WO2015141387A1 - インホイールモータ駆動装置 - Google Patents

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WO2015141387A1
WO2015141387A1 PCT/JP2015/054800 JP2015054800W WO2015141387A1 WO 2015141387 A1 WO2015141387 A1 WO 2015141387A1 JP 2015054800 W JP2015054800 W JP 2015054800W WO 2015141387 A1 WO2015141387 A1 WO 2015141387A1
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speed reducer
lubricating oil
wheel
roller bearing
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PCT/JP2015/054800
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鈴木　稔
朋久 魚住
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Ntn株式会社
鈴木　稔
朋久 魚住
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    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/64—Electric machine technologies in electromobility

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.
  • the plurality of outer pins 109 engaged with the outer peripheral surfaces of the curved plates 107a and 107b incorporate a needle roller bearing 113a of an outer ring, a needle roller and a cage and having no inner ring. Both end portions of the outer pin 109 are rotatably supported by the casing 102 by the roller bearing 113a.
  • the inner pin 111 held by the reduction gear output shaft 110 is in rolling contact with the curved plates 107a and 107b via the needle roller bearing 114.
  • 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.
  • the outer pin 109 which is a roller bearing incorporated in the speed reduction unit 105, is associated with 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 needle roller bearing 113a has a point 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 outer pin held by the casing and the curved plate rotatably supported by the speed reducer input shaft.
  • the outer pin is connected to the curved plate via the needle roller bearing. Will receive a large load.
  • 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 outer pin is not miniaturized, it cannot be accommodated within the radial dimension of the speed reduction part or the motor part, and cannot be realized 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 in an eccentric portion of the speed reducer input shaft, and performs a revolving motion around the rotational axis as the speed reducer input shaft rotates, and a roller bearing on the casing
  • the outer pin that is held rotatably and engages with the outer periphery of the revolving member to cause the revolving motion of the revolving member, and the revolving motion of the revolving member is changed to a revolving motion around the rotational axis of the reducer input shaft.
  • Motion change that is converted and transmitted to the reducer output shaft A mechanism and a speed reducer lubrication mechanism for supplying lubricating oil to the speed reducer, and the outer pin roller bearing is mounted on the casing and has an outer raceway formed on the inner circumference and an outer circumference of the outer pin.
  • the axial clearance after assembly of the bearing ring and the cage is 0.08 to 0.90 mm.
  • the axial clearance after assembly of the bearing ring and the cage is set to 0.08 to 0.90 mm, so that the negative clearance is taken into consideration even if the increase in bearing temperature is taken into consideration. Therefore, it is possible to minimize the generation of sound and vibration due to the positive clearance. In addition, it is possible to minimize the occurrence of an offset load due to the axial displacement of the load point. 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. Furthermore, by adopting a type in which the roller bearing does not have an inner ring, the roller bearing itself can be further reduced in size, which is more suitable 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.
  • the roller bearing itself incorporated in the outer pin can be reduced in size, which contributes to reduction in size and weight of the in-wheel motor drive device.
  • the casing of the present invention preferably has a structure having an outer pin housing fixed in a floating state inside thereof. Further, a structure having a restraining member for restricting the position of the roller bearing of the outer pin in the axial direction is desirable inside the outer pin housing.
  • the axial clearance after assembly of the bearing ring and the cage is set to 0.08 to 0.90 mm, so that the negative clearance is taken into consideration even if the bearing temperature rise is taken into account. Therefore, it is possible to minimize the generation of sound and vibration due to the positive clearance. 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.
  • 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 outer 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 cross-sectional view showing an outer pin and a needle roller bearing of the speed reduction portion of FIG. 1
  • FIG. 5 is an explanatory view showing a load acting on the curved plate
  • FIG. 6 is a shaft after the outer ring is incorporated in the needle roller bearing of
  • 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 is connected to the stator 23a fixed to the casing 22, the rotor 23b disposed at a position facing the inner side of the stator 23a with a radial gap, and the inner side of the rotor 23b.
  • This is a radial gap motor including a motor rotating shaft 24a that is fixed and rotates integrally with the rotor 23b.
  • 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, which is a roller bearing.
  • the outer pin housing 60 is prevented from rotating around the casing 22 (see FIG. 1), and is elastic. Are attached in a floating state (not shown). 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 outer pin housing 60 fixed in a floating state inside the casing 22 as in this embodiment is also handled as the casing 22.
  • the needle roller bearing 27a is illustrated, but other roller bearings such as a cylindrical roller bearing may be used.
  • the needle roller bearing 27 a incorporated in the outer pin 27 is held by an outer pin housing 60 of the casing 22, and is an outer ring that is a bearing ring in which an outer raceway surface 38 a is formed on the inner peripheral surface. 38, an inner raceway surface 38c formed directly on the outer peripheral surface of the outer pin 27, a plurality of needle rollers 39 disposed between the inner raceway surface 38c and the outer raceway surface 38a, the outer ring 38 and the outer pin 27, And a cage 40 made of resin that holds the needle rollers 39 at equal intervals in the circumferential direction.
  • the outer ring 38 of the needle roller bearing 27a is press-fitted into an annular recess 60a formed in the outer pin housing 60, and the cage 40 is pivoted by a restraining member 60b attached to the inner edge of the annular recess 60a. It has a retaining structure whose position is regulated in the direction.
  • the needle roller bearing 27 a on the outboard side of the outer pin 27 has been described. However, since the needle roller bearing 27 a on the inboard side has the same structure, redundant description is omitted.
  • the roller bearing 27a for the roller bearing incorporated in the outer pin 27, the roller bearing itself incorporated in the outer pin 27 can be reduced in size, and the in-wheel motor drive device 21 can be reduced in size and weight. Contributes to Further, by adopting a type in which the needle roller bearing 27a does not have an inner ring, the needle roller bearing 27a itself can be further reduced in size, which is more preferable for downsizing and weight reduction of the in-wheel motor drive device 21.
  • 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 is engaged with the curved plates 26a and 26b via the needle roller bearings 31a. It has a combined structure.
  • 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.
  • 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.
  • 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 27a incorporated in the outer pin 27 is subjected to a radial load and a moment load whose load direction and magnitude vary. As a result, it was verified that the increase in bearing temperature was larger than expected. Further, when a resin material is used for the cage 40 constituting the needle roller bearing 27a, since the linear expansion coefficient is large, the axial clearance after the outer ring 38 and the cage 40 are assembled in the needle roller bearing 27a. Tend to decrease.
  • the post-assembly axial clearance ⁇ between the outer ring 38 and the cage 40 is, as shown in FIG. 6, a restraint member 60 b that regulates the axial position of the cage 40 and prevents the cage 40 from coming off.
  • the gap ⁇ is exaggerated.
  • the axial clearance between the axially outer end surface of the outer ring 38 and the axially outer end surface of the cage 40 with the axially inner end surface of the cage 40 in contact with the restraining member 60b is determined.
  • the axial inner end surface of the outer ring 38 and the cage 40 are in a state where the axial outer end surface of the retainer 40 is in contact with the end surface of the annular recess 60a of the outer pin housing 60.
  • the axial clearance with the axially inner end surface of the outer ring 38 can also be set as the axial clearance after the outer ring 38 is assembled.
  • the axial clearance ⁇ after the outer ring 38 is assembled is 0.08 to 0.90 mm, preferably 0.08 to 0.45 mm. Is effective.
  • the axial clearance after assembly of the outer ring 38 is set to 0.08 to 0.90 mm, there is no negative clearance even under conditions such as an increase in bearing temperature, and heat generation and seizure can be prevented.
  • 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 discharged from the lubricating oil passage 24b and is lubricated by the lubricating oil that has fallen along the inner wall surface on the outboard side of the portion of the casing 22 in which the motor part A is accommodated.
  • 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.

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、ケーシング２２に針状ころ軸受２７ａを介して回転自在に保持され、曲線板２６ａ，２６ｂの自転運動を生じさせる外ピン２７と、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、外ピン２７の針状ころ軸受２７ａにおいて、外輪と保持器との組込後軸方向すきまを０．０８～０．９０ｍｍとする。

Description

インホイールモータ駆動装置
　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、外輪、針状ころおよび保持器で構成されて内輪がないタイプの針状ころ軸受１１３ａが組み込まれており、その針状ころ軸受１１３ａによって外ピン１０９の両端部がケーシング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、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。
特開２００８－４４５３７号公報
　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外ピン１０９の針状ころ軸受１１３ａ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。
　減速部の外ピンが、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、曲線板と接触する外ピンに組み込まれた針状ころ軸受は、その外輪の内周面が針状ころに接触すると共にその針状ころが外ピンに接触していることから、軸受温度の上昇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、外ピンの遊びによる振動がユニットの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、ケーシングに保持された外ピンと、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、外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、外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、ケーシングにころ軸受を介して回転自在に保持され、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、外ピンのころ軸受は、ケーシングに取り付けられ、内周面に外側軌道面が形成された軌道輪と、外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た複数のころと、軌道輪と外ピンとの間に配置され、ころを円周方向等間隔に保持する保持器とで構成された構造を備え、軌道輪と保持器との組込後軸方向すきまを０．０８～０．９０ｍｍとしたことを特徴とする。
　本発明では、外ピンのころ軸受において、軌道輪と保持器との組込後軸方向すきまを０．０８～０．９０ｍｍとしたことにより、軸受温度の上昇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。また、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。さらに、ころ軸受に内輪がないタイプを採用することにより、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、外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。また、本発明のケーシングは、その内側にフローティング状態に固定された外ピンハウジングを有する構造が望ましい。さらに、その外ピンハウジングの内側に外ピンのころ軸受を軸方向に位置規制する拘束部材を有する構造が望ましい。
　本発明によれば、外ピンのころ軸受において、軌道輪と保持器との組込後軸方向すきまを０．０８～０．９０ｍｍとしたことにより、軸受温度の上昇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。
本発明の実施形態で、インホイールモータ駆動装置の全体構成を示す断面図である。 図１のＯ－Ｏ線に沿う断面図である。 図１の減速部を示す要部拡大断面図である。 図１の減速部の外ピンおよび針状ころ軸受を示す断面図である。 図１の曲線板に作用する荷重を示す説明図である。 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である。 図１のＰ－Ｐ線に沿う断面図である。 図１のＱ－Ｑ線に沿う断面図である。 図１のＲ－Ｒ線に沿う断面図である。 図１の回転ポンプを示す断面図である。 インホイールモータ駆動装置を搭載した電気自動車の概略構成を示す平面図である。 図１１の電気自動車を示す後方断面図である。 従来のインホイールモータ駆動装置の全体構成を示す断面図である。
　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の減速部の外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、図１に示すように、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、ころ軸受である針状ころ軸受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、弾性的に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。本発明では、この実施形態のようにケーシング２２の内側にフローティング状態に固定された外ピンハウジング６０もケーシング２２として取り扱う。なお、この実施形態では、針状ころ軸受２７ａ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。
　この外ピン２７に組み込まれた針状ころ軸受２７ａは、図４に示すように、ケーシング２２の外ピンハウジング６０に保持され、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、外ピン２７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、外輪３８と外ピン２７との間に配置され、針状ころ３９を円周方向等間隔に保持する樹脂製の保持器４０とで構成されている。この針状ころ軸受２７ａの外輪３８は、外ピンハウジング６０に形成された環状凹部６０ａに圧入により嵌合され、その環状凹部６０ａの内側縁部に取り付けられた拘束部材６０ｂにより保持器４０が軸方向に位置規制された抜け止め構造となっている。なお、図４では外ピン２７のアウトボード側の針状ころ軸受２７ａについて説明したが、インボード側の針状ころ軸受２７ａについても同様の構造であるため、重複説明を省略する。
　このように、外ピン２７に組み込まれたころ軸受に針状ころ軸受２７ａを採用することにより、外ピン２７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２７ａ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２７ａ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。
　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。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。
　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、外ピン２７に組み込まれる針状ころ軸受２７ａ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２７ａを構成する保持器４０に樹脂材料を使用する場合は、線膨張係数が大きいことから、針状ころ軸受２７ａにおける外輪３８と保持器４０と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と保持器４０との組込後軸方向すきまδとは、図６に示すように、保持器４０の軸方向位置を規制して抜け止めする拘束部材６０ｂに、保持器４０の軸方向内側端面を当接させた状態で、外輪３８の軸方向外側端面と保持器４０の軸方向外側端面との軸方向すきまを意味する。換言すると、外輪３８の軸方向寸法Ｍ１と保持器４０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、保持器４０の軸方向内側端面を拘束部材６０ｂに当接させた状態で、外輪３８の軸方向外側端面と保持器４０の軸方向外側端面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、保持器４０の軸方向外側端面を外ピンハウジング６０の環状凹部６０ａの端面に当接させた状態で、外輪３８の軸方向内側端面と保持器４０の軸方向内側端面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の外ピン２７の両端に組み込まれる針状ころ軸受２７ａ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。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　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
　以上の実験結果より、外ピン２７に組み込まれた針状ころ軸受２７ａについて、外輪３８の組込後軸方向すきまδは、０．０８～０．９０ｍｍ、好ましくは、０．０８～０．４５ｍｍ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０．０８～０．９０ｍｍとすることにより、軸受温度の上昇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２７ａ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０．０８ｍｍよりも小さいと、昇温時に負すきまとなって針状ころ軸受２７ａの作動性および寿命が低下し、０．９０ｍｍ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、潤滑油路２４ｂから吐出され、ケーシング２２のうち、モータ部Ａを収容した部分のアウトボード側の内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)

  1. 　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、前記ケーシングにころ軸受を介して回転自在に保持され、前記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、
    　前記外ピンのころ軸受は、前記ケーシングに取り付けられ、内周面に外側軌道面が形成された軌道輪と、前記外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た複数のころと、前記軌道輪と外ピンとの間に配置され、前記ころを円周方向等間隔に保持する保持器とで構成された構造を備え、前記軌道輪と保持器との組込後軸方向すきまを０．０８～０．９０ｍｍとしたことを特徴とするインホイールモータ駆動装置。
  2. 　前記ころ軸受は針状ころ軸受である請求項１に記載のインホイールモータ駆動装置。
  3. 　前記ケーシングは、その内側にフローティング状態に固定された外ピンハウジングを有している請求項１又は２に記載のインホイールモータ駆動装置。
  4. 　前記外ピンハウジングの内側に前記外ピンのころ軸受を軸方向に位置規制する拘束部材を有する請求項３に記載のインホイールモータ駆動装置。
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