(57)【要約】【課題】ハイブリッド車両用の駆動装置の小型化、簡素化を図る。【解決手段】エンジン２と、発電機能のある第１モータ４と、エンジン２が出力した駆動力を第１モータ４側と駆動輪８側とに分割する動力分割機構６と、左右の駆動輪８にトルクを伝達するデファレンシャルギヤ１０と、動力分割機構６からデファレンシャルギヤ１０に伝達されるトルクにトルクを加減する第２モータ５とを有する駆動装置１において、動力分割機構６は、駆動輪８に向けてトルクを出力する出力要素６Ｓを有し、出力要素６Ｓに連結された第１減速部９と、第１減速部９とデファレンシャルギヤ１０との間に設けられた第２減速部１２とを更に備え、第２モータ５は、第１減速部９の出力側部材と第２減速部１２の入力側部材との間に連結されている。【選択図】図１
2019131031.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンと、発電機能のある第１モータと、前記エンジンが出力した駆動力を前記第１モータ側と駆動輪側とに分割する動力分割機構と、左右の駆動輪にトルクを伝達する終減速機としてのデファレンシャルギヤと、前記動力分割機構から前記デファレンシャルギヤに伝達されるトルクにトルクを加減する第２モータとを有するハイブリッド車両の駆動装置において、
前記動力分割機構は、サンギヤとリングギヤと前記サンギヤと前記リングギヤとの少なくともいずれか一方に噛み合っているピニオンギヤを保持しているキャリヤとを回転要素として差動作用を行う遊星歯車機構によって構成され、
前記サンギヤが前記駆動輪に向けてトルクを出力する出力要素とされ、
前記サンギヤに連結された第１減速部と、前記第１減速部と前記デファレンシャルギヤとの間に設けられた第２減速部とを更に備え、
前記第２モータは、前記第１減速部の出力側部材と前記第２減速部の入力側部材との間に連結されている
ことを特徴とするハイブリッド車両の駆動装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、エンジンとモータとを駆動力源として備えたハイブリッド車両の駆動装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
ハイブリッド車両の駆動装置としてエンジンが出力したトルクとモータが出力したトルクとを共に駆動輪に伝達する形式の駆動装置が知られており、特許文献１には、エンジンと同一軸線上に、動力分割機構である遊星歯車機構と第１モータとがエンジン側からここに挙げた順に配置され、その遊星歯車機構の出力要素に連結されている出力ギヤが、エンジンと遊星歯車機構との間に配置されている構成の駆動装置が記載されている。この特許文献１に記載された駆動装置では、その出力ギヤにカウンタギヤが噛み合っており、そのカウンタギヤにデファレンシャルギヤのリングギヤが噛み合い、また第１モータと平行に配置された第２モータのロータ軸に取り付けられている駆動ギヤがカウンタギヤに噛み合っている。したがって、特許文献１に記載された駆動装置は、動力分割機構での変速作用、出力ギヤとカウンタギヤとの間の減速作用、カウンタギヤとリングギヤとの間の減速作用、第２モータの駆動ギヤとカウンタギヤとの間の減速作用が生じ、４つの変速部（減速部）を備えていることになる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００１−２６０６６９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ハイブリッド駆動装置の動力源を構成するエンジンとモータとにはトルクの出力特性の相違があり、モータの出力側に設けられる減速機構の減速比を大きくしてモータを小型化する場合には出力トルクの相違は更に顕著になる。そうした場合、エンジンから駆動輪に到る動力伝達系統における好ましい減速比と、モータから駆動輪に到る動力伝達系統における好ましい減速比とが異なることになる。それらの減速比は、エンジンについての減速機構とモータについての減速機構とを独立して設ければ、それぞれ好ましい値に設定することが容易になる。しかしながら、変速機構の数が多くなって駆動装置を小型化することが困難になる。特許文献１に記載されている装置では、動力分割機構の出力要素に第２モータを連結して、第２モータの出力側（トルクの伝達方向で下流側）に平行ギヤ式の減速機構が配列され、それらの減速機構がエンジンと第２モータとで共用されている。そのため、減速機構の必要数を少なくすることができる。しかしながら、第２モータを小型化するために、第２モータについての減速比を更に大きくすると、エンジンについての減速比も大きくなってしまう。特に、特許文献１に記載された装置では、動力分割機構を構成している遊星歯車機構のキャリヤを入力要素、サンギヤを反力要素、リングギヤを出力要素としているので、第１モータを停止してサンギヤの回転を止めた状態の運転点（メカニカルポイント）での動力分割機構による変速比が十分には小さくならず（増速比が充分に大きくならず）、その結果、エンジン回転数が高くなって燃費の向上の点で不利になったり、ＮＶ特性が悪化したりするなどの可能性があった。
【０００５】
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、ハイブリッド車両の駆動装置を小型化することを目的とし、特に動力分割機構に加えて設ける減速機構（減速部）の必要数を少なくして小型化に有利な駆動装置を提供することを目的とするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記の目的を達成するために、この発明は、エンジンと、発電機能のある第１モータと、前記エンジンが出力した駆動力を前記第１モータ側と駆動輪側とに分割する動力分割機構と、左右の駆動輪にトルクを伝達する終減速機としてのデファレンシャルギヤと、前記動力分割機構から前記デファレンシャルギヤに伝達されるトルクにトルクを加減する第２モータとを有するハイブリッド車両の駆動装置において、前記動力分割機構は、サンギヤとリングギヤと前記サンギヤと前記リングギヤとの少なくともいずれか一方に噛み合っているピニオンギヤを保持しているキャリヤとを回転要素として差動作用を行う遊星歯車機構によって構成され、前記サンギヤが前記駆動輪に向けてトルクを出力する出力要素とされ、前記サンギヤに連結された第１減速部と、前記第１減速部と前記デファレンシャルギヤとの間に設けられた第２減速部とを更に備え、前記第２モータは、前記第１減速部の出力側部材と前記第２減速部の入力側部材との間に連結されていることを特徴とするものである。
【発明の効果】
【０００７】
この発明によれば、エンジンが出力したトルクは動力分割機構によって駆動輪側と第１モータ側とに分割され、駆動輪側に分割されたトルクは第１減速部および第２減速部を経由してデファレンシャルギヤから駆動輪に伝達される。すなわち、エンジンから駆動輪に伝達されるトルクは、動力分割機構および各減速部の変速比もしくは減速比に応じて増大させられる。また、第２モータが出力したトルクは第２減速部を経由してデファレンシャルギヤから駆動輪に伝達される。すなわち、第２モータのトルクは、第２減速部の減速比に応じて増大させられる。したがって、この発明においては、トルクを増幅するように作用する実質的な減速機構は、動力分割機構と各減速部との合計３つであり、そのため、トルク増幅に要する機構を従来より少なくして駆動装置の全体としての構成を小型化でき、また低コスト化することができる。しかも、この発明では、動力分割機構における出力要素であるサンギヤの回転数を入力回転数よりも高回転数にできるので、各減速部による減速比を大きくしてもエンジンと駆動輪との間の減速比が特に大きくなることを抑制できる。したがって、各減速部による減速比を大きくして第２モータを小型化でき、併せてエンジン回転数が高回転数になったり、それに伴って燃費やＮＶ特性が悪化したりすることを防止もしくは抑制することができる。また、第２モータを小型化してその配置の自由度を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】この発明に係る駆動装置の一例を示す模式図である。
【図２】その遊星歯車機構についての共線図である。
【図３】トータル減速比を説明するための線図である。
【図４】第１の回転中心軸線上の機構の他の例を示す模式図である。
【図５】第１の回転中心軸線上の機構の更に他の例を示す模式図である。
【図６】第１の回転中心軸線上の機構のまた更に他の例を示す模式図である。
【図７】第２の回転中心軸線上の機構の他の例を示す模式図である。
【図８】第２の回転中心軸線上の機構の更に他の例を示す模式図である。
【図９】ダブルピニオン型遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の例を示す部分的な模式図である。
【図１０】参考例を示す図であって、ステップドピニオン型の遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第１の数例を示す部分的な模式図である。
【図１１】参考例を示す図であって、ステップドピニオン型の遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第２の数例を示す部分的な模式図である。
【図１２】参考例を示す図であって、ステップドピニオン型の遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第３の数例を示す部分的な模式図である。
【図１３】参考例を示す図であって、ステップドピニオン型の遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第４の数例を示す部分的な模式図である。
【図１４】参考例を示す図であって、ラビニョ型遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第１の数例を示す模式図である。
【図１５】参考例を示す図であって、ラビニョ型遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第２の数例を示す模式図である。
【図１６】参考例を示す図であって、ラビニョ型遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第３の数例を示す模式図である。
【図１７】参考例を示す図であって、ラビニョ型遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第４の数例を示す模式図である。
【図１８】参考例を示す図であって、ラビニョ型遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第５の数例を示す模式図である。
【図１９】参考例を示す図であって、ラビニョ型遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第６の例を示す模式図である。
【図２０】参考例を示す図であって、ラビニョ型遊星歯車機構によって構成した動力分割機構の第７の数例を示す模式図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
この発明の実施形態であるハイブリッド車両の駆動装置は、終減速機であるデファレンシャルギヤを有するトランスアクスルとして構成することができ、その一例を図１に模式的に示してある。ここに示す駆動装置１は、エンジン（ＥＮＧ）２の出力軸３（もしくは回転中心軸線ＣＬ）が車幅方向と平行となるように配置されるいわゆる横置きタイプのものであり、フロントエンジン・フロントドライブ式のＦＦ車両や、リヤエンジン・リヤドライブ式のＲＲ車両に搭載される。この駆動装置１は、エンジン２と、二つのモータ４，５とを駆動力源として備えている。エンジン２はガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの内燃機関である。また、モータ４，５は、発電機能のあるいわゆるモータジェネレータであって、その一例は永久磁石形の同期モータである。
【００１０】
第１のモータ４は、定常的な走行時に主として発電機として機能し、第２のモータ５は図示しない蓄電装置や第１のモータ４から電力が供給されてモータとして機能し、走行のための駆動力を発生する。第１のモータ４は、エンジン２の出力側にエンジン２に隣接しかつエンジン２と同一軸線上に配置されている。この第１のモータ４を挟んで、エンジン２とは反対側に、エンジン２が出力した動力を第１のモータ４に分割する動力分割機構６がエンジン２と同一軸線上に配置されている。エンジン２の出力軸３がダンパー機構７を介して動力分割機構６に連結されている。なお、出力軸３を動力分割機構６に連結するために、第１のモータ４をその中心軸線に沿って貫通する中間軸を用いることがある。
【００１１】
動力分割機構６は、３つの回転要素による差動作用を利用して、入力された動力を第１のモータ４側と駆動輪８に向けた出力側とに分割する差動機構であり、好適には遊星歯車機構によって構成することができる。図１に示す例では、シングルピニオン型の遊星歯車機構によって動力分割機構６が構成されている。シングルピニオン型遊星歯車機構は、サンギヤ６Ｓと、サンギヤ６Ｓと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤ６Ｒと、サンギヤ６Ｓとリングギヤ６Ｒとに噛み合っているピニオンギヤ６Ｐを自転および公転可能に保持しているキャリヤ６Ｃとを回転要素として備えており、キャリヤ６Ｃがエンジン２の出力軸３に連結されて入力要素となっている。
【００１２】
第１のモータ４は、ステータ４Ｓとロータ４Ｒとを有しており、ロータ４Ｒは円筒状に構成され、エンジン２をキャリヤ６Ｃに連結する中間軸などの連結部材がそのロータ４Ｒの内側を貫通している。そして、第１のモータ４のロータ４Ｒと動力分割機構６のリングギヤ６Ｒとが、一体となって回転するように連結されている。したがって、リングギヤ６Ｒが反力要素となっている。また、３つの回転要素のうち残る１つの回転要素であるサンギヤ６Ｓが出力要素となっている。
【００１３】
ここで、動力分割機構６について更に説明する。動力分割機構６を構成している３つの回転要素を、入力要素および反力要素ならびに固定要素に割り当てる割り当て方は複数存在する。図１に示す構成は、それらの割り当て方のうち、入力回転数に対する出力回転数の増大率が最大となるように各回転要素を入力要素および反力要素ならびに出力要素にそれぞれ割り当てた構成となっている。ここで、入力回転数に対する出力回転数の増大率とは、反力要素の回転を止めた状態で、入力要素と出力要素とを共に同方向（具体的にはエンジン２の回転方向）に回転させた場合における入力回転数に対する出力回転数の比率である。
【００１４】
図２には、図１に示す遊星歯車機構についての共線図を示してあり、リングギヤ６Ｒが反力要素であることによりリングギヤ６Ｒを第１のモータ４（ＭＧ１）と共に固定し、入力要素であるキャリヤ６Ｃとエンジン（ＥＮＧ）２とを共に回転させた状態を示してある。キャリヤ６Ｃがエンジン２の回転方向である正方向に回転することにより、出力要素であるサンギヤ６Ｓが正方向に回転する。この場合、遊星歯車機構のギヤ比（リングギヤ６Ｒの歯数に対するサンギヤ６Ｓの歯数の比）を「ρ１」とすると、出力要素であるサンギヤ６Ｓの回転数は、入力要素であるキャリヤ６Ｃの回転数の「（１＋ρ１）／ρ１」倍の回転数になり、増大率は「（１＋ρ１）／ρ１」、変速比は「ρ１／（１＋ρ１）」となる。比較のために、サンギヤ６Ｓを反力要素として固定し、リングギヤ６Ｒを出力要素とした場合の例を図２に破線で示してある。この場合の増大率は「１＋ρ１」、変速比は「１／（１＋ρ１）」となるから、増大率は図１に示す構成の場合より小さくなる。すなわち、図１に示す構成では、反力要素を固定して入力要素および出力要素を共に同方向に回転させた場合の増大率が最大となるように、キャリヤ６Ｃおよびリングギヤ６Ｒならびにサンギヤ６Ｓが、それぞれ入力要素および反力要素ならびに出力要素に割り当てられている。
【００１５】
上記の動力分割機構６および第１のモータ４を挟んでエンジン２とは反対側に第１減速部９が設けられている。この発明の実施形態では、第１減速部９はチェーンやベルトを伝動体とした巻き掛け伝動機構によって構成することができ、図１に示す例では、第１減速部９はチェーンユニットによって構成されている。具体的には、駆動側回転体である駆動側チェーンスプロケット９ａがサンギヤ６Ｓと同一軸線上にサンギヤ６Ｓと一体となって回転するように配置されており、これと平行な所定の回転中心軸線ＣＲ上に従動側回転体である従動側チェーンスプロケット９ｂが配置され、これらのスプロケット９ａ，９ｂに伝動体である環状のチェーン９ｃが巻き掛けられている。このチェーン９ｃはサイレントチェーンであることが好ましい。なお、従動側チェーンスプロケット９ｂの巻き掛け径が駆動側チェーンスプロケット９ａの巻き掛け径より大きい。また、上記の回転中心軸線ＣＲ上に終減速機であるデファレンシャルギヤ１０が配置され、そのデファレンシャルギヤ１０と駆動輪８がドライブシャフト１１によって連結されている。
【００１６】
さらに、デファレンシャルギヤ１０側の回転中心軸線ＣＲ上で、従動側チェーンスプロケット９ｂに隣接する位置に第２のモータ５（ＭＧ２）が配置されている。図１に示す例では、従動側チェーンスプロケット９ｂの右側で前述した動力分割機構６の外周側に第２のモータ５が配置されている。また、言い換えれば、従動側チェーンスプロケット９ｂとデファレンシャルギヤ１０との間に第２のモータ５が配置されている。第２のモータ５は、ステータ５Ｓとロータ５Ｒとを備えており、そのロータ５Ｒが従動側チェーンスプロケット９ｂに一体となって回転するように連結されている。したがって、図１に示す構成では、第２のモータ５が出力したトルクを、動力分割機構６から出力されるトルクに加えるように構成されている。
【００１７】
上記の第１減速部９の前記駆動輪８に向けたトルクの伝達方向で下流側に第２減速部１２が設けられている。第２減速部１２は、第１減速部９から伝達されたトルクを更に増幅してデファレンシャルギヤ１０に伝達するための減速機構であり、図１に示す例では、差動回転機構の一例であるステップドピニオン型の遊星歯車機構によって構成されている。この遊星歯車機構は、前述した従動側チェーンスプロケット９ｂに隣接して前記第２のモータ５とは反対側に同一軸線上に配置されており、サンギヤ１２Ｓが従動側チェーンスプロケット９ｂに一体となって回転するように連結されている。このサンギヤ１２Ｓが第２減速部１２の入力側の部材であり、また前記従動側チェーンスプロケット９ｂが第１減速部９の出力側の部材であり、したがって第２のモータ５はこれら第１減速部９の出力側部材と第２減速部１２の入力側部材との間に連結されている。
【００１８】
サンギヤ１２Ｓに大径ピニオンギヤ１２Ｐ1が噛み合っている。大径ピニオンギヤ１２Ｐ1と同一軸線上に小径ピニオンギヤ１２Ｐ2が設けられていてこれらのピニオンギヤ１２Ｐ1，１２Ｐ2は一体となって回転するよう構成されている。これらのピニオンギヤ１２Ｐ1，１２Ｐ2はキャリヤ１２Ｃによって保持され、キャリヤ１２Ｃが回転することにより公転し、かつ自転するように構成されている。小径ピニオンギヤ１２Ｐ2は、内歯歯車であるリングギヤ１２Ｒに噛み合っている。そのリングギヤ１２Ｒはケーシングなどの所定の固定部１３に固定されている。したがって、第２減速部１２は、ステップドピニオン型遊星歯車機構によって構成することにより、シングルピニオン型あるいはダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成する場合に比較して、外径を小さくして減速比を大きくすることができる。
【００１９】
デファレンシャルギヤ１０は第１のモータ４の外周側に配置されており、その位置は、車両の幅方向で中央部に近い位置である。デファレンシャルギヤ１０は従来車両用の終減速機として用いられているものと同様の構成であって、駆動輪８のドライブシャフト１１が連結されるサイドギヤ（図示せず）などを収容しているデフケース１０ａを有しており、そのデフケース１０ａが第２減速部１２のキャリヤ１２Ｃに連結されている。したがって、第２減速部１２を構成している遊星歯車機構のサンギヤ１２Ｓが入力要素、リングギヤ１２Ｒが反力（固定）要素、キャリヤ１２Ｃが出力要素となっている。したがって、第２減速部１２は、サンギヤ１２Ｓの回転数に対してキャリヤ１２Ｃの回転数が低回転数になり、かつサンギヤ１２Ｓおよびキャリヤ１２Ｃが共に同方向（正方向）に回転するように構成されている。
【００２０】
図１に示す構成の駆動装置１では、エンジン２のトルクや第２のモータ５のトルクが以下のようにして駆動輪８に伝達される。エンジン２が出力したトルクは動力分割機構６のキャリヤ６Ｃに伝達される。この動力分割機構６は例えば前述した図２に共線図で示したように動作し、変速作用が生じる。その変速作用によって増減されたトルクが第１減速部９に伝達され、その減速作用によってトルクが増幅される。第１減速部９で増大させられたトルクが第２減速部１２に伝達され、その第２減速部１２で増大させられたトルクがデファレンシャルギヤ１０を介して駆動輪８に伝達される。したがって、エンジン２と駆動輪８との間には、変速作用もしくは減速作用を行う動力分割機構６および第１減速部９ならびに第２減速部１２の３つの減速部（変速部）が配置されており、エンジン２が出力したトルクは、それら各変速部もしくは減速部での変速比（減速比）を掛け合わせたトータル変速比に応じて増減されて駆動輪８に伝達される。これに対して、第２のモータ５が出力したトルクは、第１減速部９の従動側のトルクに加えられ、第２減速部１２を介してデファレンシャルギヤ１０から駆動輪８に伝達される。すなわち、第２のモータ５の出力トルクは、第２減速部１２の減速作用を受けてその減速比に応じて増大させられ、そのトータル減速比は、第２減速部１２の減速比に応じた値となる。
【００２１】
エンジン２から駆動輪８までの間のトータル減速比は、ハイブリッド車両の加速性能や燃費あるいはＮＶ特性などに影響し、車両の種類や車両に付与すべき特性などに基づいて設計上、予め定められる。一方、動力分割機構６を前述したように遊星歯車機構によって構成した場合、遊星歯車機構によって設定できる変速比は遊星歯車機構の構造あるいは強度などの点で制限を受け、これに対して下流側の減速部の設計の自由度は遊星歯車機構よりも高い。このような設定要求や制限要因のあるトータル減速比を図３に模式的に示してある。
【００２２】
図３で縦軸は、遊星歯車機構からなる動力分割機構における入力要素のトルクと出力要素のトルクとの比（入出力トルク比もしくは変速比）を示し、原点に近いほど（図３で下側ほど）小さい値であることを示している。また、横軸は動力分割機構より下流側の減速部による減速比（下流側減速比）を示し、原点に近いほど小さい値（Ｈｉ側の値）を示している。図３の実線で示す曲線が設計上好ましいとされるトータル減速比を示しており、例えば従来の装置によるトータル減速比は図３のＰ１点で示される。その入出力トルク比はＡ１点で示され、これは、シングルピニオン型遊星歯車機構のキャリヤを入力要素、リングギヤを出力要素、サンギヤを反力要素とした場合の値である。また、下流側減速比はＤ１点で示される。この符号Ｄ１で示される下流側減速比は、第２モータと駆動輪との間の減速比となっている。
【００２３】
下流側減速比を符号Ｄ２で示すように大きくすると（Ｌｏｗ側の値にすると）、トータル減速比は例えば符号ＰＮで示す値になり、設計上好ましい値から大きくずれてしまう。この状態で下流側減速比を変化させてもトータル減速比は図３に細い破線で示すように変化し、設計上好ましい値にはならない。このようなトータル減速比では、例えばエンジンから駆動輪までの間の減速比が大きくなるから、車両が低速段を設定して走行しているのと同様の状態になり、駆動力が過大になったり、エンジン回転数が高くなって燃費が悪くなったりする。これに対して上述したこの発明の実施形態では、動力分割機構６における出力要素（サンギヤ６Ｓ）の回転数の入力回転数に対する増大率が最大となるように動力分割機構６を構成しているので、図３に示す入出力トルク比が小さくなり、その結果、下流側減速比を符号Ｄ２で示す値まで増大させたとしてもトータル減速比は、実線で示す設計上好ましい値もしくはこれに近い値になる。したがって、この発明の実施形態では、駆動装置１の動力性能やこれを搭載する車両の燃費などを悪化させることなく、第２のモータ５の小型化や駆動装置１の小型・軽量化などを図ることができる。
【００２４】
なお、図１に示す構成では、動力分割機構６および第１のモータ４が、トルクの伝達方向で、第１減速部９よりもエンジン２側に配置されているので、エンジン２と動力分割機構６との連結や動力分割機構６と第１のモータ４との連結が容易になる。
【００２５】
つぎにこの発明の実施形態の他の例を説明する。図１に示す装置は、エンジン２のトルクと第１のモータ４による反力トルクとを合成する第１の回転中心軸線ＣＬ上の機構と、第１減速部９によって伝達されたトルクと第２のモータ５の出力トルクとを合成してデファレンシャルギヤ１０に伝達する第２の回転中心軸線ＣＲ上の機構とに分けることができる。図４ないし図６は、第１の回転中心軸線ＣＬ上の機構のみの他の例を示しており、これらの図４ないし図６に示す例は、第１の回転中心軸線ＣＬ上での第１のモータ４および動力分割機構６ならびに第１減速部９（駆動側チェーンスプロケット９ａ）の配列を、図１に示す例とは異ならせた例である。したがって、図４ないし図６において、図１に示す部材と同一の部材には図１と同一の符号を付してその説明を省略する。
【００２６】
図４に示す例は、エンジン２側から、駆動側チェーンスプロケット９ａ、動力分割機構６、第１のモータ４の順に配列した例である。図５に示す例は、エンジン２側から、駆動側チェーンスプロケット９ａ、第１のモータ４、動力分割機構６の順に配列した例である。図６に示す例は、エンジン２側から、動力分割機構６、第１のモータ４、駆動側チェーンスプロケット９ａの順に配列した例である。これら図４ないし図６に示すいずれかの機構に、図１に示す第２の回転中心軸線ＣＲ上の機構を組み合わせてこの発明の実施形態における駆動装置とすることができる。
【００２７】
図７および図８は、第２の回転中心軸線ＣＲ上の機構のみの他の例を示しており、これらの図７および図８に示す例は、第２の回転中心軸線ＣＲ上での第２のモータ５および第１減速部９（従動側チェーンスプロケット９ｂ）、第２減速部１２ならびにデファレンシャルギヤ１０の配列を、図１に示す例とは異ならせた例である。したがって、図７および図８において、図１に示す部材と同一の部材には図１と同一の符号を付してその説明を省略する。
【００２８】
図７に示す例は、従動側チェーンスプロケット９ｂと同一軸線上に並べて、従動側チェーンスプロケット９ｂ側から、第２のモータ５、第２減速部１２、デファレンシャルギヤ１０の順に配置した例である。なお、リングギヤ１２Ｒは大径ピニオンギヤ１２Ｐ1に噛み合っており、サンギヤ１２Ｓに替えて第２リングギヤ１２Ｒ1が設けられ、第２リングギヤ１２Ｒ1は小径ピニオンギヤ１２Ｐ2に噛み合っており、かつデファレンシャルギヤ１０に連結されている。図８に示す例は、従動側チェーンスプロケット９ｂを挟んで第２モータ５と第２減速部１２を配置し、その第２減速部１２を挟んで従動側チェーンスプロケット９ｂとは反対側にデファレンシャルギヤ１０を配置した例である。これら図７および図８に示すいずれかの機構に、図１もしくは図４〜６に示す第１の回転中心軸線ＣＬ上の機構を組み合わせてこの発明の実施形態における駆動装置とすることができる。
【００２９】
なお、動力分割機構６として作用することのできる他の例を以下に説明する。図９に示す例は、動力分割機構６をダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成した例である。ここに示す動力分割機構６では、サンギヤ６Ｓとリングギヤ６Ｒとの間には、サンギヤ６Ｓに噛み合っている第１ピニオンギヤ６Ｐ１と、その第１ピニオンギヤ６Ｐ１およびリングギヤ６Ｒに噛み合っている第２ピニオンギヤ６Ｐ２とが設けられ、これらのピニオンギヤ６Ｐ１，６Ｐ２がキャリヤ６Ｃによって自転および公転できるように保持されている。サンギヤ６Ｓは出力要素であって第１減速部９に連結されている。リングギヤ６Ｒは入力要素であってエンジン２の出力軸３に連結されている。そして、キャリヤ６Ｃは反力要素であって第１のモータ（ＭＧ１）４が連結されている。他の構成は、上述したいずれかの例と同様に構成すればよいので、その説明を省略する。
【００３０】
ダブルピニオン型遊星歯車機構では、サンギヤを固定した構成の場合、およびキャリヤを固定した構成の場合には、他の２つの回転要素を入力要素もしくは出力要素とすることにより当該他の２つの回転要素が同方向に回転する。図９に示す構成は、キャリヤ６Ｃが反力要素となっていて固定することが可能であるから、遊星歯車機構のギヤ比が「０．５」より小さいことにより、いわゆるメカニカルポイントでの入力要素の回転数に対する出力要素の回転数の増大率が最大になる。したがって、前述した各実施形態と同様に、トータル減速比を設計上好ましい値に維持しつつ、第２の減速部１２によるいわゆる下流側減速比を大きくすることができ、それに伴って第２のモータ５や駆動装置１の全体としての構成を小型化することができる。また、第２のモータ５の配置の自由度を高くすることができる。なお、図９に示す例であっても、各減速部９，１２として前述した構成の平行ギヤ減速機構を採用することができる。
【００３１】
つぎに、動力分割機構の参考例を図１０ないし図２０に示す。なお、以下の説明では、動力分割機構６の部分のみを図示して説明し、他の部分の説明を省略する。図１０はピッチ円径の小さい小径ピニオンギヤ６Ｐ３と、その小径ピニオンギヤ６Ｐ３よりピッチ円径が大きい大径ピニオンギヤ６Ｐ４とを同一軸線上に並べて一体化したステップドピニオン６ＰＳをキャリヤ６Ｃで保持した遊星歯車機構によって動力分割機構６を構成した例であって、サンギヤ６Ｓと、第１リングギヤ６Ｒ１と、第２リングギヤ６Ｒ２とを回転要素として備えている。サンギヤ６Ｓは出力要素とされていて第１減速部９に連結されている。また、第１リングギヤ６Ｒ１は反力要素とされていて第１のモータ４に連結されている。さらに、第２リングギヤ６Ｒ２は入力要素とされていてエンジン２の出力軸３に連結されている。
【００３２】
図１０の（ａ）に示す例では、サンギヤ６Ｓと第１リングギヤ６Ｒ１とが小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合い、かつ第２リングギヤ６Ｒ２が大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っている。図１０の（ｂ）に示す例は、図１０の（ａ）に示すステップドピニオン６ＰＳの左右の向きを反転させた例であり、サンギヤ６Ｓと第１リングギヤ６Ｒ１とが大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合い、かつ第２リングギヤ６Ｒ２が小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合っている。図１０の（ｃ）に示す例は、図１０の（ａ）に示す構成のうちサンギヤ６Ｓを小径ピニオンギヤ６Ｐ３に替えて大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合わせた例である。図１０の（ｄ）に示す例は、図１０の（ｂ）に示す構成のうちサンギヤ６Ｓを大径ピニオンギヤ６Ｐ４に替えて小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合わせた例である。
【００３３】
これら図１０の（ａ）ないし（ｄ）のいずれに示す構成であっても、反力要素とされている第１リングギヤ６Ｒ１を固定した場合の第２リングギヤ６Ｒ２の回転数に対するサンギヤ６Ｓの回転数の比率である増大率が大きくなるので、前述した各実施形態と同様に、トータル減速比を設計上好ましい値に維持しつつ、いわゆる下流側減速比を大きくして第２のモータ５や駆動装置１の全体としての構成を小型化することができる。
【００３４】
図１１に示す例は、上述した図１０に示す例とは異なり、ステップドピニオン型の遊星歯車機構であって、リングギヤ６Ｒと、第１サンギヤ６Ｓ１と、第２サンギヤ６Ｓ２とを回転要素とした遊星歯車機構によって動力分割機構６を構成した例である。そのリングギヤ６Ｒは出力要素とされていて第１減速部９に連結されている。第１サンギヤ６Ｓ１は反力要素とされていて第１のモータ４に連結されている。さらに、第２サンギヤ６Ｓ２は入力要素とされていてエンジン２の出力軸３に連結されている。
【００３５】
図１１の（ａ）に示す例では、第１サンギヤ６Ｓ１とリングギヤ６Ｒとが小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合い、かつ第２サンギヤ６Ｓ２が大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っている。図１１の（ｂ）に示す例は、図１１の（ａ）に示すステップドピニオン６ＰＳの左右の向きを反転させた例であり、第１サンギヤ６Ｓ１とリングギヤ６Ｒとが大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合い、かつ第２サンギヤ６Ｓ２が小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合っている。図１１の（ｃ）に示す例は、図１１の（ａ）に示す構成のうちリングギヤ６Ｒを小径ピニオンギヤ６Ｐ３に替えて大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合わせた例である。図１１の（ｄ）に示す例は、図１１の（ｂ）に示す構成のうちリングギヤ６Ｒを大径ピニオンギヤ６Ｐ４に替えて小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合わせた例である。
【００３６】
これら図１１の（ａ）ないし（ｄ）のいずれに示す構成であっても、反力要素とされている第１サンギヤ６Ｓ１を固定した場合の第２サンギヤ６Ｓ２の回転数に対するリングギヤ６Ｒの回転数の比率である増大率が大きくなるので、前述した各実施形態と同様に、トータル減速比を設計上好ましい値に維持しつつ、いわゆる下流側減速比を大きくして第２のモータ５や駆動装置１の全体としての構成を小型化することができる。
【００３７】
図１２に示す例は、上述した図１０および図１１に示す例とは異なり、ステップドピニオン型の遊星歯車機構であって、リングギヤ６Ｒと、サンギヤ６Ｓと、キャリヤ６Ｃとを回転要素とした遊星歯車機構によって動力分割機構６を構成した例である。そのサンギヤ６Ｓは出力要素とされていて第１減速部９に連結されている。リングギヤ６Ｒは反力要素とされていて第１のモータ４に連結されている。さらに、キャリヤ６Ｃは入力要素とされていてエンジン２の出力軸３に連結されている。
【００３８】
図１２の（ａ）に示す例では、サンギヤ６Ｓが小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合い、リングギヤ６Ｒが大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っている。図１２の（ｂ）に示す例は、図１２の（ａ）に示すステップドピニオン６ＰＳの左右の向きを反転させた例であり、サンギヤ６Ｓが大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合い、リングギヤ６Ｒが小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合っている。
【００３９】
これら図１２の（ａ）および（ｂ）のいずれに示す構成であっても、反力要素とされているリングギヤ６Ｒを固定した場合のキャリヤ６Ｃの回転数に対するサンギヤ６Ｓの回転数の比率である増大率が大きくなるので、前述した各実施形態と同様に、トータル減速比を設計上好ましい値に維持しつつ、いわゆる下流側減速比を大きくして第２のモータ５や駆動装置１の全体としての構成を小型化することができる。
【００４０】
図１３に示す例は、上述した図１０に示す例とは異なり、ステップドピニオン型の遊星歯車機構であって、リングギヤ６Ｒに替えて第２サンギヤ６Ｓ２を設け、第１サンギヤ６Ｓ１と、第２サンギヤ６Ｓ２と、キャリヤ６Ｃとを回転要素とした遊星歯車機構によって動力分割機構６を構成した例である。その第１サンギヤ６Ｓ１は出力要素とされていて第１減速部９に連結されている。キャリヤ６Ｃは反力要素とされていて第１のモータ４に連結されている。さらに、第２サンギヤ６Ｓ２は入力要素とされていてエンジン２の出力軸３に連結されている。
【００４１】
図１３の（ａ）に示す例では、第１サンギヤ６Ｓ１が小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合い、第２サンギヤ６Ｓ２が大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っている。図１３の（ｂ）に示す例は、図１３の（ａ）に示すステップドピニオン６ＰＳの左右の向きを反転させた例であり、第１サンギヤ６Ｓ１が大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合い、第２サンギヤ６Ｓ２が小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合っている。
【００４２】
これら図１３の（ａ）および（ｂ）のいずれに示す構成であっても、反力要素とされているキャリヤ６Ｃを固定した場合の第２サンギヤ６Ｓ２の回転数に対する第１サンギヤ６Ｓ１の回転数の比率である増大率が大きくなるので、前述した各実施形態と同様に、トータル減速比を設計上好ましい値に維持しつつ、いわゆる下流側減速比を大きくして第２のモータ５や駆動装置１の全体としての構成を小型化することができる。
【００４３】
この発明の実施形態では、ラビニョ型遊星歯車機構によって動力分割機構６を構成することができる。ラビニョ型遊星歯車機構は、軸長の長いロングピニオンギヤと、そのロングピニオンギヤの一部に噛み合っているショートピニオンギヤとをキャリヤによって自転および公転が可能に保持した遊星歯車機構であり、ロングピニオンギヤをショートピニオンギヤより内周側に配置した構成と、これとは反対にロングピニオンギヤをショートピニオンギヤより外周側に配置した構成とがある。
【００４４】
図１４に示す例は、ロングピニオンギヤＰＬを大径ピニオンギヤ６Ｐ４と小径ピニオンギヤ６Ｐ３とを一体にしたいわゆるステップドピニオンギヤとして構成し、その外周側にショートピニオンギヤＰＳを配置して噛み合わせ、これらのキャリヤ６Ｃによって保持したラビニョ型遊星歯車機構を用いた例である。そして、図１４の（ａ）ないし（ｃ）に示すいずれの例においても、大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っているサンギヤ６Ｓを有し、そのサンギヤ６Ｓが出力要素となっていて第１減速部９に連結されている。
【００４５】
図１４の（ａ）に示す例では、サンギヤ６Ｓに加えて、小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合っている第２サンギヤ６Ｓ２と、ショートピニオンギヤＰＳに噛み合っているリングギヤ６Ｒとを更に備えている。その第２サンギヤ６Ｓ２は入力要素とされていてエンジン２の出力軸３に連結され、リングギヤ６Ｒは反力要素とされていて第１のモータ４に連結されている。また、図１４の（ｂ）に示す例は、図１４の（ａ）に示す第２サンギヤ６Ｓ２に替えてキャリヤ６Ｃが回転要素とされていてそのキャリヤ６Ｃは反力要素であって第１のモータ４に連結されている。また、リングギヤ６Ｒは入力要素とされていてエンジン２の出力軸３に連結されている。さらに、図１４の（ｃ）に示す例は、大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っている第２リングギヤ６Ｒ２を有しており、その第２リングギヤ６Ｒ２が図１４の（ｂ）に示すキャリヤ６Ｃに替えて反力要素とされ、第１のモータ４に連結されている。
【００４６】
また、図１５に示す例は、サンギヤ６Ｓを図１４に示すサンギヤ６Ｓとは異なり、小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合わせて設け、さらに第１および第２のリングギヤ６Ｒ１，６Ｒ２を設けたラビニョ型遊星歯車機構によって動力分割機構６を構成した例である。図１５の（ａ）に示す例では、サンギヤ６Ｓは出力要素とされていて第１減速部９に連結され、第１リングギヤ６Ｒ１は大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っていて反力要素とされて第１のモータ４に連結され、さらに第２リングギヤ６Ｒ２はショートピニオンギヤＰＳに噛み合っていて入力要素とされてエンジン２の出力軸３に連結されている。また、図１５の（ｂ）に示す例は、上記の図１５の（ａ）に示す構成のうち、サンギヤ６Ｓを反力要素に変更して第１のモータ４に連結し、第１リングギヤ６Ｒ１を出力要素に変更して第１減速部９に連結した例である。
【００４７】
さらに、図１６に示す例は、サンギヤを設けずに、キャリヤと第１リングギヤと第２リングギヤとを回転要素としたラビニョ型遊星歯車機構によって動力分割機構６を構成した例である。図１６に示す例では、ロングピニオンギヤＰＬとショートピニオンギヤＰＳとを保持しているキャリヤ６Ｃが入力要素とされていてエンジン２の出力軸３に連結されている。そして、図１６の（ａ）に示す例では、大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っている第１リングギヤ６Ｒ１が出力要素とされていて第１減速部９に連結され、ショートピニオンギヤＰＳに噛み合っている第２リングギヤ６Ｒ２が反力要素とされていて第１のモータ４に連結されている。これに対して図１６の（ｂ）に示す例では、大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っている第１リングギヤ６Ｒ１が反力要素とされていて第１のモータ４に連結され、ショートピニオンギヤＰＳに噛み合っている第２リングギヤ６Ｒ２が出力要素とされていて第１減速部９に連結されている。
【００４８】
これら図１４ないし図１６に示すいずれの例においても、遊星歯車機構のギヤ比を適宜に設定することにより、反力要素を固定した場合の入力要素の回転数に対する出力要素の回転数の比率である増大率が大きくなるので、前述した各実施形態と同様に、トータル減速比を設計上好ましい値に維持しつつ、いわゆる下流側減速比を大きくして第２のモータ５や駆動装置１の全体としての構成を小型化することができる。
【００４９】
つぎにショートピニオンギヤＰＳをロングピニオンギヤＰＬより内周側に配置したラビニョ型遊星歯車機構によって動力分割機構６を構成した例を説明する。以下に説明する例では、ロングピニオンギヤＰＬにおける小径ピニオンギヤ６Ｐ３の内周側にショートピニオンギヤＰＳが配置されてその小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合い、これらのピニオンギヤＰＬ，ＰＳがキャリヤ６Ｃによって自転および公転が可能なように保持されている。
【００５０】
図１７に示す例では、キャリヤ６Ｃが入力要素とされていてエンジン２の出力軸３に連結されている。このキャリヤ６Ｃに加えて、ショートピニオンギヤＰＳに噛み合っている第１サンギヤ６Ｓ１と大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っている第２サンギヤ６Ｓ２とを回転要素として更に備えている。そして、図１７の（ａ）に示す例では、第１サンギヤ６Ｓ１が出力要素とされていて第１減速部９に連結され、第２サンギヤ６Ｓ２が反力要素とされていて第１のモータ４が連結されている。これに対して、図１７の（ｂ）に示す例では、第１サンギヤ６Ｓ１が反力要素とされていて第１のモータ４が連結され、第２サンギヤ６Ｓ２が出力要素とされていて第１減速部９に連結されている。
【００５１】
また、図１８に示す例は、上述した図１７に示す構成のうちキャリヤ６Ｃに替えて入力要素となるリングギヤ６Ｒを設けた例である。すなわち、図１８の（ａ）に示す例は、大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合うリングギヤ６Ｒが設けられており、そのリングギヤ６Ｒがキャリヤ６Ｃに替わってエンジン２の出力軸３に連結されている。他の構成は前述した図１７の（ａ）に示す構成と同様である。図１８の（ｂ）に示す例は、図１８の（ａ）に示す構成のうち出力要素と反力要素とを入れ替えた例である。すなわち、小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合っている第１サンギヤ６Ｓ１が第１のモータ４に連結されて反力要素となっており、また大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合っている第２サンギヤ６Ｓ２が第１減速部９に連結されて出力要素となっている。図１８の（ｃ）に示す例は、上述した図１８の（ａ）に示す構成のうち、リングギヤ６Ｒが小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合っていてそのリングギヤ６Ｒを入力要素とした例である。同様に、図１８の（ｄ）に示す例は、上述した図１８の（ｂ）に示す構成のうち、リングギヤ６Ｒが小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合っていてそのリングギヤ６Ｒを入力要素とした例である。
【００５２】
図１９に示す例は、大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合うリングギヤ６Ｒを設けてそのリングギヤ６Ｒをエンジン２の出力軸３に連結して入力要素とし、さらにショートピニオンギヤＰＳに噛み合うサンギヤ６Ｓとキャリヤ６Ｃとを回転要素とした例である。この例では、キャリヤ６Ｃが反力要素とされていて第１のモータ４が連結され、またサンギヤ６Ｓが出力要素とされていて第１減速部９に連結されている。
【００５３】
図２０に示す例は、小径ピニオンギヤ６Ｐ３に噛み合う第１リングギヤ６Ｒ１を設けてその第１リングギヤ６Ｒ１をエンジン２の出力軸３に連結して入力要素とし、さらに大径ピニオンギヤ６Ｐ４に噛み合う第２リングギヤ６Ｒ２とショートピニオンギヤＰＳに噛み合うサンギヤ６Ｓとを回転要素とした例である。図２０の（ａ）に示す例では、第２リングギヤ６Ｒ２が出力要素とされていて第１減速部９に連結され、またサンギヤ６Ｓが反力要素とされていて第１のモータ４が連結されている。これに対して図２０の（ｂ）に示す例では、第２リングギヤ６Ｒ２が反力要素とされていて第１のモータ４が連結され、またサンギヤ６Ｓが出力要素とされていて第１減速部９に連結されている。
【００５４】
これら図１７ないし図２０に示すいずれの例においても、遊星歯車機構のギヤ比を適宜に設定することにより、反力要素を固定した場合の入力要素の回転数に対する出力要素の回転数の比率である増大率が大きくなるので、前述した各実施形態と同様に、トータル減速比を設計上好ましい値に維持しつつ、いわゆる下流側減速比を大きくして第２のモータ５や駆動装置１の全体としての構成を小型化することができる。
【００５５】
なお、この発明は上述した各実施形態に限定されないのであって、第１減速部を歯車式の減速機構によって構成し、第２減速部を巻き掛け伝動機構によって構成してもよい。
【符号の説明】
【００５６】
１…駆動装置、  ２…エンジン、  ３…出力軸、  ４…モータ、  ４Ｒ…ロータ、  ４Ｓ…ステータ、  ５…モータ、  ５Ｒ…ロータ、  ５Ｓ…ステータ、  ６…動力分割機構、  ６Ｃ…キャリヤ、  ６Ｐ…ピニオンギヤ、  ６Ｐ１…ピニオンギヤ、  ６Ｐ３…小径ピニオンギヤ、  ６Ｐ４…大径ピニオンギヤ、  ６ＰＳ…ステップドピニオン、  ６Ｒ…リングギヤ、  ６Ｒ１…リングギヤ、  ６Ｒ２…リングギヤ、  ６Ｓ…サンギヤ、  ６Ｓ１…サンギヤ、  ６Ｓ２…サンギヤ、  ７…ダンパー機構、  ８…駆動輪、  ９…第１減速部、  ９ａ…駆動側チェーンスプロケット、  ９ｂ…従動側チェーンスプロケット、  ９ｃ…チェーン、  １０…デファレンシャルギヤ、  １０ａ…デフケース、  １１…ドライブシャフト、  １２…第２減速部、  １２Ｃ…キャリヤ、  １２Ｐ…ピニオンギヤ、  １２Ｒ…リングギヤ、  １２Ｓ…サンギヤ、  ＣＬ，ＣＲ…回転中心軸線、  ＰＬ…ロングピニオンギヤ、  ＰＳ…ショートピニオンギヤ。
【図１】
2019131031.tif 000003
【図２】
2019131031.tif 000004
【図３】
2019131031.tif 000005
【図４】
2019131031.tif 000006
【図５】
2019131031.tif 000007
【図６】
2019131031.tif 000008
【図７】
2019131031.tif 000009
【図８】
2019131031.tif 000010
【図９】
2019131031.tif 000011
【図１０】
2019131031.tif 000012
【図１１】
2019131031.tif 000013
【図１２】
2019131031.tif 000014
【図１３】
2019131031.tif 000015
【図１４】
2019131031.tif 000016
【図１５】
2019131031.tif 000017
【図１６】
2019131031.tif 000018
【図１７】
2019131031.tif 000019
【図１８】
2019131031.tif 000020
【図１９】
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【図２０】
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