives a reduction gear input shaft having an eccentric part,
- the speed reducer decelerates the rotation of the speed reducer input shaft and transmits it to the speed reducer output shaft, and the wheel bearing portion is connected to the speed reducer output shaft.
- a shaft a revolving member that is rotatably held by an eccentric portion of the speed reducer input shaft, and performs a revolving motion around the rotation axis as the speed reducer input shaft rotates, and an outer peripheral portion of the revolving member
- the outer pin that engages with the shaft and causes the rotation of the revolving member, and the motion conversion that converts the rotation of the revolving member into rotation about the rotation axis of the reducer input shaft and transmits it to the reducer output shaft Mechanism and reducer lubrication that supplies lubricant to the reducer
- the motion conversion mechanism includes a structure in which an inner pin held by the output shaft of the speed reducer is inserted into a through hole formed in the revolution member and engaged with the revolution member via a roller bearing, The axial clearance after assembly of the bearing ring constituting the roller bearing and the reduction gear output shaft is set to 0.04 to 2.80 mm.
- the bearing ring constituting the roller bearing Since the axial clearance after installation between the gear and the reducer output shaft is 0.04 to 2.80 mm, there is no negative clearance even if the bearing temperature rises or the temperature difference between the inner pin and the bearing ring is taken into account. The generation of sound and vibration due to the positive clearance can be minimized. As a result, it is possible to realize an in-wheel motor drive device that is small and lightweight and has good NVH characteristics while ensuring durability.
- a restraining member for restricting the axial position with respect to the inner pin with respect to the reduction gear output shaft is disposed at the axial end.
- the post-assembly axial clearance between the bearing ring of the roller bearing and the reduction gear output shaft is the axial clearance between the restraining member positioned at the axial end of the orbit theory and the reduction gear output shaft.
- the roller bearing according to the present invention is engaged with the inner wall surface of the through hole of the revolution member, the race ring having the outer race surface formed on the inner circumference surface, the inner race surface formed directly on the outer circumference surface of the inner pin, It is desirable to be composed of a plurality of rollers disposed between the inner raceway surface and the outer raceway surface. As described above, if a type having no inner ring is adopted as the roller bearing, the roller bearing itself can be further reduced in size, which is more preferable for downsizing and weight reduction of the in-wheel motor drive device.
- the roller bearing in the present invention is preferably a needle roller bearing.
- a needle roller bearing is adopted as a roller bearing, the roller bearing itself incorporated in the inner pin can be reduced in size, which contributes to reduction in size and weight of the in-wheel motor drive device.
- the roller bearing is configured in the motion conversion mechanism in which the inner pin held by the reduction gear output shaft is inserted into the through hole of the revolution member and engaged with the revolution member via the roller bearing.
- FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line OO in FIG. It is a principal part expanded sectional view which shows the deceleration part of FIG. It is sectional drawing which shows the inner pin and needle roller bearing of the deceleration part of FIG. It is explanatory drawing which shows the load which acts on the curve board of FIG.
- FIG. 5 is a cross-sectional view for explaining the axial clearance after incorporation of the outer ring in the needle roller bearing of FIG. 4.
- FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line PP in FIG. 1.
- FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line QQ in FIG. 1.
- FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line RR in FIG. 1. It is sectional drawing which shows the rotary pump of FIG. It is a top view which shows schematic structure of the electric vehicle carrying an in-wheel motor drive device.
- FIG. 12 is a rear sectional view showing the electric vehicle of FIG. 11. It is sectional drawing which shows the whole structure of the conventional in-wheel motor drive device.
- Embodiments of the in-wheel motor drive device 21 according to the present invention will be described in detail below with reference to FIGS.
- FIG. 11 is a plan view showing a schematic configuration of the electric vehicle 11 on which the in-wheel motor drive device 21 is mounted
- FIG. 12 is a view of the electric vehicle 11 from the rear.
- the electric vehicle 11 includes a chassis 12, a front wheel 13 as a steering wheel, a rear wheel 14 as a drive wheel, and an in-wheel motor drive device 21 that transmits driving force to the rear wheel 14.
- Equip. As shown in FIG. 12, the rear wheel 14 is accommodated in the wheel housing 12a of the chassis 12, and is fixed to the lower portion of the chassis 12 via a suspension device (suspension) 12b.
- the suspension device 12b supports the rear wheel 14 by a suspension arm extending left and right, and suppresses vibration of the chassis 12 by absorbing vibration received by the rear wheel 14 from the ground by a strut including a coil spring and a shock absorber. Furthermore, a stabilizer that suppresses the inclination of the vehicle body when turning, etc., is provided at the connecting portion of the left and right suspension arms.
- the suspension device 12b is an independent suspension type in which left and right wheels can be moved up and down independently in order to improve followability to road surface unevenness and efficiently transmit the driving force of the driving wheels to the road surface.
- the electric vehicle 11 is provided with the in-wheel motor drive device 21 that drives the left and right rear wheels 14 inside the wheel housing 12a, thereby eliminating the need to provide a motor, a drive shaft, a differential gear mechanism, and the like on the chassis 12. Therefore, there is an advantage that a wide cabin space can be secured and the rotation of the left and right rear wheels 14 can be controlled.
- the in-wheel motor drive device 21 is required to be downsized in order to secure a large cabin space.
- FIG. 1 is a cross-sectional view showing a schematic configuration of the in-wheel motor drive device 21,
- FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line OO in FIG. 1
- FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view showing a speed reduction portion in FIG. 1 is a sectional view showing an inner pin and a needle roller bearing of the speed reducing portion in FIG. 1
- FIG. 5 is an explanatory view showing a load acting on a curved plate
- FIG. 6 is a shaft after the outer ring is incorporated in the needle roller bearing
- FIG. 7 is a sectional view taken along the line PP in FIG. 1
- FIG. 8 is a sectional view taken along the line QQ in FIG. 1
- FIG. 9 is a sectional view taken along the line RR in FIG.
- FIG. 10 is a sectional view showing the rotary pump of FIG.
- the in-wheel motor drive device 21 includes a motor unit A that generates a driving force, a deceleration unit B that decelerates and outputs the rotation of the motor unit A, and an output from the deceleration unit B as driving wheels. 14 (see FIG. 11 and FIG. 12), and the motor part A and the speed reduction part B are accommodated in the casing 22, and as shown in FIG. 11, the wheel housing 12a of the electric vehicle 11 is provided. Installed inside.
- the motor part A includes a stator 23a fixed to the casing 22, a rotor 23b disposed at a position facing the inner side of the stator 23a with a radial gap, and an inner side of the rotor 23b that is connected and fixed to be integrated with the rotor 23b. It is a radial gap motor provided with a rotating motor rotating shaft 24a.
- the motor rotation shaft 24a having a hollow structure is fitted and fixed to the inner peripheral surface of the rotor 23b and integrally rotates, and one end in the axial direction (right side in FIG. 1) in the motor portion A is connected to the rolling bearing 36a.
- the other end in the axial direction (left side in FIG. 1) is rotatably supported by the casing 22 by a rolling bearing 36b.
- the reduction gear input shaft 25 has a substantially central portion on the one side in the axial direction (the central right side in FIG. 3) at the rolling bearing 37a and an end on the other side in the axial direction (the central left side in FIG. 3).
- One rolling bearing 37 a is fitted to the inner peripheral surface of the cylindrical portion 31 d of the stabilizer 31 b that is connected and fixed to the shaft end portion of the inner pin 31 that is fixed to the reduction gear output shaft 28.
- the other rolling bearing 37 b is fitted to the inner peripheral surface of the flange portion 28 a of the reduction gear output shaft 28.
- the reduction gear input shaft 25 has eccentric portions 25a and 25b in the reduction portion B.
- the two eccentric portions 25a and 25b are provided with a 180 ° phase shift in order to cancel the centrifugal force due to the eccentric motion.
- the reduction gear input shaft 25 is rotatably supported with respect to the reduction gear output shaft 28 by rolling bearings 37a and 37b.
- the motor rotating shaft 24 a and the speed reducer input shaft 25 are connected by serration fitting, and the driving force of the motor part A is transmitted to the speed reducing part B.
- the serration fitting portion is configured to suppress the influence on the motor rotation shaft 24a even if the speed reducer input shaft 25 is inclined to some extent.
- the speed reduction part B is held at a fixed position on the casing 22 and curved plates 26a and 26b as revolving members rotatably held by the eccentric parts 25a and 25b of the speed reducer input shaft 25.
- a plurality of outer pins 27 that engage with the outer peripheral portion, a motion conversion mechanism that transmits the rotational motion of the curved plates 26a and 26b to the reducer output shaft 28, and a counterweight 29 at a position adjacent to the eccentric portions 25a and 25b.
- the speed reduction part B is provided with a speed reduction part lubrication mechanism for supplying lubricating oil.
- the reduction gear output shaft 28 has a flange portion 28a and a shaft portion 28b.
- a plurality of inner pins 31 are fixed to the flange portion 28a at equal intervals on a circumference centered on the rotational axis of the reduction gear output shaft 28.
- the shaft portion 28b is fitted and connected to the hub wheel 32, and transmits the output of the speed reduction portion B to the wheel 14 (see FIGS. 11 and 12).
- the curved plates 26 a and 26 b have a plurality of corrugations composed of trochoidal curves such as epitrochoids on the outer periphery, and through holes that penetrate from one end face to the other end face 30a and 30b.
- a plurality of through holes 30a are provided at equal intervals on the circumference centering on the rotation axis of the curved plates 26a, 26b, and receive the inner pins 31.
- the through hole 30b is provided at the center of the curved plates 26a and 26b and is fitted to the eccentric portions 25a and 25b.
- the curved plates 26a and 26b are supported by the rolling bearing 41 so as to be rotatable with respect to the eccentric portions 25a and 25b.
- the rolling bearing 41 is formed directly on the inner raceway surface 42a formed on the outer peripheral surface of the inner ring 42 fitted to the outer peripheral surfaces of the eccentric portions 25a and 25b, and on the inner peripheral surface of the through hole 30b of the curved plates 26a and 26b.
- the cylindrical roller bearing includes an outer raceway surface 43, a plurality of cylindrical rollers 44 disposed between the inner raceway surface 42 a and the outer raceway surface 43, and a cage 45 that holds the cylindrical rollers 44.
- the inner ring 42 has flange portions 42b that protrude radially outward from both axial end portions of the inner raceway surface 42a.
- the rolling bearing 41 is exemplified by a member in which the inner ring 42 is formed separately.
- the present invention is not limited to this, and the inner raceway surface is directly formed on the outer peripheral surface of the eccentric portion 25a, similarly to the outer raceway surface 43. May be.
- the outer pins 27 are provided at equal intervals on the circumference around the rotation axis of the speed reducer input shaft 25.
- the outer pin 27 is rotatably held by an outer pin housing 60 via a needle roller bearing 27a, and the outer pin housing 60 is prevented from rotating around the casing 22 (see FIG. 1) and is elastically supported (illustrated). (Omitted). Thereby, the contact resistance between the curved plates 26a and 26b can be reduced.
- the outer pin 27 may be directly held on the casing 22 via the needle roller bearing 27a.
- the counterweight 29 is substantially fan-shaped and has a through hole that engages with the speed reducer input shaft 25.
- the counterweights 29a and 25b The eccentric portions 25a and 25b are arranged 180 ° out of phase with each other at adjacent positions. As shown in FIG. 3, when the center point in the direction of the rotational axis between the two curved plates 26a and 26b is G, the distance between the central point G and the center of the curved plate 26a is the right side of the central point G.
- L 1 , the sum of the masses of the curved plate 26 a, the rolling bearing 41, and the eccentric portion 25 a is m 1
- the eccentric amount of the center of gravity of the curved plate 26 a from the rotational axis is ⁇ 1
- the mass of the counterweight 29 is m 2
- the eccentric amount of the center of gravity of the counterweight 29 from the rotational axis is ⁇ 2
- L 1 ⁇ m 1 ⁇ ⁇ 1 L 2 ⁇ m 2 ⁇ ⁇ 2 It is a satisfying relationship.
- a similar relationship is established between the curved plate 26 b on the left side of the center point G and the counterweight 29.
- the inner pin 31 held by the speed reducer output shaft 28 is inserted into a through hole 30a provided in the curved plates 26a and 26b, and the curved plate 26a is inserted through a needle roller bearing 31a as a roller bearing. , 26b.
- the needle roller bearing 31a is illustrated, but other roller bearings such as a cylindrical roller bearing may be used.
- the through hole 30a is provided at a position corresponding to each of the plurality of inner pins 31, and the inner diameter dimension of the through hole 30a is larger than the outer diameter dimension of the inner pin 31 (the maximum outer diameter including the needle roller bearing 31a) by a predetermined dimension. Is set.
- the inner pins 31 are provided at equal intervals on the circumference centering on the rotational axis of the speed reducer output shaft 28 (see FIG. 2), and one axial end thereof is fixed to the speed reducer output shaft 28.
- the speed reducer output shaft 28 is arranged coaxially with the speed reducer input shaft 25, the rotational motion of the curved plates 26a and 26b is converted into rotational motion about the rotational axis of the speed reducer input shaft 25. This is transmitted to the reduction gear output shaft 28.
- the needle roller bearing 31a incorporated in the inner pin 31 abuts against the inner wall surface of the through hole 30a of the curved plates 26a, 26b, thereby reducing the frictional resistance with the curved plates 26a, 26b.
- the stabilizer 31b is provided in the axial direction other side edge part of the inner pin 31. As shown in FIG.
- the stabilizer 31b includes an annular ring portion 31c and a cylindrical portion 31d extending in the axial direction from the inner peripheral surface of the annular portion 31c.
- the ends on the other axial side of the plurality of inner pins 31 are fixed to the annular portion 31c of the stabilizer 31b. Since the load applied to some of the inner pins 31 from the curved plates 26a, 26b is supported by all the inner pins 31 via the stabilizer 31b, the stress acting on the inner pins 31 is reduced and the durability is improved. be able to. In addition, since the one end portion in the axial direction of the inner pin 31 is held by the reduction gear output shaft 28 and the other end portion in the axial direction is held by the stabilizer 31b, the rigidity is improved. The moment load can be reduced.
- the needle roller bearing 31a incorporated in the inner pin 31 is engaged with the inner wall surface of the through hole 30a (see FIG. 2) of the curved plates 26a and 26b, and the outer raceway is formed on the inner circumferential surface.
- An outer ring 38 which is a raceway formed with a surface 38a, an inner raceway surface 38c formed directly on the outer peripheral surface of the inner pin 31, and a plurality of needle-like members disposed between the inner raceway surface 38c and the outer raceway surface 38a. It is composed of rollers 39.
- the plurality of needle rollers 39 are arranged in a so-called single row full roller state without a cage.
- a spacer 40a is interposed between the axially inner ends of the two needle roller bearings 31a arranged in parallel along the axial direction of the inner pin 31, and the axially outer end of one of the needle roller bearings 31a is decelerated.
- Spacers 40b are interposed between the flange portion 28a of the machine output shaft 28 and between the axially outer end portion of the other needle roller bearing 31a and the annular portion 31c of the stabilizer 31b.
- the roller bearing 31a as the roller bearing, the roller bearing itself incorporated in the inner pin 31 can be reduced in size, which contributes to the reduction in size and weight of the in-wheel motor drive device 21. Further, by adopting a type in which the needle roller bearing 31a does not have an inner ring, the needle roller bearing 31a itself can be further reduced in size, which is more suitable for downsizing and weight reduction of the in-wheel motor drive device 21.
- Axis O 2 of the eccentric portion 25a is eccentric by the eccentricity e from the axis O of the reduction gear input shaft 25.
- the outer periphery of the eccentric portion 25a is attached is curved plates 26a, the eccentric part 25a is so rotatably supports the curve plate 26a, the axial center O 2 is also the axis of the curved plate 26a.
- the outer periphery of the curved plate 26a is formed by a corrugated curve, and has corrugated recesses 33 that are depressed in the radial direction at equal intervals in the circumferential direction.
- a plurality of outer pins 27 that engage with the recesses 33 are arranged in the circumferential direction with the axis O as the center.
- the curved plates 26a through hole 30a has a plurality circumferentially disposed about the axis O 2.
- An inner pin 31 that is coupled to the reduction gear output shaft 28 that is disposed coaxially with the axis O is inserted through each through hole 30a. Since the inner diameter of the through-hole 30a is larger than the outer diameter of the inner pin 31, the inner pin 31 does not hinder the revolving motion of the curved plate 26a, and the inner pin 31 extracts the rotational motion of the curved plate 26a.
- the reduction gear output shaft 28 is rotated.
- the speed reducer output shaft 28 has a higher torque and a lower rotational speed than the speed reducer input shaft 25, and the curved plate 26a receives the load Fj from the plurality of inner pins 31 as indicated by arrows in FIG. .
- a resultant force Fs of the plurality of loads Fi and Fj is applied to the reduction gear input shaft 25.
- the direction of the resultant force Fs changes depending on geometrical conditions such as the waveform shape of the curved plate 26a, the number of the concave portions 33, and the centrifugal force. Specifically, the angle ⁇ between the reference line X perpendicular to the straight line Y connecting the rotation axis O 2 and the axis O and passing through the rotation axis O 2 and the resultant force Fs is approximately 30 ° to 60 °. Fluctuates.
- the load directions and magnitudes of the plurality of loads Fi and Fj change during one rotation (360 °) of the speed reducer input shaft 25. As a result, the resultant force Fs acting on the speed reducer input shaft 25 is also reduced. Direction and size vary. Then, when the speed reducer input shaft 25 rotates once, the corrugated concave portion 33 of the curved plate 26a is decelerated and rotated clockwise by one pitch, resulting in the state of FIG. 5, and this is repeated.
- the needle roller bearing 31a incorporated in the inner pin 31 is subjected to a radial load and a moment load whose load direction and magnitude vary. As a result, it was verified that the bearing temperature rises and the temperature difference between the inner pin 31 and the outer ring 38 becomes larger than expected. Further, since the resin material is used for the spacers 40a and 40b for regulating the axial position of the needle roller bearing 31a and the linear expansion coefficient is large, the axial clearance after the outer ring 38 is incorporated in the needle roller bearing 31a. Tend to decrease.
- the post-assembly axial clearance ⁇ of the outer ring 38 means that the spacer 40a is sandwiched between the inner ends of the two outer rings 38 and the spacer 40b is joined to the outer ends of these outer rings 38, as shown in FIG.
- the gap ⁇ is exaggerated.
- the spacer 40b located on the side of the stabilizer 31b is in contact with the annular part 31c of the stabilizer 31b, and the spacer 40b located on the side of the reduction gear output shaft 28 and the flange portion 28a of the reduction gear output shaft 28.
- the axial clearance with the outer ring 38 has been described.
- the axial clearance between the spacer 40b positioned on the side of the stabilizer 31b and the annular portion 31c of the stabilizer 31b can be set as the axial clearance after the outer ring 38 is assembled.
- the axial clearance after the outer ring 38 is assembled is 0.04 to 2.80 mm, preferably 0.04 to 1.40 mm. It is effective to do.
- a negative clearance is obtained even under conditions such as an increase in the bearing temperature and an increase in the temperature difference between the inner pin 31 and the outer ring 38. Therefore, heat generation and seizure can be prevented, and the influence of sound and vibration due to the positive clearance, and the resulting decrease in NVH characteristics can be minimized to the extent that processing is possible.
- the wheel bearing portion C includes a hub wheel 32 connected to the speed reducer output shaft 28 and a wheel bearing 33 that rotatably supports the hub wheel 32 with respect to the casing 22.
- the hub wheel 32 has a cylindrical hollow portion 32a and a flange portion 32b.
- the driving wheel 14 (see FIGS. 11 and 12) is connected and fixed to the flange portion 32b by a bolt 32c.
- Splines are formed on the outer peripheral surface of the shaft portion 28b of the speed reducer output shaft 28. The splines are fitted into the spline holes formed on the inner peripheral surface of the hollow portion 32a of the hub wheel 32 so that torque can be transmitted. It is connected.
- the wheel bearing 33 includes an inner bearing member made up of a hub wheel 32 and an inner ring 33a fitted to a small-diameter step portion of the hub wheel 32, an outer bearing member 33b fitted and fixed to the inner peripheral surface of the casing 22, A plurality of rolling elements disposed between the inner raceway surfaces 33f and 33g formed on the outer peripheral surfaces of the hub ring 32 and the inner ring 33a and the outer raceway surfaces 33h and 33i formed on the inner peripheral surface of the outer bearing member 33b.
- This is a double-row angular contact ball bearing provided with a ball 33c, a retainer 33d that holds the gap between adjacent balls 33c, and a seal member 33e that seals both axial ends of the wheel bearing 33.
- the speed reduction part lubrication mechanism supplies lubricating oil to the speed reduction part B, and includes the lubricating oil path 25c, the lubricating oil supply ports 25d, 25e, and 25f shown in FIGS. 1 and 3, and the lubricating oil path 31e in the stabilizer 31b.
- the lubricating oil passage 31f in the inner pin 31, the lubricating oil discharge port 22b, the lubricating oil storage portion 22d, the lubricating oil passage 22e, the rotary pump 51, and the circulating oil passage 45 constitute the main part.
- subjected in the deceleration part lubrication mechanism shows the direction through which lubricating oil flows.
- the lubricating oil passage 25c extends along the axial direction inside the reduction gear input shaft 25.
- the lubricating oil supply ports 25d and 25e extend from the lubricating oil passage 25c toward the outer peripheral surface of the speed reducer input shaft 25, and the lubricating oil supply port 25f extends from the shaft end of the speed reducer input shaft 25 in the direction of the rotation axis. It extends toward the end face.
- At least one location of the casing 22 at the position of the speed reduction portion B is provided with a lubricating oil discharge port 22b for discharging the lubricating oil inside the speed reduction portion B.
- a circulating oil passage 45 that connects the lubricating oil discharge port 22 b and the lubricating oil passage 25 c is provided inside the casing 22. The lubricating oil discharged from the lubricating oil discharge port 22 b returns to the lubricating oil path 25 c via the circulating oil path 45.
- the circulating oil passage 45 includes an axial oil passage 45a extending in the axial direction inside the casing 22, and one axial end portion of the axial oil passage 45a (on the right side in FIG. 1). ) And a radial oil passage 45c extending in the radial direction, and a radial oil passage 45b extending in the radial direction connected to the other axial end of the axial oil passage 45a (left side in FIG. 1).
- the radial oil passage 45b supplies the lubricating oil pumped from the rotary pump 51 to the axial oil passage 45a, and supplies the lubricating oil from the axial oil passage 45a to the lubricating oil passage 25c via the radial oil passage 45c.
- a rotary pump 51 is provided between the lubricating oil passage 22e connected to the lubricating oil reservoir 22d and the circulating oil passage 45, and the lubricating oil is forcibly circulated.
- the rotary pump 51 includes an inner rotor 52 that rotates using the rotation of the reduction gear output shaft 28 (see FIG. 1), and an outer rotor 53 that rotates following the rotation of the inner rotor 52.
- the cycloid pump includes a pump chamber 54, a suction port 55 that communicates with the lubricating oil passage 22e, and a discharge port 56 that communicates with the radial oil passage 45b of the circulation oil passage 45.
- the inner rotor 52 has a tooth profile composed of a cycloid curve on the outer peripheral surface. Specifically, the shape of the tooth tip portion 52a is an epicycloid curve, and the shape of the tooth gap portion 52b is a hypocycloid curve.
- the inner rotor 52 is fitted to the outer peripheral surface of the cylindrical portion 31d (see FIGS. 1 and 3) of the stabilizer 31b and rotates integrally with the inner pin 31 (reduction gear output shaft 28).
- the outer rotor 53 has a tooth profile formed by a cycloid curve on the inner peripheral surface. Specifically, the shape of the tooth tip portion 53a is a hypocycloid curve, and the shape of the tooth gap portion 53b is an epicycloid curve.
- the outer rotor 53 is rotatably supported by the casing 22.
- the inner rotor 52 is rotated about the rotation center c 1.
- the outer rotor 53 rotates around a rotation center c 2 different from the rotation center c 1 of the inner rotor 52.
- the number of teeth of the inner rotor 52 is n
- a plurality of pump chambers 54 are provided in the space between the inner rotor 52 and the outer rotor 53.
- the outer rotor 53 rotates in a driven manner.
- the volume of the pump chamber 54 changes continuously.
- the lubricating oil flowing in from the suction port 55 is pumped from the discharge port 56 to the radial oil passage 45b.
- the inner rotor 52 is provided with a stepped portion 52 c.
- the stepped portion 52 c has its outer peripheral surface (guide surface) abutted against the inner peripheral surface of the casing 22 and prevents the inner rotor 52 from being inclined by a radial load from the wheel 14.
- a lubricating oil storage part 22d for temporarily storing the lubricating oil is provided.
- the lubricating oil that cannot be pumped by the rotary pump 51 can be temporarily stored in the lubricating oil storage portion 22d.
- an increase in torque loss of the deceleration unit B can be prevented.
- the lubricating oil stored in the lubricating oil reservoir 22d can be returned to the lubricating oil passage 25c even if the amount of lubricating oil reaching the lubricating oil discharge port 22b decreases.
- the lubricating oil can be stably supplied to the deceleration unit B.
- the lubricating oil inside the deceleration part B moves outside by gravity in addition to the centrifugal force. Therefore, it is desirable to attach to the electric vehicle 11 so that the lubricating oil reservoir 22d is positioned below the in-wheel motor drive device 21.
- the flow of the lubricating oil in the deceleration portion B having the above-described configuration will be described.
- the lubricating oil flowing through the lubricating oil passage 25c flows out from the lubricating oil supply ports 25d, 25e, and 25f to the speed reducing unit B due to the centrifugal force accompanying the rotation of the speed reducer input shaft 25 and the pressure of the rotary pump 51.
- the lubricating oil flows to the rolling bearings in the deceleration portion B as follows.
- Lubricating oil flowing out from the lubricating oil supply ports 25e and 25f is supplied to rolling bearings (deep groove ball bearings) 37a and 37b that support the reduction gear input shaft 25 by the action of centrifugal force. Further, the lubricating oil flowing out from the lubricating oil supply port 25e is led to the lubricating oil passage 31e in the stabilizer 31b and reaches the lubricating oil passage 31f in the inner pin 31, and from this lubricating oil passage 31f to the needle roller bearing 31a. Supplied.
- the lubricating oil is a needle roller bearing that supports the outer pin 27 and the contact portion between the curved plates 26a and 26b and the inner pin 31, the contact portion between the curved plates 26a and 26b and the outer pin 27, and the outer pin 27 by centrifugal force. 27a, and moves to the outside in the radial direction while lubricating the rolling bearing 46 and the like that support the reduction gear output shaft 28 (stabilizer 31b).
- the lubricating oil flowing out from the lubricating oil supply port 25d is supplied into the bearing from a supply hole 42c (see FIG. 3) provided in the inner ring 42 of the rolling bearing (cylindrical roller bearing) 41 that supports the curved plates 26a and 26b.
- the cylindrical roller 44, the inner raceway surface 42a, and the outer raceway surface 43 are lubricated.
- the lubricating oil is brought into contact with the curved plates 26a and 26b and the inner pin 31 and the curved plates 26a and 26b and the outer pin 27 by centrifugal force. It moves radially outward while lubricating the abutting part and the like.
- Each rolling bearing in the speed reduction part B is lubricated by the flow of the lubricating oil as described above.
- the lubricating oil that has reached the inner wall surface of the casing 22 is discharged from the lubricating oil discharge port 22b and stored in the lubricating oil storage portion 22d.
- the lubricating oil stored in the lubricating oil reservoir 22d is supplied from the suction port 55 to the rotary pump 51 through the lubricating oil passage 22e, and is pumped from the discharge port 56 to the circulating oil passage 45.
- the lubricating oil returns from the radial oil passage 45b of the circulating oil passage 45 to the lubricating oil passage 25c via the axial oil passage 45a and the radial oil passage 45c.
- the rolling bearing 36b is mainly lubricated by the lubricating oil discharged from the outer diameter side opening portion of the lubricating oil passage 24b and having fallen along the outboard side wall surface of the motor portion of the casing 22.
- the amount of lubricating oil discharged from the lubricating oil discharge port 22b increases in proportion to the rotational speed of the speed reducer input shaft 25.
- the discharge amount of the rotary pump 51 increases in proportion to the rotational speed of the speed reducer output shaft 28.
- the amount of lubricating oil supplied from the lubricating oil discharge port 22 b to the speed reduction unit B increases in proportion to the discharge amount of the rotary pump 51. That is, since both the supply amount and the discharge amount of the lubricating oil to the speed reduction unit B change depending on the rotational speed of the in-wheel motor drive device 21, the lubricating oil can be circulated smoothly and constantly.
- the motor unit A receives, for example, an electromagnetic force generated by supplying an alternating current to the coil of the stator 23a, and the rotor 23b made of a permanent magnet or a magnetic material rotates.
- the reduction gear input shaft 25 connected to the motor rotation shaft 24a rotates
- the curved plates 26a and 26b revolve around the rotation axis of the reduction gear input shaft 25.
- the outer pin 27 engages with the curved waveform of the curved plates 26 a and 26 b to rotate the curved plates 26 a and 26 b in the direction opposite to the rotation of the speed reducer input shaft 25.
- the inner pin 31 inserted through the through hole 30a comes into contact with the inner wall surface of the through hole 30a as the curved plates 26a and 26b rotate.
- the revolving motion of the curved plates 26 a and 26 b is not transmitted to the inner pin 31, and only the rotational motion of the curved plates 26 a and 26 b is transmitted to the wheel bearing portion C via the reduction gear output shaft 28.
- the rotation of the speed reducer input shaft 25 is decelerated by the speed reducer B and is transmitted to the speed reducer output shaft 28, it is necessary for the drive wheel 14 even when the low torque, high speed motor part A is adopted. It is possible to transmit an appropriate torque.
- the reduction ratio of the reduction part B is calculated as (Z A ⁇ Z B ) / Z B where Z A is the number of outer pins 27 and Z B is the number of waveforms of the curved plates 26a and 26b.
- a very large reduction ratio of 1/11 can be obtained.
- the in-wheel motor drive device 21 having a compact and high speed reduction ratio can be obtained.
- the outer roller 27 and the inner pin 31 are provided with the needle roller bearings 27a and 31a (see FIG. 3), the frictional resistance between the curved plates 26a and 26b is reduced. Efficiency is improved.
- the lubricating oil supply port 25d is provided in the eccentric portions 25a and 25b and the lubricating oil supply ports 25e and 25f are provided in the middle position and the shaft end of the speed reducer input shaft 25 is shown. Without limitation, it can be provided at any position of the speed reducer input shaft 25. However, from the viewpoint of stably supplying lubricating oil to the rolling bearings 41, 37a, and 37b, the lubricating oil supply port 25d is connected to the eccentric portions 25a and 25b, and the lubricating oil supply ports 25e and 25f are connected to the speed reducer input shaft 25. It is desirable to provide in the middle position and shaft end.
- the rotary pump 51 can also be driven using the rotation of the speed reducer input shaft 25.
- the rotational speed of the speed reducer input shaft 25 is larger than the speed reducer output shaft 28 (11 times in this embodiment)
- the durability of the rotary pump 51 may be reduced.
- a sufficient discharge amount can be ensured even when connected to the decelerator output shaft 28 that has been decelerated.
- the rotary pump 51 is preferably driven by utilizing the rotation of the speed reducer output shaft 28.
- the rotary pump 51 Although the example of the cycloid pump was shown as the rotary pump 51, not only this but the rotary pump driven using the rotation of the reduction gear output shaft 28 is employable. Furthermore, the rotary pump 51 may be omitted, and the lubricating oil may be circulated only by centrifugal force.
- the example in which two curved plates 26a and 26b of the deceleration unit B are provided with a 180 ° phase shift is shown, but the number of curved plates can be arbitrarily set. For example, when three curved plates are provided, , And 120 ° out of phase.
- the motion conversion mechanism has shown the example comprised by the inner pin 31 fixed to the reduction gear output shaft 28, and the through-hole 30a provided in the curve board 26a, 26b, it is not restricted to this,
- the reduction part It is possible to adopt an arbitrary configuration that can transmit the rotation of B to the hub wheel 32.
- it may be a motion conversion mechanism constituted by an inner pin fixed to the curved plates 26a and 26b and a hole formed in the reduction gear output shaft 28.
- a radial gap motor is adopted as the motor part A, but the present invention is not limited to this, and a motor having an arbitrary configuration can be applied.
- it may be an axial gap motor including a stator fixed to the casing and a rotor disposed at a position facing the stator with an axial gap inside the stator.
- the electric vehicle 11 shown in FIGS. 11 and 12 has shown an example in which the rear wheel 14 is a drive wheel, the present invention is not limited to this, and the front wheel 13 may be a drive wheel and is a four-wheel drive vehicle. May be.
- “electric vehicle” is a concept including all vehicles that obtain driving force from electric power, and should be understood as including, for example, a hybrid vehicle.
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Abstract
偏心部(25a,25b)を有する減速機入力軸(25)をモータ部(A)で回転駆動し、減速機入力軸(25)の回転を減速部(B)で減速して減速機出力軸(28)に伝達するインホイールモータ駆動装置(21)において、減速部(B)は、減速機入力軸(25)と、この減速機入力軸(25)の回転に伴ってその回転軸心を中心とする公転運動を行う曲線板(26a,26b)と、この曲線板(26a,26b)の自転運動を生じさせる外ピン(27)と、減速機出力軸(28)に保持されて軸方向に延びる内ピン(31)を、曲線板(26a,26b)の貫通孔(30a)に挿入して針状ころ軸受(31a)を介して曲線板(26a,26b)に係合させることにより、曲線板(26a,26b)の自転運動を、減速機入力軸(25)の回転軸心を中心とする回転運動に変換して減速機出力軸(28)に伝達する運動変換機構とを備え、針状ころ軸受(31a)を構成する外輪(38)と減速機出力軸(28)との組込後軸方向すきまを0.04~2.80mmとする。
Description
本発明は、例えば、電動モータの出力軸と車輪用軸受とを減速機を介して連結したインホイールモータ駆動装置に関する。
従来のインホイールモータ駆動装置は、例えば、特許文献1に開示された構造のものがある。この特許文献1に開示されたインホイールモータ駆動装置101は、図13に示すように、懸架装置(サスペンション)を介して車体に取り付けられるケーシング102の内部で駆動力を発生させるモータ部103と、車輪に接続される車輪用軸受部104と、モータ部103の回転を減速して車輪用軸受部104に伝達する減速部105とで主要部が構成されている。
前述の構成からなるインホイールモータ駆動装置101において、装置のコンパクト化の観点から、モータ部103には、低トルクで高回転型のモータが採用されている。一方、車輪用軸受部104には、車輪を駆動するために大きなトルクが必要となる。そのため、減速部105には、コンパクトで高い減速比が得られるサイクロイド減速機が採用されている。
このサイクロイド減速機を採用した減速部105は、偏心部106a,106bを有する減速機入力軸106と、その減速機入力軸106の偏心部106a,106bに配置される曲線板107a,107bと、その曲線板107a,107bの外周面に係合して曲線板107a,107bに自転運動を生じさせる複数の外ピン109と、曲線板107a,107bの貫通孔115a,115bの内周面に針状ころ軸受114を介して係合して曲線板107a,107bの自転運動を減速機出力軸110に伝達する複数の内ピン111とで主要部が構成されている。
減速機入力軸106は、ケーシング102および減速機出力軸110に玉軸受112a,112bによって回転自在に支持されている。曲線板107a,107bは、減速機入力軸106の偏心部106a,106bに玉軸受108a,108bによって回転自在に支持されている。曲線板107a,107bの外周面に係合する複数の外ピン109は、その両端部が針状ころ軸受113a,113bによってケーシング102に回転自在に支持されている。減速機出力軸110に保持された内ピン111は、外輪および針状ころで構成されて内輪がないタイプの針状ころ軸受114が組み込まれており、この針状ころ軸受114を介して曲線板107a,107bと転がり接触している。
ところで、前述した従来のインホイールモータ駆動装置101は、ホイールの内部にユニットを収めなければならず、また、ばね下重量を押さえる必要があり、さらに、広い客室スペースを確保するために、小型化が必須の要件となる。そのため、モータ部103は小型のものを使用する必要があり、小型低トルクのモータ部103から必要な出力を得るために15,000min-1以上の高速回転が要求される。このような過酷な使用環境やサイクロイド減速機の機構的な特殊性およびばね下重量となるインホイールモータ駆動装置101の特性が絡んで、減速部105の内部に組み込まれるころ軸受である針状ころ軸受114には改善すべき点を残している。
そこで、本発明は前述の改善点に鑑みて提案されたもので、その目的とするところは、耐久性を確保し、小型かつ軽量で、NVH(Noise Vibration Harshness)特性の良好なインホイールモータ駆動装置を提供することにある。
本発明は、前述の目的を達成するために、インホイールモータ駆動装置の内部の潤滑機構や冷却機構を含めて種々検討した結果、減速部内に組み込まれるころ軸受について見出された以下の知見に基づいている。
減速部の内ピンが、モータによって前述したような高速回転で駆動されると、減速部に潤滑機構を設けていても、内ピンに組み込まれて曲線板との接触により回転する針状ころ軸受の外輪は、その外周面が曲線板に接触すると共に内周面が針状ころに接触していることから、軸受温度の上昇や内ピンと外輪の温度差が予想以上に大きくなることが判明した。このような使用状態では、針状ころ軸受の外輪と減速機出力軸との組込後軸方向すきまが前述の温度要因によって減少する。この外輪の組込後軸方向すきまが過剰な負すきまになると異常な昇温が起こり、早期破損や焼き付きに至る。逆に、その組込後軸方向すきまが過大であると、曲線板の振れ回りによる振動や、その曲線板と外ピンおよび内ピンの当たりによる音および振動の発生につながることが判明した。また、荷重点の軸方向位置ずれによる偏荷重が発生して針状ころ軸受の短寿命につながることも判明した。
また、減速機出力軸に保持された内ピンと、減速機入力軸に回転自在に支持された曲線板には、ミスアライメントが発生することがあり、その場合、内ピンは針状ころ軸受を介して曲線板から大きな荷重を受けることになる。そのため、針状ころ軸受を構成する外輪および針状ころは、ラジアル荷重やモーメント荷重が負荷されて過大応力が発生し易い状況下におかれていることが判明した。このような荷重の負荷状態に加えて、ばね下重量となるインホイールモータ駆動装置という特殊条件が重畳することにより、NVH特性に悪影響を及ぼし、運転者および搭乗者に不快感を与えることが判明した。さらに、内ピンに組み込まれた針状ころ軸受自体も小型化しなければ、減速部やモータ部の径方向寸法内に収めることができず、インホールモータ駆動装置として成立しないことが判明した。
前述の目的を達成するための技術的手段として、本発明は、モータ部、減速部および車輪用軸受部を保持するケーシングを備え、モータ部が偏心部を有する減速機入力軸を回転駆動し、減速部が減速機入力軸の回転を減速して減速機出力軸に伝達し、車輪用軸受部が減速機出力軸に連結されたインホイールモータ駆動装置であって、減速部は、減速機入力軸と、この減速機入力軸の偏心部に回転自在に保持されて、減速機入力軸の回転に伴ってその回転軸心を中心とする公転運動を行う公転部材と、この公転部材の外周部に係合して公転部材の自転運動を生じさせる外ピンと、公転部材の自転運動を、減速機入力軸の回転軸心を中心とする回転運動に変換して減速機出力軸に伝達する運動変換機構と、減速部に潤滑油を供給する減速部潤滑機構とを備え、運動変換機構は、減速機出力軸に保持された内ピンを、公転部材に形成された貫通孔に挿入してころ軸受を介して公転部材に係合させた構造を備え、ころ軸受を構成する軌道輪と減速機出力軸との組込後軸方向すきまを0.04~2.80mmとしたことを特徴とする。
本発明では、減速機出力軸に保持された内ピンを、公転部材の貫通孔に挿入してころ軸受を介して公転部材に係合させた運動変換機構において、そのころ軸受を構成する軌道輪と減速機出力軸との組込後軸方向すきまを0.04~2.80mmとしたことにより、軸受温度の上昇や内ピンと軌道輪の温度差を考慮しても負すきまになることがなく、正すきまに起因する音および振動の発生を最小限に抑制することができる。その結果、耐久性を確保しつつ、小型かつ軽量で、NVH特性の良好なインホイールモータ駆動装置を実現することができる。
本発明におけるころ軸受は、その軸方向端部に、減速機出力軸との間で内ピンに対する軸方向位置を規制する拘束部材が配置されていることが望ましい。このように、ころ軸受の軸方向端部に拘束部材を配置すれば、荷重点の軸方向位置ずれによる偏荷重の発生を最小限に抑制することができ、耐久性の確保がより一層容易となる。この場合、ころ軸受の軌道輪と減速機出力軸との組込後軸方向すきまは、軌道論の軸方向端部に位置する拘束部材と減速機出力軸との軸方向すきまとなる。
本発明におけるころ軸受は、公転部材の貫通孔の内壁面に係合し、内周面に外側軌道面が形成された軌道輪と、内ピンの外周面に直接形成された内側軌道面と、その内側軌道面と外側軌道面の間に配置される複数のころとで構成されていることが望ましい。このように、ころ軸受に内輪がないタイプを採用すれば、ころ軸受自体もさらに小型化でき、インホイールモータ駆動装置の小型化および軽量化により一層好適である。
本発明におけるころ軸受は針状ころ軸受であることが望ましい。このように、ころ軸受に針状ころ軸受を採用すれば、内ピンに組み込まれるころ軸受自体も小型化でき、インホイールモータ駆動装置の小型化および軽量化に寄与する。
本発明によれば、減速機出力軸に保持された内ピンを、公転部材の貫通孔に挿入してころ軸受を介して公転部材に係合させた運動変換機構において、そのころ軸受を構成する軌道輪と減速機出力軸との組込後軸方向すきまを0.04~2.80mmとしたことにより、軸受温度の上昇や内ピンと軌道輪の温度差を考慮しても負すきまになることがなく、正すきまに起因する音および振動の発生を最小限に抑制することができる。その結果、耐久性を確保しつつ、小型かつ軽量で、NVH特性の良好なインホイールモータ駆動装置を実現することができる。
本発明に係るインホイールモータ駆動装置21の実施形態を、図1~図12を参照しながら以下に詳述する。
図11は、インホイールモータ駆動装置21を搭載した電気自動車11の概略構成を示す平面図で、図12は、電気自動車11を後方から見たものである。図11に示すように、電気自動車11は、シャシー12と、操舵輪としての前輪13と、駆動輪としての後輪14と、その後輪14に駆動力を伝達するインホイールモータ駆動装置21とを装備する。図12に示すように、後輪14は、シャシー12のホイールハウジング12aの内部に収容され、懸架装置(サスペンション)12bを介してシャシー12の下部に固定されている。
懸架装置12bは、左右に延びるサスペンションアームによって後輪14を支持すると共に、コイルスプリングとショックアブソーバとを含むストラットによって、後輪14が地面から受ける振動を吸収してシャシー12の振動を抑制する。さらに、左右のサスペンションアームの連結部分には、旋回時などの車体の傾きを抑制するスタビライザが設けられている。懸架装置12bは、路面の凹凸に対する追従性を向上させ、駆動輪の駆動力を効率よく路面に伝達するために、左右の車輪を独立して上下させることができる独立懸架式としている。
電気自動車11は、ホイールハウジング12aの内部に、左右それぞれの後輪14を駆動するインホイールモータ駆動装置21を設けることによって、シャシー12上にモータ、ドライブシャフトおよびデファレンシャルギヤ機構などを設ける必要がなくなるので、客室スペースを広く確保でき、かつ、左右の後輪14の回転をそれぞれ制御することができるという利点を有する。電気自動車11の走行安定性およびNVH特性を向上させるためにばね下重量を抑える必要があり、さらに、広い客室スペースを確保するためにインホイールモータ駆動装置21の小型化が求められる。
そこで、図1~図10に示す構造のインホイールモータ駆動装置21を採用している。なお、図1はインホイールモータ駆動装置21の概略構成を示す断面図、図2は図1のO-O線に沿う断面図、図3は図1の減速部を示す拡大断面図、図4は図1の減速部の内ピンおよび針状ころ軸受を示す断面図、図5は曲線板に作用する荷重を示す説明図、図6は図4の針状ころ軸受における外輪の組込後軸方向すきまを説明するための断面図、図7は図1のP-P線に沿う断面図、図8は図1のQ-Q線に沿う断面図、図9は図1のR-R線に沿う断面図、図10は図1の回転ポンプを示す断面図である。
図1に示すように、インホイールモータ駆動装置21は、駆動力を発生させるモータ部Aと、モータ部Aの回転を減速して出力する減速部Bと、減速部Bからの出力を駆動輪14(図11および図12参照)に伝達する車輪用軸受部Cとを備え、モータ部Aと減速部Bはケーシング22に収納されて、図11に示すように、電気自動車11のホイールハウジング12a内に取り付けられる。
モータ部Aは、ケーシング22に固定されているステータ23aと、ステータ23aの内側に径方向の隙間をもって対向する位置に配置されたロータ23bと、ロータ23bの内側に連結固定されてロータ23bと一体回転するモータ回転軸24aとを備えたラジアルギャップモータである。中空構造のモータ回転軸24aは、ロータ23bの内周面に嵌合固定されて一体回転すると共に、モータ部A内で軸方向一方側端部(図1の右側)が転がり軸受36aに、かつ、軸方向他方側端部(図1の左側)が転がり軸受36bによって、ケーシング22に対して回転自在に支持されている。
減速機入力軸25は、図3に示すように、その軸方向一方側略中央部(図3の中央右側)が転がり軸受37aに、かつ、軸方向他方側端部(図3の中央左側)を転がり軸受37bによって、減速機出力軸28に対して回転自在に支持されている。一方の転がり軸受37aは、減速機出力軸28に固定された内ピン31の軸端部に連結固定されたスタビライザ31bの円筒部31dの内周面に嵌合されている。他方の転がり軸受37bは、減速機出力軸28のフランジ部28aの内周面に嵌合されている。
減速機入力軸25は、減速部B内に偏心部25a,25bを有する。2つの偏心部25a,25bは、偏心運動による遠心力を互いに打ち消し合うために、180°位相をずらして設けられている。この減速機入力軸25は、転がり軸受37a,37bによって減速機出力軸28に対して回転自在に支持されている。モータ回転軸24aと減速機入力軸25とは、図1に示すように、セレーション嵌合によって連結され、モータ部Aの駆動力が減速部Bに伝達される。このセレーション嵌合部は、減速機入力軸25がある程度傾いても、モータ回転軸24aへの影響を抑制するように構成されている。
減速部Bは、減速機入力軸25の偏心部25a、25bに回転自在に保持される公転部材としての曲線板26a,26bと、ケーシング22上の固定位置に保持され、曲線板26a,26bの外周部に係合する複数の外ピン27と、曲線板26a,26bの自転運動を減速機出力軸28に伝達する運動変換機構と、偏心部25a,25bに隣接する位置にカウンタウェイト29とを備える。また、減速部Bには、潤滑油を供給するための減速部潤滑機構が設けられている。減速機出力軸28は、フランジ部28aと軸部28bとを有する。フランジ部28aには、減速機出力軸28の回転軸心を中心とする円周上に複数の内ピン31が等間隔に固定されている。また、軸部28bはハブ輪32に嵌合連結され、減速部Bの出力を車輪14(図11および図12参照)に伝達する。
図2および図3に示すように、曲線板26a,26bは、外周部にエピトロコイド等のトロコイド系曲線で構成される複数の波形を有し、一方側端面から他方側端面に貫通する貫通孔30a,30bを有する。貫通孔30aは、曲線板26a,26bの自転軸心を中心とする円周上に等間隔に複数個設けられており、内ピン31を受け入れる。また、貫通孔30bは、曲線板26a,26bの中心に設けられており、偏心部25a,25bに嵌合する。曲線板26a,26bは、転がり軸受41によって偏心部25a,25bに対して回転自在に支持されている。
転がり軸受41は、偏心部25a,25bの外周面に嵌合した内輪42の外周面に形成された内側軌道面42aと、曲線板26a,26bの貫通孔30bの内周面に直接形成された外側軌道面43と、内側軌道面42aと外側軌道面43の間に配置される複数の円筒ころ44と、円筒ころ44を保持する保持器45とを備える円筒ころ軸受である。また、内輪42は、内側軌道面42aの軸方向両端部から径方向外側に突出する鍔部42bを有する。ここで、転がり軸受41は、内輪42を別体で形成したものを例示したが、これに限ることなく、外側軌道面43と同様に、偏心部25aの外周面に内側軌道面を直接形成してもよい。
外ピン27は、減速機入力軸25の回転軸心を中心とする円周上に等間隔に設けられている。曲線板26a,26bが公転運動すると、曲線形状の波形と外ピン27とが係合して、曲線板26a,26bに自転運動を生じさせる。外ピン27は、針状ころ軸受27aを介して回転自在に外ピンハウジング60に保持され、この外ピンハウジング60がケーシング22(図1参照)に回り止めされかつ弾性支持されたフローティング状態(図示省略)で取り付けられている。これにより、曲線板26a,26bとの間の接触抵抗を低減することができる。なお、外ピン27は針状ころ軸受27aを介してケーシング22に直接保持する構造にしてもよい。
カウンタウェイト29は、略扇形状で、減速機入力軸25と嵌合する貫通孔を有し、曲線板26a,26bの回転によって生じる不釣合い慣性偶力を打ち消すために、偏心部25a,25bと隣接する位置に偏心部25a,25bと180°位相をずらして配置される。図3に示すように、2枚の曲線板26a,26b間の回転軸心方向の中心点をGとすると、その中心点Gの右側について、中心点Gと曲線板26aの中心との距離をL1、曲線板26a、転がり軸受41および偏心部25aの質量の和をm1、曲線板26aの重心の回転軸心からの偏心量をε1とし、中心点Gとカウンタウェイト29との距離をL2、カウンタウェイト29の質量をm2、カウンタウェイト29の重心の回転軸心からの偏心量をε2とすると、L1×m1×ε1=L2×m2×ε2を満たす関係となっている。L1×m1×ε1=L2×m2×ε2の関係は、不可避的に生じる誤差を許容する。中心点Gの左側の曲線板26bとカウンタウェイト29との間にも同様の関係が成立する。
運動変換機構は、減速機出力軸28に保持された内ピン31を、曲線板26a,26bに設けられた貫通孔30aに挿入してころ軸受としての針状ころ軸受31aを介して曲線板26a,26bに係合させた構造を備えている。なお、この実施形態では、針状ころ軸受31aを例示するが、円筒ころ軸受などの他のころ軸受であってもよい。貫通孔30aは、複数の内ピン31それぞれに対応する位置に設けられ、貫通孔30aの内径寸法は、内ピン31の外径寸法(針状ころ軸受31aを含む最大外径)より所定寸法大きく設定されている。内ピン31は、減速機出力軸28の回転軸心を中心とする円周上に等間隔に設けられており(図2参照)、その軸方向一方側端部が減速機出力軸28に固定されている。減速機出力軸28は減速機入力軸25と同軸上に配置されているので、曲線板26a,26bの自転運動を、減速機入力軸25の回転軸心を中心とする回転運動に変換して減速機出力軸28に伝達する。内ピン31に組み込まれた針状ころ軸受31aが、曲線板26a,26bの貫通孔30aの内壁面に当接することにより、曲線板26a,26bとの摩擦抵抗を低減する。
内ピン31の軸方向他方側端部には、スタビライザ31bが設けられている。スタビライザ31bは、円環形状の円環部31cと、円環部31cの内周面から軸方向に延びる円筒部31dとを含む。複数の内ピン31の軸方向他方側端部は、スタビライザ31bの円環部31cに固定されている。曲線板26a,26bから一部の内ピン31に負荷される荷重はスタビライザ31bを介して全ての内ピン31によって支持されるため、内ピン31に作用する応力を低減させ、耐久性を向上させることができる。また、内ピン31の軸方向一方側端部が減速機出力軸28に保持され、その軸方向他方側端部がスタビライザ31bに保持された両端支持構造となっていることから、剛性の向上とモーメント荷重の低減が図れる。
この内ピン31に組み込まれた針状ころ軸受31aは、図4に示すように、曲線板26a,26bの貫通孔30a(図2参照)の内壁面に係合し、内周面に外側軌道面38aが形成された軌道輪である外輪38と、内ピン31の外周面に直接形成された内側軌道面38cと、内側軌道面38cと外側軌道面38aの間に配置された複数の針状ころ39とで構成されている。複数の針状ころ39は、保持器のない、いわゆる単列総ころ状態で配設されている。
内ピン31の軸方向に沿って並設された二つの針状ころ軸受31aの軸方向内側端部間にスペーサ40aを介在させると共に、一方の針状ころ軸受31aの軸方向外側端部と減速機出力軸28のフランジ部28aとの間、および他方の針状ころ軸受31aの軸方向外側端部とスタビライザ31bの円環部31cとの間にスペーサ40bを介在させている。これにより、針状ころ軸受31aは、減速機出力軸28のフランジ部28aおよびスタビライザ31bの円環部31cとの間で、内ピン31に対する軸方向位置が規制されている。これらスペーサ40a,40bには、摺動抵抗を低減させるために樹脂材料が使用されている。
このように、ころ軸受に針状ころ軸受31aを採用することにより、内ピン31に組み込まれるころ軸受自体も小型化でき、インホイールモータ駆動装置21の小型化および軽量化に寄与する。また、針状ころ軸受31aに内輪がないタイプを採用することにより、針状ころ軸受31a自体もさらに小型化でき、インホイールモータ駆動装置21の小型化および軽量化により一層好適である。
曲線板26a,26bに作用する荷重の状態について図5を参照しながら説明する。偏心部25aの軸心O2は減速機入力軸25の軸心Oから偏心量eだけ偏心している。偏心部25aの外周には、曲線板26aが取り付けられ、偏心部25aは曲線板26aを回転自在に支持するので、軸心O2は曲線板26aの軸心でもある。曲線板26aの外周は波形曲線で形成され、径方向に窪んだ波形の凹部33を周方向等間隔に有する。曲線板26aの周囲には、凹部33と係合する外ピン27が、軸心Oを中心として周方向に複数配設されている。
図5において、減速機入力軸25と共に偏心部25aが紙面上で反時計周りに回転すると、偏心部25aは軸心Oを中心とする公転運動を行うので、曲線板26aの凹部33が、外ピン27と周方向に順次当接する。この結果、矢印で示すように、曲線板26aは、複数の外ピン27から荷重Fiを受けて、時計回りに自転する。
また、曲線板26aには貫通孔30aが軸心O2を中心として周方向に複数配設されている。各貫通孔30aには、軸心Oと同軸に配置された減速機出力軸28と結合する内ピン31が挿通する。貫通孔30aの内径は、内ピン31の外径よりも所定寸法大きいため、内ピン31は曲線板26aの公転運動の障害とはならず、内ピン31は曲線板26aの自転運動を取り出して減速機出力軸28を回転させる。このとき、減速機出力軸28は、減速機入力軸25よりも高トルクかつ低回転数になり、図5に矢印で示すように、曲線板26aは、複数の内ピン31から荷重Fjを受ける。これらの複数の荷重Fi,Fjの合力Fsが減速機入力軸25にかかる。
合力Fsの方向は、曲線板26aの波形形状、凹部33の数などの幾何学的条件や遠心力の影響により変化する。具体的には、自転軸心O2と軸心Oとを結ぶ直線Yと直角であって自転軸心O2を通過する基準線Xと、合力Fsとの角度αは概ね30°~60°で変動する。上記の複数の荷重Fi、Fjは、減速機入力軸25が1回転(360°)する間に荷重の方向や大きさが変り、その結果、減速機入力軸25に作用する合力Fsも荷重の方向や大きさが変動する。そして、減速機入力軸25が1回転すると、曲線板26aの波形の凹部33が減速されて1ピッチ時計回りに回転し、図5の状態になり、これを繰り返す。
このため、内ピン31に組み込まれる針状ころ軸受31aには、荷重の方向と大きさが変動するラジアル荷重およびモーメント荷重が負荷されることになる。その結果、軸受温度の上昇や内ピン31と外輪38の温度差が予想以上に大きくなることを検証した。さらに、針状ころ軸受31aの軸方向位置を規制するスペーサ40a,40bに樹脂材料が使用されており、線膨張係数が大きいことから、針状ころ軸受31aにおける外輪38の組込後軸方向すきまが減少する傾向にある。
ここで、外輪38の組込後軸方向すきまδとは、図6に示すように、二つの外輪38の内側端部間にスペーサ40aを挟み込むと共にこれら外輪38の外側端部にスペーサ40bを接合させ、スタビライザ31b側に位置するスペーサ40bをスタビライザ31bの円環部31cに当接させた状態で、減速機出力軸28側に位置するスペーサ40bと減速機出力軸28のフランジ部28aとの軸方向すきまを意味する。換言すると、減速機出力軸28のフランジ部28aおよびスタビライザ31bの円環部31cの対向面間の軸方向寸法M1と、二つの針状ころ軸受31aの外輪38およびスペーサ40a,40bの組込後の軸方向寸法M2との差(M1-M2=δ)を意味する。なお、図6では、すきまδを誇張して示している。
この実施形態では、スタビライザ31b側に位置するスペーサ40bをスタビライザ31bの円環部31cに当接させた状態で、減速機出力軸28側に位置するスペーサ40bと減速機出力軸28のフランジ部28aとの軸方向すきまを、外輪38の組込後軸方向すきまとして説明したが、減速機出力軸28側に位置するスペーサ40bを減速機出力軸28のフランジ部28aに当接させた状態で、スタビライザ31b側に位置するスペーサ40bとスタビライザ31bの円環部31cとの軸方向すきまを、外輪38の組込後軸方向すきまとすることも可能である。
この実施形態のインホイールモータ駆動装置21の内ピン31に組み込まれる針状ころ軸受31aについて、種々の要因が絡む過酷な使用環境に鑑み、外輪38の組込後軸方向すきまδの加工可能な範囲を追求するために、実験して評価した。その実験結果を表1に示す。
表1中の評価基準は次のとおりである。
〔騒音・振動〕
後部座席に乗車した人を模擬した状態で、騒音計により騒音レベルを測定する。
○:ほとんどの人・条件で騒音による不快感がない状態
△:一部の人が騒音を不快に感じる状態
×:ほとんどの人が騒音を不快に感じる状態
〔軸受寿命〕
○:基準車両寿命10年10万kmを達成可能
×:上記基準車両寿命を達成不可能
〔騒音・振動〕
後部座席に乗車した人を模擬した状態で、騒音計により騒音レベルを測定する。
○:ほとんどの人・条件で騒音による不快感がない状態
△:一部の人が騒音を不快に感じる状態
×:ほとんどの人が騒音を不快に感じる状態
〔軸受寿命〕
○:基準車両寿命10年10万kmを達成可能
×:上記基準車両寿命を達成不可能
以上の実験結果より、内ピン31に組み込まれた針状ころ軸受31aについて、外輪38の組込後軸方向すきまは、0.04~2.80mm、好ましくは、0.04~1.40mmとすることが有効である。このように、外輪38の組込後軸方向すきまを0.04~2.80mmとすることにより、軸受温度の上昇や内ピン31と外輪38の温度差の拡大といった状況下でも負すきまになることがなく、発熱や焼き付きを防止することができ、正すきまに起因する音および振動の影響、これによるNVH特性の低下を加工可能な範囲で最小限に抑制することができる。これにより、ばね下重量となるインホイールモータ駆動装置やサイクロイド減速機という特殊条件にも拘わらず、音および振動を抑え、NVH特性の優れたインホイールモータ駆動装置を実現することができる。また、荷重点の軸方向位置ずれによる偏荷重の発生を抑制できることで、針状ころ軸受31aの長寿命化による耐久性の向上が図れる。なお、外輪38の組込後軸方向すきまが0.04mmよりも小さいと、負すきまとなって針状ころ軸受31aの作動性および寿命が低下し、2.80mmよりも大きいと、音および振動の発生につながる。
図1に示すように、車輪用軸受部Cは、減速機出力軸28に連結されたハブ輪32と、ハブ輪32をケーシング22に対して回転自在に支持する車輪用軸受33とを備える。ハブ輪32は、円筒形状の中空部32aとフランジ部32bとを有する。フランジ部32bにはボルト32cによって駆動輪14(図11および図12参照)が連結固定される。減速機出力軸28の軸部28bの外周面にはスプラインが形成されており、このスプラインをハブ輪32の中空部32aの内周面に形成されたスプライン穴に嵌合させてトルク伝達可能に連結されている。
車輪用軸受33は、ハブ輪32およびそのハブ輪32の小径段部に嵌合された内輪33aからなる内側軸受部材と、ケーシング22の内周面に嵌合固定された外側軸受部材33bと、ハブ輪32および内輪33aの外周面に形成された内側軌道面33f,33gと外側軸受部材33bの内周面に形成された外側軌道面33h,33iとの間に配置された転動体としての複数の玉33cと、隣接する玉33cの間隔を保持する保持器33dと、車輪用軸受33の軸方向両端部を密封するシール部材33eとを備えた複列アンギュラ玉軸受である。
次に減速部潤滑機構を説明する。減速部潤滑機構は、減速部Bに潤滑油を供給するものであって、図1および図3に示す潤滑油路25c、潤滑油供給口25d,25e,25f、スタビライザ31b内の潤滑油路31e、内ピン31内の潤滑油路31f、潤滑油排出口22b、潤滑油貯留部22d、潤滑油路22e、回転ポンプ51および循環油路45とで主要部が構成されている。なお、減速部潤滑機構内に付した白抜き矢印は潤滑油の流れる方向を示す。
潤滑油路25cは、減速機入力軸25の内部を軸線方向に沿って延びている。潤滑油供給口25d,25eは、潤滑油路25cから減速機入力軸25の外周面に向って延び、潤滑油供給口25fは、減速機入力軸25の軸端部から回転軸心方向に軸端面に向って延びている。減速部Bの位置におけるケーシング22の少なくとも1箇所には、減速部B内部の潤滑油を排出する潤滑油排出口22bが設けられている。そして、潤滑油排出口22bと潤滑油路25cとを接続する循環油路45がケーシング22の内部に設けられている。潤滑油排出口22bから排出された潤滑油は、循環油路45を経由して潤滑油路25cに還流する。
図1および図7~図9に示すように、循環油路45は、ケーシング22の内部を軸方向に延びる軸方向油路45aと、軸方向油路45aの軸方向一端部(図1の右側)に接続されて径方向に延びる径方向油路45cと、軸方向油路45aの軸方向他端部(図1の左側)に接続されて径方向に延びる径方向油路45bとで構成される。径方向油路45bは回転ポンプ51から圧送された潤滑油を軸方向油路45aに供給し、軸方向油路45aから径方向油路45cを経て潤滑油を潤滑油路25cに供給する。
潤滑油貯留部22dに接続する潤滑油路22eと循環油路45との間には、回転ポンプ51が設けられており、潤滑油を強制的に循環させている。図10に示すように、回転ポンプ51は、減速機出力軸28(図1参照)の回転を利用して回転するインナーロータ52と、インナーロータ52の回転に伴って従動回転するアウターロータ53と、ポンプ室54と、潤滑油路22eに連通する吸入口55と、循環油路45の径方向油路45bに連通する吐出口56とを備えるサイクロイドポンプである。
インナーロータ52は、外周面にサイクロイド曲線で構成される歯形を有する。具体的には、歯先部分52aの形状がエピサイクロイド曲線、歯溝部分52bの形状がハイポサイクロイド曲線となっている。インナーロータ52は、スタビライザ31bの円筒部31d(図1および図3参照)の外周面に嵌合して内ピン31(減速機出力軸28)と一体回転する。
アウターロータ53は、内周面にサイクロイド曲線で構成される歯形を有する。具体的には、歯先部分53aの形状がハイポサイクロイド曲線、歯溝部分53bの形状がエピサイクロイド曲線となっている。アウターロータ53は、ケーシング22に回転自在に支持されている。インナーロータ52は、回転中心c1を中心として回転する。一方、アウターロータ53は、インナーロータ52の回転中心c1と異なる回転中心c2を中心として回転する。インナーロータ52の歯数をnとすると、アウターロータ53の歯数は(n+1)となる。なお、この実施形態においては、n=5としている。
インナーロータ52とアウターロータ53との間の空間には、複数のポンプ室54が設けられている。そして、インナーロータ52が減速機出力軸28の回転を利用して回転すると、アウターロータ53は従動回転する。このとき、インナーロータ52およびアウターロータ53はそれぞれ異なる回転中心c1,c2を中心として回転するので、ポンプ室54の容積は連続的に変化する。これにより、吸入口55から流入した潤滑油が吐出口56から径方向油路45bに圧送される。
なお、前述の構成からなる回転ポンプ51の回転中にインナーロータ52が傾くと、ポンプ室54の容積が変化して潤滑油を適切に圧送することができなかったり、インナーロータ52とアウターロータ53とが接触してスムーズな回転を阻害するおそれがある。そこで、図1に示すように、インナーロータ52には、段付部52cが設けられている。この段付部52cは、その外周面(案内面)がケーシング22の内周面に当接して、車輪14からのラジアル荷重によってインナーロータ52が傾くのを防止している。
潤滑油排出口22bと回転ポンプ51との間には、潤滑油を一時的に貯留する潤滑油貯留部22dが設けられている。これにより、高速回転時においては、回転ポンプ51によって圧送しきれない潤滑油を一時的に潤滑油貯留部22dに貯留しておくことができる。その結果、減速部Bのトルク損失の増加を防止することができる。一方、低速回転時においては、潤滑油排出口22bに到達する潤滑油量が少なくなっても、潤滑油貯留部22dに貯留されている潤滑油を潤滑油路25cに還流することができる。その結果、減速部Bに安定して潤滑油を供給することができる。なお、減速部B内部の潤滑油は、遠心力に加えて重力によって外側に移動する。従って、潤滑油貯留部22dがインホイールモータ駆動装置21の下部に位置するように、電気自動車11に取り付けるのが望ましい。
前述の構成からなる減速部Bにおける潤滑油の流れを説明する。まず、潤滑油路25cを流れる潤滑油は、減速機入力軸25の回転に伴う遠心力および回転ポンプ51の圧力によって潤滑油供給口25d、25e,25fから減速部Bに流出する。その後、減速部B内の各転がり軸受へ潤滑油が次のように流れてゆく。
潤滑油供給口25e,25fから流出した潤滑油は、遠心力の作用により、減速機入力軸25を支持する転がり軸受(深溝玉軸受)37a,37bに供給される。さらに、潤滑油供給口25eから流出した潤滑油は、スタビライザ31b内の潤滑油路31eへ導かれて内ピン31内の潤滑油路31fへ至り、この潤滑油路31fから針状ころ軸受31aに供給される。さらに、潤滑油は、遠心力により、曲線板26a,26bと内ピン31との当接部分や曲線板26a,26bと外ピン27との当接部分、外ピン27を支持する針状ころ軸受27a、減速機出力軸28(スタビライザ31b)を支持する転がり軸受46などを潤滑しながら径方向外側に移動する。
一方、潤滑油供給口25dから流出した潤滑油は、曲線板26a,26bを支持する転がり軸受(円筒ころ軸受)41の内輪42に設けた供給孔42c(図3参照)から軸受内部へ供給される。これにより、円筒ころ44、内側軌道面42aおよび外側軌道面43が潤滑される。さらに、潤滑油は、潤滑油供給口25e,25fから流出した潤滑油と同様に、遠心力により、曲線板26a,26bと内ピン31との当接部分および曲線板26a,26bと外ピン27との当接部分等を潤滑しながら径方向外側に移動する。
前述のような潤滑油の流れによって、減速部B内の各転がり軸受が潤滑される。ケーシング22の内壁面に到達した潤滑油は、潤滑油排出口22bから排出されて潤滑油貯留部22dに貯留される。潤滑油貯留部22dに貯留された潤滑油は、潤滑油路22eを通って吸入口55から回転ポンプ51に供給され、吐出口56から循環油路45に圧送される。これにより、潤滑油は、循環油路45の径方向油路45bから軸方向油路45a、径方向油路45cを経由して潤滑油路25cに還流する。循環油路45を流れる潤滑油の一部は、ケーシング22とモータ回転軸24aとの間から転がり軸受36aを潤滑する。転がり軸受36bは、主に潤滑油経路24bの外径側開口部から吐出され、ケーシング22のモータ部のアウトボード側壁面を伝い落ちてきた潤滑油により潤滑される。
潤滑油排出口22bからの潤滑油の排出量は、減速機入力軸25の回転数に比例して多くなる。一方、インナーロータ52は減速機出力軸28と一体回転するので、回転ポンプ51の吐出量は、減速機出力軸28の回転数に比例して多くなる。そして、潤滑油排出口22bから減速部Bに供給される潤滑油量は、回転ポンプ51の吐出量に比例して多くなる。すなわち、減速部Bへの潤滑油の供給量および排出量は、いずれもインホイールモータ駆動装置21の回転数によって変化するので、常にスムーズに潤滑油を循環させることができる。
このように、減速機入力軸25から減速部Bに潤滑油を供給することにより、減速機入力軸25周辺の潤滑油不足を解消することができる。また、回転ポンプ51をケーシング22内に配置することによって、インホイールモータ駆動装置21全体としての大型化を防止することができる。
前述の構成からなるインホイールモータ駆動装置21の全体的な作動原理を説明する。
モータ部Aは、例えば、ステータ23aのコイルに交流電流を供給することによって生じる電磁力を受けて、永久磁石又は磁性体によって構成されるロータ23bが回転する。これにより、モータ回転軸24aに連結された減速機入力軸25が回転すると、曲線板26a,26bは減速機入力軸25の回転軸心を中心として公転運動する。このとき、外ピン27が、曲線板26a,26bの曲線形状の波形と係合して、曲線板26a,26bを減速機入力軸25の回転とは逆向きに自転回転させる。
貫通孔30aに挿通する内ピン31は、曲線板26a,26bの自転運動に伴って貫通孔30aの内壁面と当接する。これにより、曲線板26a,26bの公転運動が内ピン31に伝わらず、曲線板26a,26bの自転運動のみが減速機出力軸28を介して車輪用軸受部Cに伝達される。このとき、減速機入力軸25の回転が減速部Bによって減速されて減速機出力軸28に伝達されるので、低トルク、高回転型のモータ部Aを採用した場合でも、駆動輪14に必要なトルクを伝達することが可能となる。
この減速部Bの減速比は、外ピン27の数をZA、曲線板26a、26bの波形の数をZBとすると、(ZA-ZB)/ZBで算出される。図2に示す実施形態では、ZA=12、ZB=11であるので、減速比は1/11と非常に大きな減速比を得ることができる。このように、多段構成とすることなく大きな減速比を得ることができる減速部Bを採用することにより、コンパクトで高減速比のインホイールモータ駆動装置21を得ることができる。また、外ピン27および内ピン31に針状ころ軸受27a,31a(図3参照)を設けたことにより、曲線板26a,26bとの間の摩擦抵抗が低減されるので、減速部Bの伝達効率が向上する。
この実施形態においては、潤滑油供給口25dを偏心部25a,25bに設け、潤滑油供給口25e,25fを減速機入力軸25の途中位置および軸端に設けた例を示したが、これに限ることなく、減速機入力軸25の任意の位置に設けることができる。ただし、転がり軸受41,37a,37bに安定して潤滑油を供給する観点からは、潤滑油供給口25dは偏心部25a,25bに、潤滑油供給口25e,25fは、減速機入力軸25の途中位置および軸端に設けるのが望ましい。
また、回転ポンプ51を減速機出力軸28の回転を利用して駆動した例を示したが、回転ポンプ51は減速機入力軸25の回転を利用して駆動することもできる。しかし、減速機入力軸25の回転数は減速機出力軸28と比較して大きい(この実施形態では11倍)ので、回転ポンプ51の耐久性が低下するおそれがある。また、減速された減速機出力軸28に接続しても十分な排出量を確保することができる。これらの観点から、回転ポンプ51は減速機出力軸28の回転を利用して駆動することが望ましい。回転ポンプ51としてサイクロイドポンプの例を示したが、これに限ることなく、減速機出力軸28の回転を利用して駆動するあらゆる回転型ポンプを採用することができる。さらには、回転ポンプ51を省略して、遠心力のみによって潤滑油を循環させるようにしてもよい。
減速部Bの曲線板26a,26bを180°位相をずらして2枚設けた例を示したが、この曲線板の枚数は任意に設定することができ、例えば、曲線板を3枚設ける場合は、120°位相をずらして設けるとよい。運動変換機構は、減速機出力軸28に固定された内ピン31と、曲線板26a,26bに設けられた貫通孔30aとで構成された例を示したが、これに限ることなく、減速部Bの回転をハブ輪32に伝達可能な任意の構成とすることができる。例えば、曲線板26a,26bに固定された内ピンと減速機出力軸28に形成された穴とで構成される運動変換機構であってもよい。
この実施形態における作動の説明は、各部材の回転に着目して行ったが、実際にはトルクを含む動力がモータ部Aから駆動輪14に伝達される。したがって、前述のように減速された動力は高トルクに変換されたものとなっている。また、モータ部Aに電力を供給してモータ部を駆動させ、モータ部Aからの動力を駆動輪14に伝達させる場合を示したが、これとは逆に、車両が減速したり坂を下ったりするようなときは、駆動輪14側からの動力を減速部Bで高回転低トルクの回転に変換してモータ部Aに伝達し、モータ部Aで発電してもよい。さらに、ここで発電した電力は、バッテリーに蓄電しておき、後でモータ部Aを駆動させたり、車両に備えられた他の電動機器などの作動に用いてもよい。
この実施形態においては、モータ部Aにラジアルギャップモータを採用した例を示したが、これに限ることなく、任意の構成のモータを適用可能である。例えば、ケーシングに固定されるステータと、ステータの内側の軸方向の隙間を開けて対向する位置に配置されるロータとを備えるアキシャルギャップモータであってもよい。さらに、図11および図12に示した電気自動車11は、後輪14を駆動輪とした例を示したが、これに限ることなく、前輪13を駆動輪としてもよく、4輪駆動車であってもよい。なお、本明細書中で「電気自動車」とは、電力から駆動力を得る全ての自動車を含む概念であり、例えば、ハイブリッドカー等をも含むものとして理解すべきである。
本発明は前述した実施形態に何ら限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、さらに種々なる形態で実施し得ることは勿論のことであり、本発明の範囲は、特許請求の範囲によって示され、さらに特許請求の範囲に記載の均等の意味、および範囲内のすべての変更を含む。
Claims (4)
- モータ部、減速部および車輪用軸受部を保持するケーシングを備え、前記モータ部が偏心部を有する減速機入力軸を回転駆動し、前記減速部が前記減速機入力軸の回転を減速して減速機出力軸に伝達し、前記車輪用軸受部が前記減速機出力軸に連結されたインホイールモータ駆動装置であって、
前記減速部は、前記減速機入力軸と、この減速機入力軸の偏心部に回転自在に保持されて、前記減速機入力軸の回転に伴ってその回転軸心を中心とする公転運動を行う公転部材と、この公転部材の外周部に係合して公転部材の自転運動を生じさせる外ピンと、前記公転部材の自転運動を、前記減速機入力軸の回転軸心を中心とする回転運動に変換して前記減速機出力軸に伝達する運動変換機構と、減速部に潤滑油を供給する減速部潤滑機構とを備え、
前記運動変換機構は、減速機出力軸に保持されて軸方向に延びる内ピンを、前記公転部材に形成された貫通孔に挿入してころ軸受を介して前記公転部材に係合させた構造を備え、前記ころ軸受を構成する軌道輪と前記減速機出力軸との組込後軸方向すきまを0.04~2.80mmとしたことを特徴とするインホイールモータ駆動装置。 - 前記ころ軸受は、その軸方向端部に、前記減速機出力軸との間で前記内ピンに対する軸方向位置を規制する拘束部材が配置されている請求項1に記載のインホイールモータ駆動装置。
- 前記ころ軸受は、前記公転部材の貫通孔の内壁面に係合し、内周面に外側軌道面が形成された軌道輪と、前記内ピンの外周面に直接形成された内側軌道面と、その内側軌道面と外側軌道面の間に配置される複数のころとで構成されている請求項1又は2に記載のインホイールモータ駆動装置。
- 前記ころ軸受は針状ころ軸受である請求項1~3のいずれか一項に記載のインホイールモータ駆動装置。
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