(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、
前記第１モータおよび第２モータのうち、前記減速比が小さい側の回転伝達系の動力分配器の第２出力軸にトルクを付与する低減速比側モータの回転軸の回転を阻止する制動状態と該回転軸を回転自在とする開放状態とに動作可能な回転規制手段を備え、
前記両回転伝達系の減速比の間の減速比でエンジンと動力出力軸との間の変速を行いつつ該エンジンの出力により車両の走行を行う変速走行中に、前記エンジンが非作動状態になった場合に、前記回転規制手段を制動状態に動作させて前記低減速比側モータの回転軸の回転を阻止するようにし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】
前記回転規制手段は、前記変速走行中における前記低減速比側モータの回転軸の回転方向から該低減速比側モータの回転軸が逆方向に回転するのを阻止するワンウェイクラッチにより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】
前記両回転伝達系のうちの少なくとも１つの回転伝達系に、該回転伝達系の減速比を複数段に変更可能な変速機が設けられると共に、該変速機による減速比の変更によって、前記第１動力分配器側の回転伝達系の減速比が第２動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも大きくなる状態と、第２動力分配器側の回転伝達系の減速比が第１動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも大きくなる状態とを有し、前記回転規制手段は、各モータ毎に備えら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４】
前記第１モータに対応する回転規制手段は、前記第１動力分配器側の回転伝達系の減速比が第２動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも小さい状態での前記変速走行中における該第１モータの回転方向から該第１モータが逆方向に回転するのを阻止する第１ワンウェイクラッチと、前記第１動力分配器側の回転伝達系の減速比が第２動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも大きい状態での前記変速走行中における該第１ワンウェイクラッチの回転阻止機能を停止させる第１ワンウェイクラッチＯＦＦ手段とを備え、
前記第２モータに対応する回転規制手段は、前記第２動力分配器側の回転伝達系の減速比が第１動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも小さい状態での前記変速走行中における該第２モータの回転方向から該第２モータが逆方向に回転するのを阻止する第２ワンウェイクラッチと、前記第２動力分配器側の回転伝達系の減速比が第１動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも大きい状態での前記変速走行中における該第２ワンウェイクラッチの回転阻止機能を停止させる第２ワンウェイクラッチＯＦＦ手段とを備え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。
【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高減速比、小さい方の減速比を低減速比という。
【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、前記低減速比と高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。以下、この変速走行をＣＶＴ走行ということがある。
【０００５】
ところで、前記特許文献１のハイブリッド車両では、上記ＣＶＴ走行中に、何らかの原因でエンジンが非作動状態になる（エンジンが出力を発生しない状態）になると、エンジンの回転数は０まで低下する。そして、このとき、特に高減速比側のモータの回転軸の回転速度は大きい減速比と車速との積に比例するものとなるので、特に高車速域では、該モータの回転軸の回転速度が高速となる。従って、高減速比側のモータは、ＣＶＴ走行中の常用回転速度域よりも高速回転に対する耐久性が要求される。また、エンジンが非作動状態になったときに、上記の如く高減速比側のモータの回転軸の回転速度が高速回転になることから、該モータの駆動回路（モータドライバ回路）もその通電容量をＣＶＴ走行中の常用域よりもの十分に大きい容量に確保しておかなければならない。その結果、該モータやその駆動回路の構成が大型化しやすく、ひいては動力伝達装置の小型化を図る妨げとなっていた。
【０００６】
【特許文献１】
特開平１１−３０１２９１号公報
【０００７】
【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、変速走行（ＣＶＴ走行）中にエンジンが非作動状態になってもモータの回転速度が過剰に高速になるのを簡単な構成で防止することができ、ひいては、動力伝達装置の小型化を図ることができるハイブリッド車両の動力伝達装置を提供することを目的とする。
【０００８】
【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、前記第１モータおよび第２モータのうち、前記減速比が小さい側の回転伝達系の動力分配器の第２出力軸にトルクを付与する低減速比側モータの回転軸の回転を阻止する制動状態と該回転軸を回転自在とする開放状態とに動作可能な回転規制手段を備え、前記両回転伝達系の減速比の間の減速比でエンジンと動力出力軸との間の変速を行いつつ該エンジンの出力により車両の走行を行う変速走行中に、前記エンジンが非作動状態になった場合に、前記回転規制手段を制動状態に動作させて前記低減速比側モータの回転軸の回転を阻止するようにしたことを特徴とする。なお、エンジンの非作動状態は、エンジンの燃料供給の不調などによってエンジンが出力を発生できない状態である。
【０００９】
かかる第１発明では、前記変速走行中にエンジンが非作動状態になると、第１および第２モータのうち、減速比が小さい側の回転伝達系の動力分配器の第２出力軸にトルクを付与する低減速比側モータの回転軸の回転が回転規制手段により阻止される。このため、エンジンの回転数（エンジンの出力軸の回転速度）が車速に応じた回転数までしか低下しないようになる。その結果、減速比が大きい側の回転伝達系の動力分配器の第２出力軸にトルクを付与するモータ（高減速比側モータ）の回転軸が過剰に高速回転になるのが防止される。従って、第１発明によれば、変速走行中にエンジンが非作動状態になってもモータの回転速度が過剰に高速になるのを防止することができ、ひいては、モータやその駆動回路の容量を必要最低限に収めて動力伝達装置の小型化を図ることができる。
【００１０】
上記第１発明では、前記回転規制手段は、前記変速走行中における前記低減速比側モータの回転軸の回転方向から該低減速比側モータの回転軸が逆方向に回転するのを阻止するワンウェイクラッチにより構成されていることが好適である（第２発明）。
【００１１】
すなわち、前記回転規制手段が仮に無いとした場合には、変速走行中にエンジンが非作動状態になると、エンジンの回転数が０まで低下するが、このとき、低減速比側モータの回転軸の回転方向は、変速走行中と逆方向になる。換言すれば、低減速比側モータの回転軸の回転方向が逆転することで、エンジンの回転数が０まで低下するようになる。そこで、第２発明では、低減速比側モータの回転軸の上記の逆転をワンウェイクラッチにより阻止する。これにより、エンジンが非作動状態になったときの低減速比側モータの回転軸の回転（逆転）の阻止をワンウェイクラッチによる簡単な構成で確実に行うことができる。また、この場合、ワンウェイクラッチの制御をする必要が無いことから、エンジンが非作動状態となって低減速比側モータの回転軸が変速走行中の回転方向から逆転しようとした時に、ワンウェイクラッチにより遅れを生じることなく自動的に低減速比側モータの回転軸の回転（逆転）を阻止することができる。その結果、高減速比側モータの回転軸の回転速度が高速回転になるのを確実に防止できる。
【００１２】
前記第１発明では、前記各回転伝達系の減速比をそれぞれ一定値（固定値）として動力伝達装置を構成した場合には、それらの２つの減速比の間の唯一の変速域（エンジンと動力出力軸との間の減速比として採り得る値の範囲）でのみ、車両の変速走行を行うことができる。一方、前記両回転伝達系のうちの少なくとも１つの回転伝達系に、該回転伝達系の減速比を複数段に変更可能な変速機を設けることで、複数種類の変速域での変速走行が可能となる。この場合、動力伝達装置のエネルギー効率を高める上では基本的には各変速域は互いに重複しないものであることが好ましい。そして、その場合、動力伝達装置は、変速機による減速比の変更によって、前記第１動力分配器側の回転伝達系の減速比が第２動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも大きくなる状態と、第２動力分配器側の回転伝達系の減速比が第１動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも大きくなる状態とを有することとなる。このように変速機を有する動力伝達装置では、前記回転規制手段は、各モータ毎に備えられていることが好ましい（第３発明）。
【００１３】
すなわち、この第３発明の動力伝達装置では、前記第１動力分配器側の回転伝達系の減速比が第２動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも大きくなる状態では、前記第２モータが低減速比側モータに相当するものとなる。従って、エンジンが非作動状態になったときに、この第２モータに対応する回転規制手段によって、該第２モータの回転軸の回転を阻止することで、高減速比側の第１モータの回転軸の回転速度が過剰に高速になるのを防止できる。また、上記と逆に、前記第２動力分配器側の回転伝達系の減速比が第１動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも大きくなる状態では、前記第１モータが低減速比側モータに相当するものとなる。従って、エンジンが非作動状態になったときに、この第１モータに対応する回転規制手段によって、該第１モータの回転軸の回転を阻止することで、高減速比側の第２モータの回転軸の回転速度が過剰に高速になるのを防止できる。
【００１４】
かかる第３発明では、各モータに対応する回転規制手段は、基本的には、前記第２発明と同様にワンウェイクラッチを用いて構成することが好ましいと考えられる。但し、第１動力分配器側の回転伝達系の減速比が第２動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも小さい状態での前記変速走行中に（第１モータが低減速比側モータに相当するものとなっている状態）、エンジンが非作動状態になったときに第１モータの回転軸の阻止すべき回転方向は、第２動力分配器側の回転伝達系の減速比が第１動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも小さい状態での変速走行中では、該第１モータの回転軸が回るべき回転方向となる。同様に、第２動力分配器側の回転伝達系の減速比が第１動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも小さい状態での前記変速走行中に（第２モータが低減速比側モータに相当するものとなっている状態）、エンジンが非作動状態になったときに第２モータの回転軸の阻止すべき回転方向は、第１動力分配器側の回転伝達系の減速比が第２動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも小さい状態での変速走行中では、該第２モータの回転軸が回るべき回転方向となる。
【００１５】
そこで、第３発明では、前記第１モータに対応する回転規制手段は、前記第１動力分配器側の回転伝達系の減速比が第２動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも小さい状態での前記変速走行中における該第１モータの回転方向から該第１モータが逆方向に回転するのを阻止する第１ワンウェイクラッチと、前記第１動力分配器側の回転伝達系の減速比が第２動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも大きい状態での前記変速走行中における該第１ワンウェイクラッチの回転阻止機能を停止させる第１ワンウェイクラッチＯＦＦ手段とを備え、前記第２モータに対応する回転規制手段は、前記第２動力分配器側の回転伝達系の減速比が第１動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも小さい状態での前記変速走行中における該第２モータの回転方向から該第２モータが逆方向に回転するのを阻止する第２ワンウェイクラッチと、前記第２動力分配器側の回転伝達系の減速比が第１動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも大きい状態での前記変速走行中における該第２ワンウェイクラッチの回転阻止機能を停止させる第２ワンウェイクラッチＯＦＦ手段とを備えることが好ましい（第４発明）。
【００１６】
これによれば、第１動力分配器側の回転伝達系の減速比が第２動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも小さい状態での前記変速走行中においては、高減速比側のモータである第２モータに対応する第２ワンワエイクラッチは、第２ワンウェイクラッチＯＦＦ手段によって回転阻止機能が停止しているので、該第２モータの回転軸は支障なく回転すべき方向に回転できる。なお、第１モータの回転軸は、第１ワンウェイクラッチが許容する回転方向に回転するので、該第１ワンウェイクラッチの回転阻止機能を停止する必要はない。そして、この変速走行中にエンジンが非作動状態になると、第１ワンウェイクラッチによって、低減速比側モータに相当する第１モータの回転軸の逆転が阻止されるので、前記第２発明と同様に、高減速比側モータである第２モータの回転軸が過剰に高速回転するのを、格別な制御を必要とすることなく自動的に防止できる。
【００１７】
また、第２動力分配器側の回転伝達系の減速比が第１動力分配器側の回転伝達系の減速比よりも小さい状態での前記変速走行中においては、高減速比側のモータである第１モータに対応する第１ワンワエイクラッチは、第１ワンウェイクラッチＯＦＦ手段によって回転阻止機能が停止しているので、該第１モータの回転軸は支障なく回転すべき方向に回転できる。なお、第２モータの回転軸は、第２ワンウェイクラッチが許容する回転方向に回転するので、該第２ワンウェイクラッチの回転阻止機能を停止する必要はない。そして、この変速走行中にエンジンが非作動状態になると、第２ワンウェイクラッチによって、低減速比側モータに相当する第２モータの回転軸の逆転が阻止されるので、高減速比側モータである第１モータの回転軸が過剰に高速回転するのを、格別な制御を必要とすることなく自動的に防止できる。
【００１８】
従って、第３発明によれば、複数種類の変速域のそれぞれにおいて、エンジンが非作動状態になったときに、ワンウェイクラッチを用いた簡単な構成で高減速比側のモータの回転軸が過剰に高速回転になるのを防止できる。ひいては、モータやその駆動回路の容量を必要最低限に収めて動力伝達装置の小型化を図ることができる。
【００１９】
【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および図２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。
【００２０】
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、回転規制手段１０，１１，１２および動力出力軸１３を主要な機構的要素として備えている。動力出力軸１３は、これと一体に回転自在に設けられたギヤ１４と、このギヤ１４に噛合する差動歯車装置１５（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。
【００２１】
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。この例では、いずれの動力分配器４，５もシングルピニオン型の遊星歯車装置により構成されている。すなわち、第１動力分配器４を構成する遊星歯車装置の構成の概要を代表的に説明すると、該遊星歯車装置は、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。第２動力分配器５を構成する遊星歯車装置も第１動力分配器４と同じ構成であり、リングギヤ５ｒ、サンギヤ５ｓ、ピニオンギヤ５ｐおよびキャリア５ｃを備えている。
【００２２】
エンジン１の出力軸１ａは、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。
【００２３】
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１出力軸としてのキャリア４ｃは、これと一体に回転自在に設けられたギヤ１６ａと、このギヤ１６ａに噛合して動力出力軸１３に一体に回転自在に設けられたギヤ１６ｂとからなる回転伝達機構１６を介して動力出力軸１３に連接されている。また、第１動力分配器４の第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。
【００２４】
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１７ｃと、クラッチ８の入力部８ａと一体に回転自在（エンジン１の出力軸１ａと一体に回転自在）に設けられたギヤ１７ａと、これらのギヤ１７ａ，１７ｃに噛合して回転自在に設けられたアイドルギヤ１７ｂとから構成された回転伝達機構１７を介してエンジン１の出力軸１ａに連接されている。そして、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１出力軸としてのキャリア５ｃは、クラッチ９の入力部９ａに連結されて該入力部９ａと一体に回転自在とされている。このクラッチ９の出力部９ｂは、これと一体に回転自在に設けられたギヤ１８ａと、このギヤ１８ａに噛合して動力出力軸１３に一体に回転自在に設けれられたギヤ１８ｂとからなる回転伝達機構１８を介して動力出力軸１３に連接されている。従って、クラッチ９の接続状態（入力部９ａおよび出力部９ｂを係合させて連結した状態）で、第２動力分配器５のキャリア５ｃと動力出力軸１３との間の回転伝達が可能とされ、クラッチ９の切断状態（入力部９ａおよび出力部９ｂを離反させた状態）では、その回転伝達が遮断される。また、第２動力分配器５の第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。
【００２５】
なお、前記クラッチ８，９の切断／接続動作は、後述する制御装置２５によりアクチュエータ（図１では図示省略）を介して制御される。
【００２６】
ここで、本実施形態では、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および回転伝達機構１６を経由して動力出力軸１３に至る回転伝達系の減速比（詳しくは、第１動力分配器４のサンギヤ４ｓの回転速度を０としたときの減速比）は、エンジン１の出力軸１ａから第２動力分配器５および回転伝達機構１８を経由して動力出力軸１３に至る回転伝達系の減速比（詳しくは、第２動力分配器５のサンギヤ５ｓの回転速度を０としたときの減速比）よりも大きいものに設定されている。より具体的には、本実施形態では、エンジン１の出力軸１ａから各動力分配器４，５のリングギヤ（入力軸）４ｒ，５ｒまでの減速比は両者とも同一（本実施形態では「１」）とされている。また、各動力分配器４，５のリングギヤ４ｒ，５ｒとサンギヤ４ｓ，５ｓとプラネタリギヤ４ｐ，５ｐとのギヤ比は、両動力分配器４，５について同一とされている。このとき、エンジン１から第１動力分配器４および回転伝達機構１６を経由して動力出力軸１３に至る回転伝達系（以下、第１分配器側回転伝達系という）の減速比と、エンジン１から第２動力分配器５および回転伝達機構１８を経由して動力出力軸１３に至る回転伝達系（以下、第２分配器側回転伝達系という）の減速比との比率は、回転伝達機構１６の減速比（ギヤ１６ａからギヤ１６ｂへの減速比）と回転伝達機構１８の減速比（ギヤ１８ａからギヤ１８ｂへの減速比）との比率と同じになる。従って、本実施形態では、回転伝達機構１６の減速比が、回転伝達機構１８の減速比よりも大きいものとされている。減速比は、入力側回転速度を出力側回転速度で除算したものであるから、回転伝達機構１６のギヤ１６ａに対するギヤ１６ｂのギヤ比（歯数比）が、回転伝達機構１８のギヤ１８ａに対するギヤ１８ｂのギヤ比（歯数比）よりも大きい値に設定されていることとなる。
【００２７】
なお、本実施形態では、上記の如く、回転伝達機構１６，１８の減速比を異ならせることで、第１および第２分配器側回転伝達系の減速比を異ならせるようにしたが、各動力分配器４，５のリングギヤ４ｒ，５ｒとサンギヤ４ｓ，５ｓとプラネタリギヤ４ｐ，５ｐとのギヤ比をそれぞれの動力分配器４，５で異ならせるようにしたり、あるいは、エンジン１から各動力分配器４，５の入力軸への減速比を互いに異なるようにしてもよい。以下の説明では、第１分配器側回転伝達系の減速比を第１減速比αと称し、第２分配器側回転伝達系の減速比を第２減速比β（＜α）という。第１減速比αと第２減速比βとは、それぞれ後述するＣＶＴ走行（変速走行）でエンジン１の出力軸１ａと動力出力軸１３との間で変速を行うときの最大減速比、最小減速比であり、それぞれ車両の一般的な変速装置のローギヤ、ハイギヤに相当するものである。
【００２８】
回転規制手段１０は、第１動力分配器４のリングギヤ４ｒの回転を適宜阻止するためのものであり、リングギヤ４ｒの所定の１方向の回転のみを阻止するワンウェイクラッチ１９と、このワンウェイクラッチ１９が許容する方向のリングギヤ４ｒの回転を阻止するための係止機構２０とを備えている。ワンウェイクラッチ１９は、図１中の矢印Ｙ２の方向のリングギヤ４ａの回転は許容するが、これと逆方向のリングギヤ４ａの回転は図示しないラッチ機構により阻止するものである。従って、ワンウェイクラッチ１９の動作状態は、リングギヤ４ｒが矢印Ｙ２の方向に回転しようとするときには、その回転を許容する開放状態となり、矢印Ｙ２の方向と逆方向に回転しようとするときには、その回転を阻止する制動状態となる。このワンウェイクラッチ１９が許容するリングギヤ４ａの回転方向Ｙ２は、エンジン１の運転を行いつつクラッチ８を接続状態に動作させたときに該エンジン１からの回転伝達によって該リングギヤ４ａが回るべき方向（エンジン１の出力軸１ａからリングギヤ４ａに伝達されるトルクの方向）であり、本実施形態ではエンジン１の出力軸１ａの回転方向（矢印Ｙ１）と同一である。
【００２９】
係止機構２０は、リングギヤ４ｒとの摩擦係合あるいは凹凸嵌合などにより該リングギヤ４ｒの回転を阻止するものであり、その動作は後述する制御装置２５によりアクチュエータ（図１では図示省略）を介して制御される。この場合、係止機構２０をリングギヤ４ｒに係合させることで、該係止機構２０の動作状態は、リングギヤ４ｒの回転をいずれの方向でも阻止する制動状態となる。そして、係止機構２０とリングギヤ４ｒとの係合を解除することで、該係止機構２０の動作状態は、リングギヤ４ｒの回転をいずれの方向でも許容する開放状態となる。但し、矢印Ｙ２の方向と逆方向のリングギヤ４ｒの回転は、該ワンウェエクラッチ１９により阻止されるので、係止機構２０は、矢印Ｙ２の方向のリングギヤ４ｒの回転を必要に応じて阻止するために用いられる。なお、後述するＣＶＴ走行では、ワンウェイクラッチ１９および係止機構２０の動作状態はいずれもリングギヤ４ｒの回転を許容する開放状態である。
【００３０】
回転規制手段１１は、第２動力分配器５のキャリア５ｃの回転を適宜阻止するためのものであり、キャリア５ｃの所定の１方向の回転のみを阻止するワンウェイクラッチ２１と、このワンウェイクラッチ２１が許容する方向のキャリア５ｃの回転を阻止するための係止機構２２とを備えている。これらのワンウェイクラッチ２１および係止機構２２の機構的な構造は、それぞれ前記回転規制手段１０のワンウェイクラッチ１９、係止機構２０と同様である。この場合、ワンウェイクラッチ２１の動作状態は、第２動力分配器５のキャリア５ｃが図１中の矢印Ｙ６の方向に回転しようとするとき、その回転を許容する開放状態となり、矢印Ｙ６の方向と逆方向に回転しようとするとき、その回転を阻止する制動状態となる。このワンウェイクラッチ２１が許容するキャリア５ｃの回転方向Ｙ６は、車両の前進走行を行いつつ、クラッチ９を接続状態に動作させたときに駆動輪２，２に連動して回転する動力出力軸１３とキャリア５ｃとの間の回転伝達によって該キャリア５ｃが回るべき方向である。
【００３１】
また、回転規制手段１１の係止機構２２は、それをキャリア５ｃに係合させることで該キャリア５ｃの回転を阻止する制動状態に動作し、その係合を解除することで該キャリア５ｃの回転を許容する開放状態に動作する。そして、この係止機構２２は、ワンウェイクラッチ２１が許容する矢印Ｙ６の方向と逆方向のキャリア５ｃの回転を阻止するために用いられる。
【００３２】
前記回転規制手段１２は、本発明における回転規制手段に相当するものであり、第２モータ７の駆動軸７ａ（第２動力分配器５のサンギヤ５ｓの回転軸）の所定の１方向の回転を阻止するためのワンウェイクラッチ２３により構成されている。このワンウェイクラッチ２３は、前記ワンウェイクラッチ１９，２１と同様、ラッチ機構などによ第２モータ７の駆動軸７ａの所定方向の回転を阻止するものである。この場合、ワンウェイクラッチ２３が許容する駆動軸７ａの回転方向は、図中の矢印Ｙ７の方向であり、この回転方向Ｙ７は、後述のＣＶＴ走行における第２動力分配器５のキャリア５ｃの回転方向Ｙ６と逆方向である。
【００３３】
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，係止機構２０，２２の動作制御は図２のブロック図に示す制御装置２５により行なわれる。なお、図２中の括弧付きの参照符号は、後述の第２実施形態に関するものである。制御装置２５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２５は、各モータ６，７とそれらの電源としての蓄電器２６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）２７，２８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２５は、各クラッチ８，９をそれぞれに対応して設けられたアクチュエータ２９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２５は、前記各係止機構２０，２２をそれぞれに対応して設けられたアクチュエータ３０を介して動作させる。なお、制御装置２５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。
【００３４】
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１３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（前進走行）させる場合、すなわち、変速走行（以下、ＣＶＴ走行という）を行う場合には、制御装置２５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２０，２２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。なお、クラッチ８を接続状態とすることで、第１動力分配器４のリングギヤ４ｒは、エンジン１の出力軸１ａと共に矢印Ｙ２の方向に回転するので、回転規制手段１０のワンウェイクラッチ１９は開放状態となる。また、クラッチ９を接続状態とすることで、第２動力分配器５のキャリア５ｃは、動力出力軸１３と連動して矢印Ｙ６の方向に回転するので、第２回転規制手段１１のワンウェイクラッチ２１も開放状態となる。
【００３５】
このようにクラッチ８，９および係止機構２０，２２を動作させた状態で、前記制御装置２５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２５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２５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１３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。
【００３６】
エンジン１の負荷トルクをＴｅ、動力出力軸１３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ｋ１、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ｋ２、第１モータ６の回転軸６ａから動力出力軸１３までの減速比をｋ３、第２モータ７の回転軸７ａから動力出力軸１３までの減速比をｋ４とおくと、定常状態では次式（１），（２）が成立する。
【００３７】
Ｔｅ＝（１／ｋ１）・Ｔ１＋（１／ｋ２）・Ｔ２    ……（１）
Ｔｖ＝ｋ３・Ｔ１＋ｋ４・Ｔ２                    ……（２）
【００３８】
ここで、本実施形態の構成の動力伝達装置３では、上記減速比ｋ１，ｋ２，ｋ３，ｋ４のうち、減速比ｋ１，ｋ２は、各動力分配器４，５におけるリングギヤ４ｒ，５ｒとサンギヤ４ｓ，５ｓとのギヤ比により定まる定数であり、減速比ｋ３，ｋ４は、各動力分配器４，５におけるリングギヤ４ｒ，５ｒとサンギヤ４ｓ，５ｓとのギヤ比と各回転伝達機構１６，１８のギヤ比とによって定まる定数である。より具体的には、各動力分配器４，５におけるリングギヤ４ｒ，５ｒに対するサンギヤ４ｓ，５ｓのギヤ比（ギヤの歯数比）をａ（本実施形態ではこれは両動力分配器４，５について同一である）、回転伝達機構１６のギヤ１６ａに対するギヤ１６ｂのギヤ比（ギヤ１６ａからギヤ１６ｂへの減速比）をｋａ、回転伝達機構１８のギヤ１８ａに対するギヤ１８ｂのギヤ比（ギヤ１８ａからギヤ１８ｂへの減速比）をｋｂ（＜ｋａ）とおくと、ｋ１＝ｋ２＝ａ、ｋ３＝（（１＋ａ）／ａ）・ｋａ、ｋ４＝（（１＋ａ）／ａ）・ｋｂである。なお、前記第１減速比αおよび第２減速比βは、上記ａ、ｋａ、ｋｂを用いて表すと、それぞれα＝（１＋ａ）・ｋａ、β＝（１＋ａ）・ｋｂとなる。
【００３９】
ＣＶＴ走行では、前記各モータ６，７の目標トルクを決定するときには、制御装置２５は、前述の通り決定したエンジン１の目標負荷トルク（これは式（１）のＴｅに相当）と、動力出力軸１３の目標駆動トルク（これは式（２）のＴｖに相当）とから式（１）、（２）に基づき各モータ６，７の目標トルクＴ１，Ｔ２を決定する。そして、制御装置２５は、その目標トルクＴ１，Ｔ２に応じて各モータ６，７の通電制御を行なう。
【００４０】
上記のようにエンジン１および各モータ６，７を制御したとき、基本的には第１モータ６は上記目標トルクＴ１の駆動トルク（力行トルク）を発生する駆動状態、第２モータ７は上記目標トルクＴ２の回生トルクを発生する回生状態（発電状態）に制御される。そして、定常的には、駆動状態となる第１モータ６の消費電力と、回生状態となる第２モータ７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と駆動状態のモータ６とを通過して動力出力軸１３に伝達される。このとき、エンジン１と動力出力軸１３との間では、前記第１減速比αと第２減速比βとの間の変速比で変速動作が行なわれつつ、エンジン１の出力が動力出力軸１３に伝達され、車両のＣＶＴ走行が行われる。
【００４１】
この場合、本実施形態の動力伝達装置３では、エンジン１の出力軸１ａの回転方向を図１の矢印Ｙ１の向きとしたとき、第１動力分配器４のリングギヤ４ｒ、キャリア４ｃ、第１モータ６の回転軸６ａ、第２動力分配器５のリングギヤ５ｒ、キャリア５ｃ、第２モータ７の回転軸７ａ、動力出力軸１３の回転方向は、それぞれ図１に示す矢印Ｙ２〜Ｙ８の回転方向となる。第２モータ７の回転軸７ａの回転方向Ｙ７は、ワンウェイクラッチ２３が許容する回転方向であるので、該ワンウェイクラッチ２３の動作状態は、第２モータ７の回転軸７ａの回転を許容する開放状態となる。また、エンジン１の出力軸１ａの回転速度をωｅ（＝ＮＥ）、動力出力軸１３の回転速度をωｖ、各モータ６，７の回転軸６ａ，７ａの回転速度をそれぞれω１，ω２とおいたとき、それらの間には次の式（３）、（４）の関係式が成立する。
【００４２】
ωｅ＝α・ωｖ−ａ・ω１    ……（３）
ωｅ＝β・ωｖ−ａ・ω２    ……（４）
【００４３】
そして、ＣＶＴ走行においては、α＞ωｅ／ωｖ＞βである。
【００４４】
上記のようにＣＶＴ走行を行っているとき、エンジン１が、非作動状態（燃料噴射の停止などによりエンジン１が出力を発生できない状態）になると、エンジン１の出力軸１ａの回転速度ωｅは低下する。このとき、仮に前記回転規制手段１２のワンワエイクラッチ２３が無いとすると、最終的にエンジン１の回転速度ωｅは０まで低下する。このため、前記式（３）、（４）から明らかなように、前記第１分配器側回転伝達系および第２分配器側回転伝達系のうち、減速比の大きい第１分配器側回転伝達系の第１動力分配器５にトルクを付与する第１モータ６の回転軸６ａの回転速度ω１が高速回転となる（ω１＝（α／ａ）・ωｖとなる）と同時に、第２モータ７の回転軸７ａの回転速度ω２がＣＶＴ走行時と逆方向の回転速度となる。しかるに、本実施形態の動力伝達装置３では、ワンウェイクラッチ２３が機能する（ワンウェイクラッチ２３の動作状態が第２モータ７の回転軸７ａの回転を阻止する制動状態となる）ため、第２モータ７の回転軸７ａはＣＶＴ走行時と逆方向に回転するのが阻止される。その結果、エンジン１の出力軸１ａは、β・ωｖの回転速度までしか低下せず、その分だけ、第１モータ６の回転軸６ａの回転速度が高速回転になるのが抑制される。すなわち、エンジン１の出力軸１ａの回転速度ωｅがβ・ωｖの回転速度まで低下すると、前記式（３）からω１＝（（α−β）／ａ）・ωｖとなる。従って、第１モータ６の回転軸６ａの回転速度ω１は、エンジン１の出力軸１ａの回転速度ωｅが０まで低下してしまう場合よりも、（β／ａ）・ωｖだけ小さくなる。
【００４５】
このように、本実施形態の動力伝達装置３では、ＣＶＴ走行中にエンジン１が非作動状態になっても、減速比の大きい第１分配器側回転伝達系側の第１モータ６が過剰に高速回転で作動するのを防止することができる。その結果、第１モーータ６やモータ駆動回路２７に要求される能力が緩和され、該第１モータ６やモータ駆動回路２７の必要容量を小さくできる。ひいては、動力伝達装置３の小型化や経費節減を図ることができる。
【００４６】
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、第１動力分配器４のリングギヤ４ｒの回転を係止機構１９により阻止しつつ、第１モータ６に図１の矢印Ｙ４の方向の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１３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２１により阻止しつつ、第２モータ７に矢印Ｙ７の向き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の回転を係止機構２２により阻止しつつ、エンジン１の出力トルクを第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２６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。
【００４７】
次に、本発明のハイブリッド車両の動力伝達装置の第２実施形態を図３〜図９、並びに前記図２を参照して説明する。図３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。
【００４８】
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、、動力出力軸５１、並びに回転規制手段７１〜７４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。
【００４９】
第１動力分配器４４は、前記第１実施形態の各動力分配器４，５と同様の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。
【００５０】
また、第２動力分配器４５は、所謂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。
【００５１】
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。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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。また、本実施形態では、ギヤ５７ｂとギヤ５７ｃとは同一の径で（同一歯数）である。このため、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。
【００５４】
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。
【００５５】
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。
【００５６】
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。
【００５７】
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。
【００５８】
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。
【００５９】
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。
【００６０】
なお、前記クラッチ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。
【００６１】
また、本実施形態では、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）とされている。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とされている。
【００６２】
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表１を参照して説明しておく。
【００６３】
【表１】
0003588356.tif 000002
【００６４】
表１に示すように、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ｋ５、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ｋ６（本実施形態ではｋ６＝ｋ５）、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ｋ７、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ｋ８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ｋ９、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ｋ１０（＞ｋ９）とおく。このとき、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分配器側回転伝達系）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、ｋ５・（１＋ｋ７）・ｋ９又はｋ５・（１＋ｋ７）・ｋ１０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分配器側回転伝達系）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、ｋ６・（１−ｋ８）・ｋ９又はｋ６・（１−ｋ８）・ｋ１０となる。そして、これらの第１分配器側回転伝達系と第２分配器側回転伝達系とを合わせた４種類の減速比が等比数列状の値になるように、ｋ１０＝Ａ２・ｋ９とされている。ここで、Ａは、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である。本実施形態では、ｋ５＝ｋ６であるので、Ａ＝（１＋ｋ７）／（１−ｋ８）である。上記のようにｋ１０＝Ａ２・ｋ９となるように変速機４９，５０の減速比ｋ９，ｋ１０の値を設定しておくことで、４種類の減速比ｋ５・（１＋ｋ７）・ｋ９、ｋ５・（１＋ｋ７）・ｋ１０、ｋ６・（１−ｋ８）・ｋ９、ｋ６・（１−ｋ８）・ｋ１０を小さいものから順に並べたとき、それらの値は、Ａ倍づつ、値が異なる等比数列状のものとなる。以下、減速比ｋ５・（１＋ｋ７）・ｋ９、ｋ５・（１＋ｋ７）・ｋ１０、ｋ６・（１−ｋ８）・ｋ９、ｋ６・（１−ｋ８）・ｋ１０を、大きい値のものから順番に第１減速比Ｒ１（＝ｋ５・（１＋ｋ７）・ｋ１０）、第２減速比Ｒ２（＝ｋ６・（１−ｋ８）・ｋ１０）、第３減速比Ｒ３（＝ｋ５・（１＋ｋ７）・ｋ９）、第４減速比Ｒ４（＝ｋ６・（１−ｋ８）・ｋ９）と称する。
【００６５】
なお、本実施形態では、上記の如く、ｋ１０＝Ａ２・ｋ９となるように変速機４９，５０の減速比ｋ９，ｋ１０の値を設定したが、必ずしもこのようにする必要はなく、基本的には、変速機４９の減速比の切換えによって第１分配器側回転伝達系が採り得る減速比Ｒ１，Ｒ３と、変速機５０の減速比の切換えによって第２分配器側回転伝達系が採り得る減速比Ｒ２，Ｒ４とが、Ｒ１＞Ｒ２＞Ｒ３＞Ｒ４となるように、ｋ５〜ｋ１０の値が設定されていればよい。また、両動力分配器４４，４５を、両者ともシングルピニオン型の遊星歯車装置で構成したり、あるいは両者ともダブルピニオン型の遊星歯車装置で構成するようにしてもよい。
【００６６】
回転規制手段７１は、前記第１実施形態の回転規制手段１０と同様、第１動力分配器４４のリングギヤ４４ａの回転を適宜阻止するためのものであり、ワンウェイクラッチ７５と係止機構７６とを備えている。これらのワンウェイクラッチ７５および係止機構７６の機能（動作）は、第１実施形態の回転規制手段１０のワンウェイクラッチ１９および係止機構２０と同様である。また、回転規制手段７２は、前記第１実施形態の回転規制手段１１と同様、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ものであり、ワンウェイクラッチ７７と係止機構７８とを備えている。これらのワンウェイクラッチ７５および係止機構７６の機能（動作）は、第１実施形態の回転規制手段１１のワンウェイクラッチ２１および係止機構２２と同様である。
【００６７】
回転規制手段７３，７４は本発明における回転規制手段に相当するものである。以下説明すると、回転規制手段７３は、第１モータ４６の回転軸４６ａ（第１動力分配器４４のサンギヤ４４ｓの回転軸）の所定の１方向の回転を阻止するためのワンウェイクラッチ７９と、このワンウェイクラッチ７９の機能（回転軸４６ａの１方向の回転を阻止する機能）をＯＮ／ＯＦＦする係止機構８０とを備えている。係止機構８０は、図示省略するアクチュエータを介してワンワエイクラッチ７９に摩擦力あるいは凹凸嵌合等により係脱するものである。そして、該係止機構８０は、ワンウェイクラッチ７９に係合した状態では、ワンウェイクラッチ７９の固定側部分を回転不能に係止して、該ワンウェイクラッチ７９の機能をＯＮにし、ワンウェイクラッチ７９との係合を解除した状態では、該ワンウェイクラッチ７９を第１モータ４６の回転軸４６ａと一体的に回転し得る状態として、該ワンウェイクラッチ７９の機能をＯＦＦにするものである。なお、ワンウェイクラッチ７９は、前記ワンウェイクラッチ７５，７７と同様、ラッチ機構などにより第１モータ４６の回転軸４６ａの所定方向の回転を阻止するものである。この場合、エンジン４１の出力軸４１ａの回転方向を図中の矢印Ｙ９の方向としたとき、ワンウェイクラッチ７９が、その機能のＯＮ状態において許容する回転軸４６ａの回転方向は矢印Ｙ１０の方向である。この回転軸４６ａの回転方向Ｙ１０は、後述のＣＶＴ走行において第１分配器側回転伝達系の減速比が第２分配器側回転伝達系の減速比よりも小さい場合に第１モータ４６の回転軸４６ａが回るべき方向（リングギヤ４４ｒおよびキャリア４４ｃの回転方向と逆方向）である。
【００６８】
回転規制手段７４は、第２モータ４７の回転軸４７ａ（第２動力分配器４５のサンギヤ４５ｓの回転軸）の所定の１方向の回転を阻止するためのワンウェイクラッチ８１と、このワンウェイクラッチ８１の機能（回転軸４７ａの１方向の回転を阻止する機能）をＯＮ／ＯＦＦする係止機構８２とを備えている。係止機構８２は、図示省略するアクチュエータを介してワンワエイクラッチ８１に摩擦力あるいは凹凸嵌合等により係脱するものである。そして、該係止機構８２は、前記回転規制手段７３の係止機構８０と同様に、ワンウェイクラッチ８１に係合した状態では、該ワンウェイクラッチ８１の機能をＯＮにし、ワンウェイクラッチ８１との係合を解除した状態では、該ワンウェイクラッチ８１の機能をＯＦＦにするものである。なお、ワンウェイクラッチ８１は、前記ワンウェイクラッチ７５，７７と同様、ラッチ機構などにより第２モータ４７の回転軸４７ａの所定方向の回転を阻止するものである。この場合、ワンウェイクラッチ８１が、その機能のＯＮ状態において許容する回転軸４７ａの回転方向は図中の矢印Ｙ１１の方向である。この回転軸４７ａの回転方向Ｙ１１は、後述のＣＶＴ走行において第２分配器側回転伝達系の減速比が第１分配器側回転伝達系の減速比よりも小さい場合に回転軸４７ａが回るべき方向（リングギヤ４５ｒの回転方向と同方向）である。
【００６９】
かかる本実施形態の動力伝達装置４３の制御のための構成は、前記第１実施形態と同様である。すなわち、前記図２を参照して、マイクロコンピュータ等の電子回路により構成された制御装置２５が備えられ、前記各クラッチ４８，６１，６５はそれぞれに対応して設けられたアクチュエータ２９を介して制御装置２５により制御され、係止機構７６，７８，８０，８２はそれぞれに対応して設けられたアクチュエータ３０を介して制御装置２５により制御される。また、制御装置２５は、前記第１実施形態と同様、図示しない燃料噴射装置やスロットル弁等を介してエンジン４１の運転制御を行なうと共に、モータ駆動回路２７，２８をそれぞれ介して各モータ４６，４７と蓄電器２６との間の通電制御を行なう。
【００７０】
次に本実施形態の動力伝達装置４３の作動を詳説する。エンジン４１と動力出力軸５１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ＣＶＴ走行（変速走行）を行う場合には、クラッチ４８は接続状態に制御される。また、前記係止機構７６，７８はそれぞれ第１動力分配器４４のリングギヤ４４ｒ、第２動力分配器４５のキャリア４５ｃの回転を阻止しない状態（開放状態）に制御される。
【００７１】
このようにクラッチ４８および係止機構７６，７８を動作させた状態で、前記制御装置２５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。ここで、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。これらの第１変速域、第２変速域、第３変速域は、それぞれ図４（ａ）の点描領域Ｘ、図４（ｂ）の点描領域Ｙ、図４（ｃ）の点描領域Ｚで変速動作が可能な変速域である。なお、これらの各図４（ａ）〜４（ｃ）において、曲線ｇ１〜ｇ４は、エンジン４１から動力出力軸５１までの減速比をそれぞれ第１減速比Ｒ１、第２減速比Ｒ２、第３減速比Ｒ３、第４減速比Ｒ４に固定して、エンジン１を最大出力で運転させた場合の走行トルクと車速Ｖとの関係を示すグラフである。また、Ｖ１〜Ｖ３はそれぞれ曲線ｇ１，ｇ２，ｇ３上でエンジン１の最大回転数に対応する車速である。
【００７２】
制御装置２５は、上記の如く決定した変速域に応じて変速機４９，５０のクラッチ６１，６５を図５〜図７で示すように動作させる。これらの図５〜図７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４８，６１，６５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、この黒塗り、白抜きの意味は、係止機構７６，７８並びにワンウェイクラッチ７５，７７についても同様である。クラッチ４８は、ＣＶＴ走行中は接続状態であるので図５〜図７のいずれの図でも黒塗り状態となっている。同様に、係止機構７６，７８およびワンワエイクラッチ７５，７７は、ＣＶＴ走行中は、いずれも回転を阻止しない開放状態であるので、図５〜図７のいずれの図でも白抜き状態となっている。また、黒塗り、白抜きの意味は、係止機構８０，８２についても同様であるが、これらの係止機構８０，８２の動作状態については後述する。
【００７３】
第１変速域では、図５に示すように変速機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４１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。また、このとき、エンジン４１の出力軸４１ａの回転方向を矢印Ｙ９の向きとすると、第１モータ４６の回転軸４６ａおよび第２モータ４７の回転軸４７ａの回転方向はそれぞれ図５の矢印Ｙ１２，Ｙ１３の向きとなる。
【００７４】
また、第２変速域では、図６に示すように変速機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４１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。また、このとき、エンジン４１の出力軸４１ａの回転方向を矢印Ｙ９の向きとすると、第１モータ４６の回転軸４６ａおよび第２モータ４７の回転軸４７ａの回転方向はそれぞれ図６の矢印Ｙ１４，Ｙ１５の向きとなる。この場合の各回転軸４６ａ，４７ａの回転方向は、第１変速域の場合と逆向きである。
【００７５】
また、第３変速域では、図７に示すように変速機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４１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。また、このとき、エンジン４１の出力軸４１ａの回転方向を矢印Ｙ９の向きとすると、第１モータ４６の回転軸４６ａおよび第２モータ４７の回転軸４７ａの回転方向はそれぞれ、前記第１変速域と同じ向き（矢印Ｙ１４，Ｙ１５の向き）となる。
【００７６】
制御装置２５は、前記第１実施形態の場合と同様に、車両の要求走行トルクと車速Ｖとに応じてエンジン４１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）エンジン４１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２５は、前記第１実施形態と同様に、目標出力トルクに応じてエンジン４１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４１の目標負荷トルクを決定する。さらに、制御装置２５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５１に発生させるべき目標駆動トルクとを基に、各モータ４６，４７の目標トルクを前記式（１）、（２）と同様の次式（５）、（６）に基づいて決定する。
【００７７】
Ｔｅ＝（１／γ１）・Ｔ１＋（１／γ２）・Ｔ２    ……（５）
Ｔｖ＝γ４・Ｔ１＋γ４・Ｔ２                    ……（６）
【００７８】
ここで、γ１は、エンジン４１の出力軸４１ａから第１モータ４６までの減速比、γ２は、エンジン４１の出力軸４１ａから第２モータ４７までの減速比である。これらの減速比γ１，γ２は、前記表１の符号を用いて表すと、γ１＝ｋ５・ｋ７、γ２＝ｋ６・ｋ８である。また、γ３は、第１モータ４６の回転軸４６ａから動力出力軸５１までの減速比、γ４は第２モータ４７の回転軸４７ａから動力出力軸５１までの減速比である。これらの減速比γ３，γ４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５の第１変速域では、第１動力分配器４４のキャリア４４ｃから動力出力軸５１への減速比と第２動力分配器４５のキャリア４５ｃから動力出力軸５１への減速比とはいずれもｋ１０（＝高減速比回転伝達機構５９，６４の減速比）である。従って、第１モータ４６の回転軸４６ａから第１動力分配器４４のキャリア４４ｃへの減速比をｋ１１、第２モータ４７の回転軸４７ａから第２動力分配器４５のキャリア４５ｃまでの減速比をｋ１２とおくと、γ３＝ｋ１１・ｋ１０、γ４＝ｋ１２・ｋ１０である。なお、ｋ１１＝（１＋ｋ７）／ｋ７、ｋ１２＝（１−ｋ８）／ｋ８である。また、図６の第２変速域では、第１動力分配器４４のキャリア４４ｃから動力出力軸５１への減速比と第２動力分配器４５のキャリア４５ｃから動力出力軸５１への減速比とはそれぞれｋ９、ｋ１０である。従って、γ３＝ｋ１１・ｋ９、γ４＝ｋ１２・ｋ１０である。また、図７の第３変速域では、第１動力分配器４４のキャリア４４ｃから動力出力軸５１への減速比と第２動力分配器４５のキャリア４５ｃから動力出力軸５１への減速比とはいずれもｋ９（＝低減速比回転伝達機構５８，６３の減速比）である。従って、γ３＝ｋ１１・ｋ９、γ４＝ｋ１２・ｋ９である。
【００７９】
なお、本実施形態の動力伝達装置４３では、エンジン４３の出力軸４３ａの回転速度ωｅと動力出力軸５１の回転速度ωｖと各モータ４６，４７の回転軸４６ａ，４７ａのそれぞれの回転速度ω１，ω２との間には次の関係式（７）、（８）が成立する。
【００８０】
ωｅ＝Ｒａ・ωｖ−ｋ７・ω１    ……（７）
ωｅ＝Ｒｂ・ωｖ＋ｋ８・ω２    ……（８）
【００８１】
ここでＲａ，Ｒｂの組（Ｒａ，Ｒｂ）は、第１変速域では（Ｒ１，Ｒ２）、第２変速域では（Ｒ３，Ｒ２）、第３変速域では（Ｒ３，Ｒ４）である。また、ｋ７，ｋ８は前記表１に示した減速比である。そして、各変速域において、ｍａｘ（Ｒａ，Ｒｂ）＞ωｅ／ωｖ＞ｍｉｎ（Ｒａ，Ｒｂ）である。
【００８２】
制御装置２５は、各モータ４６，４７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４１の目標負荷トルクＴｅと、動力出力軸５１の目標駆動トルクＴｖとから、前記式（５）、（６）に基づいて各モータ４６，４７の目標トルクＴ１，Ｔ２を決定する。そして、制御装置２５は、この目標トルクＴ１，Ｔ２に応じて各モータ４６，４７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４６，４７に発生させる。
【００８３】
上述のようにエンジン４１、各モータ４６，４７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４６又は４７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４７又は４６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４６が駆動状態、第２モータ４７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４６が回生状態、第２モータ４７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４６が駆動状態、第２モータ４７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、前記第１実施形態と同様に、駆動状態となるモータ４６又は４７の消費電力と、回生状態となるモータ４７又は４６の発電電力とはバランスする（消費電力≒発電電力となる）。このとき、エンジン４１の出力軸４１ａと動力出力軸５１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４１の出力トルクが動力出力軸５１に伝達され、車両の変速走行が行われる。
【００８４】
一方、制御装置２５は、前記回転規制手段７３，７４の係止機構８０，８２を各変速域において、基本的には図５〜図７に示した如く制御する。すなわち、第１変速域では、制御装置２５は、図５に示すように係止機構８０をワンウェイクラッチ７９に係合させずに、該ワンウェイクラッチ７９の機能をＯＦＦにすると共に、係止機構８２をワンウェイクラッチ８１に係合させて該ワンウェイクラッチ８１の機能をＯＮにする。このとき、第１モータ４６の回転軸４６ａの回転方向Ｙ１２は、ワンウェイクラッチ７９の回転許容方向と逆向きであるが、該ワンウェイクラッチ７９の機能はＯＦＦにされているため、第１モータ４６の回転軸４６ａが支障なく矢印Ｙ１２の向きに回転できる。また、第２モータ４７の回転軸４７ａの回転方向Ｙ１３は、ワンウェイクラッチ８１の回転許容方向と同じであるので、該回転軸４７ａが支障なく矢印Ｙ１３の向きに回転できる。
【００８５】
そして、前記第１実施形態と同様に、エンジン４１が非作動状態になると、ＯＮ状態のワンウェイクラッチ８１によって、第２モータ４７の回転軸４７ａが矢印Ｙ１３と逆方向に回転するのが阻止されて、エンジン４１の回転速度が０まで低下するのが阻止される（エンジン４１の回転速度は、Ｒ２・ωｖの回転速度までしか低下しない）。その結果、前記第１実施形態と同様に、第１モータ４６の回転速度が過剰に高速回転となるのが防止される。なお、第１変速域では、第１モータ４６寄りの第１分配器側回転伝達系の減速比（＝第１減速比Ｒ１）が第２モータ４７寄りの第２分配器側回転伝達系の減速比（＝第２減速比Ｒ２）よりも大きくなっている。
【００８６】
また、第２変速域では、制御装置２５は、図６に示すように、係止機構８０をワンウェイクラッチ７９に係合させて該ワンウェイクラッチ７９の機能をＯＮにすると共に、係止機構８２をワンウェイクラッチ８１に係合させずに、該ワンウェイクラッチ８１の機能をＯＦＦにする。このとき、第１モータ４６の回転軸４６ａの回転方向Ｙ１４は、ワンウェイクラッチ７９の回転許容方向と同方向であるので、該回転軸４６ａが支障なく矢印Ｙ１４の向きに回転できる。また、第２モータ４７の回転軸４７ａの回転方向Ｙ１５は、ワンウェイクラッチ８１の回転許容方向と逆向きであるが、該ワンウェイクラッチ８１の機能はＯＦＦにされているため、第２モータ４７の回転軸４７ａが支障なく矢印Ｙ１５の向きに回転できる。
【００８７】
そして、前記第１実施形態と同様に、エンジン４１が非作動状態になると、ＯＮ状態のワンウェイクラッチ７９によって、第１モータ４６の回転軸４６ａが矢印Ｙ１４と逆方向に回転するのが阻止されて、エンジン４１の回転速度が０まで低下するのが阻止される（エンジン４１の回転速度は、Ｒ３・ωｖの回転速度までしか低下しない）。その結果、前記第１実施形態と同様に、第２モータ４７の回転速度が過剰に高速回転となるのが防止される。なお、第２変速域では、第１モータ４６寄りの第１分配器側回転伝達系の減速比（＝第３減速比Ｒ３）が第２モータ４７寄りの第２分配器側回転伝達系の減速比（＝第２減速比Ｒ２）よりも小さくなっている。このため、前記第１変速域の場合と逆に、第１モータ４６の回転軸４６ａの逆転を阻止して、第２モータ４７の回転速度が高速回転になるのを防止することとなる。
【００８８】
また、第３変速域では、制御装置２５は、図７に示すように、係止機構８０をワンウェイクラッチ７９に係合させずに、該ワンウェイクラッチ７９の機能をＯＦＦにすると共に、係止機構８２をワンウェイクラッチ８１に係合させて該ワンウェイクラッチ８１の機能をＯＮにする。このとき、第１モータ４６の回転軸４６ａの回転方向Ｙ１２、第２モータ４７の回転軸４７ａの回転方向Ｙ１３は、第１変速域と同じであり、且つ各ワンウェイクラッチ７９，８１の動作状態も第２変速域と同じであるので、第１変速域の場合と同様、各回転軸４６ａ，４７ａはそれぞれ支障なく矢印Ｙ１２，Ｙ１３の向きに回転できる。
【００８９】
そして、第１変速域の場合と同様、エンジン４１が非作動状態になると、ＯＮ状態のワンウェイクラッチ８１によって、第２モータ４７の回転軸４７ａが矢印Ｙ１３と逆方向に回転するのが阻止されて、エンジン４１の回転速度が０まで低下するのが阻止される（エンジン４１の回転速度は、Ｒ４・ωｖの回転速度までしか低下しない）。その結果、第１変速域の場合と同様に、第１モータ４６の回転速度が過剰に高速回転となるのが防止される。係止機構８０をワンウェイクラッチ７９に係合させずに、該ワンウェイクラッチ７９の機能をＯＦＦにすると共に、係止機構８２をワンウェイクラッチ８１に係合させて該ワンウェイクラッチ８１の機能をＯＮにする。このとき、第１モータ４６の回転軸４６ａの回転方向Ｙ１２は、ワンウェイクラッチ７９の回転許容方向と逆向きであるが、該ワンウェイクラッチ７９の機能はＯＦＦにされているため、第１モータ４６の回転軸４６ａが支障なく矢印Ｙ１  ２の向きに回転できる。また、第２モータ４７の回転軸４７ａの回転方向Ｙ１３は、ワンウェイクラッチ８１の回転許容方向と同じであるので、該回転軸４７ａが支障なく矢印Ｙ１３の向きに回転できる。
【００９０】
そして、前記第１実施形態と同様に、エンジン４１が非作動状態になると、ＯＮ状態のワンウェイクラッチ８１によって、第２モータ４７の回転軸４７ａが矢印Ｙ１３と逆方向に回転するのが阻止されて、エンジン４１の回転速度が０まで低下するのが阻止される（エンジン４１の回転速度は、Ｒ２・ωｖの回転速度までしか低下しない）。その結果、前記第１実施形態と同様に、第１モータ４６の回転速度が過剰に高速回転となるのが防止される。なお、第３変速域では、第１モータ４６寄りの第１分配器側回転伝達系の減速比（＝第３減速比Ｒ３）が第２モータ４７寄りの第２分配器側回転伝達系の減速比（＝第４減速比Ｒ４）よりも大きくなっている。
【００９１】
また、変速域を切換える際には、次のような制御が行われる。変速域を第１変速域から第２変速域に切換えるとき、並びに第２変速域から第１変速域に切換えるときには、それぞれ図８（ａ），（ｂ）のフローチャートに示す制御処理が制御装置２５により実行される。第１変速域から第２変速域への切換えにおいては、まず、ＳＴＥＰ１ａにおいて、エンジン４１から動力出力軸５１への減速比が第１変速域の下限減速比である第２減速比Ｒ２に近づけるように各モータ４６，４７のトルクを制御する。具体的には、制御装置２５は、エンジン４１と動力出力軸５１との間の変速比を第２減速比Ｒ２に設定した場合に、車両の要求走行トルクを発生し得るエンジン１の目標出力トルクと目標回転数との組を要求走行トルクと車速Ｖ（検出値）とに基づいて決定する。そして、制御装置２５は、各変速域での定常的なＣＶＴ走行の場合と同様に、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。さらに、制御装置２５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４６，４７の目標トルクを前記式（５）、（６）に基づいて決定する。そして、この決定した目標トルクに応じて各モータ４６，４７の通電電流を制御する。なお、この制御によって、最終的には、第１モータ４６の発生トルクはほぼ０になり、第２モータ４７の発生トルクは、エンジン１の出力トルクとほぼ釣り合うトルク（≒Ｔｅ・γ１）になる。また、第２モータ４７の回転速度はほぼ０になる。そして、エンジン１の出力トルクは、両動力分配器４４，４５のうちの第２動力分配器４６のみを介して動力出力軸５１に伝達されるようになる。
【００９２】
次いで、ＳＴＥＰ２ａにおいて、制御装置２５は、エンジン１の出力トルクが伝達されなくなる変速機４９のクラッチ６１を高減速比回転伝達機構５９のギヤ６０ｂから切り離し、該高減速比回転伝達機構５９をＯＦＦにする（高減速比回転伝達機構５９を介した回転伝達を不能にする）。さらに、ＳＴＥＰ３ａにおいて、第２モータ４７側の係止機構８２をワンウェイクラッチ８１から切り離して、該ワンウェイクラッチ８１の機能をＯＦＦにする。そして、ＳＴＥＰ４ａにおいて、エンジン４１から動力出力軸５１への減速比を第２減速比に保持する。このときエンジン４１の回転数が目標回転数に維持されるように第２モータ４７の発生トルクが調整される。そして、この状態で、ＳＴＥＰ５ａにおいて、変速機４９のクラッチ６１を低減速比回転伝達機構５８のギヤ５３ｂに接続することで、該低減速比回転伝達機構５８をＯＮにする（低減速比回転伝達機構５８を介した回転伝達を可能とする）。ＳＴＥＰ２ａ〜５ａの処理により、第１分配器側回転伝達系の減速比が第１減速比Ｒ１から第３減速比Ｒ３に変更される。
【００９３】
次いで、ＳＴＥＰ６ａにおいて、制御装置２５は、第１モータ４６側の係止機構８０をワンウェイクラッチ７９に係合させて、該ワンウェイクラッチ７９の機能をＯＮにする。これにより、ワンウェイクラッチ７９，８１は、前記図５に示した第２変速域の動作状態となる。その後は、ＳＴＥＰ７ａにおいて、制御装置２５は、動力伝達装置４３の前記した第２変速域における変速動作を行なわせる。
【００９４】
上記と逆に第２変速域から第１変速域への切換えの際には、図８（ｂ）に示す処理が制御装置２５により実行される。まず、ＳＴＥＰ１ｂにおいて、前記ＳＴＥＰ１ａと同様にエンジン４１から動力出力軸５１への減速比を第２変速域の上限減速比である第２減速比Ｒ２に近づけるように各モータ４６，４７のトルクを制御する。次いで、ＳＴＥＰ２ｂにおいて、変速機４９のクラッチ６１を低減速比回転伝達機構５８のギヤ５３ｂから切り離すことで、該低減速比回転伝達機構５８をＯＦＦにする。さらにＳＴＥＰ３ｂにおいて、第１モータ４４側の係止機構８０をワンウェイクラッチ７９から切り離すことで、該ワンウェイクラッチ７９の機能をＯＦＦにする。そして、ＳＴＥＰ４ｂにおいて、前記ＳＴＥＰ４ａと同様にエンジン４１から動力出力軸５１への減速比を第２減速比に保持する。次いで、ＳＴＥＰ５ｂにおいて、変速機４９のクラッチ６１を高減速比回転伝達機構５９のギヤ６０ｂに接続することで、該高減速比回転伝達機構５９をＯＮにする。そして、ＳＴＥＰ６ｂにおいて第２モータ４７側の係止機構８２をワンウェイクラッチ８１に係合させることで、該ワンウェイクラッチ８１の機能をＯＮにした後、ＳＴＥＰ７ｂにおいて、動力伝達装置４３の前記した第１変速域における変速動作を行なわせる。
【００９５】
第２変速域と第３変速域との間の切換えは、図９（ａ），（ｂ）に示す如く、前記した第１変速域と第２変速域との間の切換えの場合と同様の手順で行われる。以下、簡単に説明すると、第２変速域から第３変速域への切換えにおいては、図９（ａ）に示すように、まず、ＳＴＥＰ１１ａにおいて、前記ＳＴＥＰ１ａと同様の制御処理によって、エンジン４１と動力出力軸５１との間の減速比を第３減速比に近づける。次いで、ＳＴＥＰ１２ａにおいて、変速機５０のクラッチ６５をギヤ６０ｃから切り離すことで、高減速比回転伝達機構６４をＯＦＦにする。さらに、ＳＴＥＰ１３ａにおいて第１モータ４６側のワンウェイクラッチ７９の機能をＯＦＦにする。そして、ＳＴＥＰ１４ａにおいて、エンジン４１から動力出力軸５１への減速比を第３減速比に保持する。このとき、エンジン４１の回転数が目標回転数に維持されるように第１モータ４４の発生トルクが調整される。次いで、ＳＴＥＰ１５ａにおいて、変速機５０のクラッチ６５をギヤ６３ｃに接続することで、低減速回転伝達機構６３をＯＮにする。次いで、ＳＴＥＰ１６ａにおいて、第２モータ４７側のワンウェイクラッチ８１の機能をＯＮにした後、ＳＴＥＰ１７ａにおいて、動力伝達装置４３の前記した第３変速域における変速動作を行なわせる。
【００９６】
また、上記と逆に第３変速域から第２変速域への切換えの際には、図９（ｂ）に示すように、まず、ＳＴＥＰ１１ｂにおいて、エンジン５１から動力出力軸５１への減速比を第３減速比に近づけた後、ＳＴＥＰ１２ｂにおいて、変速機５０のクラッチ６５をギヤ５３ｃから切り離すことで、低減速比回転伝達機構６３をＯＦＦにする。さらに、ＳＴＥＰ１３ｂにおいて第２モータ４６側のワンウェイクラッチ８１の機能をＯＦＦにする。そして、ＳＴＥＰ１４ｂにおいて、前記ＳＴＥＰ１４ａと同様に、エンジン４１から動力出力軸５１への減速比を第３減速比に維持する。次いで、ＳＴＥＰ１５ｂにおいて、変速機５０のクラッチ６５をギヤ６０ｃに接続することで、高減速比回転伝達機構６４をＯＮにする。次いで、ＳＴＥＰ１６ｂにおいて、第１モータ４６側のワンウェイクラッチ７９の機能をＯＮにした後、ＳＴＥＰ１７ｂにおいて、動力伝達装置４３の前記した第２変速域での変速動作を行なわせる。
【００９７】
なお、本実施形態では、前記第１変速域では、図４（ａ）の車速Ｖ１よりも低い車速域では、要求走行トルクが大きい場合に、エンジン４１と動力出力軸５１との間の減速比を該第１変速域の上限減速比である第１減速比Ｒ１にする。また、第２変速域では、変速域を第１変速域に切換える際等に、図４（ｂ）の車速Ｖ２よりも低い車速域において、エンジン４１と動力出力軸５１との間の減速比を第２変速域の上限減速比である第２減速比Ｒ２にする。また、第３変速域では、変速域を第２変速域に切換える際等に、図４（ｃ）の車速Ｖ３よりも低い車速域において、エンジン４１の動力出力軸５１との間の減速比を第３変速域の上限減速比である第３減速比Ｒ３にする。そして、これらの状態では、ワンウェイクラッチ７９あるいは８１によって低減速比側のモータ（第１および第３変速域では第２モータ４７、第２変速域では第１モータ４６）の回転軸の逆転を阻止することはできない。このため、本実施形態では、第１変速域の車速Ｖ１よりも低い車速域で減速比をＲ１として車両を走行させている場合に、エンジン４１が非作動状態になったときの第１モータ４６の回転速度の最大値と、第３変速域の車速Ｖ３よりも低い車速域で減速比をＲ３として車両を走行させている場合に、エンジン４１が非作動状態になったときの第１モータ４６の回転速度の最大値とのうちの大きい方を第１モータ４６の許容最大回転速度としている。また、第２変速域の車速Ｖ２よりも低い車速域で減速比をＲ２として車両を走行させている場合に、エンジン４１が非作動状態になったときの第１モータ４６の回転速度の最大値を第２モータ４７の許容最大回転速度としている。従って、第１変速域の車速Ｖ１よりも低い車速域、あるいは第３変速域の車速Ｖ３よりも低い車速域では必ずしもワンウェイクラッチ８１の機能をＯＮにしておかなくてもよい。同様に、第２変速域の車速Ｖ２よりも低い車速域では必ずしもワンウェイクラッチ７９の機能をＯＮにしておかなくてもよい。
【００９８】
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４３においては、前記第１実施形態と同様に、エンジン１の出力を用いずに、第１モータ４６あるいは第２モータ４７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、変速機５０のクラッチ６５をギヤ５３ｃ，６０ｃのいずれにも接続せずに、該変速機５０の両回転伝達機構６３，６４をＯＦＦ状態にしておく。さらに、第１動力分配器４４のリングギヤ４４ｒの回転を係止機構７６により阻止しつつ、第１モータ４６に図３の矢印Ｙ１０の方向の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５１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４５のキャリア５ｃの回転をワンウェイクラッチ７７により阻止しつつ、第２モータ４７に矢印Ｙ１１の向き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４１の出力軸４１ａに伝達して該エンジン４１を始動することができる。さらに、このエンジン４１の始動後、第２動力分配器４５のキャリア４５ｃの回転を係止機構７８により阻止しつつ、エンジン４１の出力トルクを第２モータ４７に伝達して、該第２モータ４７の回生発電を行うことで、第１モータ４６によるＥＶ走行を行いながら、エンジン４１の出力により第２モータ４７の回生発電（蓄電器２６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。
【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実施形態又は第２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】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４】（ａ）〜（ｃ）はそれぞれ第２実施形態の動力伝達装置の変速域を説明するためのグラフ。
【図５】第２実施形態の動力伝達装置の作動を説明するめたの図。
【図６】第２実施形態の動力伝達装置の作動を説明するための図。
【図７】第２実施形態の動力伝達装置の作動を説明するための図。
【図８】（ａ），（ｂ）は第２実施形態の動力伝達装置の変速域を第１変速域と第２変速域との間で切換える際の作動を説明するためのフローチャート。
【図９】（ａ），（ｂ）は第２実施形態の動力伝達装置の変速域を第２変速域と第３変速域との間で切換える際の作動を説明するためのフローチャート。
【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）、６，４６…第１モータ、７，４７…第２モータ、４９，５０…変速機、１３，５１…動力出力軸、１２，７３，７４…回転規制手段、２３，７９，８１…ワンウェイクラッチ。
【要約】【課題】変速走行中にエンジンが非作動状態になってもモータの回転速度が過剰に高速になるのを簡単な構成で防止することができるハイブリッド車両の動力伝達装置を提供する。
【解決手段】エンジン１から動力分配器４を経由して動力出力軸１１に至る第１回転伝達系の減速比とエンジン１から動力分配器５を経由して動力出力軸１１に至る第２回転伝達系の減速比とが異なるように構成されている動力伝達装置３において、車両の変速走行中にエンジン１が非作動状態になったとき、低減速比側の第２回転伝達系の動力分配器５に接続されたモータ７の回転軸７ａの回転方向が変速走行中に逆方向に変化するのを回転規制手段１２（ワンウェイクラッチ２３）により阻止する。これにより高減速比側の第１回転伝達系の動力分配器４に接続されたモータ６の回転速度が過剰に高速になるのを防止する。
【選択図】図１【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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【図８】
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【図９】
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