WO2016132792A1 - 車両用モータ駆動装置 - Google Patents

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WO2016132792A1
WO2016132792A1 PCT/JP2016/051342 JP2016051342W WO2016132792A1 WO 2016132792 A1 WO2016132792 A1 WO 2016132792A1 JP 2016051342 W JP2016051342 W JP 2016051342W WO 2016132792 A1 WO2016132792 A1 WO 2016132792A1
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WO
WIPO (PCT)
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drive device
motor
motor drive
vehicle
outer diameter
Prior art date
Application number
PCT/JP2016/051342
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English (en)
French (fr)
Inventor
鈴木　稔
朋久 魚住
Original Assignee
Ntn株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/46—Cages for rollers or needles
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/58—Raceways; Race rings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H1/32—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle motor drive device.
  • An in-wheel motor drive device which is an example of a conventional vehicle motor drive device is described in, for example, Japanese Patent No. 5374215 (Patent Document 1).
  • the in-wheel motor drive device described in the publication is disposed between a motor unit that generates a driving force, a wheel bearing unit that is connected to a wheel, and the motor unit and the wheel bearing unit. And a speed reducer that decelerates the rotation and transmits it to the wheel bearing.
  • the above-mentioned in-wheel motor drive device employs a low-torque, high-rotation type motor for the motor unit from the viewpoint of making the device compact.
  • a cycloid reduction gear that is compact and provides a high reduction ratio is employed.
  • the motor unit includes a stator fixed to the casing, a rotor disposed at a position facing the inner side of the stator with a radial gap, and a motor rotating shaft connected and fixed to the inner side of the rotor and integrally rotated with the rotor. It is a radial gap motor.
  • the motor rotating shaft having a hollow structure is supported by a casing so that both ends in the axial direction are rotatable by a pair of rolling bearings.
  • the speed reducer to which the cycloid speed reducer is applied is a speed reducer input shaft having a pair of eccentric parts, a pair of curved plates arranged in the eccentric parts, and an outer peripheral surface of the curved plate to rotate on the curved plates.
  • a plurality of outer peripheral engagement members to be generated and a plurality of inner pins that transmit the rotation of the curved plate to the reduction gear output shaft are mainly configured.
  • the curved plate constituting the speed reducing portion rotates while being eccentric, and this curved plate is rotatably supported by a rolling bearing attached to the eccentric portion of the speed reducer input shaft.
  • the in-wheel motor drive device since the in-wheel motor drive device is housed in the wheel housing and becomes an unsprung load, a reduction in size and weight is essential.
  • the output torque of the motor is proportional to the physique of the motor, an attempt to generate the torque necessary for driving the vehicle with the motor alone requires a large motor, which increases the weight. Therefore, the reduction of the motor can be achieved by combining the reduction gear with the motor.
  • Increasing the reduction ratio to make a small motor inevitably requires high rotation. For example, when a reduction gear with a reduction ratio of 11 is used, high rotation of about 15000 min ⁇ 1 is required. .
  • the rolling bearing attached to the eccentric portion is used under severe conditions that receive a high load that is high in rotation and fluctuating as compared with the diameter.
  • Roller bearing cages attached to the eccentric part can no longer maintain a perfect circle under the high rotation conditions described above, and the speed difference due to centrifugal force or load difference between rolling elements (cylindrical rollers) It was found that the cage deformed slightly due to the load on the cage caused by the relative position change due to.
  • the cylindrical roller of the eccentric rolling bearing is constrained in the axial position by the flange provided on the inner ring, and the presence of the flange is essential to hold the cylindrical roller in the raceway surface.
  • the cage is slightly deformed, if the clearance between the cage and the outer diameter surface of the inner ring flange is narrow, it is found that there are concerns about problems such as heat generation and damage to the cage due to contact between the two did.
  • the flange portion of the inner ring is in contact with the end surface of the cylindrical roller on the flat surface and receives a thrust load from the cylindrical roller, so it is necessary to secure an area of the flat surface.
  • the cage needs to be thick and strong in order to suppress deformation under high rotation. Therefore, it was found that both the area of the flat surface of the collar and the thickness of the cage need to be increased in a limited bearing installation space. As a result, it was noted that the design would have to be established if the clearance between the inner diameter surface of the cage and the outer diameter surface of the flange portion of the inner ring was not cut as much as possible.
  • the present invention has been proposed in view of the above-described problem, and prevents the enlargement of the rolling bearing that supports the curved plate of the speed reducing portion, suppresses heat generation, and improves the durability. It aims at providing the motor drive device for vehicles which has this.
  • the present invention is a vehicle motor drive device that inputs a rotational driving force of a motor unit to a deceleration unit, decelerates the number of revolutions, and transmits it to the wheel side
  • the speed reduction part has a cycloid reduction mechanism
  • the speed reducer input shaft has an eccentric part
  • a curved plate as a revolution member of the cycloid reduction mechanism is rotatably supported on the eccentric part via a rolling bearing
  • the rolling bearing includes an outer raceway surface formed in a through hole of the curved plate, an inner raceway surface, and the inner raceway.
  • a cylindrical roller bearing comprising an inner ring having flanges at both axial end portions of the surface, a plurality of cylindrical rollers disposed between the outer raceway surface and the inner raceway surface, and a cage that holds the cylindrical rollers.
  • the inner ring is Fitted to the outer diameter surface of the eccentric part of the reducer input shaft, a clearance ⁇ is provided between the inner diameter surface of the cage and the outer diameter surface of the flange, and this clearance ⁇ is 0.20 mm or more and 0 .. 60 mm or less.
  • the clearance ⁇ is 0.20 mm or more and 0.50 mm or less, it is more preferable to secure the area of the flat surface of the flange portion of the inner ring and the strength of the cage.
  • the tolerance range of the diameter of the outer diameter surface of the buttocks be 100 ⁇ m or less.
  • the tolerance range of the diameter of the outer diameter surface of the flange portion of the inner ring is 30 ⁇ m or less, and further, if the outer diameter surface of the flange portion is a ground surface, More preferred.
  • the above-mentioned vehicle motor drive device is suitable as an in-wheel motor drive device.
  • the above-described vehicle motor drive device is suitable as an on-board type vehicle motor drive device in which the motor portion and the speed reduction portion are mounted on the vehicle body and the rotational drive force is transmitted from the speed reduction portion to the wheels via the drive shaft. .
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line PP in FIG. 1. It is a cross-sectional view of the rotary pump of FIG. It is explanatory drawing which shows the load which acts on the curve board of FIG. It is the side view to which the rolling bearing attached to the eccentric part of FIG. 2 was expanded.
  • FIG. 5b is a longitudinal sectional view taken along line HH in FIG. 5a.
  • FIG. 6 is a transverse cross-sectional view taken along II in FIG. It is a figure which shows the motor drive device for vehicles which concerns on the 2nd Embodiment of this invention. It is the longitudinal cross-sectional view which expanded the deceleration part periphery of FIG. It is a top view of the electric vehicle carrying the in-wheel motor drive device of FIG.
  • FIG. 10 is a rear sectional view of the electric vehicle of FIG. 9.
  • FIG. 9 is a schematic plan view of an electric vehicle 11 equipped with an in-wheel motor drive device 21 which is a vehicle motor drive device according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 shows the electric vehicle from the rear.
  • the electric vehicle 11 includes an in-wheel motor drive device that transmits drive power to the chassis 12, front wheels 13 as steering wheels, rear wheels 14 as drive wheels, and left and right rear wheels 14. 21.
  • 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 during turning or the like is provided at a connecting portion of the left and right suspension arms. It is desirable that the suspension device 12b be 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 in-wheel motor drive device 21 for driving the left and right rear wheels 14 inside the wheel housing 12a, it is not necessary to provide a motor, a drive shaft, a differential gear mechanism, and the like on the chassis 12. Therefore, it has the advantages that a large cabin space can be secured and the rotation of the left and right drive wheels can be controlled respectively.
  • in-wheel motor drive device 21 In order to improve the running stability and NVH characteristics of the electric vehicle 11, it is necessary to suppress the unsprung weight. In addition, in-wheel motor drive device 21 is required to be downsized in order to secure a wider cabin space. Therefore, as shown in FIG. 1, an in-wheel motor drive device 21 that is a vehicle motor drive device according to the present embodiment is employed.
  • FIGS. 1 is a schematic longitudinal sectional view of an in-wheel motor drive device 21, FIG. 2 is a transverse sectional view taken along line PP of FIG. 1, FIG. 3 is a transverse sectional view of a rotary pump, and FIG. 4 shows a load acting on a curved plate.
  • FIG. 5a is an enlarged side view of the rolling bearing attached to the eccentric portion
  • FIG. 5b is a longitudinal sectional view taken along line HH of FIG. 5a
  • FIG. 6 is a transverse sectional view taken along line II 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. 10), and the motor part A and the speed reduction part B are accommodated in the casing 22 and mounted in the wheel housing 12a of the electric vehicle 11 as shown in FIG. .
  • the casing 22 has a structure that can be divided into the motor part A and the speed reduction part B, and is fastened with bolts.
  • the casing 22 refers to both a casing part in which the motor part A is accommodated and a casing part in which the speed reduction part B is accommodated.
  • 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.
  • This is a radial gap motor including a rotating motor rotating shaft 24.
  • the motor rotating shaft 24 can rotate at about 15000 min ⁇ 1 .
  • the motor rotating shaft 24 having a hollow structure is fitted and fixed to the inner diameter 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 axially moved to the rolling bearing 36a.
  • the other end (left side in FIG. 1) is rotatably supported by a rolling bearing 36b.
  • the reduction gear input shaft 25 has a substantially central portion on the one side in the axial direction (right side in FIG. 1) at the rolling bearing 37a and an end portion on the other side in the axial direction (left side in FIG. 1) at the rolling bearing 37b. Is supported so as to be freely rotatable.
  • the speed reducer input shaft 25 has eccentric portions 25 a and 25 b in the speed reduction portion B.
  • the two eccentric portions 25a and 25b are provided with a 180 ° phase change in order to cancel the centrifugal force due to the eccentric motion.
  • the motor rotating shaft 24 and the speed reducer input shaft 25 are coupled by spline fitting (including serrations, the same applies hereinafter), and the driving force of the motor part A is transmitted to the speed reducing part B.
  • the spline fitting portion is configured to suppress the influence on the motor rotating shaft 24 even if the speed reducer input shaft 25 is inclined to some extent.
  • the deceleration part B includes curved plates 26a and 26b as revolving members that are rotatably held by the eccentric parts 25a and 25b, and a plurality of outer pins as outer peripheral engaging members that engage with the outer peripheral parts of the curved plates 26a and 26b. 27, a motion conversion mechanism for transmitting the rotational motion of the curved plates 26a, 26b to the reducer output shaft 28, and a counterweight 29 at a position adjacent to the eccentric portions 25a, 25b.
  • the curved plates 26a and 26b are rotatably supported by rolling bearings 41 attached to the eccentric portions 25a and 25b.
  • the reduction gear output shaft 28 has a flange portion 28a and a shaft portion 28b.
  • the shaft portion 28b is connected to a hub wheel 32 as an inner member of the wheel bearing portion C by spline fitting, and transmits the output of the speed reduction portion B to the wheel 14 (see FIG. 10).
  • the reduction gear output shaft 28 is rotatably supported on the outer pin housing 60 by a rolling bearing 46.
  • the curved plate 26 a has a plurality of corrugations formed of a trochoidal curve such as epitrochoid on the outer peripheral portion, and a plurality of through holes 30 a penetrating from one end face to the other end face, A through hole 30b is provided at the center.
  • a plurality of through holes 30a are provided at equal intervals on the circumference centered on the rotation axis of the curved plate 26a, and receive inner pins 31 described later. Further, the through hole 30b is provided at the center of the curved plate 26a and is fitted to the eccentric portion 25a.
  • the curved plate 26a is rotatably supported by the rolling bearing 41 with respect to the eccentric portion 25a.
  • the rolling bearing 41 is directly fitted to the inner ring 42 having an inner raceway surface 42a on the outer diameter surface and the inner diameter surface of the through hole 30b of the curved plate 26a.
  • a cylindrical roller bearing comprising an outer raceway surface 43 formed, a plurality of cylindrical rollers 44 disposed between the inner raceway surface 42a and the outer raceway surface 43, and a cage (not shown) for holding the cylindrical rollers 44. is there.
  • the inner ring 42 has flange portions 42b that protrude radially outward from both axial end portions of the inner raceway surface 42a.
  • the outer pins 27 are provided at equal intervals on the circumference centering on the rotational axis of the speed reducer input shaft 25.
  • the curved plates 26a and 26b revolve, the curved waveform and the outer pin 27 engage with each other to cause the curved plates 26a and 26b to rotate.
  • the outer pin 27 is rotatably supported by the outer pin housing 60 by a needle roller bearing 27a (see FIG. 1). Thereby, the contact resistance between the curved plates 26a and 26b can be reduced.
  • the counterweight 29 (see FIG. 1) is substantially fan-shaped and has a through-hole that fits with the speed reducer input shaft 25, and each counterweight 29 (see FIG. 1) has a through hole that is caused by the rotation of the curved plates 26a and 26b. It is arranged at a position adjacent to the eccentric parts 25a, 25b with a phase difference of 180 ° from that of the eccentric parts 25a, 25b.
  • the motion conversion mechanism is composed of a plurality of inner pins 31 held by the reduction gear output shaft 28 and through holes 30a provided in the curved plates 26a and 26b.
  • 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.
  • a needle roller bearing 31a is provided at a position where the curved plates 26a, 26b come into contact with the inner wall surface of the through hole 30a.
  • 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 diameter 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. Since the load applied to some of the inner pins 31 from the curved plates 26a and 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.
  • the through hole 30 a is provided at a position corresponding to each of the plurality of inner pins 31, and the inner diameter dimension of the through hole 30 a is the outer diameter dimension of the inner pin 31 (“the needle roller bearing 31 a.
  • the maximum outer diameter is included. ”The same shall apply hereinafter.
  • the wheel bearing 33 of the wheel bearing portion C includes an inner raceway surface 33f formed directly on the outer diameter surface of the hub wheel 32 and an inner ring 33a fitted to a small diameter step portion of the outer diameter surface. And an outer ring 33b fitted and fixed to the inner surface of the casing 22, and a plurality of balls 33c as rolling elements disposed between the inner raceway surface 33f, the inner ring 33a and the outer ring 33b, and adjacent to each other.
  • This is a double-row angular contact ball bearing provided with a retainer 33d that holds the gap between the balls 33c to be sealed and a seal member 33e that seals both axial ends of the wheel bearing 33 and prevents intrusion of muddy water or the like.
  • This lubrication mechanism supplies lubricating oil for cooling the motor part A and also supplies lubricating oil to the speed reducing part B.
  • 1 mainly includes the lubricating oil passages 24a and 25c, the lubricating oil supply ports 24b, 25d, 25e, and 25f, the lubricating oil discharge port 22b, the lubricating oil reservoir 22d, the lubricating oil passage 22e, the rotary pump 51, and the circulating oil passage 45.
  • the configuration is as follows.
  • the white arrow given in the lubrication mechanism indicates the direction in which the lubricating oil flows.
  • the lubricating oil passage 25c connected to the lubricating oil passage 24a of the motor rotating shaft 24 extends along the axial direction inside the reduction gear input shaft 25.
  • the lubricating oil supply port 25f extends from the shaft end of the speed reducer input shaft 25 to the rotational axis. Extending in the direction toward the shaft end face.
  • At least one location of the casing 22 at the position of the speed reduction part B is provided with a lubricating oil discharge port 22b for discharging the lubricating oil inside the speed reduction part B, and a lubricating oil storage part 22d for temporarily storing the discharged lubricating oil. Is provided.
  • the circulating oil passage 45 is connected to an axial oil passage 45 a extending in the axial direction inside the casing 22 and one axial end portion (right side in FIG. 1) of the axial oil passage 45 a.
  • a radial oil passage 45c extending in the direction and a radial oil passage 45b extending in the radial direction connected to the other axial end portion (left side in FIG. 1) of the axial oil passage 45a.
  • 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.
  • 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 passages 24a and 25c via the radial oil passage 45c. .
  • the rotary pump 51 includes an inner rotor 52 that rotates using the rotation of the reduction gear output shaft 28, an outer rotor 53 that rotates following the rotation of the inner rotor 52, and a pump chamber 54.
  • the cycloid pump includes a suction port 55 communicating with the lubricating oil passage 22e and a discharge port 56 communicating with the radial oil passage 45b of the circulating oil passage 45.
  • the inner rotor 52 rotates around a rotation center c 1
  • the lubricating oil in the lubricating oil path 25c flows out from the lubricating oil supply ports 25d and 25e to the speed reducing part B due to the centrifugal force and pressure accompanying the rotation of the speed reducer input shaft 25.
  • the lubricating oil that has flowed out of the lubricating oil supply port 25d is a cylindrical roller bearing 41 (see FIG. 2) that supports the curved plates 26a and 26b, and further, a contact portion between the curved plates 26a and 26b and the inner pin 31 by centrifugal force. Further, it moves radially outward while lubricating the contact portion between the curved plates 26a, 26b and the outer pin 27, and the like.
  • the lubricating oil that has flowed out of the lubricating oil supply ports 25e and 25f is supplied to deep groove ball bearings 37a and 37b that support the reduction gear input shaft 25, as well as internal bearings and contact portions.
  • 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 reservoir 22d. Since the lubricating oil reservoir 22d is provided between the lubricating oil discharge port 22b and the rotary pump 51, even if lubricating oil that cannot be discharged by the rotary pump 51 is temporarily generated, the lubricating oil reservoir 22d Can be stored. As a result, an increase in torque loss of the deceleration unit B can be prevented.
  • the rotary pump can return the lubricating oil stored in the lubricating oil storage portion 22d to the lubricating oil passages 24a and 25c.
  • Lubricating oil moves by gravity in addition to 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.
  • FIG. 4 shows the case of the in-wheel motor driving device 21 that transmits the driving force to the left rear wheel 14 of FIG. 10, and it is used in the left-right direction shown in FIG.
  • 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 34 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 34 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, and the resultant force Fs becomes a bearing load of the cylindrical roller bearing 41. For this reason, in the following description, it is also called a bearing load Fs.
  • the direction of the bearing load Fs changes depending on geometrical conditions such as the corrugated shape of the curved plate 26a, the number of recesses 34, and centrifugal force.
  • 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 axis O 2 and the bearing load Fs is approximately 30 ° to 60 °. It fluctuates with.
  • the plurality of loads Fi and Fj change in the direction and magnitude of the load while the speed reducer input shaft 25 makes one rotation (360 °).
  • the bearing load Fs also changes in the direction and magnitude of the load.
  • the speed reducer input shaft 25 makes one rotation
  • the corrugated concave portion 34 of the curved plate 26a is decelerated and rotated clockwise by one pitch, resulting in the state shown in FIG.
  • the direction and magnitude of the load of the bearing load Fs fluctuate and the speed reducer input shaft 25 rotates at a high speed. Therefore, the rolling bearing 41 fluctuates at a high speed and fluctuates as compared with its diameter. Used in harsh conditions under heavy loads.
  • the overall configuration of the in-wheel motor drive device 21 according to the present embodiment is as described above, and the characteristic configuration will be described below.
  • FIGS. 5a is an enlarged side view of the rolling bearing 41 attached to the eccentric portion 25a
  • FIG. 5b is a longitudinal sectional view taken along line HH of FIG. 5a
  • FIG. 6 is a cross-sectional view taken along II in FIG. 5b.
  • the rolling bearing 41 includes an outer raceway surface 43 formed directly on the inner diameter surface of the through hole 30b of the curved plates 26a and 26b, an inner ring 42, a plurality of cylindrical rollers 44, and a cage 47 that holds the cylindrical rollers 44. This is a cylindrical roller bearing.
  • the curved plates 26a and 26b are indicated by two-dot chain lines.
  • the cylindrical rollers 44 disposed between the outer raceway surface 43 and the inner raceway surface 42 a are accommodated one by one in the pocket 47 a of the cage 47.
  • the pocket 47a is formed by a pair of annular portions 47b and a large number of column portions 47c connecting the annular portions 47b.
  • the cylindrical roller 44 is guided on the side surface of the annular portion 47b in the axial direction, and is guided on the side surface of the column portion 47c in the circumferential direction as shown in FIG.
  • cylindrical roller bearing 41 that supports the curved plates 26a and 26b is used under severe use conditions that receive a high load that is high in rotation and fluctuates as compared with the diameter of the cylindrical roller bearing 41 as follows. Various measures are taken.
  • the diameter J of the outer diameter surface 47e of the cage 47 is slightly smaller than the diameter K of the outer raceway surface 43, and a guide clearance is provided between the outer diameter surface 47e of the cage 47 and the outer raceway surface 43.
  • the outer diameter surface 47 e of the retainer 47 is guided by the outer raceway surface 43.
  • the oil hole 42f provided in the inner ring 42 communicates with the lubricating oil supply port 25d (see FIG. 1) provided in the speed reducer input shaft 25, and the inner raceway Lubricating oil is supplied to the surface 42a and the outer raceway surface 43 in consideration of high rotation.
  • the surface roughness (arithmetic average roughness) of both the end surface 44a of the opposing cylindrical roller 44 and the side surface 42c of the flange portion 42b is set to Ra 0.25 ⁇ m or less.
  • the cylindrical roller 44 is made of bearing steel, and after carbonitriding, quenching and tempering are performed, so that the amount of retained austenite in the surface layer portion is 20 to 35%.
  • the inner ring 42 is made of bearing steel, and after carbonitriding is performed, quenching and tempering are performed so that the amount of retained austenite in the surface layer is 20 to 50% and the amount of retained austenite in the core is 15 to 20%. .
  • the rolling fatigue life is improved, the generation of cracks and the progress thereof are suppressed, and the durability of the cylindrical roller bearing 41 is improved (long life).
  • the curved plates 26a and 26b are made of case-hardened steel such as SCM415, SCM420, and SCr420, and are carburized and tempered to form a hardened layer on the surface. For this reason, the curved plates 26a and 26b have toughness, for example, even when an instantaneous impact load is input to the speed reduction part B via the wheel bearing part C (see FIG. 1) during driving of the vehicle. This impact load effectively reduces the possibility that the curved plates 26a and 26b will be deformed or damaged.
  • the outer raceway surface 43 is directly formed on the inner diameter surface of the through hole 30b of the curved plates 26a and 26b.
  • the present invention is not limited to this, and a separate outer ring may be attached to the through hole 30b. Good.
  • the retainer 47 of the cylindrical roller bearing 41 that supports the curved plates 26a and 26b can no longer maintain a perfect circle under the high rotation conditions as described above. Centrifugal force, speed difference between the cylindrical rollers 44, load It has been found that a slight deformation occurs due to the load on the cage 47 caused by the relative position change due to the difference. As shown in FIG. 5 b, the cylindrical roller 44 is restrained in its axial position by a flange 42 b provided on the inner ring 42, and has a flange to hold the cylindrical roller 44 in the raceway surfaces 42 a and 43. The presence of 42b is essential.
  • the flange portion 42b of the inner ring 42 contacts the end surface of the cylindrical roller 44 on the flat surface and receives a thrust load from the cylindrical roller 44. Therefore, it is necessary to secure an area of the flat surface. Since the flat surface of the collar part 42b needs to be provided with grinding paste, the area of the flat surface is limited.
  • the flat surface of the flange portion 42b is a portion having a width N from the outer diameter surface 42d of the flange portion 42b shown in FIG. 6 to the ground grind end 42e in the radial direction.
  • the cage 47 also needs to be thick and strong to suppress deformation under high rotation.
  • a clearance of ⁇ in diameter is provided between the inner diameter surface 47d of the cage 47 and the outer diameter surface 42d of the flange portion 42b of the inner ring 42.
  • the inner diameter surface 47d of the retainer 47 has a diameter L
  • the outer diameter surface 42d of the flange portion 42b of the inner ring 42 has a diameter M.
  • the clearance ⁇ is 0.20 mm or more and 0.60 mm or less, more preferably 0.20 mm or more and 0.50 mm.
  • the tolerance range of the diameter M of the outer diameter surface 47d of the flange portion 42b of the inner ring 42 is set to 100 ⁇ m or less.
  • the tolerance range of the diameter M of the outer diameter surface 47d of the flange portion 42b is set to 30 ⁇ m or less, and further, the outer diameter surface 42d of the flange portion 42b is made to be a ground surface. This is more preferable.
  • the motor unit A receives, for example, an electromagnetic force generated by supplying an alternating current to the coil of the stator 23 a, and the rotor 23 b made of a permanent magnet or a magnetic body rotates. .
  • the reduction gear input shaft 25 connected to the motor rotation shaft 24 rotates
  • the curved plates 26 a and 26 b 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, but 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 reduction ratio of the speed reduction unit B having the above-described configuration 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 reduction ratio can be obtained. Further, by providing the needle roller bearings 27a and 31a on the outer pin 27 and the inner pin 31, the frictional resistance between the curved plates 26a and 26b is reduced, so that the transmission efficiency of the speed reduction portion B is improved.
  • the in-wheel motor drive device 21 By mounting the in-wheel motor drive device 21 according to this embodiment on the electric vehicle 11, the unsprung weight can be suppressed. As a result, the electric vehicle 11 having excellent running stability and NVH characteristics can be obtained.
  • a cycloid pump is shown as the rotary pump 51.
  • the present invention is not limited to this, and any rotary pump that drives using the rotation of the reduction gear output shaft 28 can be adopted.
  • the rotary pump 51 may be omitted, and the lubricating oil may be circulated only by centrifugal force.
  • the number of the curved plates can be arbitrarily set. For example, when three curved plates are provided, , 120 ° phase may be changed.
  • 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 composed of an inner pin fixed to a curved plate and a hole formed in a reduction gear output shaft.
  • the case where power is supplied to the motor unit A to drive the motor unit and the power from the motor unit A is transmitted to the drive wheels 14 is shown, but conversely, the vehicle decelerates or goes down the hill.
  • the power from the drive wheel 14 side may be converted into high-rotation low-torque rotation by the speed reduction unit B and transmitted to the motor unit A, and the motor unit A may generate power.
  • the electric power generated here may be stored in a battery and used later for driving the motor unit A or for operating other electric devices provided in the vehicle.
  • Brake can be added to the configuration of this embodiment.
  • the casing 22 is extended in the axial direction to form a space on the right side of the rotor 23 b in the drawing, a rotating member that rotates integrally with the rotor 23 b, and the casing 22 is not rotatable and axially
  • a parking brake which arrange
  • a disc brake that sandwiches a flange formed on a part of a rotating member that rotates integrally with the rotor 23b and a friction plate installed on the casing 22 side with a cylinder installed on the casing 22 side.
  • a drum brake can be used in which a drum is formed on a part of the rotating member, a brake shoe is fixed to the casing 22 side, and the rotating member is locked by friction engagement and self-engagement.
  • a radial gap motor is adopted as the motor unit A
  • 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 FIG. 11 has shown the example which used the rear-wheel 14 as the driving wheel, it is not restricted to this,
  • the front wheel 13 may be used as a driving wheel and may be a four-wheel drive vehicle.
  • “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.
  • FIG. 7 is a longitudinal sectional view of the vehicle motor drive device
  • FIG. 8 is an enlarged longitudinal sectional view of the periphery of the speed reducing portion.
  • the vehicle motor drive device 71 of this embodiment is called an on-board type, and the vehicle motor drive device 71 is mounted on the vehicle body. As shown in FIG. 7, the vehicle motor drive device 71 drives the drive wheels 14 via the left and right drive shafts 100.
  • the vehicle motor drive device 71 includes a speed reduction part B having a cycloid speed reduction mechanism and a motor part A that rotationally drives the speed reduction part B.
  • the vehicle motor drive device 71 includes two motor parts A and two deceleration parts B on the left and right.
  • the two motor parts A are coaxially arranged adjacent to each other back to back.
  • the deceleration part B is arrange
  • the motor part A includes a stator 73a fixed to the casing 72, a rotor 73b disposed at a position facing the inner side of the stator 73a with a radial gap, and a fixedly connected inner side of the rotor 73b, and rotates integrally with the rotor 73b. It is a radial gap motor provided with the motor rotating shaft 74 to do.
  • the motor rotating shaft 74 is rotatably supported at both ends by rolling bearings 106a and 106b.
  • the speed reducer input shaft 75 of the speed reduction portion B is connected to the motor rotation shaft 74 by spline fitting at one end in the axial direction (right side in FIG. 8) so that torque can be transmitted.
  • the other end of the reduction gear input shaft 75 in the axial direction (left side in FIG. 8) is supported by a rolling bearing 87 so as to be rotatable with respect to the reduction gear output shaft 78.
  • the reduction gear input shaft 75 has eccentric portions 75a and 75b. Similar to the first embodiment, the two eccentric portions 75a and 75b are provided with a phase difference of 180 ° in order to cancel the centrifugal force due to the eccentric motion.
  • the speed reduction part B includes curved plates 76a and 76b that are rotatably held by eccentric portions 75a and 75b via rolling bearings 91, an outer pin 77 that engages with the outer periphery of the curved plates 76a and 76b, and curved plates 76a, An inner pin 81 for transmitting the rotation motion of 76b to the reduction gear output shaft 78 and a counter weight 79 at a position adjacent to the eccentric portions 75a and 75b are provided.
  • the reduction gear output shaft 78 is rotatably supported on the casing 22 by a rolling bearing 96.
  • the drive shaft 100 connects between the fixed type constant velocity universal joint 101 on the drive wheel 14 side, the sliding type constant velocity universal joint 102 on the reduction gear side, and the two constant velocity universal joints 101, 102.
  • the intermediate shaft 103 is the main configuration.
  • the speed reducer output shaft 78 is connected to the sliding constant velocity universal joint 101 by spline fitting, and transmits the output of the speed reducing portion B to the wheel 14.
  • the cylindrical roller bearing 91 that is attached to the eccentric portions 75a and 75b of the speed reducer input shaft 75 and rotatably supports the curved plates 76a and 76b is omitted as in the first embodiment.
  • a clearance ⁇ is provided between the inner diameter surface of the cage and the outer diameter surface of the flange portion of the inner ring.
  • the clearance ⁇ is 0.20 mm or more and 0.60 mm or less, and more preferably 0.20 mm or more and 0.50 mm or less. This effectively prevents contact between the inner diameter surface of the cage and the outer diameter surface of the flange of the inner ring during high rotation, and prevents the heat generation and wear / damage of the cage, ensuring the design feasibility. ing.
  • the tolerance range of the diameter of the outer diameter surface of the collar portion of the inner ring is set to 100 ⁇ m or less, more preferably 30 ⁇ m or less. Furthermore, the outer diameter surface of the collar is used as a ground surface. In order to achieve the above-mentioned range of the clearance ⁇ , it is possible to employ a resin cage that is difficult to narrow the tolerance range by suppressing the tolerance range on the outer diameter surface 42d side of the flange portion 42b.
  • the vehicle motor drive device 71 of the second embodiment has been shown in which two motor units A and two deceleration units B for driving the left and right wheels, respectively, are provided, but the invention is not limited to this.
  • the present invention can also be appropriately applied to a vehicle in which left and right wheels are driven by a vehicle motor drive device including a motor unit and one deceleration unit B.

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Abstract

　モータ部Ａの回転駆動力を減速部Ｂに入力し回転数を減速して車輪側に伝達する車両用モータ駆動装置２１、７１であって、減速部Ｂがサイクロイド減速機構を有し、減速機入力軸２５、７５が偏心部２５ａ、２５ｂ、７５ａ、７５ｂを有し、この偏心部２５ａ、２５ｂ、７５ａ、７５ｂに、サイクロイド減速機構の公転部材としての曲線板２６ａ、２６ｂ、７６ａ、７６ｂを転がり軸受４１、９１を介して回転自在に支持し、減速機入力軸２５、７５がモータ部Ａのモータ回転軸２４，７４に連結された車両用モータ駆動装置２１、７１において、転がり軸受４１、９１は、曲線板２６ａ、２６ｂ、７６ａ、７６ｂに形成された外側軌道面４３と、内側軌道面４２ａとこの内側軌道面４２ａの軸方向両端部に鍔部４２ｂを有する内輪４２と、外側軌道面４３と内側軌道面４２ａの間に配置された複数の円筒ころ４４と、この円筒ころ４４を保持する保持器４７とからなる円筒ころ軸受４１、９１で構成され、内輪４２は、減速機入力軸２５、７５の偏心部２５ａ、２５ｂ、７５ａ、７５ｂの外径面に嵌合して組込まれ、保持器４７の内径面４７ｄと鍔部４２ｂの外径面４２ｄとの間にすきまδを設け、このすきまδを０．２０ｍｍ以上０．６０ｍｍ以下としたことを特徴とする。

Description

車両用モータ駆動装置
　本発明は、車両用モータ駆動装置に関する。
　従来の車両用モータ駆動装置の一例であるインホイールモータ駆動装置は、例えば、特許第５３７４２１５号公報（特許文献１）に記載されている。同公報に記載されているインホイールモータ駆動装置は、駆動力を発生させるモータ部と、車輪に接続する車輪用軸受部と、モータ部と車輪用軸受部との間に配置され、モータ部の回転を減速して車輪用軸受部に伝達する減速部とを備えている。
　上記のインホイールモータ駆動装置は、装置のコンパクト化の観点からモータ部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、車輪用軸受部には、車輪を駆動する大きなトルクが必要となるため、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。
　モータ部は、ケーシングに固定されたステータと、ステータ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るロータと、ロータの内側に連結固定されてロータと一体回転するモータ回転軸とを備える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は、軸方向両端部を一対の転がり軸受によって回転自在にケーシングに支持されている。
　サイクロイド減速機を適用した減速部は、一対の偏心部を有する減速機入力軸と、偏心部に配置される一対の曲線板と、曲線板の外周面に係合して曲線板に自転運動を生じさせる複数の外周係合部材と、曲線板の自転運動を減速機出力軸に伝達する複数の内ピンを主な構成とする。減速部を構成する曲線板は偏心しながら回転するが、この曲線板は、減速機入力軸の偏心部に取り付けられた転がり軸受によって回転自在に支持される。
特許第５３７４２１５号公報
　ところで、インホイールモータ駆動装置は、ホイールハウジングの内部に収められ、ばね下荷重となるため、小型軽量化が必須である。ところが、モータの出力トルクは、モータの体格に比例するため、モータ単体で車両の駆動に必要なトルクを発生させようとすると、大型のモータが必要になり、重量増となる。そこで、減速機をモータと組み合わせることでモータの小型化を図ることができる。小型のモータとするために減速比を大きくしていくと、必然的に高回転が必要になり、例えば、減速比１１の減速機を用いた場合、１５０００ｍｉｎ－１程度の高回転が要求される。
　このような高回転に転がり軸受を対応させるためには、転がり軸受の径を縮小するのが効果的である。しかし、減速機入力軸は偏心部を介して曲線板に押されるため、剛性を維持しかつ転動体の面圧増加を抑制する必要があり、設計要件的に簡単に縮径することができない。そのため、偏心部に取り付けられる転がり軸受は、その径寸法に比して高回転で、かつ変動する高荷重を受ける過酷な条件で使用される。
　偏心部に取り付けられる転がり軸受の保持器は、上記のような高回転の条件では、もはや真円を保つことはできず、遠心力や転動体（円筒ころ）間の荷重差に起因する速度差による相対的な位置の変化に起因する保持器への負荷により、わずかに変形することが判明した。偏心部の転がり軸受の円筒ころは、内輪に設けられた鍔部によって、その軸方向位置を拘束されており、円筒ころを軌道面内に保持するために鍔部の存在が必須である。しかし、保持器がわずかに変形した際、保持器と内輪の鍔部の外径面との間のすきまが狭いと、両者の接触による発熱や保持器の損傷などの問題が危惧されることが判明した。
　さらに、設計上の要件として、内輪の鍔部は、円筒ころの端面と平坦面で接触して円筒ころからのスラスト荷重を受けるため、平坦面の面積を確保する必要がある。また、保持器も高回転下での変形を抑えるために肉厚を確保して強度を持たせる必要がある。そのため、限られた軸受設置スペースの中で、鍔部の平坦面の面積と保持器の肉厚の両方をそれぞれ大きくする必要があることが分かった。その結果、保持器の内径面と内輪の鍔部の外径面との間のすきまを可能な限り切り詰めないと設計が成立したいことに着目した。
　上記の問題について、特許文献１に記載されたインホイールモータ駆動装置は、改善の余地が残っている。
　本発明は、上記の問題に鑑みて提案されたものであって、減速部の曲線板を支持する転がり軸受の大型化を防止し、かつ発熱を抑制し、耐久性を向上させたサイクロイド減速機を有する車両用モータ駆動装置を提供することを目的とする。
　前述した目的を達成するための技術的手段として、本発明は、モータ部の回転駆動力を減速部に入力し回転数を減速して車輪側に伝達する車両用モータ駆動装置であって、前記減速部がサイクロイド減速機構を有し、減速機入力軸が偏心部を有し、この偏心部に、前記サイクロイド減速機構の公転部材としての曲線板を転がり軸受を介して回転自在に支持し、前記減速機入力軸が前記モータ部のモータ回転軸に連結された車両用モータ駆動装置において、前記転がり軸受は、前記曲線板の貫通孔に形成された外側軌道面と、内側軌道面とこの内側軌道面の軸方向両端部に鍔部を有する内輪と、前記外側軌道面と内側軌道面の間に配置された複数の円筒ころと、この円筒ころを保持する保持器とからなる円筒ころ軸受で構成され、前記内輪は、減速機入力軸の偏心部の外径面に嵌合して組込まれ、前記保持器の内径面と鍔部の外径面との間にすきまδを設け、このすきまδを０．２０ｍｍ以上０．６０ｍｍ以下としたことを特徴とする。
　上記の構成により、減速部の曲線板を支持する転がり軸受の大型化を防止し、かつ発熱を抑制し、耐久性を向上させたサイクロイド減速機を有する車両用モータ駆動装置を実現することができる。
　上記のすきまδを０．２０ｍｍ以上０．５０ｍｍ以下とすると、内輪の鍔部の平坦面の面積や保持器の強度を確保する上で、より好ましい。
　前記鍔部の外径面の直径の公差範囲を１００μｍ以下とすることが望ましい。この場合は、上記のすきまδの範囲を達成するために、内輪の鍔部の外径面側の公差範囲を抑えることにより、公差範囲を狭めるのが難しい樹脂製保持器の採用を可能にできる。
　また、上記のすきまδの範囲を達成する上で、内輪の鍔部の外径面の直径の公差範囲を３０μｍ以下とすること、更には、鍔部の外径面を研削加工面とすると、より好ましい。
　上記の車両用モータ駆動装置は、インホイールモータ駆動装置として好適である。
　上記の車両用モータ駆動装置は、そのモータ部と減速部を車体に搭載し、減速部からドライブシャフトを介して車輪に回転駆動力を伝達するオンボードタイプの車両用モータ駆動装置として好適である。
　本発明によれば、減速部の曲線板を支持する転がり軸受の大型化を防止し、耐久性を向上させたサイクロイド減速機を有する車両用モータ駆動装置を実現することができる。
本発明の第１の実施形態に係る車両用モータ駆動装置を示す図である。 図１のＰ－Ｐにおける横断面図である。 図１の回転ポンプの横断面図である。 図１の曲線板に作用する荷重を示す説明図である。 図２の偏心部に取り付ける転がり軸受の拡大した側面図である。 図５ａのＨ－Ｈにおける縦断面図である。 図５（ｂ）のＩ－Ｉにおける横断面図である。 本発明の第２の実施形態に係る車両用モータ駆動装置を示す図である。 図７の減速部周辺を拡大した縦断面図である。 図１のインホイールモータ駆動装置を搭載した電気自動車の平面図である。 図９の電気自動車の後方断面図である。
　図９は、本発明の第１の実施形態に係る車両用モータ駆動装置である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の概略平面図であって、図１０は、電気自動車を後方から見た概略断面図である。図９に示すように、電気自動車１１は、シャーシ１２と、操舵輪としての前輪１３と、駆動輪としての後輪１４と、左右の後輪１４それぞれに駆動力を伝達するインホイールモータ駆動装置２１とを備える。図１０に示すように、後輪１４は、シャーシ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を介してシャーシ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ーシ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、旋回時等の車体の傾きを抑制するスタビライザが設けられる。懸架装置１２ｂは、路面の凹凸に対する追従性を向上し、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するのが望ましい。
　この電気自動車１１は、ホイールハウジング１２ａ内部に、左右の後輪１４それぞれ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、シャーシ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等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、左右の駆動輪の回転をそれぞれ制御することができるという利点を備えている。
　電気自動車１１の走行安定性およびＮＶＨ特性を向上するために、ばね下重量を抑える必要がある。また、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に示すように、本実施形態に係る車両用モータ駆動装置であるインホイールモータ駆動装置２１を採用する。
　本発明の第１の実施形態に係る車両用モータ駆動装置であるインホイールモータ駆動装置２１を図１～図６に基づいて説明する。図１はインホイールモータ駆動装置２１の概略縦断面図、図２は図１のＰ－Ｐにおける横断面図、図３は回転ポンプの横断面図、図４は曲線板に作用する荷重を示す説明図、図５ａは偏心部に取り付ける転がり軸受の拡大した側面図、図５ｂは、図５ａのＨ－Ｈにおける縦断面図、図６は、図５ｂのＩ－Ｉにおける横断面図である。本実施形態に係る車両用モータ駆動装置であるインホイールモータ駆動装置の特徴的な構成を説明する前に全体構成を説明する。
　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１０参照）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１０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。本実施形態では、ケーシング２２は、モータ部Ａと減速部Ｂとで分割可能な構造とし、ボルトで締結されている。本明細書において、ケーシング２２とは、モータ部Ａが収容されたケーシング部分と減速部Ｂが収容されたケーシング部分の両方を指すものとする。
　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るロータ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２４とを備えるラジアルギャップモータであり、モータ回転軸２４は１５０００ｍｉｎ－１程度で回転可能である。
　中空構造のモータ回転軸２４は、ロータ２３ｂの内径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）を転がり軸受３６ａに、軸方向他方側端部（図１の左側）を転がり軸受３６ｂによって回転自在に支持されている。
　減速機入力軸２５は、その軸方向一方側略中央部（図１の右側）が転がり軸受３７ａに、軸方向他方側端部（図１の左側）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。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°位相を変えて設けられている。
　モータ回転軸２４と減速機入力軸２５とは、スプライン（セレーションを含む。以下同じ。）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。このスプライン嵌合部は、減速機入力軸２５がある程度傾いても、モータ回転軸２４への影響を抑制するように構成されている。
　減速部Ｂは、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、曲線板２６ａ、２６ｂの外周部に係合する外周係合部材としての複数の外ピン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。曲線板２６ａ、２６ｂは、偏心部２５ａ、２５ｂに取り付けられた転がり軸受４１によって、回転自在に支持されている。
　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等間隔に内ピン３１を固定する孔が形成されている。また、軸部２８ｂは、車輪用軸受部Ｃの内方部材としてのハブ輪３２にスプライン嵌合によって連結され、減速部Ｂの出力を車輪１４（図１０参照）に伝達する。減速機出力軸２８は、転がり軸受４６によって外ピンハウジング６０に回転自在に支持されている。
　図２に示すように、曲線板２６ａ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複数の貫通孔３０ａと、中心部に貫通孔３０ｂを有する。貫通孔３０ａは、曲線板２６ａ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、後述する内ピン３１を受け入れる。また、貫通孔３０ｂは、曲線板２６ａの中心に設けられており、偏心部２５ａに嵌合する。
　曲線板２６ａは、転がり軸受４１によって偏心部２５ａに対して回転自在に支持されている。図２に示すように、転がり軸受４１は、偏心部２５ａの外径面に嵌合し、外径面に内側軌道面４２ａを有する内輪４２と、曲線板２６ａの貫通孔３０ｂの内径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（図示省略）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。
　図２に示すように、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（図１参照）によって外ピンハウジング６０に回転自在に支持されている。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。
　カウンタウェイト２９（図１参照）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、各偏心部２５ａ、２５ｂに隣接する位置に偏心部２５ａ、２５ｂと１８０°位相を変えて配置される。
　図１に示すように、運動変換機構は、減速機出力軸２８に保持された複数の内ピン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。また、曲線板２６ａ、２６ｂとの摩擦抵抗を低減するために、曲線板２６ａ、２６ｂの貫通孔３０ａの内壁面に当接する位置に針状ころ軸受３１ａが設けられている。
　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の内径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、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。
　図２に示すように、貫通孔３０ａは、複数の内ピン３１の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」を指す。以下同じ。）より所定寸法大きく設定されている。
　図１に示すように、車輪用軸受部Ｃの車輪用軸受３３は、ハブ輪３２の外径面に直接形成した内側軌道面３３ｆと外径面の小径段部に嵌合された内輪３３ａとで内方部材を形成し、ケーシング２２の内径面に嵌合固定された外輪３３ｂと、内側軌道面３３ｆ、内輪３３ａおよび外輪３３ｂ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し、泥水などの浸入を防止するシール部材３３ｅとを備えた複列アンギュラ玉軸受である。
　次に、潤滑機構を説明する。この潤滑機構は、モータ部Ａの冷却のために潤滑油を供給すると共に減速部Ｂに潤滑油を供給するものである。図１に示す潤滑油路２４ａ、２５ｃ、潤滑油供給口２４ｂ、２５ｄ、２５ｅ、２５ｆ、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を主な構成とする。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。
　モータ回転軸２４の潤滑油路２４ａに接続された潤滑油路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から分岐し減速機入力軸２５の外径面に向って延び、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、吐出された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。
　図１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。
　潤滑油を強制的に循環させるために、潤滑油貯留部２２ｄに接続する潤滑油路２２ｅと循環油路４５との間に回転ポンプ５１が設けられている。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２４ａ、２５ｃに供給する。
　図３に示すように、回転ポンプ５１は、減速機出力軸２８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。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。
　インナーロータ５２は、回転中心ｃ１を中心として回転し、一方、アウターロータ５３は、回転中心ｃ２を中心として回転する。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。また、インナーロータ５２の歯数をrとするとアウターロータ５３の歯数は（ｒ＋１）となる。なお、この実施形態においてはｒ＝５としている。
　モータ部Ａの冷却として、図１に示すように、循環油路４５から潤滑油路２４ａに還流された潤滑油の一部が、遠心力によって潤滑油供給口２４ｂからロータ２３ｂを冷却し、その後、潤滑油が飛散してステータ２３ａを冷却する。
　減速部Ｂの潤滑として、潤滑油路２５ｃの潤滑油は、減速機入力軸２５の回転に伴う遠心力および圧力によって潤滑油供給口２５ｄ、２５ｅから減速部Ｂに流出する。潤滑油供給口２５ｄから流出した潤滑油は、曲線板２６ａ、２６ｂを支持する円筒ころ軸受４１（図２参照）、さらに、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。潤滑油供給口２５ｅ、２５ｆから流出した潤滑油は、減速機入力軸２５を支持する深溝玉軸受３７ａ、３７ｂ、さらに、内部の軸受や当接部分に供給される。
　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。潤滑油吐出口２２ｂと回転ポンプ５１との間に潤滑油貯留部２２ｄが設けられているので、回転ポンプ５１によって排出しきれない潤滑油が一時的に発生しても、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、潤滑油排出口２２ｂに到達する潤滑油量が少なくなっても、回転ポンプは、潤滑油貯留部２２ｄに貯留されている潤滑油を潤滑油路２４ａ、２５ｃに還流することができる。潤滑油は、遠心力に加えて重力によって移動する。したがって、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。
　次に、曲線板２６ａ、２６ｂに作用する荷重の状態を図４に基づいて説明する。図４は、図１０の左側後輪１４に駆動力を伝達するインホイールモータ駆動装置２１の場合を示し、図１に示す左右方向の向きで使用される。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３４を周方向等間隔に有する。曲線板２６ａの周囲には、凹部３４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４において、電気自動車１１が前進走行で力行運転時に、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３４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。以降、曲線板２６ａについて説明するが、曲線板２６ｂも同様である。
　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４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にかかり、この合力Ｆｓが円筒ころ軸受４１の軸受荷重となる。このため、以降の説明では軸受荷重Ｆｓともいう。
　軸受荷重Ｆｓの方向は、曲線板２６ａの波形形状、凹部３４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と直角であって軸心Ｏ２を通過する基準線Ｘと、軸受荷重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、軸受荷重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３４が減速されて１ピッチ時計回りに回転し、図４の状態になり、これを繰り返す。上記のように、軸受荷重Ｆｓの荷重の方向や大きさが変動し、かつ減速機入力軸２５が高回転するので、転がり軸受４１は、その径寸法に比して高回転で、かつ変動する高荷重を受ける過酷な条件で使用される。
　本実施形態に係るインホイールモータ駆動装置２１の全体構成は、前述したとおりであるが、その特徴的な構成を以下に説明する。
　図５および図６に基づいて本実施形態の特徴的な構成を説明する。図５ａは、偏心部２５ａに取り付ける転がり軸受４１の拡大した側面図で、図５ｂは、図５ａのＨ－Ｈにおける縦断面図である。図６は、図５ｂのＩ－Ｉにおける横断面図である。転がり軸受４１は、曲線板２６ａ、２６ｂの貫通孔３０ｂの内径面に直接形成された外側軌道面４３と、内輪４２と、複数の円筒ころ４４と、円筒ころ４４を保持する保持器４７とからなる円筒ころ軸受である。図５ｂに曲線板２６ａ、２６ｂを２点鎖線で示す。
　図５ｂに示すように、外側軌道面４３と内側軌道面４２ａの間に配置された円筒ころ４４は、保持器４７のポケット４７ａに１個ずつ収容されている。ポケット４７ａは、一対の環状部４７ｂと、この環状部４７ｂ間を連結する多数の柱部４７ｃにより形成されている。円筒ころ４４は、軸方向には環状部４７ｂの側面で案内され、周方向には、図６に示すように柱部４７ｃの側面で案内される。
　曲線板２６ａ、２６ｂを支持する円筒ころ軸受４１は、その径寸法に比して高回転で、かつ変動する高荷重を受ける過酷な使用条件で使用されることを考慮して、以下のような種々の対策を講じている。
　すなわち、保持器４７の外径面４７ｅの直径Ｊを外側軌道面４３の直径Ｋに対してわずかに小さい寸法とし、保持器４７の外径面４７ｅと外側軌道面４３との間に案内すきまを設けて、保持器４７の外径面４７ｅが外側軌道面４３により案内される形式としている。このような保持器４７の案内形式にすることにより、高回転の使用条件に適する。
　潤滑面では、図５ｂや図６に示すように、内輪４２の設けられた油孔４２ｆは、減速機入力軸２５に設けられた潤滑油供給口２５ｄ（図１参照）に連通し、内側軌道面４２ａ、外側軌道面４３へ潤滑油が供給される構成となっており、高回転に配慮したものである。
　また、円筒ころ軸受４１の上記の使用条件を考慮して、対向する円筒ころ４４の端面４４ａと鍔部４２ｂの側面４２ｃの双方の表面粗さ（算術平均粗さ）を、Ｒａ０．２５μｍ以下としている。これにより、比較的大径の円筒ころ４４を転動体とした円筒ころ軸受４１を用いざるを得ない場合でも、円筒ころ４４と鍔部４２ｂの摺動接触に伴う異音、振動の発生を可及的に防止できる。
　さらに、材料、熱処理の面では、円筒ころ４４は、軸受鋼からなり、浸炭窒化処理を施した後、焼入れ焼戻しを施すことにより、表層部の残留オーステナイト量を２０～３５％としている。内輪４２は、軸受鋼からなり、浸炭窒化処理を施した後、焼入れ焼戻しを施すことにより、表層部の残留オーステナイト量を２０～５０％とし、芯部の残留オーステナイト量を１５～２０％としている。これにより、転動疲労寿命を向上させると共にクラックの発生およびその進展を抑制し、円筒ころ軸受４１の耐久性向上（長寿命化）を図っている。
　曲線板２６ａ、２６ｂは、ＳＣＭ４１５、ＳＣＭ４２０、ＳＣｒ４２０等の肌焼き鋼からなり、浸炭焼入れ焼戻しが施され、表面に硬化層が形成されている。このため、曲線板２６ａ、２６ｂは、靱性を有し、例えば車両の運転走行時に車輪用軸受部Ｃ（図１参照）を介して減速部Ｂに瞬間的な衝撃荷重が入力された場合でも、この衝撃荷重により曲線板２６ａ、２６ｂが変形、破損する可能性を効果的に減ずることを図っている。本実施形態では、曲線板２６ａ、２６ｂの貫通孔３０ｂの内径面に外側軌道面４３を直接形成したものを例示したが、これに限られず、貫通孔３０ｂに別体の外輪を装着してもよい。
　しかし、上述した種々の対策を講じてきたが、曲線板２６ａ、２６ｂを支持する円筒ころ軸受４１は、予想外に過酷な条件で使用されていることが判明した。そのため、前述したような種々の対策に加えて、更なる対策が必要であることに着目したのが本実施形態である。この着目を基に、種々検討、検証し、次のような知見を得た。
　曲線板２６ａ、２６ｂを支持する円筒ころ軸受４１の保持器４７は、上記のような高回転の条件では、もはや真円を保つことはできず、遠心力や円筒ころ４４間の速度差、荷重差による相対的な位置の変化に起因する保持器４７への負荷により、わずかに変形することが判明した。円筒ころ４４は、図５ｂに示すように、内輪４２に設けられた鍔部４２ｂによって、その軸方向位置を拘束されており、円筒ころ４４を軌道面４２ａ、４３内に保持するために鍔部４２ｂの存在が必須である。しかし、保持器４７がわずかに変形した際、保持器４７の内径面４７ｄと内輪４２の鍔部４２ｂの外径面４２ｄとの間のすきまが狭いと、両者の接触による発熱や保持器４７の損傷などの問題が危惧されることが判明した。
　さらに、設計上の要件として、内輪４２の鍔部４２ｂは、円筒ころ４４の端面と平坦面で接触して円筒ころ４４からのスラスト荷重を受けるため、平坦面の面積を確保する必要がある。鍔部４２ｂの平坦面は、研削ヌスミを設ける必要があるために、平坦面の面積に限度がある。鍔部４２ｂの平坦面は、図６に示す鍔部４２ｂの外径面４２ｄから半径方向内側の研削ヌスミ端部４２ｅまでの幅Ｎの部分である。また、保持器４７も高回転下での変形を抑えるために肉厚を確保して強度を持たせる必要がある。そのため、限られた軸受設置スペースの中で、鍔部４２ｂの平坦面の面積と保持器４７の肉厚の両方をそれぞれ大きくする必要がある。その結果、保持器４７の内径面４７ｄと内輪４２の鍔部４２ｂの外径面４２ｄとの間のすきまδを可能な限り切り詰めないと設計が成立しないことが判明した。
　上記の知見に基づき思考した結果、曲線板２６ａ、２６ｂを支持する円筒ころ軸受４１の実現するために、保持器４７の内径面４７ｄと内輪４２の鍔部４２ｂの外径面４２ｄとの間のすきまδに係わる構成を規定するという新たな着想に至った。
　本実施形態における円筒ころ軸受４１では、保持器４７の内径面４７ｄと内輪４２の鍔部４２ｂの外径面４２ｄとの間に、直径値でδのすきまが設けられている。図５ｂに示すように、保持器４７の内径面４７ｄは直径がＬであり、内輪４２の鍔部４２ｂの外径面４２ｄは直径がＭである。したがって、直径値として、すきまδは、δ＝Ｌ－Ｍで表される。特許請求の範囲における、すきまδはこの意味（δ＝Ｌ－Ｍ）で用いるものとする。本実施形態では、すきまδを０．２０ｍｍ以上０．６０ｍｍ以下、より好ましくは、０．２０ｍｍ以上０．５０ｍｍとしている。
　保持器４７の内径面４７ｄと内輪４２の鍔部４２ｂの外径面４２ｄとの間のすきまδの実現可能な範囲を追求するために、実験して評価した。その結果を表１に示す。表１の評価結果として、○は問題なし、△は条件により問題なし、×は問題の起きる可能性大を示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　以上の実験結果より、すきまδを０．２０ｍｍ以上０．６０ｍｍ以下に設定することにより、実現可能な範囲で、変形した保持器の内径と内輪の鍔部の外径との接触を効果的に防止でき、発熱や保持器の摩耗・損傷を防止できることおよび設計上の成立性を検証した。また、すきまδを０．２０ｍｍ以上０．５０ｍｍ以下にすると、内輪の鍔部の平坦面の面積や保持器の強度を確保という設計上の成立性の面から、より好ましいことを検証した。
　また、本実施形態では、内輪４２の鍔部４２ｂの外径面４７ｄの直径Ｍの公差範囲を１００μｍ以下としている。上記のすきまδの範囲を達成するために、鍔部４２ｂの外径面４２ｄ側の公差範囲を抑えることにより、公差範囲を狭めるのが難しい樹脂製保持器の採用を可能にできる。また、上記のすきまδの範囲を達成する上で、鍔部４２ｂの外径面４７ｄの直径Ｍの公差範囲を３０μｍ以下とすること、更には、鍔部４２ｂの外径面４２ｄを研削加工面とすると、より好ましい。
　上記構成の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。
　図１および図２を参照して、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２４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。
　上記構成の減速部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。
　本実施形態に係るインホイールモータ駆動装置２１を電気自動車１１に搭載することにより、ばね下重量を抑えることができる。その結果、走行安定性およびＮＶＨ特性に優れた電気自動車１１を得ることができる。
　本実施形態においては、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°位相を変えて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°位相を変えて設けるとよい。
　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、曲線板に固定された内ピンと減速機出力軸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。
　本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、上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等の作動に用いてもよい。
　本実施形態の構成にブレーキを加えることもできる。例えば、図１の構成において、ケーシング２２を軸方向に延長してロータ２３ｂの図中右側に空間を形成し、ロータ２３ｂと一体的に回転する回転部材と、ケーシング２２に回転不能にかつ軸方向に移動可能なピストンとこのピストンを作動させるシリンダとを配置して、車両停止時にピストンと回転部材とによってロータ２３ｂをロックするパーキングブレーキとしてもよい。
　また、ロータ２３ｂと一体的に回転する回転部材の一部に形成されたフランジおよびケーシング２２側に設置された摩擦板をケーシング２２側に設置されたシリンダで挟むディスクブレーキであってもよい。さらに、この回転部材の一部にドラムを形成すると共に、ケーシング２２側にブレーキシューを固定し、摩擦係合およびセルフエンゲージ作用で回転部材をロックするドラムブレーキを用いることができる。
　本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。
　次に、本発明の第２の実施形態に係る車両用モータ駆動装置を図７および図８に基づいて説明する。図７は車両用モータ駆動装置の縦断面図で、図８は減速部の周辺を拡大した縦断面図である。本実施形態の車両用モータ駆動装置７１はオンボードタイプと呼ばれるもので、車両用モータ駆動装置７１は車体に搭載される。図７に示すように、車両用モータ駆動装置７１は、左右のドライブシャフト１００を介して駆動車輪１４を駆動する。車両用モータ駆動装置７１は、サイクロイド減速機構を有する減速部Ｂと、減速部Ｂを回転駆動するモータ部Ａを備えている。
　車両用モータ駆動装置７１は左右にモータ部Ａと減速部Ｂとをそれぞれ２個ずつ備える。２個のモータ部Ａは、同軸に背中合わせで隣接して配設されている。また、減速部Ｂはモータ部と同軸に配設されている。左右のモータ部Ａ、減速部Ｂおよびドライブシャフト１００は同じであるので、左側のモータ部Ａ、減速部Ｂおよびドライブシャフト１００について説明する。
　モータ部Ａは、ケーシング７２に固定されたステータ７３ａと、ステータ７３ａ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るロータ７３ｂと、ロータ７３ｂの内側に連結固定されてロータ７３ｂと一体回転するモータ回転軸７４とを備えるラジアルギャップモータである。モータ回転軸７４は、その両端を転がり軸受１０６ａ、１０６ｂによって回転自在に支持されている。
　図８に示すように、減速部Ｂの減速機入力軸７５は、軸方向一方側端部（図８の右側）がモータ回転軸７４とスプライン嵌合しトルク伝達可能に連結されている。減速機入力軸７５の軸方向他端部（図８の左側）は転がり軸受８７によって、減速機出力軸７８に対して回転自在に支持されている。減速機入力軸７５は、偏心部７５ａ、７５ｂを有する。第１の実施形態と同様に、２つの偏心部７５ａ、７５ｂ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°位相を変えて設けられている。
　減速部Ｂは、偏心部７５ａ、７５ｂに転がり軸受９１を介して回転自在に保持される曲線板７６ａ、７６ｂと、曲線板７６ａ、７６ｂの外周に係合する外ピン７７と、曲線板７６ａ、７６ｂの自転運動を減速機出力軸７８に伝達する内ピン８１と、偏心部７５ａ、７５ｂに隣接する位置にカウンタウェイト７９とを備える。減速機出力軸７８は転がり軸受９６によってケーシング２２に回転自在に支持されている。
　図７に示すように、ドライブシャフト１００は、駆動車輪１４側の固定式等速自在継手１０１と減速機側の摺動式等速自在継手１０２と、両等速自在継手１０１、１０２間を連結する中間シャフト１０３を主な構成とする。減速機出力軸７８は、摺動式等速自在継手１０１にスプライン嵌合によって連結され、減速部Ｂの出力を車輪１４に伝達する。
　本実施形態においても、第１の実施形態と同様に、減速機入力軸７５の偏心部７５ａ、７５ｂに取り付けられ、曲線板７６ａ、７６ｂを回転自在に支持する円筒ころ軸受９１は、図示は省略するが、保持器の内径面と内輪の鍔部の外径面との間に、すきまδが設けられている。本実施形態においても、すきまδを０．２０ｍｍ以上０．６０ｍｍ以下、より好ましくは、０．２０ｍｍ以上０．５０ｍｍ以下としている。これにより、高回転時の保持器の内径面と内輪の鍔部の外径面との接触を効果的に防止し、発熱や保持器の摩耗・損傷の防止と共に設計上の成立性を確保している。
　また、内輪の鍔部の外径面の直径の公差範囲を１００μｍ以下、より好ましくは、３０μｍ以下としている。さらには、鍔部の外径面を研削加工面としている。上記のすきまδの範囲を達成するために、鍔部４２ｂの外径面４２ｄ側の公差範囲を抑えることにより、公差範囲を狭めるのが難しい樹脂製保持器の採用を可能にしている。
　減速部Ｂの作動や、曲線板７６ａ、７６ｂに作用する荷重の状態、軸受荷重や、曲線板７６ａ、７６ｂを支持する円筒ころ軸受９１の過酷な使用条件に対する種々の対策内容については、第１の実施形態と同様であるので、第１の実施形態で説明した内容を準用し、重複説明を省略する。
　第２の実施形態の車両用モータ駆動装置７１は、左右の車輪をそれぞれ駆動するモータ部Ａ、減速部Ｂをそれぞれ２個ずつ配設したものを示したが、これに限られず、１個のモータ部と１個の減速部Ｂからなる車両用モータ駆動装置により左右の車輪を駆動するものにも適宜適用することができる。
　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、さらに種々の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。
１１　　電気自動車、１２　　シャーシ、１２ａ　　ホイールハウジング、１２ｂ　　懸架装置、１３　　前輪、１４　　後輪、２１　　インホイールモータ駆動装置、２２　　ケーシング、２２ａ　　軸受装着面、２２ｂ　　潤滑油排出口、２２ｄ　　潤滑油貯留部、２２ｅ　　潤滑油路、２３ａ　　ステータ、２３ｂ　　ロータ、２４　　モータ回転軸、２５　　減速機入力軸、２５ａ　　偏心部、２５ｂ　　偏心部、２５ｃ　　潤滑油路、２５ｄ　　潤滑油供給口、２５ｅ　　潤滑油供給口、２５ｈ　　部分溝、２５ｇ　　外径面、２６ａ　　曲線板、２６ｂ　　曲線板、２７　　外ピン、２７ａ　　針状ころ軸受、２８　　減速機出力軸、２９　　カウンタウェイト、３０ｂ　　貫通孔、３１　　内ピン、３１ａ　　針状ころ軸受、３１ｂ　　スタビライザ、３１ｃ　　円環部、３１ｄ　　円筒部、３２　　ハブ輪、３３　　車輪用軸受、３３ａ　　内輪、３３ｂ　　外輪、３３ｃ　　玉、３３ｄ　　保持器、３３ｅ　　シール部材、３３ｆ　　内側軌道面、３６ａ　　転がり軸受、３６ｂ　　転がり軸受、３７ａ　　転がり軸受、３７ｂ　転がり軸受、４１　　転がり軸受、４２　　内輪、４２ａ　　内側軌道面、４２ｂ　　鍔部、４２ｄ　　外径面、４３　　外側軌道面、４４　　円筒ころ、４５　循環油路、４５ａ　　軸方向油路、４５ｂ　　径方向油路、４５ｃ　　径方向油路、４６　　転がり軸受、４７　　保持器、４７ｄ　　内径面、４７ｅ　　外径面、５１　　回転ポンプ、５２　　インナーロータ、５３　　アウターロータ、５４　　ポンプ室、５５　　吸入口、５６　　吐出口、６０　　外ピンハウジング、７１　　車両用モータ駆動装置、７４　　モータ回転軸、７５　　減速機入力軸、７５ａ、７５ｂ　　偏心部、７５ｃ　　潤滑油路、７５ｄ　　潤滑油供給口、７５ｈ　　部分溝、７５ｋ　　外径面、７６ａ、７６ｂ　　曲線板、９１　　転がり軸受、９２　　内輪、９２ａ　　内側軌道面、９２ｂ　　油孔、１００　　ドライブシャフト、Ｌ　　直径、Ｍ　　直径、δ　　すきま、

Claims (7)

  1. 　モータ部の回転駆動力を減速部に入力し回転数を減速して車輪側に伝達する車両用モータ駆動装置であって、前記減速部がサイクロイド減速機構を有し、減速機入力軸が偏心部を有し、この偏心部に、前記サイクロイド減速機構の公転部材としての曲線板を転がり軸受を介して回転自在に支持し、前記減速機入力軸が前記モータ部のモータ回転軸に連結された車両用モータ駆動装置において、
    　前記転がり軸受は、前記曲線板の貫通孔に形成された外側軌道面と、内側軌道面とこの内側軌道面の軸方向両端部に鍔部を有する内輪と、前記外側軌道面と内側軌道面の間に配置された複数の円筒ころと、この円筒ころを保持する保持器とからなる円筒ころ軸受で構成され、前記内輪は、減速機入力軸の偏心部の外径面に嵌合して組込まれ、前記保持器の内径面と鍔部の外径面との間にすきまδを設け、このすきまδを０．２０ｍｍ以上０．６０ｍｍ以下としたことを特徴とする車両用モータ駆動装置。
  2. 　前記すきまδを０．２０ｍｍ以上０．５０ｍｍ以下としたことを特徴とする請求項１に記載の車両用モータ駆動装置。
  3. 　前記鍔部の外径面の直径の公差範囲を１００μｍ以下としたことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の車両用モータ駆動装置。
  4. 　前記鍔部の外径面の直径の公差範囲を３０μｍ以下としたことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の車両用モータ駆動装置。
  5. 　前記鍔部の外径面が研削加工面であること特徴とする請求項１～４のいずれか一項に記載の車両用モータ駆動装置。
  6. 　前記車両用モータ駆動装置がインホイールモータであることを特徴とする請求項１～５のいずれか一項に記載の車両用モータ駆動装置。
  7. 　前記車両用モータ駆動装置のモータ部と減速部が車体に搭載され、減速部からドライブシャフトを介して車輪に回転駆動力を伝達することを特徴とする請求項１～５のいずれか一項に記載の車両用モータ駆動装置。
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