薄型インホイールモータユニットの開発
＊相木 宏介1） 鈴木 篤史2） 杉浦 豪軌3) 水野 隆教4) 橋本 正隆5)
Development of Thin In-Wheel-Motor Unit for EVs
Kosuke Aiki Atsushi Suzuki Hideki Sugiura Takanori Mizuno Masataka Hashimoto
As a means of adding value to electric vehicles (EVs), new control methods have been investigated for EVs equipped with in-wheel motors (IWMs). As part of our project to reduce the energy usage of vehicles and add value of vehicle dynamics, we are carrying out research and development of the thin IWM units needed to validate this concept. We have been investigating face gears, which offer a large speed reduction using just a single pair of gears. The face gear is directly attached to the wheel axle and the pinion is on the motor axle. Placing the wheel axle at a right angle to the motor axle allows efficient use of the space in the open center of the face gear, allowing a very thin unit to be designed. The capabilities of the IWM unit manufactured in this study were assessed on a test bench and its efficiency and noise while powered were evaluated. The results revealed that the torque of the motor was as high as controlling EVs.
KEY WORDS: EV and HV systems, Motor drive system, Motor characteristics, Gear/Gear system (A3)
1．ま え が き 昨今，二酸化炭素の排出量削減など環境問題への対応のた め，車両の電動化が急速に進み，電気自動車（以下，EV）の 開発や製品化が本格的に進められている．そうした中，独立 した駆動モータを各輪に配置するインホイールモータ EV は， 駆動系の配置レイアウトの自由度が高く，車室空間を広くと れる点で注目されている．また，モータ駆動力の高い応答性 を活用し，乗り心地や運動性能を向上できることがインホイ ールモータ EV のもうひとつの利点として挙げられる(1)(2)．し かしながら，これらの取り組み事例において，モータがホイ ールに対して，その回転軸方向にユニットが突出しており， サスペンションなどを専用設計する必要があった． 本研究に関連して，車両制御時におけるインホイールモー タの消費エネルギーを予測し(3)，最小化する技術を提案して いる(4)(5)．著者らのインホイールモータは，このような車両制 御技術を実証する試験車両での利用を想定している．試験車 両の製作に際しては，既存車両のサスペンションやブレーキ を大きく変更することなく搭載可能にするため，ホイールか らの突出量の少ない薄型ユニットが求められてきた．近年で は，他機関においても薄型かつ軽量なインホイールモータユ ニットの開発事例も発表されている(6)．本稿では，著者らが 研究開発している薄型のインホイールモータユニットについ て，試作機の概要と評価結果を紹介する． * 2016 年 10 月 19 日受理．2016 年 10 月 19 日自動車技術会秋 季学術講演会において発表． 1)・2)・3)・4)・5) (株)豊田中央研究所(480-1192 愛知県長 久手市横道 41-1) 2．薄型インホイールモータユニットの提案 2.1. 基本構造 著者らのインホイールモータユニットに求められる要件と して，14 インチホイールに内装可能な小径，薄型がある．ま た，今後の市場動向にも左右されるが，48 V 電源がマイルド ハイブリッドの主力として拡大することも想定し，安全性を 考慮した低圧電源でも十分な駆動力性能が得られることを目 指している． これらの設計要件を満足するため，一対のギヤで高い減速 比を得られるフェースギヤ(7)に着目し，簡便な機構のみで高 効率かつ高応答を実現可能なインホイールモータユニットを 考案した．高い減速比が得られるギヤトレーンとして，フェ ースギヤの他にも，ウォームギヤや 2 対の遊星ギヤを組み合 わせたものなども挙げられるが，高効率という観点で比較し， 今回の開発品はフェースギヤを採用した． 著者らの提案するインホイールモータの基本構成を図 1 に 示す．高回転型のモータを車軸回転速度まで減速するために， フェースギヤの減速比は 15.1 とした．フェースギヤを車輪軸 に直結し，ピニオンをモータ軸に接続する．車輪軸とモータ 軸を直交配置することで，フェースギヤの中空部を有効に利 用し，ユニットの小型化を実現している．以下では，フェー スギヤ部と高速モータ部の設計法についてより詳しく紹介す る．
Fig.1 Proposal In-Wheel-Motor unit 2.2. ࣇ࢙࣮ࢫࢠࣖࡼࡿῶ㏿ࢩࢫࢸ࣒ ᮏࣘࢽࢵࢺ࡛ࡣ㸪ᑠᆺ㧗㏿࣮ࣔࢱࡢ᥇⏝ࢆ๓ᥦ㸪୍ẁ࡛ 㧗ῶ㏿ࡀྍ⬟࡞ࣇ࢙࣮ࢫࢠࣖࢆ⏝࠸ࡿ(7)㸬ࣆࢽ࢜ࣥࢆࣥ ࣮࣎ࣜࣗࢺࡣࡍࡤṑ㌴ࡋ㸪ࡑࢀඹᙺ࡞ṑ㠃ࡢࣇ࢙࣮ࢫࢠ ࣖࢆࡳྜࢃࡏࡿ㸬ࣇ࢙࣮ࢫࢠࣖࡢᴫほࢆᅗ 2 ♧ࡍ㸬
Fig.2 Designed face gear
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a) Topland b) Contact ratio Fig.3 Dimensions of face gear
Fig.4 Mesh efficiency
Table1 Gear dimensions (D:Drive side, C:Coast side) CW
Offset
Face gear Involute pinion Drive side Coast side 2 3 4 1 2 3 4 5 C on ta ct ra tio Dimension # Drive Coast 0 1 2 3 4 1 2 3 4 5 Topl and (m m ) Dimension # Pinion Gear Designed Designed OK OK 95 96 97 98 99 100 0 20 40 60 80 M es h ef fici en cy (%) Offset (mm) DesignedParameter Pinion Gear
Axis angle (deg)
Number of teeth 7 106
Gear ratio
Offset (mm) 20
-Normal module (mm) 1.724
-Normal pressure angle (deg) Helix angle (deg)
Tip diameter (mm) 17.2 260 Face width (mm) 35 30 Contact ratio D:19.4 C:20.1 D:3.60 C:3.14 90 15.143 35 αD αC h Pitch line Drive side Coast side β t
Fig.1 Proposal In-Wheel-Motor unit 2.2. ࣇ࢙࣮ࢫࢠࣖࡼࡿῶ㏿ࢩࢫࢸ࣒ ᮏࣘࢽࢵࢺ࡛ࡣ㸪ᑠᆺ㧗㏿࣮ࣔࢱࡢ᥇⏝ࢆ๓ᥦ㸪୍ẁ࡛ 㧗ῶ㏿ࡀྍ⬟࡞ࣇ࢙࣮ࢫࢠࣖࢆ⏝࠸ࡿ(7)㸬ࣆࢽ࢜ࣥࢆࣥ ࣮࣎ࣜࣗࢺࡣࡍࡤṑ㌴ࡋ㸪ࡑࢀඹᙺ࡞ṑ㠃ࡢࣇ࢙࣮ࢫࢠ ࣖࢆࡳྜࢃࡏࡿ㸬ࣇ࢙࣮ࢫࢠࣖࡢᴫほࢆᅗ 2 ♧ࡍ㸬
Fig.2 Designed face gear
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a) Topland b) Contact ratio Fig.3 Dimensions of face gear
Fig.4 Mesh efficiency
Table1 Gear dimensions (D:Drive side, C:Coast side) CW
Offset
Face gear Involute pinion Drive side Coast side 2 3 4 1 2 3 4 5 C on ta ct ra tio Dimension # Drive Coast 0 1 2 3 4 1 2 3 4 5 Topl and (m m ) Dimension # Pinion Gear Designed Designed OK OK 95 96 97 98 99 100 0 20 40 60 80 M es h ef fici en cy (%) Offset (mm) DesignedParameter Pinion Gear
Axis angle (deg)
Number of teeth 7 106
Gear ratio
Offset (mm) 20
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Tip diameter (mm) 17.2 260 Face width (mm) 35 30 Contact ratio D:19.4 C:20.1 D:3.60 C:3.14 90 15.143 35 αD αC h Pitch line Drive side Coast side β t 2.3. ᑠᆺ㧗㏿࣮ࣔࢱ ḟ㸪๓⠇グࡋࡓࣆࢽ࢜ࣥࢆ㥑ືࡍࡿࡢᚲせ࡞࣮ࣔࢱ ࡘ࠸࡚⤂ࡍࡿ㸬࣮ࣔࢱࡢእᙧࡣࣘࢽࢵࢺࡢཌࡳ㸪ࣇ࢙࣮ ࢫࢠࣖࡢࣇࣛࣥࢪᑍἲ➼ࡽỴᐃࡉࢀࡿ㸬࣮ࣔࢱࡢ㍈᪉ྥ㛗 ࡉࡣࣇ࢙࣮ࢫࢠࣖࡢෆ࿘㒊⣡ࡉࢀࡿࡇࡽ㸪ࡑࡢෆᚄ ᑍἲ࢜ࣇࢭࢵࢺ㔞ࡼࡗ࡚Ỵࡵࡽࢀࡿ㸬௨ୖࡢไ⣙ࡼࡾ㸪 ᮏࣘࢽࢵࢺᦚ㍕ࡉࢀࡿ࣮ࣔࢱࡣᑠᚄࡘ▷㍈ࡀồࡵࡽࢀ ࡿ㸬ࡑࡢࡓࡵ㸪࣮ࣔࢱ≉ᛶᐤࡋ࡞࠸ࢥ࢚ࣝࣥࢻ㒊ࢆᑠ ࡉࡃ࡛ࡁࡿࡼ࠺㞟୰ᕳᵓ㐀ࡋࡓ㸬ᮏ࣮ࣔࢱࡢ᩿㠃ᙧ≧ࢆ ᅗ 5 㸪せㅖඖࢆ⾲ 2 ♧ࡍ㸬⾲ 2 ࡢ㏫㉳㟁ຊᐃᩘࡣ FEM ࡼࡿࢩ࣑࣮ࣗࣞࢩ್࡛ࣙࣥ࠶ࡿ㸬
Fig.5 Section Drawing of Motor Table2 Specifications of the motor / generator
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Fig.6 Expanding Cross Section of Rotor
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Fig.7 Relationship between current angle and motor torque, line current
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Fig.8 Relationship between line current and motor maximum torque
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Items Specification
Machine Structure Inner Rotor Motor
Rotor Type Internal Permanent MagnetSynchronous
Number of Poles 8
Number of Stator Slots 12
Machine Size (mm) φ82.4 x 99
Core Stuck Length (mm) 73.85
Machine Weight (kg) 3.8
Winding Type Concentrated Winding
Permanent Magnet Material Sinterd NdFeB
Thickness of Core Sheet t0.35
Line Resistance (mΩ) 6.9 Back-E.M.F. Constant (Vrms/krpm) 2.0 35Arms 69Arms 139Arms 104Arms 173Arms 208Arms
⏝ࢲࢼࣔࡽࣇ࢙࣮ࢫࢠࣖࢆᅇ㌿ࡉࡏ࡚ホ౯ࢆ⾜࠺㸬㦁㡢 ≉ᛶࡢ ᐃࡘ࠸࡚ࡣ㸪࣮࣮ࣥ࣍ࣝࣔࢱࣘࢽࢵࢺࢣ࣮ࢫ ࡢࣆࢽ࢜ࣥෆⶶ㒊㏆ࡽ⫼㠃ഃ 50 mm ࡢ⨨࣐ࢡࣟࣇ ࢛ࣥࢆタ⨨㸦ᅗ 10 ཧ↷㸧ࡋ࡚ᐇࡋࡓ㸬
Fig.9 Test Bench for In-Wheel-Motor Unit
Fig.10 Microphone setup 3.2. ࢺࣝࢡ≉ᛶ ࣘࢽࢵࢺࡢࢺࣝࢡ≉ᛶࡘ࠸࡚ࡣ㸪ࢲࢼࣔࡽ 350 rpm ࡢᅇ㌿ࢆ࠼㸪ࣥࣂ࣮ࢱ᥋⥆ࡉࢀࡓ PC ࡽ㈇Ⲵᣦ௧ࢆ ࠼࡚ ᐃࡋࡓ㸬࡞࠾㸪ࣇ࢙࣮ࢫࢠ࡛ࣖ 350 rpm ࡢᅇ㌿ࡣ㸪㌴ ㏿࡛ 40 km/h ┦ᙜࡋ㸪࣮ࣔࢱ㍈࡛ࡣ⣙ 5300 rpm ࡞ࡿ㸬⥺ 㟁ὶᑐࡍࡿࣘࢽࢵࢺࡢ᭱ฟຊ㍈ࢺࣝࢡ≉ᛶࢆᅗ 11 ♧ࡍ㸬
Fig.11 Relationship between line current and unit maximum torque
ࡇࡢࡁ㸪ᅗ 8 ♧ࡋࡓ࣮ࣔࢱ༢ရ࡛ࡢࢩ࣑࣮ࣗࣞࢩࣙࣥ ್ῶ㏿ẚࢆ⟬ࡋࡓ್ẚ㍑ࡍࡿ㸬ࣘࢽࢵࢺࡢ᭱ฟຊ㍈ ࢺࣝࢡࡣ㸪ࢩ࣑࣮ࣗࣞࢩ್ࣙࣥẚ࡚ప࠸ࡇࡀࢃࡿ㸪 ≉㧗㟁ὶపࡃ࡞ࡗ࡚࠸ࡿ㸬ࡇࡢせᅉࢆㄪᰝࡍࡿࡓࡵ㸪 ࢲࢼࣔࡽᅇ㌿ᩘࢆኚࡉࡏࡓࡁࡢ࣮ࣔࢱࡢ㏫㉳㟁ຊࢆ ᐃࡋࡓ㸬࣮ࣔࢱ⤌ࡳ㎸ࡲࢀࡓỌஂ☢▼ࡢ☢᮰㔞ࢆᢕᥱࡍ ࡿᡭἲࡋ࡚㸪࣮ࣔࢱࡢ㏫㉳㟁ຊࢆ ᐃࡍࡿࡇࡀ୍⯡ⓗ࡞ ࡓࡵ࡛࠶ࡿ㸬ࡑࡢ⤖ᯝࢆᅗ 12 ♧ࡍ㸬ᅗ 12 ࡛ࡣ㸪⾲ 2 ♧ ࡋࡓ㏫㉳㟁ຊᐃᩘࡢࢩ࣑࣮ࣗࣞࢩ್ࣙࣥࢆ┤⥺࡛♧ࡋ࡚࠸ࡿ㸬 ᅗ 12 ࡽ㸪ᅇ〇సࡋࡓࣘࢽࢵࢺᐇᶵࡢ㏫㉳㟁ຊࡣࢩ࣑ࣗࣞ ࣮ࢩ್ࣙࣥẚ࡚పࡃ࡞ࡗ࡚࠾ࡾ㸪ࡇࡢ㏫㉳㟁ຊࡢపୗࡀ ≺࠸㏻ࡾࡢࢺࣝࢡ≉ᛶࢆᚓࡽࢀ࡞ࡗࡓせᅉ⪃࠼ࡽࢀࡿ㸬 ࢩ࣑࣮ࣗࣞࢩࣙࣥẚ࡚㏫㉳㟁ຊࡀపࡃ࡞ࡗࡓ⌮⏤ࡋ࡚㸪 ࣭ ☢▼ᡂᆺࡼࡿ☢Ẽ≉ᛶపୗ㸪ࡲࡓࡣࣂࣛࢶ࢟ ࣭ 㕲ⰺຍᕤ⢭ᗘࡼࡿࣂࣛࢶ࢟ ࣭ ᕳ⥺ࣂࣛࢶ࢟ ࡞ࡀᣲࡆࡽࢀࡿ㸬ࡑࢀࡒࢀࡢ⢭ᗘ⠊ᅖෆ࡛㏫㉳㟁ຊࡢపୗ ᪉ྥ〇㐀ࡉࢀࡓࡶࡢ⪃࠼ࡽࢀࡿ㸬ᅗ 11 ࡢࢺࣝࢡ≉ᛶࡢప ୗࡣ㸪ࡇࡢ㏫㉳㟁ຊࡢపୗࡢ㸪ᅇ㌿ࢭࣥࢧ࣮ࡼࡿゅᗘ᳨ ฟㄗᕪࡶせᅉࡋ࡚⪃࠼ࡽࢀࡿࡓࡵ㸪ㄪᰝࢆ⥅⥆ࡋ࡚࠸ࡃ㸬
Fig.12 Relationship between motor revolution and back-E.M.F.
3.3. ຠ⋡≉ᛶ
๓⠇ࡢࢺࣝࢡ≉ᛶࡢࣘࢽࢵࢺຠ⋡ࢆᅗ 13 ♧ࡍ㸬ᅗ 13 ࡛ࡣ㸪㟁ụฟຊࡽ࣮࣍ࣝฟຊࡲ࡛ࡢຠ⋡(From inverter input)㸪࣮ࣔࢱධຊࡽࡢຠ⋡(From motor input)ࢆ♧ࡍ㸬 ᅗ 13 ࡽ㌴㏿ 40 km/h ┦ᙜ࡛㉮⾜୰ࡢࣘࢽࢵࢺࡢ㟁ụฟຊ ࡽࡢຠ⋡ࡣ᭱㧗࡛ 88 %࡛࠶ࡿࡇࡀࢃࡿ㸬࣮ࣔࢱධຊࡽ ࡢຠ⋡࡛ࡣ㸪᭱㧗࡛ 92 %࡛࠶ࡗࡓ㸬
Fig.13 Relationship between wheel torque and efficiency Measurement Simulation Measurement Simulation Microphone 50mm
From motor input
From inverter input
⏝ࢲࢼࣔࡽࣇ࢙࣮ࢫࢠࣖࢆᅇ㌿ࡉࡏ࡚ホ౯ࢆ⾜࠺㸬㦁㡢 ≉ᛶࡢ ᐃࡘ࠸࡚ࡣ㸪࣮࣮ࣥ࣍ࣝࣔࢱࣘࢽࢵࢺࢣ࣮ࢫ ࡢࣆࢽ࢜ࣥෆⶶ㒊㏆ࡽ⫼㠃ഃ 50 mm ࡢ⨨࣐ࢡࣟࣇ ࢛ࣥࢆタ⨨㸦ᅗ 10 ཧ↷㸧ࡋ࡚ᐇࡋࡓ㸬
Fig.9 Test Bench for In-Wheel-Motor Unit
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Fig.11 Relationship between line current and unit maximum torque
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Fig.12 Relationship between motor revolution and back-E.M.F.
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Fig.13 Relationship between wheel torque and efficiency Measurement Simulation Measurement Simulation Microphone 50mm
From motor input
From inverter input
� 13 ����������������60 Nm����� �120 Nm���������� 14 ������������ ������
Fig.14 Loss components under low-load and high-load conditions ���������������������Pi���� ��Vdc�����Idc�������������� ���(1) �������������� Pm��������� Vs �����Is�������θ �������� ���(2) �(1)�(2)����������Pinverter������� ���(3) ������������������������Pcopper ��� 2 ������������Rs����� ���(4) �����������������Piron������� ���������������� Pedd�������� Phys����������� FEM ������������� ������������������� (5) (6) ���(7) �(5)�(6)�Ke���Kh��������������� ��������������������������T ����������ne����� FEM �����Si���� ��������������������������� ���������fe��������Nfr���Nfθ���� �����������Bfrij�Bfθij������������ ��������������������������� ��������������������������� ����������������������Npr���Npθ ����������Bmrij��� Bmθij���������� ���������������������Pout����� ���������������� ���(8) Tm�������������ωm����������� ����������Pmech��(2)��(4)�(7)�(8)��� ���������������� ���(9) � 14 ������������������������ ���������������������� 4 ���� ��������������������������� ��������������������������� ��������������������������� ��������������������������� �������������� 4 ������������ �������������� 6 ������������� ������������������������ 3.4. ���� �������������������������� ���� 10 ���������������������� ������������� 1000 �� 11000 rpm ����� �������������������� 11000 rpm �� ��� 80 km/h ������ � 15 ������������������������ ������ 2 � CW ��������� 30 Nm ������ ��������������������������� ������������� 15 ������������� ��������������������������� ���������������� 7 ��14 �����24 � ����������������������7 �� 14 � ������ 1 �������� 7 ����������� ������� 1 ��2 ����������������� � 24 ���������������� 8 ��������� ��������������������������� dc dc i
I
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V
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P
P
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23
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∑
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P
P
P
P
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−
−
Mechanical loss Inverter loss Copper loss Iron lossFig.15 Sound pressure level (CW, 30 Nm)
負荷の有無による騒音変化と，フェースギヤのかみ合い面 の違いによる騒音変化を確認するため，負荷を 0, 30, -30 Nm とした場合の音圧レベルのオーバーオール(OA)値を図 16 に示 す．ここで図 2 から，CW 回転時の 30 Nm 負荷では，フェース ギヤのかみ合いは加速面であり，-30 Nm 負荷では減速面であ ることが分かる．図 16 から，回転数の増加にともない，OA 値はいずれの負荷でも増加する．無負荷に対して負荷がある 場合にも OA 値は増加し，-30 Nm の場合に最も高くなる．
Fig.16 Overall value of sound pressure
Fig.17 Sound pressure of 1st mesh order
負荷による騒音の変化要因を調査するため，図 15 で音圧レ ベルの高いかみ合い 1 次成分について整理する．各負荷のか み合い 1 次成分を図 17 に示す．0 Nm 時に比べて 30 Nm 時，-30 Nm 時ともにかみ合い 1 次成分の騒音レベルが増加しているこ とがわかる．この結果から，フェースギヤのかみ合い変動に ともなう振動が，ユニット騒音の主要因の一つであることが 分かる．負荷時の騒音増加は，ギヤの変形が影響していると 推測される． また，減速面でのかみ合い騒音が加速面での騒音よりレベ ルが高い要因として，表 1 に示すように，減速面のかみ合い 率は加速面より小さいことが挙げられる．かみ合い率が低く なっていることから，ギヤのかみ合い起振力が大きくなり、 騒音増加につながったと考えられる．また，フェースギヤ歯 面の加工方法の問題により，減速面の精度が加速面に比べて 悪くなる影響も考えられる．なお，図 18 に示すモータ軸回転 24 次成分の電磁気的な騒音については，負荷によるレベルの 変化は小さい．
Fig.18 Sound pressure of 24th order 4．ま と め 既存の試験車両に搭載可能な小径，薄型のインホイールモ ータユニットを試作し，以下の評価結果と考察を得た． ①事前の試算よりもトルク低下が確認されたが，想定車両の 駆動には十分な駆動力が得られた．トルク低下の要因は， モータ製造時のバラツキであると推定する． ②ユニット効率はほぼ想定した値となった．モータ鉄損の抑 制とフェースギヤのかみ合い効率の高さが効率向上に寄与 したと考えられる． ③ユニット騒音の主要因はフェースギヤのかみ合い振動であ った．設計上，加速面と減速面でかみ合い率が異なるが， その影響で負荷に対する騒音レベルが異なる結果となった． 今後の開発課題はさらなる効率化と騒音低減である．前者に はモータの銅損低減にむけたモータ構造見直しや高電圧化が， 後者にはギヤ歯面修正量の最適化が必要であり，これらを優 先的に取り組んでゆく予定である． 1st mesh ord.
(7th ord.of rotation) 2nd mesh ord. (14th ord.) 24th ord. of rotation
Frequency (Hz) M ot or re vol ut io n (rp m ) Soun d p res su re lev el - f la t (d B ) 40 50 60 70 80 90 100 1000 3000 5000 7000 9000 11000 Sound pr es sur e le ve l( dB) Motor revolution (rpm) -30Nm 30Nm 0Nm 0 20 40 60 80 100 1000 3000 5000 7000 9000 11000 Sound pr es sur e le ve l ( dB ) Motor revolution (rpm) -30Nm 30Nm 0Nm 0 20 40 60 80 100 1000 3000 5000 7000 9000 11000 Sound pr es sur e le ve l ( dB ) Motor revolution (rpm) -30Nm 30Nm 0Nm
Fig.15 Sound pressure level (CW, 30 Nm)
負荷の有無による騒音変化と，フェースギヤのかみ合い面 の違いによる騒音変化を確認するため，負荷を 0, 30, -30 Nm とした場合の音圧レベルのオーバーオール(OA)値を図 16 に示 す．ここで図 2 から，CW 回転時の 30 Nm 負荷では，フェース ギヤのかみ合いは加速面であり，-30 Nm 負荷では減速面であ ることが分かる．図 16 から，回転数の増加にともない，OA 値はいずれの負荷でも増加する．無負荷に対して負荷がある 場合にも OA 値は増加し，-30 Nm の場合に最も高くなる．
Fig.16 Overall value of sound pressure
Fig.17 Sound pressure of 1st mesh order
負荷による騒音の変化要因を調査するため，図 15 で音圧レ ベルの高いかみ合い 1 次成分について整理する．各負荷のか み合い 1 次成分を図 17 に示す．0 Nm 時に比べて 30 Nm 時，-30 Nm 時ともにかみ合い 1 次成分の騒音レベルが増加しているこ とがわかる．この結果から，フェースギヤのかみ合い変動に ともなう振動が，ユニット騒音の主要因の一つであることが 分かる．負荷時の騒音増加は，ギヤの変形が影響していると 推測される． また，減速面でのかみ合い騒音が加速面での騒音よりレベ ルが高い要因として，表 1 に示すように，減速面のかみ合い 率は加速面より小さいことが挙げられる．かみ合い率が低く なっていることから，ギヤのかみ合い起振力が大きくなり、 騒音増加につながったと考えられる．また，フェースギヤ歯 面の加工方法の問題により，減速面の精度が加速面に比べて 悪くなる影響も考えられる．なお，図 18 に示すモータ軸回転 24 次成分の電磁気的な騒音については，負荷によるレベルの 変化は小さい．
Fig.18 Sound pressure of 24th order 4．ま と め 既存の試験車両に搭載可能な小径，薄型のインホイールモ ータユニットを試作し，以下の評価結果と考察を得た． ①事前の試算よりもトルク低下が確認されたが，想定車両の 駆動には十分な駆動力が得られた．トルク低下の要因は， モータ製造時のバラツキであると推定する． ②ユニット効率はほぼ想定した値となった．モータ鉄損の抑 制とフェースギヤのかみ合い効率の高さが効率向上に寄与 したと考えられる． ③ユニット騒音の主要因はフェースギヤのかみ合い振動であ った．設計上，加速面と減速面でかみ合い率が異なるが， その影響で負荷に対する騒音レベルが異なる結果となった． 今後の開発課題はさらなる効率化と騒音低減である．前者に はモータの銅損低減にむけたモータ構造見直しや高電圧化が， 後者にはギヤ歯面修正量の最適化が必要であり，これらを優 先的に取り組んでゆく予定である． 1st mesh ord.
(7th ord.of rotation) 2nd mesh ord. (14th ord.) 24th ord. of rotation
Frequency (Hz) M ot or re vol ut io n (rp m ) Soun d p res su re lev el - f la t (d B ) 40 50 60 70 80 90 100 1000 3000 5000 7000 9000 11000 Sound pr es sur e le ve l( dB) Motor revolution (rpm) -30Nm 30Nm 0Nm 0 20 40 60 80 100 1000 3000 5000 7000 9000 11000 Sound pr es sur e le ve l ( dB ) Motor revolution (rpm) -30Nm 30Nm 0Nm 0 20 40 60 80 100 1000 3000 5000 7000 9000 11000 Sound pr es sur e le ve l ( dB ) Motor revolution (rpm) -30Nm 30Nm 0Nm
謝 辞 フェースギヤの加工において多大なご支援をいただいた株 式会社 内野製作所様に深く感謝の意を申し上げる．ギヤ設計， およびインホイールモータユニット本体の試作検討に際し， 豊田中央研究所 青山隆之氏の協力を得た．また，モータお よびシステム制御に際しては，豊田中央研究所 小林孝雄氏， 菅井賢氏の協力を得た． 参 考 文 献 (1) 岡本吉弘，桐谷知明，野田幸宏，20 インチホイール組込 形高効率インホイールモータシステムの開発，東洋電機技報， 第 117 号, p.12-17 (2008) (2) 伊藤雄一，堺香代，牧野祐介，インホイールモータシス テム，NTN TECHNICAL REVIEW，No.79, p.22-28 (2011) (3) 小林孝雄，杉浦豪軌，勝山悦生，河口篤志，平野麻衣子， インホイールモータによる車両運動制御時のエネルギー解析， 自動車技術会学術講演会前刷集，No.146-11，p.17-22(2011) (4) Kobayashi, T., Katsuyama, E., Sugiura, H., Ono, E. et al., "Efficient Direct Yaw Moment Control during Acceleration and Deceleration while Turning (First Report)," SAE Technical Paper, 2016-01-1674, (2016)， doi:10.4271/2016-01-1674.
(5) Himeno, H., Katsuyama, E., and Kobayashi, T., "Efficient Direct Yaw Moment Control during Acceleration and Deceleration While Turning (Second Report)," SAE Technical Paper, 2016-01-1677, (2016)， doi:10.4271/2016-01-1677. (6) NTN 株式会社：三重県，桑名市に「新インホイールモータ システム」を搭載したコンバート EV を貸与，広報ニュース： 2016 年， http://www.ntn.co.jp/japan/news/press/news201600028.ht ml，(参照 2016.07.27) (7) 大島史洋，吉野英弘，高減速比フェースギヤの設計と製 作，機械の研究，Vol.63, No.10, p.842-850 (2011) (8) 宮村宏美，柴田好克，稲垣瑞穂，青山隆之，ハイポイド ギヤのかみ合い率最適化設計手法，日本機械学会 MPT2013 シ ンポジウム＜伝動装置＞講演論文集，p.237-240，No.1211 (2013) (9) 本多捷，新歯形論とその応用：歯車理論統一の試み，創 英社, p.106-116 (2014)
