左右轮驱动装置的制动装置的制作方法

本申请要求申请日为2016年9月7日，申请号为jp特愿2016－174257的申请的优先权，通过参照，将其整体作为构成本申请的一部分的内容而引用。

本发明涉及对从独立的两个驱动源提供的转矩的差进行放大，对其进行传递的左右轮驱动装置的控制装置。

背景技术：

人们知道在电动汽车等的车辆中，分别在左右的驱动轮中设置电动机，独立地控制各电动机，由此对左右轮施加适当的驱动转矩差，借此控制车辆的回转力矩。比如，在各电动机分别经由减速器独立地与左右的驱动轮连接的场合，各电动机的旋转速度通过相应的减速器而进行减速，并且各电动机的输出转矩通过相应的减速器而放大，传递给左右的驱动轮。

在这里，为了使车辆的右回转时和左回转时的举动相同，各电动机为相同的输出特性，相应的减速器也为相同的减速比。由此，为了在左右的驱动轮之间提供驱动转矩差，在电动机之间提供转矩差。在此场合，由于相应的减速器的减速比相同，故左右的驱动轮的相应的驱动转矩和左右的驱动轮之间的驱动转矩差的比率与各电动机的相应的输出转矩和各电动机之间的输出转矩差的比率相同。换言之，无法将大于电动机之间的输出转矩差的减速比倍的驱动转矩差提供到左右的驱动轮之间。

但是，具有下述的情况，即，为了实现车辆的顺利的回转行驶，抑制极端的转向不足，极端的过度转向等的车辆的举动的变化，在左右的驱动轮之间产生驱动转矩的差的情况是有效的。为此，人们希望放大从两个电动机而输出的转矩的差，将其传递给左右的驱动轮。

于是，公开有下述的左右轮驱动装置(专利文献1、2)，其中，在两个驱动源和左右的驱动轮之间，具有齿轮装置，在该齿轮装置中，于相同轴上将两个3元件的二自由度的行星齿轮机构组合。

图10所示的专利文献1的左右轮驱动装置100包括：装载于车辆上的第1、第2电动机102、103；左驱动轮104l，右驱动轮104r；设置于它们之间的齿轮装置105；减速齿轮排106、107。第1、第2电动机102、103通过来自装载于车辆上的图示之外的电池的电力而动作，通过图示之外的电子控制装置分别地进行控制，产生、输出不同的转矩。第1电动机102的输出轴102a、第2电动机103的输出轴103a分别经由减速齿轮排106、107与齿轮装置105的第1、第2连接部件111、112连接。第1、第2电动机102、103所产生的各转矩分别经由减速齿轮排106、107和齿轮装置105传递给左右驱动轮104l、104r。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：jp特开2015－21594号公报

专利文献2：jp第4907390号发明专利公告

技术实现要素：

发明要解决的课题

第1连接部件111和第2连接部件112设置于相同轴上。如图11所示那样，在于第1连接部件111和第2连接部件112之间等处设置多个轴承113的场合，如果左右驱动轮104l、104r的旋转速度不同，则于第1连接部件111和第2连接部件112中产生旋转速度差，多个轴承113旋转。通过该多个轴承113的旋转而产生的轴承转矩分别作用于第1连接部件111和第2连接部件112上。于是，在比如第1连接部件111和第2连接部件112于相同的方向进行旋转，第1连接部件111的旋转速度小于第2连接部件112的旋转速度的场合，如果轴承转矩为tb，则获得下述的式(50)的关系。在这里，本来，由于从各电动机102、103输出的转矩tm1和tm2经由各减速齿轮排106、107输入到各连接部件111、112中，故其对应于减速比而进行变更，但是为了在以后容易理解，在计算式等的说明中，减速比为1，输入到各连接部件111、112中的转矩为tm1和tm2。

(tl－tr)＝α×(tm1－tm2)－2∑tb……(50)

其中，tl表示传递给左驱动轮104l的驱动转矩，tr表示传递给右驱动轮104r的驱动转矩，α表示转矩差放大率，tm1表示第1电动机102所产生的驱动转矩，tm2表示第2电动机103所产生的驱动转矩。

即，左右驱动轮104l、104r的转矩差的含义指按照齿轮装置105的齿轮的齿数而确定的转矩差放大率α，与根据两个电动机102、103的转矩的差而计算的值不同。另外，由于左右驱动轮104l、104r的转矩的和不因轴承113的有无而变化，故轴承转矩仅仅对左右的驱动转矩的差造成影响。这一点在专利文献2中也是同样的。

在车辆的回转时或单轮的空转时等的场合，左右的驱动轮104l、104r产生旋转速度差，但是，在装载了设置上述轴承113的左右轮驱动装置的车辆中，受到上述轴承113的轴承转矩的影响。由此，在于左右的驱动轮104l、104r中产生旋转速度差的场合，如果没有考虑轴承转矩的影响而确定驱动源的驱动转矩，则具有左右的驱动轮104l、104r的转矩差受到轴承转矩的影响而变大或变小，无法获得本来不打算产生的回转力矩的可能性。

本发明的目的在于提供一种左右轮驱动装置的控制装置，该控制装置考虑轴承转矩的影响，以良好的精度控制驱动源所产生的转矩。

用于解决课题的技术方案

下面为了容易理解，适当参照实施方式的标号而进行说明。

对于本发明的一个方案的左右驱动轮装置的控制装置67，该左右驱动轮装置1包括：两个驱动源2l、2r，该两个驱动源2l、2r装载于车辆上，可独立地进行控制；齿轮装置30，该齿轮装置30设置于该两个驱动源2l、2r和左右的驱动轮61l、61r之间，对由上述两个驱动源2l、2r提供的转矩的差进行放大，将其分别传递给上述左右的驱动轮61l、61r；

上述齿轮装置30包括分别具有多个结构部件的第1和第2行星齿轮机构30l、30r；

上述第1和第2行星齿轮机构30l、30r包括：

第1连接部件31，该第1连接部件31将上述第1行星齿轮机构30l(30r)的上述多个结构部件中的第1结构部件与上述第2行星齿轮机构30r(30l)的上述多个结构部件中的第2结构部件连接；

第2连接部件32，该第2连接部件32将上述第1行星齿轮机构30l(30r)的上述多个结构部件中的第2结构部件与上述第2行星齿轮机构30r(30l)的上述多个结构部件中的第1结构部件连接；

第1旋转部件cl(cr)，该第1旋转部件cl(cr)为上述第1行星齿轮机构30l(30r)的上述多个结构部件中的至少1个，与上述第1连接部件31成一体而进行旋转；

第2旋转部件cr(cl)，该第2旋转部件cr(cl)为上述第2行星齿轮机构30r(30l)的上述多个结构部件中的至少1个，与上述第2连接部件32成一体而进行旋转；

轴承45、46、47、48、49，该轴承45、46、47、48、49设置于上述第1连接部件31或上述第1旋转部件cl(cr)与上述第2连接部件32或上述第2旋转部件cr(cl)之间；

上述控制装置67包括：

旋转速度计算机构68，该旋转速度计算机构68计算上述第1、第2连接部件31、32的旋转速度；

轴承转矩推算机构69，该轴承转矩推算机构69根据通过该旋转速度计算机构68而计算的两个旋转速度，推算由上述轴承45、46、47、48、49产生的轴承转矩；

转矩差计算机构70，该转矩差计算机构70采用分别在上述左右的驱动轮61l、61r中产生的左右的驱动轮转矩指令值的差、与通过轴承转矩推算机构69而推算的轴承转矩、与通过上述齿轮装置30而确定的转矩差放大率α，计算分别在上述两个驱动源2l、2r中产生的转矩的转矩差；

驱动源转矩计算机构71，该驱动源转矩计算机构71采用通过该转矩差计算机构70而计算的转矩差、与上述左右的驱动轮转矩指令值，计算分别与通过上述两个驱动源2l、2r产生的转矩相对应的驱动源转矩指令值。

转矩差放大率α通过齿轮装置30的齿轮的齿数而预先确定。

按照本方案，旋转速度计算机构68计算第1、第2连接部件31、32的旋转速度。轴承转矩推算机构69根据通过旋转速度计算机构68而计算的两个旋转速度，推算由轴承45、46、47、48、49产生的轴承转矩。比如，在第1连接部件31和第2连接部件32的旋转速度的差大的场合，在上述轴承45、46、47、48、49中，按照减小第1、第2连接部件31、32的旋转速度的差的方式产生轴承转矩。

转矩差计算机构70采用左右的驱动轮转矩指令值的差、与通过轴承转矩推算机构69而推算的轴承转矩、以及转矩差放大率α，计算分别在两个驱动源2l、2r中产生的转矩的转矩差。上述左右的驱动轮转矩指令值由比如该控制装置67的高级的控制机构66提供。驱动源转矩计算机构71采用通过转矩差计算机构70而计算的转矩差、与左右的驱动轮转矩指令值，计算分别与通过两个驱动源2l、2r产生的转矩相对应的驱动源转矩指令值，对应于该驱动源转矩指令值，使两个驱动源2l、2r动作。像这样，推算在轴承45、46、47、48、49中产生轴承转矩，该轴承45、46、47、48、49设置于第1连接部件31或第1旋转部件cl(cr)与第2连接部件32或第2旋转部件cr(cl)之间，采用该已推算的轴承转矩，计算在两个驱动源2l、2r中产生的转矩的转矩差。由于像这样采用轴承转矩计算转矩差，故即使在左右的驱动轮61l、61r的旋转速度的差大的情况下，仍可产生与经过指令处理的驱动轮转矩指令值的基本一致的驱动转矩。通过像这样考虑轴承转矩的影响，可以良好的精度控制在驱动源2l、2r中产生的转矩。于是，可获得打算本来产生的回转力矩。

上述轴承转矩推算机构69也可根据通过测定使上述轴承45、46、47、48、49润滑的润滑油的温度的温度测定机构72而测定的温度、与通过上述旋转速度计算机构68而计算的两个旋转速度，推算在上述轴承45、46、47、48、49中产生的轴承转矩。在此场合，可通过考虑使轴承45、46、47、48、49润滑的润滑油的温度，更加正确地求出润滑油的动粘度。由此，可更加正确地推算轴承转矩。

上述轴承转矩推算机构也可在通过上述旋转速度计算机构68计算的上述第1、第2连接部件31、32的旋转速度的差大于等于阈值的场合，根据上述两个旋转速度，推算上述轴承转矩，在上述旋转速度的差小于上述阈值的场合，将上述轴承转矩推算为零。

上述阈值为通过设计等而任意地确定的阈值，比如按照通过试验和模拟中的任意一者或两者而求出适合的阈值的方式确定。

按照该方案，如果限于上述第1、第2连接部件31、32的旋转速度的差大于等于阈值的场合，实施轴承转矩的推算，则可减轻控制装置67的计算负荷。

上述第1和第2行星齿轮机构30l、30r分别包括环形齿轮rl、rr，设置于与该环形齿轮rl、rr相同的轴上的行星架cl、cr，与设置于与上述环形齿轮rl、rr相同的轴上的伞形齿轮sl、sr，上述第1行星齿轮机构30l的上述第1结构部件为上述行星架cl，上述第2行星齿轮机构30r的上述第2结构部件为上述伞形齿轮sr，上述第1行星齿轮机构30l的上述第2结构部件为上述伞形齿轮sl，上述第2行星齿轮机构30r的上述第1结构部件为上述行星架cr，在上述齿轮装置30中，上述第1、第2连接部件31、32为输入侧，上述两个行星齿轮机构30l、30r的上述环形齿轮rl、rr为输出侧。按照该方案，可考虑轴承转矩的影响，以良好的精度控制在驱动源2l、2r中产生的转矩。

上述两个驱动源2l、2r也可分别为电动机。在此场合，比如，与内燃机等的驱动源相比较，可高响应并且高精度地控制驱动转矩。

权利要求书和/或说明书和/或附图中公开的至少两个结构中的任意的组合均包含在本发明中。特别是，权利要求书中的各项权利要求的两个以上的任意的组合也包含在本发明中。

附图说明

根据参照附图的下面的优选实施形式的说明，会更清楚地理解本发明。但是，实施形式和附图用于单纯的图示和说明，不应用于限制本发明的范围。本发明的范围由后附的权利要求书确定。在附图中，多个附图中的同一部件标号表示同一或相应部分。

图1为表示装载本发明的第1实施方式的左右轮驱动装置的控制装置的车辆的构思方案的方框图；

图2为图1的左右驱动装置的剖视图；

图3为以放大方式表示图1的左右轮驱动装置的齿轮装置部分的剖视图；

图4为表示图1的左右轮驱动装置的概括图；

图5为装载图1的左右轮驱动装置的电动汽车的说明图；

图6为用于说明图1的左右轮驱动装置的转矩差放大率的速度曲线图；

图7为表示图1的左右轮驱动装置的控制装置的结构的方框图；

图8为表示本发明的第2实施方式的左右轮驱动装置的控制装置的车辆的方案的方框图；

图9为表示本发明的第3实施方式的左右轮驱动装置的概括图；

图10为表示过去例子的左右轮驱动装置的概括图；

图11为在图10的左右轮驱动装置上附加轴承的概括图。

具体实施方式

根据图1～图7，对本发明的第1实施方式的左右轮驱动装置的控制装置进行说明。图1为表示装载本发明的第1实施方式的左右轮驱动装置的控制装置的车辆(电动汽车)的构思方案的方框图。该车辆为后轮驱动方式，包括车架60，作为后轮的驱动轮61l、61r，前轮62l、62r，左右轮驱动装置1，高级ecu66，控制装置67，逆变装置64，与电池63等。左右轮驱动装置1包括第1、第2电动机2l、2r和齿轮装置30。第1、第2电动机2l、2r为装载于车辆上，可独立地控制的两个驱动源。齿轮装置30设置于第1、第2电动机2l、2r和驱动轮61l、61r之间。

(关于控制系统的构思方案)

高级ecu66为控制装置67的高级的控制机构，包括比如，进行车辆整体的总括控制和协调控制的功能与产生左右的驱动轮转矩指令值的功能。高级ecu66根据图示之外的加速操作部所输出的加速指令、图示之外的制动操作部所输出的减速指令、与图示之外的操舵角传感器等所输出的回转指令，产生左右的驱动轮转矩指令值。控制装置67根据从高级ecu66提供的左右的驱动轮转矩指令值，将驱动源转矩指令值提供给逆变装置64。由此，分别控制第1、第2电动机2l、2r。逆变装置64将电池63的直流电转换为第1、第2电动机2l、2r的驱动用的交流电。来自左右轮驱动装置1的输出经由等速接头传递给左右的驱动轮61l、61r。

(左右轮驱动装置1)

如图2所示那样，左右轮驱动装置1包括第1、第2电动机2l、2r与左右的减速器3l、3r。左右的减速器3l、3r设置于左右的驱动轮61l、61r(图1)与第1、第2电动机2l、2r之间。在本实施方式中，第1、第2电动机2l、2r采用具有相同最大输出的相同规格的电动机。

((第1、第2电动机2l、2r))

第1、第2电动机2l、2r包括电动机外壳4l、4r，与定子6、6，以及转子5、5。第1、第2电动机2l、2r为径向间隙型，其中，在电动机外壳4l、4r的内周面上设置定子6、6，在各定子6的内周上，间隔开地设置转子5。

电动机外壳4l、4r分别包括圆筒形的电动机外壳主体4al、4ar，外侧壁4bl、4br，与内侧壁4cl、4cr。外侧壁4bl、4br将电动机外壳主体4al、4ar的外侧的外侧面封闭。内侧壁4cl、4cr设置于电动机外壳主体4al、4ar的内侧的内侧面，构成与减速器3l、3r隔开的隔壁。在内侧壁4cl、4cr上，开设有将各电动机轴5a拉出到内侧的开口部。另外，在本说明书中，将在左右轮驱动装置1装载于车辆上的状态，构成靠近车辆的车宽度方向的外侧的一侧称为外侧，将靠近车辆的车宽度方向的中间的一侧称为内侧。

在电动机外壳4l、4r的内周面上，分别嵌合固定定子6、6。在各转子5的中心部，具有电动机轴5a。在相应的内侧壁4cl、4cr上，设置滚动轴承8a，在相应的外侧壁4bl、4br上也设置滚动轴承8b。各电动机轴5a经由滚动轴承8a、8b而自由旋转地支承于电动机外壳4l、4r上。左右的电动机轴5a、5a设置于同一轴心上(相同轴)上。

((减速器3l、3r))

减速器3l、3r包括共同的减速器外壳9。另外，减速器3l、3r分别包括输入齿轮轴12l、12r，中间齿轮轴13l、13r，与输出齿轮轴14l、14r。减速器外壳9接纳这些齿轮轴。减速器外壳9为3部件结构，其在与上述齿轮轴的轴向相垂直的方向分割为3个部件。具体来说，减速器外壳9包括中间外壳9a，以及固定在该中间外壳9a的两侧面上的左右的侧面外壳9bl、9br。

侧面外壳9bl、9br的外侧的侧面与内侧壁4cl、4cr通过多个螺栓固定。由此，在减速器外壳9的左右两端，固定两组的电动机2l、2r。在中间外壳9a的中间处，设置分隔壁11。减速器外壳9通过分隔壁11在左右分隔为两个，这些分割体分别接纳左右的减速器主体。这些左右的减速器主体为左右对称形，分别包括上述输入齿轮轴12l、12r，中间齿轮轴13l、13r，与输出齿轮轴14l、14r。

输入齿轮轴12l、12r包括从电动机轴5a而传递动力的输入齿轮12a。在形成于分隔壁11上的轴承嵌合孔中，设置滚动轴承17a，在形成于左右的侧面外壳9bl、9br上的轴承嵌合孔中，设置滚动轴承17b。输入齿轮轴12l、12r的两端均经由滚动轴承17a、17b而自由旋转地支承于减速器外壳9上。输入齿轮轴12l、12r为中空结构。在该输入齿轮轴12l、12r的中空内部，插入各电动机轴5a的内侧的端部。输入齿轮轴12l、12r与各电动机轴5a还包括花键(“梳状齿”)。对于以下的花键，同样地连接(还包括“梳状齿”)。

如图3所示那样，左右的中间齿轮轴13l、13r设置于相同轴上。中间齿轮轴13l、13r包括与输入齿轮12a、12a啮合的大直径的输入侧外齿轮13a、13a，以及和后述的输出齿轮14a、14a啮合的输出侧小直径齿轮13b、13b。在形成于分隔壁11上的轴承嵌合孔19a中，设置滚动轴承20a，在形成于左右的侧面外壳9bl、9br上的轴承嵌合孔19b中，设置滚动轴承20b。中间齿轮轴13l、13r的各自两端经由滚动轴承20a、20b而自由旋转地支承于减速器外壳9上。轴承嵌合孔19a、19b分别为滚动轴承20a、20b的外圈端面所抵接的带台阶的形状，其按照后述的第1、第2连接部件31、32通过的方式贯通。

在中间齿轮轴13l、13r上，在与该中间齿轮轴13l、13r相同的轴上设置齿轮装置30。齿轮装置30对从两个电动机2l、2r(图2)提供的转矩(驱动转矩)的差进行放大。该齿轮装置30包括3元件二自由度的两个行星齿轮机构30l、30r。在本例子中，行星齿轮机构30l、30r采用单小齿轮行星齿轮机构。两个行星齿轮机构30l、30r设置于相同轴上。

行星齿轮机构30l、30r分别包括环形齿轮rl、rr，伞形齿轮sl、sr，行星齿轮齿pl、pr，与行星架cl、cr。另外，这些行星齿轮机构30l、30r包括共同的第1、第2连接部件31、32。环形齿轮rl、rr为分别组装于中间齿轮轴13l、13r上的输入侧外齿轮13a、13a上的内齿轮。伞形齿轮sl、sr为设置于与环形齿轮rl、rr相同的轴上的太阳齿轮。行星齿轮pl、pr为与环形齿轮rl、rr和伞形齿轮sl、sr啮合的公转齿轮。行星架cl、cr分别与行星齿轮pl、pr连接，设置于与环形齿轮rl、rr相同的轴上。在行星架cl、cr上分别连接中间齿轮轴13l、13r的输出侧小直径齿轮13a、13b。

第1连接部件31将作为图3的纸面左侧的行星齿轮机构30l的结构部件的第1行星架cl与作为图3的纸面右侧的行星齿轮机构30r的结构部件的第2伞形齿轮sr连接。第2连接部件32将作为图3的纸面左侧的行星齿轮机构30l的结构部件的第1伞形齿轮sl与作为图3的纸面左侧的行星齿轮机构30r的结构部件的第2行星架cr连接。

行星架cl、cr分别包括支承行星齿轮pl、pr的架销33、33，外侧的架法兰34a、34a，与内侧的架法兰34b、34b。行星齿轮pl、pr分别经由针状辊柱轴承37、37，支承于架销33、33上。外侧的架法兰34a、34a分别与架销33、33的外侧端部连接。内侧的架法兰34b、34b分别与架销33、33的内侧端部连接。

外侧的架法兰34a、34a分别包括在外侧延伸的中空轴部35、35。该中空轴部35、35的外侧的端部分别经由滚动轴承20b、20b，支承于分别形成在侧面外壳9bl、9br上的轴承嵌合孔19b、19b中。内侧的架法兰34b、34b分别包括在内侧延伸的中空轴部36。这些中空轴部36、36的内侧的端部分别经由滚动轴承20a、20a而支承在形成于分隔壁11上的轴承嵌合孔19a、19a中。在纸面左侧的行星齿轮机构30l的架法兰34a、34b的外周面和环形齿轮rl之间，与纸面右侧的行星齿轮机构30r的架法兰34a、34b的外周面和环形齿轮rr之间，均设置滚动轴承39a、39b。

将两个行星齿轮机构30l、30r相互连接的第1、第2连接部件31、32以贯穿在左右而分隔中间外壳9a(图2)的分隔壁11的方式组装。第1、第2连接部件31、32相互位于相同轴上，分别通过推力轴承47，在轴向而自由旋转地支承，并且通过深槽滚珠轴承49，于径向而自由旋转地支承。另外，在第1、第2连接部件31、32之间，设置独立于轴承47、49的另外的轴承45、46，推力轴承48。该另外的轴承45、46分别为针状辊柱轴承。第2连接部件32包括中空轴，第1连接部件31包括穿过上述中空轴的轴。

在第2连接部件32中的图3的纸面右侧的外侧的外周面，与行星架cr中的内侧的架法兰34b的中空轴部36上，设置相互啮合的花键。于是，第2连接部件32通过花键而与行星架cr连接。因此，作为第2旋转部件的行星架cr与第2连接部件32成一体地而进行旋转。

在第1连接部件31中的图3的纸面左侧的外侧的外周面，与行星架cl中的外侧的架法兰34a的中空轴部35上，设置相互啮合的花键。于是，第1连接部件31通过花键嵌合而与行星架cl连接。于是，作为第1旋转部件的行星架cl与第1连接部件31成一体地而进行旋转。

由于像前述那样，第1、第2连接部件31、32分别通过花键嵌合而与行星架cr、cl连接，故两个行星齿轮机构30l、30r可在左右而分割，可与另外的减速齿轮轴一起地从左右而组装于3部件结构的减速器外壳9上。在第2连接部件32的行星架cl侧的端部中，在外周面上，形成构成图3的纸面左侧的行星齿轮机构30l的伞形齿轮sl的外齿轮。构成伞形齿轮sl的外齿轮与行星齿轮pl啮合。

第1连接部件31在图3的纸面右侧的行星齿轮机构30r侧的端部，具有大直径部43。在该大直径部43的外周面上，形成构成图3的纸面右侧的行星齿轮机构30r的伞形齿轮sr的外齿轮。构成该伞形齿轮sr的外齿轮与行星齿轮pr啮合。

在第2连接部件32的轴向两端，分别设置推力轴承47、48。通过这些推力轴承47、48，分别限制第1、第2连接部件31、32与行星架cl、cr的花键嵌合部的滑动的轴向移动。

在第1连接部件31中，图3的纸面右侧的端部通过深槽滚珠轴承49而支承于行星架cr上。在第1连接部件31的轴心上，开设有供油孔。

如图2所示那样，输出齿轮轴14l、14r分别包括大直径的输出齿轮14a、14a。在形成于分隔壁11上的轴承嵌合孔中，设置滚动轴承54a、54a，在分别形成于左右的侧面外壳9bl、9br上的轴承嵌合孔中，设置滚动轴承54b、54b。输出齿轮轴14l、14r均经由滚动轴承54a、54a，自由旋转地支承于减速器外壳9上。

输出齿轮轴14l、14r的外侧的端部分别从形成于侧面外壳9bl、9br上的开口部，伸出到减速器外壳9的外侧。在已伸出的输出齿轮轴14l、14r的外侧的端部的外周面上，连接等速接头65a的外侧接头部。各等速接头65a经由图示之外的中间轴等与驱动轮61l、61r(图1)连接。

图4为表示该左右驱动装置的概括图。图5为装载该左右轮驱动装置的电动汽车的说明图。如图4和图5所示那样，左右的电动机2l、2r通过控制装置而分别进行控制，可产生而输出不同的转矩。

电动机2l、2r的转矩分别按照减速器3l、3r的输入齿轮轴12l、12r的输入齿轮12a，以及中间齿轮轴13l、13r的大直径的输入侧外齿轮13a、13a的齿数比而增加，传递给齿轮装置30的环形齿轮rl、rr。另外，按照输出侧小直径齿轮13b、13b与输出齿轮14a、14a的齿数比，转矩分别进一步放大，输出给驱动轮61l、61r。

齿轮装置30中的行星齿轮机构30l、30r分别包括：设置于相同轴上的伞形齿轮sl、sr和环形齿轮rl、rr；位于这些伞形齿轮sl、sr和环形齿轮rl、rr之间的行星齿轮pl、pr；行星架cl、cr，该行星架cl、cr以可旋转的方式支承行星齿轮pl、pr，设置于与伞形齿轮sl、sr和环形齿轮rl、rr相同的轴上。在这里，伞形齿轮sl、sr和行星齿轮pl、pr为在外周上具有齿轮齿的外齿齿轮，环形齿轮rl、rr为在内周上具有齿轮齿的内齿齿轮。行星齿轮pl、pr与伞形齿轮sl、sr和环形齿轮rl、rr啮合。

在于行星齿轮机构30l、30r中分别固定行星架cl、cr的场合，伞形齿轮sl、sr和环形齿轮rl、rr在相反方向旋转。由此，如果通过图6所示的速度曲线图进行表示，则环形齿轮rl、rr和伞形齿轮sl、sr设置于与行星架cl、cr相反的一侧。

如图4和图5所示那样，该齿轮装置30像前述那样，按照在相同轴上相互组合第1星齿轮机构30l和第2星齿轮机构30r的方式构成，该第11星齿轮机构30l包括伞形齿轮sl、行星架cl、行星齿轮pl和环形齿轮rl，该第2星齿轮机构30r包括伞形齿轮sr、行星架cr、行星齿轮pr和环形齿轮rr。

将作为第1星齿轮机构30l的结构部件的行星架cl与作为第2行星齿轮机构30r的结构部件的伞形齿轮sr连接，形成第1连接部件31。另外，将作为第2星齿轮机构30r的结构部件的伞形齿轮sl与作为第2行星齿轮机构30r的结构部件的行星架cr连接，形成第2连接部件32。

通过电动机2l产生的转矩tm1从输入齿轮轴12l传递给中间齿轮轴13l。传递给该中间齿轮轴13l的转矩经由第1行星齿轮机构30l，依次传递给中间齿轮轴13l的输出侧小直径齿轮13b、输出齿轮14a、输出齿轮轴14l。驱动转矩tl(图6)从输出齿轮轴14l输出到驱动轮61l。通过电动机2r产生的转矩tm2从输入齿轮轴12r传递给中间齿轮轴13r。传递给该中间齿轮轴13r的转矩经由第2行星齿轮机构30r，依次传递给中间齿轮轴13r的输出侧小直径齿轮13b、输出齿轮14a、输出齿轮轴14r。驱动转矩tr从输出齿轮轴14r输出到驱动轮61r。

来自电动机2l、2r的输出提供给两个行星齿轮机构30l、30r的相应的环形齿轮rl、rr，来自第1、第2连接部件31、32的输出提供给驱动轮61l、61r。

第2连接部件32包括沿齿轮装置30的轴心而延伸的中空轴，在该中空轴的内部，插有第1连接部件31。第1连接部件31包括沿齿轮装置30的轴心而延伸的轴。第1、第2连接部件31、32设置于相同轴上，它们的轴为二重结构。在第1连接部件31的外周面与第2连接部件32的内周面之间，设置轴承45、46。第1、第2连接部件31、32分别通过推力轴承47、深槽滚珠轴承49而自由旋转地支承。另外，在第1、第2连接部件31、32之间，设置独立于轴承47、49的轴承45、46以及推力轴承48。

(驱动转矩等)

在这里，通过图6所示的速度曲线图，对通过齿轮装置30而传递的驱动转矩进行说明。由于齿轮装置30按照由两个相同的单小齿轮行星齿轮机构30l、30r组合的方式构成，故可如该图6所示那样，通过两个速度曲线图而进行表示。在这里，如容易理解的那样，使两个速度曲线图上下错开，在图6的纸面上侧，示出第1行星齿轮机构30l的速度曲线图，在图6的纸面下侧，示出第2行星齿轮机构30r的速度曲线图。

本来，如图5所示那样，由于从各电动机2l、2r输出的转矩tm1和tm2经由与各输入齿轮轴12l、12r的输入齿轮12a、12a啮合的输入侧外齿轮13a、13a，输入到各环形齿轮rl、rr中，故对应于减速比而进行变更。另外，由于从齿轮装置30输出的驱动转矩tl、tr分别经由与输出齿轮14a、14a啮合的输出侧小直径齿轮13b、13b，传递给左右的驱动轮61l、61r，故对应于减速比而进行变更。

在该左右轮驱动装置中，这些减速比变更转矩，但是，在后面，为了容易理解，如图6所示那样，在速度曲线图和计算式的说明中，减速比为1，输入到各环形齿轮rl、rr中的转矩为tm1、tm2，驱动转矩为tl、tr。

由于两个单小齿轮行星齿轮机构30l、30r采用相同的齿数的齿轮元件，故在速度曲线图中，环形齿轮rl与行星齿轮cl之间的距离，以及环形齿轮rr与行星齿轮cr之间的距离相等，该距离为“a”。另外，伞形齿轮sl与行星齿轮cl之间的距离，以及伞形齿轮sr与行星齿轮cr之间的距离也相等，该距离为“b”。

从相应的行星齿轮cl、cr到环形齿轮rl、rr的长度与从行星齿轮cl、cr到伞形齿轮sl、sr的长度的比，与环形齿轮rl、rr的齿数zr的倒数(1/zr)和伞形齿轮sl、sr的齿数zs的倒数(1/zs)的比相等。于是，a＝(1/zr)，b＝(1/zs)。

由于以rr的点为基准的力矩m的平衡，故下述式(1)成立。另外，在图6中，图中的箭头方向m为力矩的正方向。

a·tr+(a+b)·tl－(b+2a)·tm1＝0……(1)

由于以rl的点为基准的力矩m的平衡，故下述式(2)成立。

－a·tr－(a+b)·tr+(b+2a)·tm2＝0……(2)

通过式(1)+式(2)，获得下述(3)。

－b·(tr－tl)+(2a+b)·(tm2－tl1)＝0

(tr－tl)＝((2a+b)/b)·(tm2－tl1)……(3)

式(3)中的(2a+b)/b为转矩差放大率α。如果代入a＝(1/zr)、b＝(1/zs)，则α＝(zr+2zs)/zr，获得下述的转矩差放大率α。

α＝(zr+2zs)/zr

在本例中，来自电动机2l、2r(图5)的转矩输入到环形齿轮rl、rr中，驱动轮61l、61r(图5)的转矩从sr+cl、sl+cr而输出。

如图5和图6所示那样，在第1连接部件31和第2连接部件32的旋转速度的差小的场合，如果在两个电动机2l、2r中产生不同的转矩tm1、tm2，提供输入转矩差δtin(＝tm1－tm2)，则在齿轮装置30中，可使输入转矩差δtin放大，可获得大于入转矩差δtin的驱动转矩差α·δtin。

即，即使在输入转矩差δtin小的情况下，仍可在齿轮装置30中，通过上述转矩差放大率α(＝(zr+2zs)/zr)，将输入转矩差δtin放大。于是，可对传递给左驱动轮61l和右驱动轮61r的驱动转矩tl、tr，提供大于输入转矩差δtin的驱动转矩差δtout(＝α·(tm2－tm1))。

但是，在第1连接部件31和第2连接部件32的旋转速度的差大的场合，在设置于第1连接部件31和第2连接部件32之间的轴承45、46和推力轴承48，与推力轴承47、深槽滚珠轴承49中，按照减小该第1、第2连接部件31、32的旋转速度的差的方式产生轴承转矩。比如，第1、第2连接部件31、32在相同方向旋转，第1连接部件31的旋转速度小于第2连接部件32的旋转速度的场合，如果轴承转矩为tb，则通过式(3)而计算的左右的驱动轮的转矩差如下述那样。

(tl－tr)＝α×(tm1－tm2)－2∑tb……(4)

根据式(4)，电动机2l、2r应当产生的驱动转矩差为式(5)那样。

(tm1－tm2)＝{(tl－tr)－2∑tb}/α(＝δtout)……(5)

另一方面，由于该轴承转矩tb不对左右的驱动轮的驱动转矩的和造成影响，故式(6)的关系成立。

(tm1+tm2)＝(tl+tr)……(6)

如果根据式(5)、(6)求出tm1和tm2，则得到式(7)、(8)。

tm1＝{(tl+tr)+δtout’}/2……(7)

tm2＝{(tl+tr)－δtout’}/2……(8)

另外，轴承转矩tb可比如根据式(9)的palmgren的实验式而推算。

tb＝m0+m1……(9)

式(9)中的m0为速度项，可通过下述式(10)而计算。式(9)中的m1为荷载项，不依赖于旋转速度，而是一定的。

m0＝f0·10^－8(νn)^2/3dp³……(10)

式(10)中的f0表示轴承45、46，推力轴承47、48，深槽滚珠轴承49的结构和润滑油的量的系数，ν表示润滑油的动粘度，dp表示轴承45、46，推力轴承47、48，深槽滚珠轴承49的节距圆直径，n表示轴承45、46，推力轴承47、48，深槽滚珠轴承49的旋转速度，为第1、第2连接部件31、32的旋转速度的差。润滑油的动粘度ν既可为一定值，还可采用润滑油的温度的测定值而进行补偿。

(控制装置的结构)

如图7所示那样，控制装置67包括旋转速度计算机构68、轴承转矩推算机构69、转矩差计算机构70和驱动源转矩计算机构71。在旋转速度计算机构68中，根据由齿轮装置30(图3)的齿轮的齿数而确定的系数，与比如由逆变装置64而输出的电动机旋转速度，分别计算而输出第1、第2连接部件31、32的旋转速度。

在轴承转矩推算机构69中，根据第1、第2连接部件31、32(图4)的旋转速度的差，采用比如式(10)，计算而输出轴承转矩的推算值(在图7中，表述为“轴承转矩推算值”)。在转矩差计算机构70中，根据由上述轴承转矩推算值、前述的转矩差放大率α、与由高级ecu66提供的在左右的驱动轮中产生的驱动轮转矩指令值的差，通过式(5)，计算而输出电动机2l、2r(图4)应当产生的驱动转矩差(在图7中，表述为“驱动源转矩差计算值”)。

驱动源转矩计算机构71采用上述驱动源转矩差计算值与由高级ecu66提供的左右的驱动轮转矩指令值，通过式(7)、(8)，计算通过左右的电动机2l、2r产生的转矩(左右的驱动源转矩指令值)，将其输出给逆变装置64。在逆变装置64中，将与驱动源转矩指令值相对应的电流输出给电动机2l、2r(图4)，使电动机2l、2r(图4)动作。

(作用效果)

按照以上描述的左右轮驱动装置的控制装置67，推算在轴承45、46、47、48、49中产生的轴承转矩，该轴承45、46、47、48、49设置于第1连接部件31或第1旋转部件cl(cr)与第2连接部件32或第2旋转部件cr(cl)之间，采用该轴承转矩，计算在两个电动机2l、2r中产生的转矩差。通过像这样采用轴承转矩计算转矩差，即使在左右的驱动轮61l、61r的旋转速度的差大的情况下，仍可产生基本与经过指令处理的驱动轮转矩指令值一致的驱动转矩。可像这样考虑轴承转矩的影响，以良好的精度控制在电动机2l、2r中产生的转矩。于是，可获得本来产生的回转力矩。另外，左右轮驱动装置1的驱动源采用电动机2l、2r，由此，与汽油发动机等的内燃机相比较，可高响应并且高精度地控制驱动转矩。

在本实施方式中，为了容易理解发明，以减速器3l、3r的减速比为1而进行了说明。但是，转矩差计算机构70也可根据轴承转矩推算值、转矩差放大值、减速器3l、3r的减速比，计算电动机2l、2r应当产生的驱动转矩差。

(其它的实施方式)

在以下的说明中，对于对应于通过各实施方式而在先说明的事项的部分采用同一标号，省略重复的说明。在仅仅对结构的一部分进行说明的场合，对于结构的其它的部分，只要没有特别的记载，与在先说明的方式相同。同一结构实现同一作用效果。不仅可进行通过实施的各方式而具体描述的部分的组合，而且如果没有特别地对组合产生妨碍，还可部分地将实施方式之间组合。

图8为在图7的方框图中，进一步设置温度测定机构72的场合的例子。如图8所示那样，在左右轮驱动装置内的齿轮装置30(图3)中设置温度测定机构72。温度测定机构72为比如热敏电阻等的温度传感器。该温度测定机构72测定使轴承45、46、47、48、49(图3)润滑的润滑油的温度，将该温度测定值输出给控制装置67。

控制装置67的轴承转矩推算机构69通过已输入的温度测定值，对式(10)的润滑油的动粘度ν进行补偿，计算而输出轴承转矩推算值。通过像这样对应于温度测定值，对润滑油的动粘度ν进行补偿，由此可更加正确地推算轴承转矩。

在图7或图8的方案中，限于通过旋转速度计算机构68而计算的第1、第2连接部件31、32(图3)的旋转速度的差大于等于预定的阈值的场合，也可通过轴承转矩推算机构69进行轴承转矩的推算。通过在上述旋转速度的差小于阈值时，轴承转矩推算值为零，进行转矩差计算机构70的运算，由此，可减小轴承转矩推算机构69的计算负荷。

也可形成下述的方案，其中，如图9所示那样，来自左右的电动机2l、2r的输出不经由减速齿轮排，而分别提供给行星齿轮机构30l、30r的相应的环形齿轮rl、rr，来自第1、第2连接部件31、32的输出经由电动机2l、2r的电动机轴5a、5a与减速齿轮排73、74而进行减速，然后，提供给驱动轮61l、61r。另外，减速齿轮排73、74按照相同的齿数比构成。同样在该图9的方案中，推算在自由旋转地支承第1连接部件31和第2连接部件32的轴承47、49中以及位于第1连接部件31和第2连接部件32之间的轴承45、46、48中产生的轴承转矩，通过采用该轴承转矩，计算在两个电动机2l、2r中产生的转矩差，实现与前述的各实施方式相同的作用效果。

在图2和图3所示的实施方式中，将第1行星齿轮机构30l的行星架cl与第2行星齿轮机构30r的伞形齿轮sr连接，形成第1连接部件31，将第1行星齿轮机构30l的伞形齿轮sl与第2行星齿轮机构30r的行星架cr连接，形成第2连接部件32，但是，不限于本例。

比如，还可形成下述的方案，其中，将第1行星齿轮机构30l的环形齿轮sl与第2行星齿轮机构30r的环形齿轮rr连接，形成第1连接部件31，将第1行星齿轮机构30l的环形齿轮rl与第2行星齿轮机构30r的伞形齿轮sr连接，形成第2连接部件32。

此外，也可形成下述的方案，其中，将第1行星齿轮机构30l的行星架cl与第2行星齿轮机构30r的环形齿轮rr连接，形成第2连接部件32。

左右轮驱动装置的驱动源不限于电动机，也可采用汽油发动机等的内燃机。

第1、第2连接部件31、32之间的轴承45、46也可为针状辊柱轴承以外的类型，还可为比如深槽滚珠轴承、角接触滚珠轴承等的滚动轴承。

如上面所述，在参照附图的同时，对优选的实施方式进行了说明，但是，在不离开本说明书的实质的范围内，各种的追加、变更或删除是可能的。于是，这样的方式包含在本发明的范围内。

标号的说明：

标号1表示左右轮驱动装置；

标号2l、2r表示第1、第2驱动电动机(驱动源)；

标号30表示齿轮装置；

标号30l、30r表示行星齿轮机构；

标号31、32表示第1、第2连接部件；

标号45、46表示轴承；

标号47表示推力轴承(轴承)；

标号48表示推力轴承(轴承)；

标号49表示深槽滚珠轴承(轴承)；

标号61l、61r表示驱动轮；

标号67表示控制装置；

标号68表示旋转速度计算机构；

标号69表示轴承转矩推算机构；

标号70表示转矩差计算机构；

标号71表示驱动源转矩计算机构；

符号cl、cr表示行星架(第1、第2旋转部件)。