(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンの回転駆動力がそれぞれ入力軸に伝達される第１及び第２動力分配器と、前記第１動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸と前記第２動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸とから回転駆動力が伝達され、その伝達された回転駆動力を車両の駆動輪に出力する動力出力軸と、前記第１動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第１モータと、前記第２動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第２モータとを備え、前記エンジンから前記第１動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系と前記エンジンから前記第２動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成されたハイブリッド車両の動力伝達装置において、
前記エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系と第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成され、
前記第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系と第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系とのうちの少なくとも第１動力分配器側の回転伝達系に、該第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への減速比を複数段に切換える変速機が設けられ、
前記第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系に、前記変速機の各段の回転伝達機構のうちの所定段の回転伝達機構と同一の減速比で第２動力分配器の第１出力軸から当該所定段の回転伝達機構の動力出力軸と同軸心の回転部材を介して該動力出力軸に回転伝達を行う第２動力分配器側回転伝達手段が設けられ、
前記変速機の所定段の回転伝達機構の前記動力出力軸と同軸心の回転部材を前記動力出力軸に断接させるクラッチ手段と、該所定段の回転伝達機構の前記第1動力分配器の第１出力軸と同軸心の回転部材を該第１出力軸に断接させるクラッチ手段とを備えたことを特徴とするハイブリッド車両の動力伝達装置。
【請求項２】
前記エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系の減速比と第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系の減速比との比率をαとしたとき、前記変速機の各段の回転伝達機構は、それぞれの減速比の相互の比率が略αのべき乗の値となるように構成されていることを特徴とする請求項１記載のハイブリッド車両の動力伝達装置。
【請求項３】
エンジンの回転駆動力がそれぞれ入力軸に伝達される第１及び第２動力分配器と、前記第１動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸と前記第２動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸とから回転駆動力が伝達され、その伝達された回転駆動力を車両の駆動輪に出力する動力出力軸と、前記第１動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第１モータと、前記第２動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第２モータとを備え、前記エンジンから前記第１動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系と前記エンジンから前記第２動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成されたハイブリッド車両の動力伝達装置において、
前記エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系と第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成され、
前記第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系に、該第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への減速比を複数段に切換える第１の変速機が設けられると共に、前記第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系に、該第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への減速比を複数段に切換える第２の変速機が設けられ、
前記第１の変速機の減速比の段数と前記第２の変速機の減速比の段数とは同数であると共に、該第１の変速機の複数段の減速比の値の組と第２の変速機の複数段の減速比の値の組とは同一であり、前記第１の変速機の各段の回転伝達機構と、その回転伝達機構と同一の減速比の段の第２の変速機の回転伝達機構とは、前記動力出力軸と同軸心の共通の回転部材を介して各動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への回転伝達を行うように構成されていることを特徴とするハイブリッド車両の動力伝達装置。
【請求項４】
前記エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系の減速比と第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系の減速比との比率をαとしたとき、前記第１の変速機および第２の変速機のそれぞれにおける各段の回転伝達機構は、該各段の回転伝達機構の減速比の相互の比率が略αのべき乗の値となるように構成されていることを特徴とする請求項３記載のハイブリッド車両の動力伝達装置。
【請求項５】
エンジンの回転駆動力がそれぞれ入力軸に伝達される第１及び第２動力分配器と、前記第１動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸と前記第２動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸とから回転駆動力が伝達され、その伝達された回転駆動力を車両の駆動輪に出力する動力出力軸と、前記第１動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第１モータと、前記第２動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第２モータとを備え、前記エンジンから前記第１動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系と前記エンジンから前記第２動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成されたハイブリッド車両の動力伝達装置において、
前記エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系と第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成され、
前記第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系と第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系とのうちの少なくとも第１動力分配器側の回転伝達系に、該第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への減速比を複数段に切換える変速機が設けられ、
前記第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系が、前記変速機の各段の回転伝達機構のうちの少なくとも１つの段の回転伝達機構の、前記動力出力軸と同軸心の回転部材を介して該第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への回転伝達を行うように構成され、
前記第１および第２動力分配器はそれぞれリングギヤ、キャリア、およびサンギヤを前記入力軸、第１出力軸、第２出力軸とする遊星歯車装置により構成されると共に、いずれか一方の動力分配器を構成する遊星歯車装置は、そのキャリアに軸支された複数のピニオンギヤを備えると共に、各ピニオンギヤをリングギヤとサンギヤとに噛合させてなる遊星歯車装置であり、他方の動力分配器を構成する遊星歯車装置は、そのキャリアに軸支された複数対のピニオンギヤを備えると共に、各対のピニオンギヤを互いに噛合させ、且つ各対のピニオンギヤのそれぞれをリングギヤとサンギヤとに噛合させてなる遊星歯車装置であることを特徴とするハイブリッド車両の動力伝達装置。
【請求項６】
前記エンジンから第１動力分配器の入力軸および第２出力軸を介して第１モータに至る回転伝達系と、前記エンジンから第２動力分配器の入力軸および第２出力軸を介して第２モータに至る回転伝達系とは、それぞれの減速比が互いに略同一になるように構成されていることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載のハイブリッド車両の動力伝達装置。
【請求項７】
前記第１モータの回転軸が第１動力分配器の第２出力軸と同軸心に設けられと共に第２モータの回転軸が第２動力分配器の第２出力軸と同軸心に設けられ、前記エンジンの回転駆動力を各動力分配器の入力軸に分配する動力入力軸を備え、前記第１及び第２モータは、それらの回転軸の軸心が動力入力軸の軸心に対して軸対称の位置関係になるように配置されていることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載のハイブリッド車両の動力伝達装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンとモータと動力分配器とを備えるハイブリッド車両の動力伝達装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンとモータ（電動モータ）と動力分配器とを備えるハイブリッド車両の動力伝達装置としては、例えば特開平１１−３０１２９１号公報（特許文献１）に見られるものが知られている。このハイブリッド車両は、エンジンと、２つのモータと、２つの遊星歯車装置からなる動力分配器（差動歯車装置）とを備え、エンジンの回転駆動力が各動力分配器の入力軸にギヤを介して分配入力されるようになっている。また、各動力分配器の２つの出力軸のうちの一方は、それぞれ上記２つのモータのうちの各別のモータに連結されて、該モータから駆動トルク（力行トルク）又は回生トルクが付与されるようになっている。そして、車両の駆動輪に連接された１つの動力出力軸に、各動力分配器の他方の出力軸から並列的に回転駆動力が伝達されるようになっている。さらに、エンジンから一方の遊星歯車装置を経由して動力出力軸に至る回転伝達系の減速比と、他方の遊星歯車装置を経由して動力出力軸に至る回転伝達系の減速比とは互いに異なるものとされている。なお、上記各回転伝達系の減速比はより詳しくは、該回転伝達系の動力分配器の２つの出力軸のうちの、モータに連結された出力軸の回転速度を０としたときの減速比（入力回転数を出力回転数で除算したもの）である。以下の従来技術の説明では、上記各回転伝達系の減速比のうち、大きい方の減速比を低車速側減速比、小さい方の減速比を高車速側減速比という。
【０００３】
このように構成されたハイブリッド車両の動力伝達装置では、一方のモータを駆動状態（力行状態）とすると共に、他方のモータを回生状態（発電状態）とし、それらのモータの消費電力および発電電力がほぼ等しくなるようにすると、定常状態（車速がほぼ一定の状態）では、エンジンの回転速度ωeおよびトルクＴeと、動力出力軸の回転速度ωvおよびトルクＴvとの間には、Ｔv＝（ωe／ωv）・Ｔeという関係が成立する。また、このとき、エンジンから動力出力軸への減速比（ωe／ωv）は、各モータのトルクを制御することで、前記低車速側減速比と高車速側減速比との間で任意の値に変更できる。
【０００４】
従って、エンジンを車両の推進源として走行する場合に、両モータのトルクを制御することで、エンジンから動力出力軸への減速比（変速比）を連続的に変化させることができ、エンジンと動力出力軸との間にＣＶＴ等の無段変速装置を備えた場合と同等の機能を発揮することができる。つまり、ＣＶＴ等の無段変速装置を備えることなく、エンジンと動力出力軸との間の変速を行いながら、エンジンの出力により車両を走行させることができる。
【０００５】
ところで、この種のハイブリッド車両の動力伝達装置では、エンジンの出力エネルギーの一部は、回生側のモータと駆動側のモータを順に介して動力出力側に出力されることとなる。一方、そして、この場合、本願発明者等の検討によれば、前記低車速側減速比と高車速側減速比との比率（低車速側減速比／高車速側減速比）を大きくすると、エンジンの出力エネルギーのうち、モータを通過するエネルギー量が増え、その結果、エンジンから動力出力軸側へのエネルギーの伝達効率が低下してしまう。また、モータを通過するエネルギー量が増えることで、モータの容量も大型化してしまう。このため、前記特許文献１に見られるようなハイブリッド車両の動力伝達装置では、低車速側減速比と高車速側減速比との比率をあまり大きくすることが困難であった。そして、その結果、通常の自動車等に較べて、低車速側減速比での走行を行う機会が増え、動力伝達装置を構成するギヤ等が高速回転でこととなる。また、エンジンも高速回転域で運転を行う機会が増える。このため、動力伝達装置の構成部品の耐久性を高める必要があると共に、エンジンの燃料消費を低減する上で難点があった。
【０００６】
このような不都合を解消するためには、各動力分配器と動力出力軸との間に、上記低車速側減速比あるいは高車速側減速比を複数段に変更する変速機を備えることが考えられる。しかし、単純に変速機を備えることは、動力伝達装置の大型化や経費の増加を招き、それらを可能な限り抑制することが望まれる。
【０００７】
【特許文献１】
特開平１１−３０１２９１号公報
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
本発明はかかる背景に鑑みてなされたものであり、エンジンと動力出力軸との間の減速比の変化幅を大きくできると共に、装置構成の小型化や経費節減を効果的に実現できる動力伝達装置を提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明のハイブリッド車両の動力伝達装置の第１発明は、エンジンの回転駆動力がそれぞれ入力軸に伝達される第１及び第２動力分配器と、前記第１動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸と前記第２動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸とから回転駆動力が伝達され、その伝達された回転駆動力を車両の駆動輪に出力する動力出力軸と、前記第１動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第１モータと、前記第２動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第２モータとを備え、前記エンジンから前記第１動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系と前記エンジンから前記第２動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成されたハイブリッド車両の動力伝達装置において、前記エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系と第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成され、前記第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系と第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系とのうちの少なくとも第１動力分配器側の回転伝達系に、該第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への減速比を複数段に切換える変速機が設けられ、前記第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系に、前記変速機の各段の回転伝達機構のうちの所定段の回転伝達機構と同一の減速比で第２動力分配器の第１出力軸から当該所定段の回転伝達機構の動力出力軸と同軸心の回転部材を介して該動力出力軸に回転伝達を行う第２動力分配器側回転伝達手段が設けられ、前記変速機の所定段の回転伝達機構の前記動力出力軸と同軸心の回転部材を前記動力出力軸に断接させるクラッチ手段と、該所定段の回転伝達機構の前記第1動力分配器の第１出力軸と同軸心の回転部材を該第１出力軸に断接させるクラッチ手段とを備えたことを特徴とするものである。
【００１０】
かかる第１発明によれば、前記第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系（以下、ここでは出力側第１部分回転伝達系という）と第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系（以下、ここでは出力側第２部分回転伝達系という）とのうちの少なくとも出力側第１部分回転伝達系に、その減速比を複数段に切換える変速機を備える。このため、少なくとも前記エンジンから前記第１動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系（これは前記出力側第1部分回転伝達系を含む）の減速比を複数種類の減速比に切換えることができる。この結果、エンジンから第１動力分配器を介して動力出力軸に至る回転伝達系（以下、ここでは第１回転伝達系という）の減速比と、エンジンから前記第２動力分配器を介して動力出力軸に至る回転伝達系（以下、ここでは第２回転伝達系という）の減速比との組合わせを複数組設定することが可能となる。
【００１１】
ここで、前記第１回転伝達系の減速比は、エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系（以下、ここでは入力側第１部分回転伝達系という）の減速比と、上記出力側第１部分回転伝達系の減速比との積である。同様に、前記第２回転伝達系の減速比は、エンジンから第２動力分配器を介して動力出力軸に至る回転伝達系とエンジンから第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系（以下、ここでは入力側第２部分回転伝達系という）と、上記出力側第１部分回転伝達系の減速比との積である。そして、第１発明では、入力側第１部分回転伝達系の減速比と入力側第２部分回転伝達系の減速比とは互いに異なるものとされている。従って、第１回転伝達系の減速比と第２回転伝達系の減速比とを互いに異なるものとするために、出力側第２部分回転伝達系の減速比を該出力側第２部分回転伝達系に専用的な値にする必要がなく、出力側第２部分回転伝達系の減速比は、前記変速機のいずれかの段の減速比と同じでもよい。そこで、第１発明では、出力側第２部分回転伝達系に、前記変速機の各段の回転伝達機構のうちの所定段の回転伝達機構と同一の減速比で第２動力分配器の第１出力軸から当該所定段の回転伝達機構の動力出力軸と同軸心の回転部材を介して該動力出力軸に回転伝達を行う第２動力分配器側回転伝達手段が設けられている。その結果、変速機の前記所定段の回転伝達機構と出力側第２回転伝達機構とで同じ部品（ギヤ等）を用いることができる。同時に、動力出力軸と各動力分配器の第１出力軸との間の軸間距離も同じにできる。なお、入力側第１部分回転伝達系の減速比と入力側第２部分回転伝達系の減速比は一定値でよいのでギヤ等を用いて小型に構成することができる。
【００１２】
従って、第１発明の動力伝達装置によれば、エンジンと動力出力軸との間の減速比の変化幅を大きくできると共に、装置構成の小型化や経費節減を効果的に実現できることとなる。
【００１４】
さらにこの第１発明では、前記変速機の所定段の回転伝達機構の前記動力出力軸と同軸心の回転部材を前記動力出力軸に断接させるクラッチ手段と、該所定段の回転伝達機構の前記第1動力分配器の第１出力軸と同軸心の回転部材を該第１出力軸に断接させるクラッチ手段と備えるので、前記各クラッチ手段の断接の組合わせによって、出力側第２部分回転伝達系は、変速機の前記所定段の回転伝達機構の動力出力軸と同軸心の回転部材を介して動力出力軸に回転伝達を行うだけでなく、変速機の他の段の回転伝達機構を経由して動力出力軸に回転伝達を行うことが可能となる。その結果、出力側第１部分回転伝達系と出力側第２回転伝達系とで変速機の回転伝達機構を共用しながら、出力側第２部分回転伝達系の減速比を変速機と同じ複数種類の減速比に変更することが可能となる。ひいては、エンジンと動力出力軸との間の変速幅をより一層広げることができる。
【００１５】
上記第１発明では、前記エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系の減速比と第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系の減速比との比率をαとしたとき、前記変速機の各段の回転伝達機構は、それぞれの減速比の相互の比率が略αのべき乗の値となるように構成されていることが好ましい（第２発明）。これによれば、エンジンから動力出力軸への減速比の最小値と最大値との比率が互いにほぼ同じになるような複数の変速域で車両の変速走行を行うことが可能となる。このとき、各変速域で各モータに発生させることが必要な最大トルクが各変速域でほぼ同じになるため、各モータの必要容量を抑えることができ、各モータの小型化を図ることができる。
【００１６】
また、本発明のハイブリッド車両の動力伝達装置の第３発明は、エンジンの回転駆動力がそれぞれ入力軸に伝達される第１及び第２動力分配器と、前記第１動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸と前記第２動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸とから回転駆動力が伝達され、その伝達された回転駆動力を車両の駆動輪に出力する動力出力軸と、前記第１動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第１モータと、前記第２動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第２モータとを備え、前記エンジンから前記第１動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系と前記エンジンから前記第２動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成されたハイブリッド車両の動力伝達装置において、前記エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系と第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成され、前記第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系に、該第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への減速比を複数段に切換える第１の変速機が設けられると共に、前記第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系に、該第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への減速比を複数段に切換える第２の変速機が設けられ、前記第１の変速機の減速比の段数と前記第２の変速機の減速比の段数とは同数であると共に、該第１の変速機の複数段の減速比の値の組と第２の変速機の複数段の減速比の値の組とは同一であり、前記第１の変速機の各段の回転伝達機構と、その回転伝達機構と同一の減速比の段の第２の変速機の回転伝達機構とは、前記動力出力軸と同軸心の共通の回転部材を介して各動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への回転伝達を行うように構成されていることを特徴とするものである。これによれば、出力側第１部分回転伝達系の減速比を前記第１の変速機により複数種類に変更できるだけなく、出力側第２部分回転伝達系の減速比をも前記第２の変速機により複数種類に変更することが可能となる。ひいては、エンジンと動力出力軸との間の変速幅をより一層広げることができる。同時に、出力側第１部分回転伝達系の第１の変速機と出力側第１部分回転伝達系の第２の変速機とを、同じ構成にすることができると共に、両変速機の同一減速比の段の回転伝達機構で動力出力軸と同軸上の回転部材を共用することができ、さらに動力出力軸と各動力分配器の第１出力軸との間の軸間距離も同じにできる。その結果、第１の変速機と第２変速機との両者を合わせて小型に構成することができ、ひいては、動力伝達装置を小型に構成できる。
【００１９】
さらに、第３発明では、前記エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系の減速比と第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系の減速比との比率をαとしたとき、前記変速機および第２の変速機のそれぞれにおける各段の回転伝達機構は、該各段の回転伝達機構の減速比の相互の比率が略αのべき乗の値となるように構成されていることが好ましい（第４発明）。
【００２０】
これによれば、前記第２発明と同様、エンジンから動力出力軸への減速比の最小値と最大値との比率が互いにほぼ同じになるような複数の変速域で車両の変速走行を行うことが可能となるので、各モータの必要容量を抑えることができ、各モータの小型化を図ることができる。
【００２１】
また、本発明のハイブリッド車両の動力伝達装置の第５発明は、エンジンの回転駆動力がそれぞれ入力軸に伝達される第１及び第２動力分配器と、前記第１動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸と前記第２動力分配器の２つの出力軸のうちの第１出力軸とから回転駆動力が伝達され、その伝達された回転駆動力を車両の駆動輪に出力する動力出力軸と、前記第１動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第１モータと、前記第２動力分配器の第２出力軸に駆動トルク又は回生トルクを付与する第２モータとを備え、前記エンジンから前記第１動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系と前記エンジンから前記第２動力分配器を介して前記動力出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成されたハイブリッド車両の動力伝達装置において、前記エンジンから第１動力分配器の入力軸を介して該第１動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系と第２動力分配器の入力軸を介して該第２動力分配器の第１出力軸に至る回転伝達系とがそれぞれの減速比が互いに異なる値になるように構成され、前記第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系と第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系とのうちの少なくとも第１動力分配器側の回転伝達系に、該第１動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への減速比を複数段に切換える変速機が設けられ、前記第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸に至る回転伝達系が、前記変速機の各段の回転伝達機構のうちの少なくとも１つの段の回転伝達機構の、前記動力出力軸と同軸心の回転部材を介して該第２動力分配器の第１出力軸から動力出力軸への回転伝達を行うように構成され、前記第１および第２動力分配器はそれぞれリングギヤ、キャリア、およびサンギヤを前記入力軸、第１出力軸、第２出力軸とする遊星歯車装置により構成されると共に、いずれか一方の動力分配器を構成する遊星歯車装置は、そのキャリアに軸支された複数のピニオンギヤを備えると共に、各ピニオンギヤをリングギヤとサンギヤとに噛合させてなる遊星歯車装置であり、他方の動力分配器を構成する遊星歯車装置は、そのキャリアに軸支された複数対のピニオンギヤを備えると共に、各対のピニオンギヤを互いに噛合させ、且つ各対のピニオンギヤのそれぞれをリングギヤとサンギヤとに噛合させてなる遊星歯車装置であることを特徴とするものである。なお、上記一方の動力分配器を構成する遊星歯車装置は、所謂シングルピニオン型の遊星歯車装置であり、他方の動力分配器を構成する遊星歯車装置は、所謂ダブルピニオン型の遊星歯車装置である。
【００２２】
これによれば、各動力分配器のリングギヤやサンギヤの径が両動力分配器で互いにほぼ同一であっても各動力分配器の入力軸から第１出力軸への減速比が両動力分配器で互いに異なるものとなるので、前記入力側第１部分回転伝達系および入力側第２部分回転伝達系の構成の不均衡を小さくしつつ、入力側第１部分回転伝達系の減速比と入力側第２部分回転伝達系の減速比とを互いに異なるものとすることを、小型な構成で容易に実現できる。
【００２３】
また、第１〜第５発明では、前記エンジンから第１動力分配器の入力軸および第２出力軸を介して第１モータに至る回転伝達系と、前記エンジンから第２動力分配器の入力軸および第２出力軸を介して第２モータに至る回転伝達系とは、それぞれの減速比が互いに略同一になるように構成されていることが好ましい（第６発明）。これによれば、車両の変速走行の際に第１モータと第２モータとで発生させる必要がある最大トルクを両モータで同じにできるため、両モータの必要容量を同じにすることができる。特に、前記第２発明あるいは第４発明に第６発明を複合させたときには、各モータの必要容量を同じにしつつ、その必要容量を小さくすることができ、各モータの小型化を効果的に図ることができる。
【００２４】
また、前記第１〜第６発明では、前記第１モータの回転軸が第１動力分配器の第２出力軸と同軸心に設けられと共に第２モータの回転軸が第２動力分配器の第２出力軸と同軸心に設けられ、前記エンジンの回転駆動力を各動力分配器の入力軸に分配する動力入力軸を備え、前記第１及び第２モータは、それらの回転軸の軸心が動力入力軸の軸心に対して軸対称の位置関係になるように配置されていることが好適である（第７発明）。これによれば、各モータの軸心と動力入力軸との距離を同じにしつつ、各モータを極力近接させて配置させることが可能となるため、動力伝達装置の構成を小型化できる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
本発明のハイブリッド車両の動力伝達装置の第１実施形態を図１〜図５を参照して詳説する。図１は本実施形態の動力伝達装置を含むハイブリッド車両の全体構成を模式的に示すシステム構成図であり、１はエンジン、２，２は車両の駆動輪、３は動力伝達装置である。
【００２６】
動力伝達装置３は、第１動力分配器４、第２動力分配器５、第１モータ６、第２モータ７、クラッチ８，９、変速機１０、および動力出力軸１１を主要な機構的要素として備えている。動力出力軸１１は、これと一体に回転自在に設けられたギヤ１２と、このギヤ１２に噛合する差動歯車装置１３（差動傘歯車装置）とを介して駆動輪２，２に連接され、駆動輪２，２と連動して回転可能とされている。
【００２７】
各動力分配器４，５はいずれも、差動歯車装置として機能する遊星歯車装置により構成されている。この場合、第１動力分配器４を構成する遊星歯車装置は、所謂シングルピニオン型のものであり、リングギヤ４ｒとサンギヤ４ｓとの間に複数のプラネタリギヤ４ｐ（図では２個）がサンギヤ４ｓの周方向に間隔を存して配列されると共に、各プラネタリギヤ４ｐがリングギヤ４ｒとサンギヤ４ｓとの両者に噛合されている。そして、それらのプラネタリギヤ４ｐが、各々自転しながらサンギヤ４ｓの周りを一体的に公転するようにキャリア４ｃに軸支されている。また、第２動力分配器５を構成する遊星歯車装置は、所謂ダブルピニオン型のものであり、リングギヤ５ｒとサンギヤ５ｓとの間に、互いに噛合されたプラネタリギヤ５pr，５psの対（以下、プラネタリギヤ対５ｐという）を複数（図では２対）備えている。それらの複数のプラネタリギヤ対５ｐは、サンギヤ５ｓの周方向に間隔を存して配列されると共に、各プラネタリギヤ対５ｐを構成するプラネタリギヤ５pr，５psがそれぞれリングギヤ５ｒ、サンギヤ５ｓに噛合されている。そして、それらの複数のプラネタリギヤ対５ｐが、それぞれのプラネタリギヤ５pr，５psを自転させながらサンギヤ５ｓの周りを一体的に公転するようにキャリア５ｃに軸支されている。
【００２８】
なお、上記のようなシングルピニオン型、ダブルピニオン型の遊星歯車装置の構造自体は公知であるので、ここでは以上の説明に留める。
【００２９】
エンジン１の出力軸１ａは、例えば摩擦板式のクラッチ８の入力部８ａに連結されて該入力部８ａと一体に回転自在とされている。このクラッチ８の出力部８ｂに、第１動力分配器４の入力軸としてのリングギヤ４ｒが連結されて該出力部８ｂと一体に回転自在とされている。従って、クラッチ８の接続状態（入力部８ａおよび出力部８ｂを係合させて連結した状態）で、エンジン１の出力軸１ａと第１動力分配器４のリングギヤ４ｒとの間の回転伝達が可能とされる。また、クラッチ８の切断状態（入力部８ａおよび出力部８ｂを離反させた状態）では、エンジン１の出力軸１ａと第１動力分配器４のリングギヤ４ｒとの間の回転伝達が遮断される。
【００３０】
第１動力分配器４の２つの出力軸としてのキャリヤ４ｃおよびサンギヤ４ｓのうち、第２出力軸としてのサンギヤ４ｓは、第１モータ６の回転軸６ａに同軸心に連結され、該回転軸６ａと一体に回転自在とされている。なお、本実施形態では、第１モータ６の回転軸６ａは、キャリア４ｃの軸部４caの内部を貫通して、サンギヤ４ｓに連結されている。そして、第１動力分配器４の第１出力軸としてのキャリア４ｃの軸部４caが、第１動力分配器４と第１モータ６との間に配置された変速機１０を介して動力出力軸１１に接続されている。変速機１０は、キャリア４ｃから動力出力軸１１への回転伝達の減速比を複数段（本実施形態では２段）に変更可能なものであり、その各段の減速比の回転伝達をそれぞれ担う回転伝達機構１４，１５を備えている。なお、回転伝達機構１４の減速比は、回転伝達機構１５の減速比よりも小さいものとされており、以下の説明では、回転伝達機構１４，１５をそれぞれ低減速比回転伝達機構１４、高減速比回転伝達機構１５という。
【００３１】
これらの回転伝達機構１４，１５のうち、低減速比回転伝達機構１４は、キャリア４ｃと同軸心に設けられたギヤ１４ａと、このギヤ１４ａに噛合して動力出力軸１１と同軸心に設けられたギヤ１４ｂとから構成されている。ギヤ１４ａはキャリア４ｃの軸部４caに固定されてキャリア４ｃと一体に回転自在に設けられ、ギヤ１４ｂは動力出力軸１１に支承されて該動力出力軸１１に対して相対回転自在に設けられている。そして、ギヤ１４ｂと動力出力軸１１との間の回転伝達を切断／接続するクラッチ１６が設けられている。このクラッチ１６は、その接続状態（回転伝達を行わせる状態）において、動力出力軸１１に固定されている部材１１ａとギヤ１４ｂとを例えばスプライン結合により一体に回転可能に接続するものである。
【００３２】
また、高減速比回転伝達機構１５は、キャリア４ｃと同軸心に設けられたギヤ１５ａと、このギヤ１５ａに噛合して動力出力軸１１と同軸心に設けられたギヤ１５ｂとから構成されている。ギヤ１５ａはキャリア４ｃの軸部４caと第１モータ６との間で第１モータ６の回転軸６ａに支承されてキャリア４ｃおよび第１モータ６の回転軸６ａに対して相対回転自在に設けられ、ギヤ１５ｂは動力出力軸１１に支承されて該動力出力軸１１に対して相対回転自在に設けられている。そして、ギヤ１５ａとキャリア４ｃの軸部４caとの間の回転伝達を切断／接続するクラッチ１７と、ギヤ１５ｂと動力出力軸１１との間の回転伝達を切断／接続するクラッチ１８とが設けられている。クラッチ１７は、その接続状態において、スプライン嵌合によりキャリア４ｃの軸部４caとギヤ１５ａとを一体に回転可能に接続するものであり、クラッチ１８は、その接続状態において、動力出力軸１１に固定されている部材１１ｂとギヤ１５ｂとをスプライン結合により一体に回転可能に接続するものである。
【００３３】
上記のようにクラッチ１６，１７，１８を備えた変速機１０では、クラッチ１６を切断状態とすると共に、クラッチ１７，１８を接続状態としたとき、キャリア４ｃから動力出力軸１１への回転伝達は、高減速比回転伝達機構１５を介して行われることとなり、その回転伝達の減速比は、高減速比回転伝達機構１５の減速比となる。また、クラッチ１６を接続状態とすると共に、クラッチ１８を切断状態としたとき（クラッチ１７の動作状態はいずれでもよい）、キャリア４ｃから動力出力軸１１への回転伝達は、低減速比回転伝達機構１４を介して行われることとなり、その回転伝達の減速比は、低減速比回転伝達機構１４の減速比となる。
【００３４】
なお、前記クラッチ１６，１７，１８はドグクラッチ等により構成してもよく、あるいは摩擦力を用いるものであってもよい。また、前記低減速比回転伝達機構１４および高減速比回転伝達機構１５は、例えばスプロケットとチェーンとにより回転伝達を行うものであってもよい。また、変速機１０の各ギヤ１４ａ，１４ｂ，１５ａ，１５ｂは本発明における回転部材に相当するものであり、クラッチ１７，１８は本発明におけるクラッチ手段に相当するものである。
【００３５】
第２動力分配器５の入力軸としてのリングギヤ５ｒは、これと一体に回転自在に設けられたギヤ１９ａと、このギヤ１９ａに噛合して回転自在に設けられたアイドルギヤ１９ｂと、該アイドルギヤ１９ａと一体に回転自在に設けられたアイドルギヤ１９ｃと、該アイドルギヤ１９ｃに噛合して前記クラッチ８の入力部８ａと一体に回転自在に設けられたギヤ１９ｄとから構成された回転伝達機構１９を介してエンジン１の出力軸１ａに連接されている。なお、本実施形態ではアイルギヤ１９ａ，１９ｃは、動力出力軸１１に同軸心に支承されて該動力出力軸１１に対して相対回転自在に設けられている。
【００３６】
第２動力分配器５の２つの出力軸としてのキャリア５ｃおよびサンギヤ５ｓのうち、第２出力軸としてのサンギヤ５ｓは、第２モータ７の回転軸７ａに同軸心に連結され、該回転軸７ａと一体に回転自在とされている。なお、本実施形態では、第２モータ７の回転軸７ａは、キャリア５ｃの軸部５caの内部を貫通して、サンギヤ５ｓに連結されている。
【００３７】
第２動力分配器５の第１出力軸としてのキャリア５ｃの軸部５caと第２モータ７との間には、前記変速機１０の低減速比回転伝達機構１５のギヤ１５ｂに噛合してキャリア５ｃと同軸心に設けられたギヤ２０が設けられている。このギヤ２０は、ギヤ１５ｂと併せて本発明における第２動力分配器側回転伝達機構を構成するものであり、第２モータ７の回転軸７ａに支承されて、キャリア５ｃおよび第２モータ７の回転軸７ａに対して相対回転自在に設けられている。そして、このギヤ２０とキャリア５ｃの軸部５caとの間の回転伝達を切断／接続するものとして前記クラッチ９が設けられている。このクラッチ９は、前記変速機１０のクラッチ１６〜１８と同様、その接続状態において、例えばスプライン結合によりキャリア５ｃの軸部５caとギヤ２０とを一体に回転可能に接続するものである。該クラッチ９はクラッチ１６〜１８と同様、ドグクラッチや、摩擦力を用いるものであってもよい。
【００３８】
ここで、本実施形態では、動力出力軸１１の軸心と第１動力分配器４のキャリア４ｃの軸心（＝第１モータ６の軸心）との間隔と、動力出力軸１１の軸心と第２動力分配器５のキャリア５ｃの軸心（＝第２モータ７の軸心）との間隔とは、同一とされ、前記ギヤ２０の径および歯数は、変速機１０の高減速比回転伝達機構１５のギヤ１５ａと同じである。従って、クラッチ９の接続状態でのキャリア５ｃから動力出力軸１１への回転伝達は、クラッチ１８を接続状態としたとき（クラッチ１６，１７の動作状態はいずれでもよい）、ギヤ２０および高減速比回転伝達機構１５のギヤ１５ｂを介して行われることとなり、このとき、その回転伝達の減速比は、高減速比回転伝達機構１５の減速比と一致する。また、クラッチ１６，１７を接続状態とすると共に、クラッチ１８を切断状態にすると、キャリア５ｃから動力出力軸１１への回転伝達は、ギヤ２０、高減速比回転伝達機構１５、クラッチ１７、低減速比回転伝達機構１４を介して行われることとなり、このとき、その回転伝達の減速比は、低減速比回転伝達機構１４の減速比に一致する。このように、第２動力分配器５のキャリア５ｃから動力出力軸１１への回転伝達の減速比は、変速機１０の低減速比回転伝達機構１６と高減速比回転伝達機構１７とを利用することで、第１動力分配器５のキャリア４ｃから動力出力軸１１への回転伝達の減速比と同じ２段の減速比に変更できることとなる。
【００３９】
なお、図１において２１は第１動力分配器４のリングギヤ４ｒの所定の１方向の回転を阻止するワンウェイクラッチ、２２はワンウェイクラッチ２１が許容する方向のリングギヤ４ｒの回転を必要に応じて阻止するための係止機構、２３は第２動力分配器５のキャリア５ｃの所定の１方向の回転を阻止するワンウェイクラッチ、２４はワンウェイクラッチ２３が許容する方向のキャリア５ｃの回転を必要に応じて阻止するための係止機構である。これらのワンウェイクラッチ２１，２３および係止機構２２，２４は第１モータ６の駆動トルクのみにより車両を走行させたり、第２モータ７によりエンジン１を始動する場合等にリングギヤ４ｒやキャリア５ｃの回転を阻止するために用いるものであり、本発明の中心的な技術に係わる車両の変速走行を行う場合にはその回転の阻止は行われない（リングギヤ４ｒやキャリア５ｃは自由に回転する）。
【００４０】
ここで、動力伝達装置３の回転伝達系の減速比について説明しておく。次の表１に示すように、クラッチ８の接続状態でのエンジン１の出力軸１ａから第１動力分配器４のリングギヤ４ｒまでの回転伝達系の減速比をｋ1、エンジン１の出力軸１ａから第２動力分配器５のリングギヤ５ｒまでの回転伝達系の減速比（＝回転伝達機構１９のギヤ１９ｄからギヤ１９ａまでの減速比）をｋ2、第１動力分配器４のリングギヤ４ｒからサンギヤ４ｓまでの減速比（＝リングギヤ４ｒに対するサンギヤ４ｓのギヤ比（歯数比））をｋm、第２動力分配器５のリングギヤ５ｒからサンギヤ５ｓ（第２出力軸）までの減速比（＝リングギヤ５ｒに対するサンギヤ５ｓのギヤ比（歯数比））をｋpとおく。また、変速機１０の低減速比回転伝達機構１４の減速比をｋ3、変速機１０の高減速比回転伝達機構１５の減速比をｋ4（＞k3）とおく。なお、変速機１０の各回転伝達機構１４，１５の減速比は、第１動力分配器４のキャリア４ｃから動力出力軸１１への回転伝達の減速比であるから、本実施形態では、低減速比回転伝達機構１４の減速比はギヤ１４ａに対するギヤ１４ｂのギヤ比（歯数比）であり、高減速比回転伝達機構１５の減速比はギヤ１５ａに対するギヤ１５ｂのギヤ比（歯数比）である。
【００４１】
【表１】
0003640954.tif 000002
このとき、同表１に示すように、エンジン１の出力軸１ａから第１動力分配器４のキャリア４ｃまでの減速比（詳しくはサンギヤ４ｓの回転速度を０としたときの減速比）と、エンジン１の出力軸１ａから第２動力分配器５のキャリア５ｃまでの減速比（詳しくはサンギヤ５ｓの回転速度を０としたときの減速比）とはそれぞれｋ1・（１＋ｋm）、ｋ2・（１−ｋp）となる。なお、１＋ｋmはシングルピニオン型の遊星歯車装置で構成した第１動力分配器４のリングギヤ４ｒからキャリア４ｃへの減速比であり、１−ｋpはダブルピニオン型の遊星歯車装置で構成した第２動力分配器５のリングギヤ５ｒからキャリア５ｃへの減速比である。
【００４２】
さらに、エンジン１の出力軸１ａから第１モータ６の回転軸６ａまでの減速比と、エンジン１の出力軸１ａから第２モータ７の回転軸７ａまでの減速比とはそれぞれ、ｋ1・ｋm、ｋ2・ｋpとなる。また、エンジン１の出力軸１ａから第１動力分配器４を介して動力出力軸１１に至る回転伝達の減速比は、エンジン１から第１動力分配器４のキャリア４ｃまでの減速比と変速機１０の減速比（＝ｋ3又はｋ4）との積であるから、ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3又はｋ1・（１＋ｋm）・ｋ4となる。さらに、前記したように、第２動力分配器５のキャリア５ｄから動力出力軸１１までの減速比は、本実施形態では、変速機１０の低減速比回転伝達機構１４の減速比ｋ3と、高減速比回転伝達機構１５の減速比ｋ4との２種類の値を採り得るので、エンジン１の出力軸１ａから第２動力分配器５を介して動力出力軸１１に至る回転伝達の減速比は、エンジン１から第２動力分配器５のキャリア５ｃまでの減速比と変速機１１の減速比との積、すなわち、ｋ2・（１−ｋp）・ｋ3又はｋ2・（１−ｋp）・ｋ4となる。
【００４３】
この場合、本実施形態では、エンジン１の出力軸１ａから第１モータ６の回転軸６ａまでの減速比と、エンジン１の出力軸１ａから第２モータ７の回転軸７ａまでの減速比とは同じ値になるように、すなわち、ｋ1・ｋm＝ｋ2・ｋpとなるようにｋ1，ｋ2，ｋm，ｋpの値が設定されている。また、同時に、エンジン１から第１動力分配器４のキャリア４ｃまでの減速比とエンジン１から第２動力分配器５のキャリア５ｃまでの減速比との比率（＝ｋ1・（１＋ｋm）／ｋ2・（１−ｋp））をα（＞１）とおいたとき（以下、この比率を基本減速比率αという）、変速機１０の高減速比回転伝達機構１５の減速比ｋ4と低減速比回転伝達機構１４の減速比ｋ3の比率（ｋ4／ｋ3）が上記基本減速比率αの２乗（べき乗）の値になるようにそれらの減速比ｋ3，ｋ4が設定されている。例えば、ｋ3＝１／α、ｋ4＝αに設定されている。そして、このように、ｋ4／ｋ3＝α2としたとき、エンジン１の出力軸１ａから第１動力分配器４を経由して動力出力軸１１に至る回転伝達系（以降、第１回転伝達系という）の減速比は、ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3又はα2・ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3となる（ｋ3＝１／α、ｋ4＝αとしたときには、ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3＝ｋ2・（１−ｋp）、α2・ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3＝α2・ｋ2・（１−ｋp）となる）。また、エンジン１の出力軸１ａから第２動力分配器５を経由して動力出力軸１１に至る回転伝達系（以降、第２回転伝達系という）の減速比は、ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3／α又はα・ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3となる（ｋ3＝１／α、ｋ4＝αとしたときには、ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3／α＝ｋ2・（１−ｋp）／α、α・ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3＝α・ｋ2・（１−ｋp））となる）。従って、前記第１回転伝達系の減速比が採り得る値（本実施形態では２種類）と、前記第２回転伝達系の減速比が採り得る値（本実施形態では２種類）とを併せて大小順に並べると、それらの値ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3／α、ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3、α・ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3、α2・ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3は、α倍づつ異なる等比数列状のものとなる。なお、これらの４種類の減速比のうち、最小の減速比ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3／αと、最大の減速比α2・ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3とは、それぞれ、後述する変速走行におけるエンジン１と動力出力軸１１との間の減速比として採り得る最小値、最大値（エンジン１と動力出力軸１１間の減速比の全範囲の最小値、最大値）である。
【００４４】
上記のような減速比の設定条件（ｋ1・ｋm＝ｋ2・ｋp、ｋ4／ｋ3＝α2）を満たすｋ1，ｋ2，ｋm，ｋp，ｋ3，ｋ4等の値の設定例を表１の右端欄に示した。この例では、エンジン１と動力出力軸１１間の全変速幅の最小値に対する最大値の比率（＝α3）を例えば８として、基本減速比率αを２とし、ｋ3＝１／αとしている。以降の説明では、等比数列状の上記４種類の値の減速比のうちの最大の減速比α2・ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3を参照符号Ｒ１で表し、第１減速比Ｒ１と称する。また、他の３つの減速比Ｒ１／α、Ｒ１／α2、Ｒ１／α3をそれぞれ大きいものから順に第２減速比Ｒ２（＝Ｒ１／α）、第３減速比Ｒ３（＝Ｒ１／α2）、第４減速比Ｒ４（＝Ｒ１／α3）と称する。
【００４５】
本実施形態のハイブリッド車両では、エンジン１、各モータ６，７、クラッチ８，９，変速機１０の動力伝達装置３（エンジン１を含む）のクラッチ１６〜１８、係止機構２２，２４の動作制御は図２のブロック図に示す制御装置２６により行なわれる。制御装置２６はマイクロコンピュータを含む電子回路により構成されたものであり、エンジン１の図示しない燃料噴射装置、点火装置、スロットル弁のアクチュエータ等を介して該エンジン１の運転制御を行なう。また、制御装置２６は、各モータ６，７とそれらの電源としての蓄電器２７との間で電力授受を行うモータ駆動回路（パワードライブユニット）２８，２９をそれぞれ介して各モータ６，７の通電制御を行う。さらに、制御装置２６は、各クラッチ８，９，１６〜１８をそれぞれアクチュエータ３０を介して接続状態あるいは切断状態に動作させる。また、制御装置２６は、前記各係止機構２２，２４をアクチュエータ３１を介して動作させ、前記第１動力分配器４のリングギヤ４ｒおよび第２動力分配器５のキャリア５ｃの回転の阻止あるいはその解除を行わせる。なお、制御装置２６には、その制御処理を行うために、エンジン１の回転数（回転速度）NE、スロットル弁の開度TH、車両のアクセル操作量AP、車速Ｖ等の検出データが図示しないセンサから入力される。
【００４６】
次に、本実施形態の動力伝達装置３の作動を詳説する。エンジン１と動力出力軸１１との間の変速（減速比の変更）を行いつつ、エンジン１の出力により車両を走行させる場合、すなわち、変速走行を行う場合には、制御装置２６の制御によって、クラッチ８，９は接続状態に制御される。また、前記係止機構２２，２４はそれぞれ第１動力分配器４のリングギヤ４ｒ、第２動力分配器５のキャリア５ｃの回転を阻止しない開放状態に制御される。
【００４７】
このようにクラッチ８，９および係止機構２２，２４を動作させた状態で、前記制御装置２６は、車両のアクセル操作量APと車速Ｖとに応じてマップ等を用いて車両の要求走行トルクを決定すると共に、その要求走行トルクと車速Ｖとに応じてマップ等を用いて動力伝達装置３の変速域を決定する。この場合、変速域は、前記第１減速比Ｒ１と第２減速比Ｒ２との間の変速域（以下、第１変速域という）、第２減速比Ｒ２と第３減速比Ｒ３との間の変速域（以下、第２変速域という）、並びに、第３減速比Ｒ３と第４減速比Ｒ４との間の変速域（以下、第３変速域という）がある。第１変速域、第２変速域、および第３変速域は、それぞれ基本的には低車速域、中車速域、高車速域で使用する変速域である。
【００４８】
制御装置２６は、決定した変速域に応じて変速機１０のクラッチ１６〜１８を図３〜図５で示すように動作させる。これらの図３〜図５はそれぞれ第１変速域、第２変速域、第３変速域に対応するものであり、クラッチ１６〜１８の動作状態が接続状態であるとき、それを黒塗りで表し、切断状態であることを白抜きで表している。なお、クラッチ８，９についても同様であるが、これらのクラッチ８，９は、前記したように変速走行中は接続状態であるので図３〜図５のいずれの図でも黒塗り状態となっている。
【００４９】
第１変速域では、図３に示すように変速機１０のクラッチ１７，１８が接続状態とされ、クラッチ１６は切断状態とされる。このとき、第１動力分配器４側の前記第１回転伝達系および第２動力分配器５側の前記第２回転伝達系の減速比はそれぞれ第１減速比Ｒ1、第２減速比Ｒ2となる。そして、この状態では、後述するように各モータ６，７の発生トルクを制御したとき、エンジン１の出力トルクの一部は、図中の破線矢印ａ1で示すように、エンジン１から第１動力分配器４のリングギヤ４ｒ、プラネタリギヤ４ｐ、キャリア４ｃ、高減速比回転伝達機構１５を順に介して動力出力軸１１に伝達される。また、エンジン１の残りの出力トルクは、図中の破線矢印ｂ1で示すように、エンジン１から回転伝達機構８、第２動力分配器５のリングギヤ５ｒ、プラネタリギヤ対５ｐ、キャリア５ｃ、ギヤ２０、高減速比回転伝達機構１５のギヤ１５ｂを順に介して動力出力軸１１に伝達される。
【００５０】
また、第２変速域では、図４に示すように変速機１０のクラッチ１６，１８が接続状態とされ、クラッチ１７は切断状態とされる。このとき、第１動力分配器４側の前記第１回転伝達系および第２動力分配器５側の前記第２回転伝達系の減速比はそれぞれ第３減速比Ｒ3、第２減速比Ｒ2となる。そして、この状態では、後述するように各モータ６，７の発生トルクを制御したとき、エンジン１の出力トルクの一部は、図中の破線矢印ａ2で示すように、エンジン１から第１動力分配器４のリングギヤ４ｒ、プラネタリギヤ４ｐ、キャリア４ｃ、低減速比回転伝達機構１４を順に介して動力出力軸１１に伝達される。また、エンジン１の残りの出力トルクは、図中の破線矢印ｂ2で示すように、前記第１変速域の場合と同じ経路で第２動力分配器５を経由して動力出力軸１１に伝達される。
【００５１】
また、第３変速域では、図５に示すように変速機１０のクラッチ１６，１７が接続状態とされ、クラッチ１７が切断状態とされる。このとき、第１動力分配器４側の前記第１回転伝達系および第２動力分配器５側の前記第２回転伝達系の減速比はそれぞれ第３減速比Ｒ3、第４減速比Ｒ4となる。そして、この状態では、後述するように各モータ６，７の発生トルクを制御したとき、エンジン１の出力トルクの一部は、図中の破線矢印ａ3で示すように、前記第２変速域の場合と同じ経路で第１動力分配器４を経由して動力出力軸１１に伝達される。また、エンジン１の残りの出力トルクは、図中の破線矢印ｂ3で示すように、エンジン１から回転伝達機構８、第２動力分配器５のリングギヤ５ｒ、プラネタリギヤ対５ｐ、キャリア５ｃ、ギヤ２０、高減速比回転伝達機構１５、低減速比回転伝達機構１４を順に介して動力出力軸１１に伝達される。
【００５２】
一方、制御装置２６は、車両の要求走行トルクと車速Ｖとに応じて、その要求走行トルクと車速Ｖとに対応するエネルギーを発生し得るエンジン１の目標出力を決定し、さらに、その目標出力を前記決定した変速域で発生する上で最も効率のよい（最も燃料消費量が少なくなる）動作点、すなわち、エンジン１の目標出力トルクと目標回転数との組を決定する。そして、制御装置２６は、目標出力トルクに応じてエンジン１のスロットル弁（図示しない）の開度を制御すると共に、目標回転数と実回転数NE（検出値）との偏差に応じて目標出力トルクを補正することで、エンジン１の目標負荷トルクを決定する。この目標負荷トルクは、例えば目標回転数と実回転数NE（検出値）との偏差からＰＩ制御則などのフィードバック制御則により求めた操作量によって、目標出力トルクを補正することで決定される。さらに、制御装置２６は、決定した目標負荷トルクと前記要求走行トルクに対応して動力出力軸１１に発生させるべき目標駆動トルクとを基に、各モータ６，７の目標トルクを次のように決定する。
【００５３】
エンジン１の負荷トルクをＴｅ、動力出力軸１１の駆動トルクをＴｖ、第１モータ６の発生トルクをＴ1、第２モータ７の発生トルクをＴ2、エンジン１の出力軸１ａから第１モータ６までの減速比をβ1、エンジン１の出力軸１ａから第２モータ７までの減速比をβ2、第１モータ６の回転軸６ａから動力出力軸１１までの減速比をγ1、第２モータ７の回転軸７ａから動力出力軸１１までの減速比をγ2とおくと、定常状態では次式（１），（２）が成立する。
【００５４】
Ｔｅ＝（１／β1）・Ｔ1＋（１／β2）・Ｔ2    ……（１）
Ｔｖ＝γ1・Ｔ1＋γ2・Ｔ2                  ……（２）
ここで、減速比β1，β2は、前記表１の符号を用いて表すと、β1＝ｋ1・ｋm、β2＝ｋ2・ｋp（＝β1）である。また、減速比γ1，γ2は、変速域が第１〜第３のいずれの変速域であるかに応じたものとなる。具体的には、前記図３の第１変速域では、第１動力分配器４のキャリア４ｃから動力出力軸１１への減速比と第２動力分配器５のキャリア５ｃから動力出力軸１１への減速比とはいずれもｋ4（＝高減速比回転伝達機構１５の減速比）である。従って、第１モータ６の回転軸６ａから第１動力分配器４のキャリア４ｃへの減速比をｋａ、第２モータ７の回転軸７ａから第２動力分配器５のキャリア５ｃまでの減速比をｋｂとおくと、γ1＝ｋａ・ｋ4、γ2＝ｋｂ・ｋ4である。なお、ｋａ＝（１＋ｋm）／ｋｍ、ｋｂ＝（１−ｋp）／ｋpである。また、図４の第２変速域では、第１動力分配器４のキャリア４ｃから動力出力軸１１への減速比と第２動力分配器５のキャリア５ｃから動力出力軸１１への減速比とはそれぞれｋ3、ｋ4である。従って、γ1＝ｋａ・ｋ3、γ2＝ｋｂ・ｋ4である。また、図５の第３変速域では、第１動力分配器４のキャリア４ｃから動力出力軸１１への減速比と第２動力分配器５のキャリア５ｃから動力出力軸１１への減速比とはいずれもｋ3（＝低減速比回転伝達機構１４の減速比）である。従って、γ1＝ｋａ・ｋ3、γ2＝ｋｂ・ｋ3である。
【００５５】
制御装置２６は、各モータ６，７の目標トルクを決定するとき、前記の如く決定したエンジン１の目標負荷トルクＴｅと、動力出力軸１１の目標駆動トルクＴｖとから、前記式（１）、（２）に基づいて各モータ６，７の目標トルクＴ1，Ｔ2を決定する。そして、制御装置２６は、この目標トルクＴ1，Ｔ2に応じて各モータ６，７の通電電流を制御し、その目標トルクＴ1，Ｔ2のトルクをそれぞれのモータ６，７に発生させる。
【００５６】
上述のようにエンジン１、各モータ６，７の制御を行なったとき、第１〜第３の各変速域において、基本的には、該変速域の両端の減速比のうちの大きい方の減速比に対応するモータ６又は７が駆動トルク（力行トルク）を発生する駆動状態に制御され、小さい方の減速比に対応するモータ７又は６が回生トルクを発生する回生状態（発電状態）に制御される。具体的には、前記第１変速域では、第１モータ６が駆動状態、第２モータ７が回生状態に制御される。また、第２変速域では、第１モータ６が回生状態、第２モータ７が駆動状態に制御される。さらに第３変速域では、第１モータ６が駆動状態、第２モータ７が回生状態に制御される。そして、いずれの変速域においても、定常的には、駆動状態となるモータ６又は７の消費電力と、回生状態となるモータ７又は６の発電電力とはバランスする（消費電力≒発電電力となる）。つまり、エンジン１の出力エネルギーは、その一部が回生状態のモータ７又は６と駆動状態のモータ６又は７とを通過して動力出力軸１１に伝達される。このとき、エンジン１の出力軸１ａと動力出力軸１１との間では、各変速域の両端の減速比の間の変速比で変速動作が行なわれつつ、前記したようにエンジン１の出力トルクが動力出力軸１１に伝達され、車両の変速走行が行われる。
【００５７】
なお、本発明の要旨とするところではないので、詳細な説明は省略するが、本実施形態の動力伝達装置３では、エンジン１の出力を用いずに、第１モータ６あるいは第２モータ７の駆動トルクで車両を走行させることもできる。この場合には、クラッチ８，９を切断状態に動作させる。さらに、例えば変速機１０のクラッチ１６を切断状態に動作させると共に、クラッチ１７，１８を接続状態に動作させる。そしてこの状態で、第１動力分配器４のリングギヤ４ｒの回転をワンウェイクラッチ２１又は係止機構２２により阻止しつつ、第１モータ６に駆動トルクを発生させることで、その駆動トルクを動力出力軸１１に伝達して車両の走行（所謂ＥＶ走行）を行うことができる。また、例えばこの状態で、第２動力分配器５のキャリア５ｃの回転をワンウェイクラッチ２３又は係止機構２４により阻止しつつ、第２モータ７に駆動トルクを発生させることで、その駆動トルクをエンジン１の出力軸１ａに伝達して該エンジン１を始動することができる。さらに、このエンジン１の始動後、第２動力分配器５のキャリア５ｃの回転をワンウェイクラッチ２３又は係止機構２４により阻止しつつ、エンジン１の回転トルクを第２モータ７に伝達して、該第２モータ７の回生発電を行うことで、第１モータ６によるＥＶ走行を行いながら、エンジン１の出力により第２モータ７の回生発電（蓄電器２７の充電）を行うこと（所謂シリーズ型のＥＶ走行を行うこと）ができる。
【００５８】
以上のように本実施形態では、エンジン１から第１動力分配器４のキャリア４ｃ（第１出力軸）までの減速比と、エンジン１から第２動力分配器５のキャリア５ｃ（第１出力軸）までの減速比とを異なるものとしているため（前記表１参照）、各キャリア４ｃ，５ｃから動力出力軸１１への回転伝達を変速機１０の構成要素を共用しつつ複数の変速域（第１〜第３変速域）で車両の変速走行を行うことができる。このため、動力伝達装置３の構成を小型なものとしつつ、幅広い変速域で車両の変速走行を行うことができ、ひいては、エンジン１の運転をできるだけ効率のよい動作点で運転させ、且つ、車両の走行性能を確保しながら、車両を走行させることができる。また、複数の変速域を構成できることから、各変速域でのエンジン１から動力出力軸１１への最小減速比と最大減速比との比率（最大減速比／最小減速比）を大きくしなくて済む。その結果、変速走行中にエンジン１の出力のうち、回生側のモータ６又は７から駆動側のモータ７又は６を経由して動力出力軸１１に伝達されるエネルギーを少なくできる。このため、エンジン１の出力が動力出力軸１１に伝達されるときのエネルギー損失を少なくして、該出力を高効率で動力出力軸１１に伝達することができ、車両のエネルギー効率を高めることができる。
【００５９】
また、変速機１０の高減速比回転伝達機構１５の減速比ｋ4と低減速比回転伝達機構１４の減速比ｋ3の比率（ｋ4／ｋ3）が基本減速比率αの２乗（べき乗）の値になるようにそれらの減速比ｋ3，ｋ4が設定されているので、各変速域における最小減速比と最大減速比との比率が全ての変速域において同じになる。そして、さらに、本実施形態では、エンジン１から各モータ６，７への減速比を同じにしている。このため、各変速域で各モータ６，７に発生させる必要があるトルクの最大値が均等になる。その結果、モータ６，７の容量を必要最低限の容量に抑えることができ、該モータ６，７として比較的小型なモータを使用することができる。
【００６０】
次に本発明の第２実施形態を図６および図７を参照して説明する。図６は本実施形態の動力伝達装置を含むハイブリッド車両の全体構成を模式的に示すシステム構成図であり、４１はエンジン、４２，４２は車両の駆動輪、４３は動力伝達装置である。
【００６１】
本実施形態の動力伝達装置４３は、第１動力分配器４４、第２動力分配器４５、第１モータ４６、第２モータ４７、クラッチ４８、２つの変速機４９，５０、および動力出力軸５１を主要な機構的要素として備えている。動力出力軸５１は、エンジン４１の出力軸４１ａに同軸心に連結されて該出力軸４１ａと一体に回転する動力入力軸５２に外挿され、該動力入力軸５２に対して相対回転自在に設けられている。そして、該動力出力軸５１は、これと一体に回転自在に設けられたギヤ５３ａと、このギヤ５３ａに噛合するアイドルギヤ５４と、このアイドルギヤ５４と一体に回転自在に設けられたアイドルギヤ５５と、このアイドルギヤ５５と噛合する差動歯車装置５６（差動傘歯車装置）とを介して駆動輪４２，４２に連接され、駆動輪４２，４２と連動して回転可能とされている。なお、図中の一点鎖線は、ギヤ５３ａとアイドルギヤ５４とが噛合していることを表している。また、前記ギヤ５３ａは、詳細を後述する変速機４９，５０の構成要素をなすものである。
【００６２】
第１動力分配器４４は、前記第１実施形態の第１動力分配器４と同様、シングルピニオン型の遊星歯車装置から構成されており、入力軸としてのリングギヤ４４ｒと、第２出力軸としてのサンギヤ４４ｓと、該サンギヤ４４ｓの周囲に間隔を存して配置された複数のピニオンギヤ４４ｒと、これらのピニオンギヤ４ｒを軸支する第１出力軸としてのキャリア４４ｃとを備えている。サンギヤ４４ｓは、第１モータ４６の回転軸４６ａに同軸心に連結されて、該回転軸４６ａと一体に回転自在に設けられている。
【００６３】
また、第２動力分配器４５は、前記第１実施形態の第２動力分配器５と同様、ダブルピニオン型の遊星歯車装置から構成されており、入力軸としてのリングギヤ４５ｒと、第２出力軸としてのサンギヤ４５ｓと、該サンギヤ４５ｓの周囲に間隔を存して配置された複数のピニオンギヤ対４５ｐ（互いに噛合するピニオンギヤ４４pr，４４psの対）と、これらのピニオンギヤ対４５ｐのそれぞれのピニオンギヤ４４pr，４４psを軸支する第１出力軸としてのキャリア４５ｃとを備えている。サンギヤ４５ｓは、第２モータ４７の回転軸４７ａに同軸心に連結されて、該回転軸４７ａと一体に回転自在に設けられている。
【００６４】
前記動力入力軸５２は、これと一体に回転自在に設けられたギヤ５７ａと、このギヤ５７に噛合するギヤ５７ｂとを介して前記クラッチ４８の入力部４８ａに連接されている。クラッチ４８は例えば摩擦板式のものであり、ギヤ５７ｂは、このクラッチ４８の入力部４８ａに一体に回転自在に連結されている。また、ギヤ５７ｂとクラッチ４８とは、第１モータ４６と反対側で第１動力分配器４４のサンギヤ４４ｓと同軸心に配置され、クラッチ４８の出力部４８ｂが第１動力分配器４４のリングギヤ４４ｒに一体に回転自在に連結されている。これにより、クラッチ４８の接続状態において、エンジン４１の出力軸４１ａの回転が動力入力軸５２、ギヤ５７ａ、ギヤ５７ｂ、クラッチ４８を順に介して第１動力分配器４４のリングギヤ４４ｒに伝達される。
【００６５】
動力入力軸５２上のギヤ５７ａには、前記ギヤ５７ｂのほか、第２動力分配器４５のリングギヤ４５ｒに一体に回転自在に連結されたギヤ５７ｃが噛合されている。これにより、エンジン４１の出力軸４１ａの回転が動力入力軸５２、ギヤ５７ａ、ギヤ５７ｃを順に介して第２動力分配器４５のリングギヤ４５ｒに伝達されるようになっている。
【００６６】
なお、第２動力分配器４５のキャリア４５ｃの軸部４５caが、ギヤ５７ｃ側に（第２モータ４７と反対側で、第１動力分配器４４のキャリア４４ｃの軸部４４caと同じ側）延設されて、該ギヤ５７ｃの軸心を貫通し、該ギヤ５７ｃに対して相対回転自在に設けられている。
【００６７】
ここで、各動力分配器４４，４５および各モータ４５，４６と動力入力軸５２との位置関係を図７に示す。図７は図６のＡ矢視図である。図７に示すように、第１動力分配器４４および第１モータ４６の軸心Ｃ１と、第２動力分配器４５および第２モータ４７の軸心Ｃ２とは、動力入力軸５２の軸心Ｃ０に対して軸対称の位置関係になるように設けられている。なお、軸心Ｃ１と軸心Ｃ０との距離と、軸心Ｃ２と軸心Ｃ０との距離とは同一なるので、前記ギヤ５７ｂ，５７ｃ（図７では図示省略）の径、ひいては歯数も同一となる。このため、本実施形態では、エンジン４１の出力軸４１ａから第１動力分配器４４の入力軸たるリングギヤ４４ｒまでの回転伝達系の減速比と、エンジン４１の出力軸４１ａから第２動力分配器４５ｒの入力軸たるリングギヤ４５ｒまでの回転伝達系の減速比とは同一とされている。
【００６８】
図６の説明に戻って、前記クラッチ４８およびギヤ５７ｂの軸心を貫通して設けられた第１動力分配器４４のキャリア４４ｃの軸部４４caは、前記変速機４９を介して動力出力軸５１に連接されている。変速機４９は、キャリア４４ｃから動力出力軸５１への回転伝達の減速比を複数段（本実施形態では２段）に変更可能なものであり、その各段の減速比の回転伝達をそれぞれ担う回転伝達機構５８，５９を備えている。なお、回転伝達機構５８の減速比は、回転伝達機構５９の減速比よりも小さいものとされており、以下の説明では、回転伝達機構５８，５９をそれぞれ低減速比回転伝達機構５８、高減速比回転伝達機構５９という。
【００６９】
これらの回転伝達機構５８，５９のうち、低減速比回転伝達機構５８は、前記動力出力軸５１上のギヤ５３ａと、このギヤ５３ａに噛合してキャリア４４ｃと同軸心に設けられたギヤ５３ｂとから構成されている。ギヤ５３ｂはキャリア４４ｃの軸部４４caに支承されて該軸部４４caに対して相対回転自在に設けられている。また、高減速比回転伝達機構５９は、動力出力軸５１と一体に回転自在に設けられたギヤ６０ａと、このギヤ６０ａに噛合してキャリア４４ｃと同軸心に設けられたギヤ６０ｂとから構成されている。そして、ギヤ５３ｂとキャリア４４ｃの軸部４４caとの間の回転伝達の切断／接続、並びにギヤ６０ｂとキャリア４４ｃの軸部４４caとの間の回転伝達の切断／接続を行うためのクラッチ６１が両回転伝達機構５８，５９の間に設けられている。このクラッチ６１は、ギヤ５３ｂ，６０ｂの間でキャリア４４ｃの軸部４４caの軸心方向に移動自在なものであり、その移動によって、ギヤ５３ｂ，６０ｂの間でキャリア４４ｃの軸部４４caに固定された部材６２とギヤ５３ｂとをスプライン結合により一体に回転可能に接続してギヤ５３ｂとキャリア４４ｃとを一体に回転可能とする状態と、部材６２とギヤ６０ｂとをスプライン結合により一体に回転可能に接続してギヤ６０ｂとキャリア４４ｃとを一体に回転可能とする状態と、部材６２をいずれのギヤ５３ｂ，６０ｂからも切り離して、キャリア４４ｃと両ギヤ５３ｂ，６０ｂとの間の回転伝達を遮断する状態（キャリア４４ｃと動力出力軸５１との間の回転伝達を遮断する状態）とに動作可能とされている。
【００７０】
従って、変速機４９では、クラッチ６１によりギヤ６０ｂと部材６２とを接続したとき、キャリア４４ｃから動力出力軸５１への回転伝達は、高減速比回転伝達機構５９を介して行われることとなり、その回転伝達の減速比は、高減速比回転伝達機構５９の減速比となる。また、クラッチ６１によりギヤ５３ｂと部材６２とを接続したとき、キャリア４４ｃから動力出力軸５１への回転伝達は、低減速比回転伝達機構５８を介して行われることとなり、その回転伝達の減速比は、低減速比回転伝達機構５８の減速比となる。
【００７１】
一方、前記ギヤ５７ｃの軸心を貫通して設けられた第２動力分配器４５のキャリア４５ｃの軸部４５caは、前記変速機５０を介して動力出力軸５１に連接されている。変速機５０は、キャリア４５ｃから動力出力軸５１への回転伝達の減速比を複数段（本実施形態では２段）に変更可能なものであり、その各段の減速比の回転伝達をそれぞれ担う回転伝達機構６３，６４を備えている。なお、回転伝達機構６３の減速比は、回転伝達機構６４の減速比よりも小さいものとされており、以下の説明では、回転伝達機構６３，６４をそれぞれ低減速比回転伝達機構６３、高減速比回転伝達機構６４という。
【００７２】
これらの回転伝達機構６３，６４のうち、低減速比回転伝達機構６３は、前記動力出力軸５１上のギヤ５３ａと、このギヤ５３ａに噛合してキャリア４５ｃと同軸心に設けられたギヤ５３ｃとから構成されている。ギヤ５３ｃはキャリア４５ｃの軸部４５caに支承されて該軸部４５caに対して相対回転自在に設けられている。また、高減速比回転伝達機構６４は、前記動力出力軸５１上のギヤ６０ａと、このギヤ６０ａに噛合してキャリア４５ｃと同軸心に設けられたギヤ６０ｃとから構成されている。そして、ギヤ５３ｃとキャリア４５ｃの軸部４５caとの間の回転伝達の切断／接続、並びにギヤ６０ｃとキャリア４５ｃの軸部４５caとの間の回転伝達の切断／接続を行うためのクラッチ６５が両回転伝達機構６３，６４の間に設けられている。このクラッチ６５は、前記変速機４９のクラッチ６１と同様に、ギヤ５３ｃ，６０ｃの間でキャリア４５ｃの軸部４５caに固定された部材６６とギヤ５３ｃとをスプライン結合により一体に回転可能に接続してギヤ５３ｃとキャリア４５ｃとを一体に回転可能とする状態と、部材６６とギヤ６０ｃとをスプライン結合により一体に回転可能に接続してギヤ６０ｃとキャリア４５ｃとを一体に回転可能とする状態と、部材６６をいずれのギヤ５３ｃ，６０ｃからも切り離して、キャリア４５ｃと両ギヤ５３ｃ，６０ｃとの間の回転伝達を遮断する状態（キャリア４５ｃと動力出力軸５１との間の回転伝達を遮断する状態）とに動作可能とされている。
【００７３】
従って、変速機５０では、クラッチ６５によりギヤ６０ｃと部材６６とを接続したとき、キャリア４５ｃから動力出力軸５１への回転伝達は、高減速比回転伝達機構６４を介して行われることとなり、その回転伝達の減速比は、高減速比回転伝達機構６４の減速比となる。また、クラッチ６５によりギヤ５３ｃと部材６６とを接続したとき、キャリア４５ｃから動力出力軸５１への回転伝達は、低減速比回転伝達機構６３を介して行われることとなり、その回転伝達の減速比は、低減速比回転伝達機構６３の減速比となる。
【００７４】
なお、前記変速機４９，５０のギヤ５３ａ〜５３ｃ、６０ａ〜６０ｃは本発明における回転部材に相当するものである。また、クラッチ６１，６５はスプライン結合を用いるものの他、ドグクラッチや摩擦式のクラッチであってもよい。さらに、各変速機４９，５０の回転伝達機構は例えばスプロケットとチェーンとにより回転伝達を行うものでもよい。
【００７５】
ここで、本実施形態では、前述したように第１動力分配器４４のサンギヤ４４ｓの軸心と、第２動力分配器４５のサンギヤ４５ｓの軸心とは、動力入力軸５２の軸心（＝動力出力軸５１の軸心）に対して軸対称の位置関係にあるので、第１動力分配器４４のキャリア４４ｃの軸心と、第２動力分配器４５のキャリア４５ｃの軸心とは、動力出力軸５１の軸心に対して軸対称の位置関係にある。また、変速機４９の低減速比回転伝達機構５８と、変速機５０の低減速回転伝達機構６３とは、動力出力軸５１上のギヤ５３ａを共用して構成されている。同様に、変速機４９の高減速比回転伝達機構５９と、変速機５０の高減速比回転伝達機構６４とは、動力出力軸５１上のギヤ６０ａを共用して構成されている。従って、変速機４９の低減速比回転伝達機構５８のギヤ５３ｂと、変速機５０の低減速比回転伝達機構６３のギヤ５３ｃとは同一径（同一歯数）となる。このため、両変速機４９，５０の低減速比回転伝達機構５８，６３の減速比は互いに同一である。同様に、両変速機４９，５０の高減速比回転伝達機構５９，６４の減速比も互いに同一である。
【００７６】
なお、図６において、６７，６８はそれぞれ前記第１実施形態のワンウェイクラッチ２１、係止機構２２と同様に、第１動力分配器４４のリングギヤ４４ｒの回転を適宜阻止するためのワンウェイクラッチ、係止機構である。また、６９，７０はそれぞれ前記第１実施形態のワンウェイクラッチ２３、係止機構２４と同様に、第２動力分配器４５のキャリア４５ｃの回転を適宜阻止するためのワンウェイクラッチ、係止機構である。
【００７７】
ここで、本実施形態の動力伝達装置４３の回転伝達系の減速比について説明する。前記第１実施形態で説明した表１と同様に、エンジン４１の出力軸４１ａから第１動力分配器４４の入力軸たるリングギヤ４４ｒまでの回転伝達系の減速比をｋ1、エンジン４１の出力軸４１ａから第２動力分配器４５の入力軸たるリングギヤ４５ｒまでの回転伝達系の減速比をｋ2、第１動力分配器４４のリングギヤ４４ｒからサンギヤ４４ｓまでの減速比をｋm、第２動力分配器４５のリングギヤ４５ｒからサンギヤ４５ｓまでの減速比をｋpとおく。また、両変速機４９，５０の低減速比回転伝達機構５８，６３の減速比（ギヤ５３ｂ又は５３ｃに対するギヤ５３ａのギヤ比（歯数比））をｋ3、両変速機４９，５０の高減速比回転伝達機構５９，６４の減速比（ギヤ６０ｂ又は６０ｃに対するギヤ６０ａのギヤ比（歯数比））をｋ4（＞k3）とおく。このとき、エンジン４１の出力軸４１ａから各モータ４６，４７までの減速比は前記表１に示されているとおり、それぞれｋ1・ｋm、ｋ2・ｋpとなる。そして、これらの減速比ｋ1・ｋm、ｋ2・ｋpは互いに等しい値に設定されている。この場合、本実施形態の構成の動力伝達装置４３ではｋ1＝ｋ2であるので、ｋm＝ｋpとされている。
【００７８】
また、エンジン４１の出力軸４１ａから第１動力分配器４４を経由して動力出力軸５１に至る回転伝達系（第１回転伝達系）の減速比は、変速機４９の減速比の切換えによって、表１に示したとおり、ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3又はｋ1・（１＋ｋm）・ｋ4となる。同様に、エンジン４１の出力軸４１ａから第２動力分配器４５を経由して動力出力軸５１に至る回転伝達系（第２回転伝達系）の減速比は、変速機５０の減速比の切換えによって、表１に示したとおり、ｋ2・（１−ｋp）・ｋ3又はｋ2・（１−ｋp）・ｋ4となる。そして、これらの４種類の減速比が等比数列状の値になるように、ｋ4＝α2・ｋ3とされている。ここで、αは、前記第１実施形態で説明したものと同様、エンジン４１の出力軸４１ａから第１動力分配器４４のキャリア４４ｃまでの減速比とエンジン４１の出力軸４１ａから第２動力分配器４５のキャリア４５ｃまでの減速比との比率（基本減速比率）である。本実施形態では、ｋ1＝ｋ2であるので、α＝（１＋ｋm）／（１−ｋp）である。上記のようにｋ4＝α2・ｋ3となるように変速機４９，５０の減速比ｋ3、ｋ4の値を設定しておくことで、減速比ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3、ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ4、ｋ2・（１−ｋp）・ｋ3、ｋ2・（１−ｋp）・ｋ4を小さいものから順に並べたとき、それらの値は、前記第１実施形態と同様、α倍づつ、値が異なる等比数列状のものとなる。以下、減速比ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3、ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ4、ｋ2・（１−ｋp）・ｋ3、ｋ2・（１−ｋp）・ｋ4を、前記第１実施形態と同様、大きい値のものから順番に第１減速比Ｒ１（＝ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ4）、第２減速比Ｒ２（＝ｋ2・（１−ｋp）・ｋ4）、第３減速比Ｒ３（＝ｋ1・（１＋ｋm）・ｋ3）、第４減速比Ｒ４（＝ｋ2・（１−ｋp）・ｋ3）と称する。
【００７９】
かかる本実施形態の動力伝達装置４３を備えたハイブリッド車両の変速走行時の制御は、変速機４９，５０の動作制御以外は、前記第１実施形態と同じであり、図示を省略する制御装置により行われる。なお、第１実施形態で説明した図２の制御系と同様に、各モータ４６，４７の制御はモータ駆動回路を介して行われ、また、各クラッチ４８，６１，６５および各係止機構６８，７０の動作制御はそれぞれアクチュエータを介して行われる。
【００８０】
この場合、車両の変速走行において、第１減速比Ｒ１と第２減速比Ｒ２との間の第１変速域では、変速機４９のクラッチ６１が高減速比回転伝達機構５９のギヤ６０ｂを部材６２に接続する状態に制御されると共に、変速機５０のクラッチ６５が高減速比回転伝達機構６４のギヤ６０ｃを部材６６に接続する状態に制御される。このとき、エンジン１の出力トルクのうち、第１動力分配器４４に分配されるトルクは、第１動力分配器４４のキャリア４４ｃから変速機４９の高減速比回転伝達機構５９を介して動力出力軸５１に伝達され、第２動力分配器４５に分配されるトルクは、第２動力分配器４５のキャリア４５ｃから変速機５０の高減速比回転伝達機構６４を介して伝達される。
【００８１】
また、第２減速比と第３減速比との間の第２変速域では、変速機４９のクラッチ６１が低減速比回転伝達機構５８のギヤ５３ｂを部材６２に接続する状態に制御されると共に、変速機５０のクラッチ６５が高減速比回転伝達機構６４のギヤ６０ｃを部材６６に接続する状態に制御される。このとき、エンジン１の出力トルクのうち、第１動力分配器４４に分配されるトルクは、第１動力分配器４４のキャリア４４ｃから変速機４９の低減速比回転伝達機構５８を介して動力出力軸５１に伝達され、第２動力分配器４５に分配されるトルクは、第１変速域の場合と同じ経路で動力出力軸５１に伝達される。
【００８２】
また、第３減速比と第４減速比と間の第３変速域では、変速機４９のクラッチ６１が低減速比回転伝達機構５８のギヤ５３ｂを部材６２に接続する状態に制御されると共に、変速機５０のクラッチ６５が低減速比回転伝達機構６３のギヤ５３ｃを部材６６に接続する状態に制御される。このとき、エンジン１の出力トルクのうち、第１動力分配器４４に分配されるトルクは、第２変速域の場合と同じ経路で動力出力軸５１に伝達され、第２動力分配器４５に分配されるトルクは、第２動力分配器４５のキャリア４５ｃから変速機５０の低減速比回転伝達機構６３を介して動力出力軸５１に伝達される。以上説明した以外の作動（エンジン４１や各モータ４６，４７の制御）は第１実施形態と同一である。
【００８３】
かかる本実施形態の動力伝達装置４３では、エンジン４１から第１動力分配器４４のキャリア４４ｃまでの減速比と、エンジン４１から第２動力分配器４５のキャリア４５ｃまでの減速比とを異なるものとしているため、前記第１実施形態と同様に、変速機４９，５０の構成要素を共用しつつ複数の変速域（第１〜第３変速域）で車両の変速走行を行うことができる。このため、動力伝達装置３の構成を小型なものとしつつ、幅広い変速域で車両の変速走行を行うことができ、ひいては、エンジン１の運転をできるだけ効率のよい動作点で運転させ、且つ、車両の走行性能を確保しながら、車両を走行させることができる。また、変速機４９の２種類の減速比と、変速機５０の２種類の減速比とは同一でよいので、変速機４９，５０で同じ部品を使用することができる。また、複数の変速域を構成できることから、前記第１実施形態と同様に、各変速域でのエンジン４１から動力出力軸５１への最小減速比と最大減速比との比率を大きくしなくて済み、エンジン４１の出力が動力出力軸５１に伝達されるときのエネルギー損失を少なくして、該出力を高効率で動力出力軸５１に伝達することができ、車両のエネルギー効率を高めることができる。
【００８４】
また、各変速機４９，５０の高減速比回転伝達機構５９，６４の減速比ｋ4と低減速比回転伝達機構５８，６３の減速比ｋ3の比率（ｋ4／ｋ3）が基本減速比率αの２乗（べき乗）の値になるようにそれらの減速比ｋ3，ｋ4が設定されていると共に、エンジン４１から各モータ４６，４７への減速比を同じにしているので、前記第１実施形態と同様、各変速域で各モータ４６，４７の容量を必要最低限の容量の抑えることができ、該モータ４６，４７として比較的小型なモータを使用することができる。
【００８５】
さらに、本実施形態では、前記図７に示したように、第１動力分配器４４および第１モータ４６の軸心Ｃ１と、第２動力分配器４５および第２モータ４７の軸心Ｃ２とは、動力入力軸５２の軸心Ｃ０（＝動力出力軸５１の軸心）に対して軸対称の位置関係になるように設けられているので、各モータ４６，４７の軸心と動力入力軸５２の軸心Ｃ０との距離を同一にしつつ、第１モータ４６と第モータ４７とを可能な限り近接配置することができ、その結果、動力伝達装置４３を小型に構成できる。
【００８６】
なお、以上説明した各実施形態では、エンジンから各動力分配器のキャリアまでの減速比は、第１動力分配器側を第２動力分配器側よりも大きくしたが、これと逆に第２動力分配器側を第１動力分配器側よりも大きくしてもよい。この場合には、例えば第２動力分配器をシングルピニオン型の遊星歯車装置で構成し、第１動力分配器をダブルピニオン型の遊星歯車装置で構成すればよい。
【００８７】
また、前記第１実施形態では、第２実施形態のものと同様に、各動力分配器のキャリア側（第１出力軸側）にそれぞれ変速機を備えるようにしてもよい。また、逆に、第２実施形態において、第１実施形態のものと同様に、いずれか一方の動力分配器側にのみ変速機を備えるようにしてもよい。
【００８８】
また、前記各実施形態では、変速機の低減速比回転伝達機構と高減速比回転伝達機構との減速比の比率を前記基本減速比率αのべき乗（２乗）にして、各変速域での両端の減速比の比率を同じにし、モータの容量低減を図るようにした。但し、車両の常用的な走行領域（エンジンから動力出力軸への減速比が低減速比よりの変速域の走行）で、エンジンから動力出力軸へのエネルギーの伝達効率を重視する場合には、低減速比側の変速域での両端の減速比の比率（＞１）を高減速比側の変速域での両端の減速比の比率（１＞）よりも小さくするようにすることも可能である。この場合には、基本減速比率αを小さめに設定すると共に、変速機の低減速比回転伝達機構と高減速比回転伝達機構との減速比の比率を基本減速比率αのべき乗（２乗）よりも大きくすればよい。但し、このようにした場合には、高減速比側の変速域では、その両端の減速比の比率が大きくなるため、エンジンの出力のうち、モータを通過するエネルギーが多くなって、動力出力軸への伝達効率が低下すると共に、モータの必要容量が増加してしまう。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の動力伝達装置の第１実施形態を備えるハイブリッド車両の全体構成を模式的に示すシステム構成図。
【図２】第１実施形態の動力伝達装置の制御システムを示すブロック図。
【図３】第１実施形態の動力伝達装置の作動を説明するための図。
【図４】第１実施形態の動力伝達装置の作動を説明するための図。
【図５】第１実施形態の動力伝達装置の作動を説明するための図。
【図６】本発明の動力伝達装置の第２実施形態を備えるハイブリッド車両の全体構成を模式的に示すシステム構成図。
【図７】図６のＡ矢視での動力入力軸とモータとの位置関係を示す図。
【符号の説明】
１，４１…エンジン、２，４２…駆動輪、３，４３…動力伝達装置、４，４４…第１動力分配器（遊星歯車装置）、５，４５…第２動力分配器（遊星歯車装置）、４ｒ，５ｒ，４４ｒ，４５ｒ…リングギヤ（入力軸）、４ｃ，５ｃ，４４ｃ，４５ｃ…キャリア（第１出力軸）、４ｓ，５ｓ，４４ｓ，４５ｓ…サンギヤ（第２出力軸）、４ｐ，４４ｐ…プラネタリギヤ、５ｐ，４５ｐ…プラネタリギヤ対、６，４６…第１モータ、７，４７…第２モータ、１０，４９，５０…変速機、１１，５１…動力出力軸、５２…動力入力軸、１５，１４，５８，５９，６３，６４…回転伝達機構、１４ａ，１４ｂ，１５ａ，１５ｂ，５３ａ，５３ｂ，５３ｃ，６０ａ，６０ｂ，６０ｃ…ギヤ（回転部材）、２０，１５ｂ…ギヤ（第２動力分配器側回転伝達手段）。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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