(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１４とを更に備え、第２モータ５は、出力要素６Ｓに連結されている。【選択図】図１
2019077218.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、サンギヤと前記サンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと前記サンギヤと前記リングギヤと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有し、かつ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た遊星歯車機構によって構成され、
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、前記サンギヤに連結されている
ことを特徴とするハイブリッド車両の駆動装置。
【請求項２】
請求項１に記載の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、前記サンギヤと前記リングギヤとに噛み合いかつ前記キャリヤによって保持されたピニオンギヤを有するシングルピニオン型の遊星歯車機構によって構成され、
前記キャリヤは、前記エンジンに連結されて入力要素となり、
前記リングギヤは、前記第１モータに連結されて反力要素となっている
ことを特徴とするハイブリッド車両の駆動装置。
【請求項３】
請求項１に記載の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、前記サンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと、前記サンギヤに噛み合っている第１ピニオンギヤおよび前記第１ピニオンギヤと前記リングギヤとに噛み合っている第２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たダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成され、
前記リングギヤは、前記エンジンに連結された入力要素となり、
前記キャリヤは、前記第１モータに連結された反力要素となっている
ことを特徴とするハイブリッド車両の駆動装置。
【請求項４】
請求項１ないし３のいずれか一項に記載のハイブリッド車両の駆動装置において、
前記第１減速部は、前記出力要素と共に回転する駆動側回転体と、前記駆動側回転体に巻き掛けられた環状の伝動体と、前記伝動体が巻き掛けられかつ前記駆動側回転体より巻き掛け径が大きい従動側回転体とを有する巻き掛け伝動機構によって構成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。
【請求項５】
請求項４に記載のハイブリッド車両の駆動装置において、
前記駆動側回転体は駆動側チェーンスプロケットによって構成され、前記伝動体はチェーンによって構成され、前記従動側回転体は従動側チェーンスプロケットによって構成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。
【請求項６】
瀬請求項５に記載のハイブリッド車両の駆動装置において、
前記駆動側チェーンスプロケットと前記従動側チェーンスプロケットとは、それぞれ、ニードルベアリングによって回転可能に支持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。
【請求項７】
請求項４ないし６のいずれか一項に記載のハイブリッド車両の駆動装置において、
前記デファレンシャルギヤは、デフケースを有し、
前記第２減速部は、入力部材と固定部材と出力部材とで差動作用を行うとともに固定部材の回転を止めた状態で前記出力部材が前記入力部材と同方向でかつ前記入力部材より低速で回転する差動回転機構によって構成され、
前記従動側回転体は、前記入力部材に連結され、
前記固定部材は、回転しないように固定され、
前記デフケースは、前記出力部材に連結されている
ことを特徴とするハイブリッド車両の駆動装置。
【請求項８】
請求項１ないし３のいずれか一項に記載のハイブリッド車両の駆動装置において、
前記第２減速部は、前記第１減速部に対して前記第１減速部の回転中心軸線の方向にずれて配置され、
前記デファレンシャルギヤは、前記第２減速部に対して前記第１減速部の回転中心軸線の方向で前記第１減速部とは反対側にずれて配置されている
ことを特徴とするハイブリッド車両の駆動装置。
【請求項９】
請求項４ないし７のいずれか一項に記載のハイブリッド車両の駆動装置において、
前記第１モータと前記動力分割機構と前記駆動側回転体と前記第２モータとが同一軸線上に並んで配置され、かつ
前記エンジン側から前記第１モータ、前記動力分割機構の順に配列されている
ことを特徴とするハイブリッド車両の駆動装置。
【請求項１０】
請求項１ないし３のいずれかに記載のハイブリッド車両の駆動装置において、
前記第１減速部は、前記出力要素と一体となって回転する出力ギヤと、前記出力ギヤに噛み合いかつ前記出力ギヤより大径のカウンタドリブンギヤとを有する第１平行ギヤ減速機構によって構成され、
前記第２減速部は、前記カウンタドリブンギヤと一体となって回転しかつ前記カウンタドリブンギヤより小径のカウンタドライブギヤと、前記カウンタドライブギヤに噛み合いかつ前記カウンタドライブギヤより大径で前記デファレンシャルギヤに設けられているデフリングギヤとを有する第２平行ギヤ減速機構によって構成されている
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、その一例が特許文献１に記載されている。その構成を説明すると、エンジンと同一軸線上に、エンジン側から、第１モータ、ドライブスプロケット、動力分割機構、第２モータの順に配置されている。その動力分割機構は、シングルピニオン型の遊星歯車機構によって構成されており、キャリヤにエンジンが連結され、サンギヤに第１モータが連結され、リングギヤから出力し、そのリングギヤに第２モータが連結されている。一方、ドライブスプロケットと平行に配置された第１カウンタ軸にドリブンスプロケットが取り付けられて、これらのスプロケットにチェーンが巻き掛けられている。さらに第１カウンタ軸に第１ドライブギヤが取り付けられ、その第１ドライブギヤに噛み合っている第１ドリブンギヤが、第１カウンタ軸と平行に配置された第２カウンタ軸に取り付けられている。第２カウンタ軸には、第１ドリブンギヤと共に回転する第２ドライブギヤが取り付けられており、その第２ドライブギヤがデファレンシャルギヤのリングギヤに噛み合っている。
【０００３】
したがって、特許文献１に記載された駆動装置では、動力分割機構による変速作用、チェーン機構による減速作用、第１ドライブギヤと第１ドリブンギヤとの間の減速作用、第２ドライブギヤとデファレンシャルギヤのリングギヤとの間の減速作用が生じ、４つの変速部部（減速部）を備えていることになる。そして、特許文献１に記載された駆動装置では、第１カウンタ軸と第２カウンタ軸とを設け、チェーン機構の出力側（トルクの伝達方向で下流側）に２つの歯車（平行ギヤ）減速機構を設けている。したがって、チェーン機構で回転方向の反転が生じないとしても、２つの歯車（平行ギヤ）減速機構を設けていることにより、デファレンシャルギヤにおけるリングギヤの回転方向を正回転方向（入力回転と同方向）とすることができる。
【０００４】
また、特許文献２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２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２に記載された駆動装置は、上述した特許文献１に記載された装置と同様に、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つの変速部部（減速部）を備えていることになる。
【０００５】
さらに、特許文献３には、２つの遊星歯車機構によって構成された変速機構が記載され、特許文献４には、ラビニョ型遊星歯車機構を使用した自動変速機が記載され、その自動変速機はリングギヤからトルクを出力するように構成されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開平９−２２６３９２号公報
【特許文献２】特開２００１−２６０６６９号公報
【特許文献３】特開平１０−２４６１７３号公報
【特許文献４】特開平３−１１７７５２号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
特許文献１や特許文献２に記載されている駆動装置は、いわゆるシリーズ・パラレル式と称される形式の駆動装置であり、エンジンの駆動力を駆動輪に伝達するのと並行して第１モータを発電機として機能させ、その電力で第２モータをモータとして機能させてその出力トルクを駆動輪に伝達するように構成されている。また、エンジンを停止させて第２モータが出力する駆動力のみによって走行するいわゆるＥＶ（Electric Vehicle）モードを設定することも可能である。このように第２モータは走行のための駆動力を出力する必要があるが、出力トルクを大きくするのに従って体格が大きくなるので、車載性の点で改良する余地がある。そのため、特許文献１や特許文献２に記載されているように、第２モータと駆動輪との間に３つの減速機構を設けて減速比（トルクの増幅割合）を大きくすれば、第２モータの小型化を図ることができる。減速比は、駆動側（入力側）のギヤなどの回転要素の半径を小さくし、かつ従動側（出力側）のギヤなどの回転要素の半径を大きくし、それらの半径差（もしくは比率）を大きくするほど大きくなる。しかしながら、その半径差（もしくは比率）を大きくすると、それぞれの回転中心軸線同士の間隔である軸間距離が長くなって装置が大型化してしまう。これに対して、特許文献１や特許文献２に記載されているように、減速機構を多段に設ける（３つ設ける）ことにより減速比を大きくすることができる。しかしながら、平行ギヤタイプの減速機構を３つ、直列に設けると、そのためにスペースが大きくなり、駆動装置の小型化を図ることが困難になる。
【０００８】
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３つの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。
【０００９】
なお、特許文献３や特許文献４は、遊星歯車機構を使用した変速機構を示唆するものの、これらの特許文献３，４に記載された装置は、ハイブリッド車両の駆動装置には直ちには適用することができない。
【００１０】
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】
【００１１】
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、サンギヤと前記サンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと前記サンギヤと前記リングギヤと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有し、かつ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た遊星歯車機構によって構成され、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、前記サンギヤに連結されていることを特徴とするものである。
【００１２】
この発明においては、前記動力分割機構は、前記サンギヤと前記リングギヤとに噛み合いかつ前記キャリヤによって保持されたピニオンギヤを有するシングルピニオン型の遊星歯車機構によって構成され、前記キャリヤは前記エンジンに連結されて入力要素となり、前記リングギヤは、前記第１モータに連結されて反力要素となっていてよい。
【００１３】
また、この発明においては、前記動力分割機構は、サンギヤと、前記サンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと、前記サンギヤに噛み合っている第１ピニオンギヤおよび前記第１ピニオンギヤと前記リングギヤとに噛み合っている第２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たダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成され、前記リングギヤは、前記エンジンに連結された入力要素となり、前記キャリヤは、前記第１モータに連結された反力要素となっていてよい。
【００１４】
この発明においては、前記第１減速部は、前記出力要素と共に回転する駆動側回転体と、前記駆動側回転体に巻き掛けられた環状の伝動体と、前記伝動体が巻き掛けられかつ前記駆動側回転体より巻き掛け径が大きい従動側回転体とを有する巻き掛け伝動機構によって構成することができる。
【００１５】
この発明においては、前記駆動側回転体は駆動側チェーンスプロケットによって構成され、前記伝動体はチェーンによって構成され、前記従動側回転体は従動側チェーンスプロケットによって構成されていてよい。
【００１６】
この発明においては、前記駆動側チェーンスプロケットと前記従動側チェーンスプロケットとは、それぞれ、ニードルベアリングによって回転可能に支持されていてよい。
【００１７】
この発明においては、前記デファレンシャルギヤは、デフケースを有し、前記第２減速部は、入力部材と固定部材と出力部材とで差動作用を行うとともに固定部材の回転を止めた状態で前記出力部材が前記入力部材と同方向でかつ前記入力部材より低速で回転する差動回転機構によって構成され、前記従動側回転部材は、前記入力部材に連結され、前記固定部材は、回転しないように固定され、前記デフケースは、前記出力部材に連結されていてよい。
【００１８】
この発明においては、前記第２減速部は、前記第１減速部に対して前記第１減速部の回転中心軸線の方向にずれて配置され、前記デファレンシャルギヤは、前記第２減速部に対して前記第１減速部の回転中心軸線の方向で前記第１減速部とは反対側にずれて配置されていてよい。
【００１９】
この発明においては、前記第１モータと前記動力分割機構と前記駆動側回転体と前記第２モータとが同一軸線上に並んで配置され、かつ前記エンジン側から前記第１モータ、前記動力分割機構の順に配列されていてよい。
【００２０】
この発明においては、前記第１減速部は、前記出力要素と一体となって回転する出力ギヤと、前記出力ギヤに噛み合いかつ前記出力ギヤより大径のカウンタドリブンギヤとを有する第１平行ギヤ減速機構によって構成され、前記第２減速部は、前記カウンタドリブンギヤと一体となって回転しかつ前記カウンタドリブンギヤより小径のカウンタドライブギヤと、前記カウンタドライブギヤに噛み合いかつ前記カウンタドライブギヤより大径で前記デファレンシャルギヤに設けられているデフリングギヤとを有する第２平行ギヤ減速機構によって構成されていてよい。
【発明の効果】
【００２１】
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出力要素から第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、第２モータのトルクは、各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。
【００２２】
さらに、第１減速部に巻き掛け伝動機構あるいはチェーン伝動機構を採用することにより、駆動装置の全体としての構成を小型化することができる。
【００２３】
その場合、スプロケットを支承する軸受としてニードルベアリングを用いることにより、スプロケットのための軸受構造を小径化あるいは小型化でき、ひいては駆動装置の全体としての構成を小型化することができる。
【００２４】
さらに、第１減速部として上記の巻き掛け伝動機構を採用することと併せて第２減速部を差動機構によって構成すれば、第１減速部と第２減速部とで回転方向を反転させることがなく、そのためアイドラーなどの回転方向を戻すための部材を特には必要としなくなり、その結果、各減速部の構成部材の数を少なくして小型簡素化を図り、ひいては駆動装置の全体としての構成を小型化することができる。
【００２５】
そして、第１減速部に対して第２減速部やデファレンシャルギヤが回転中心軸線の方向にずれて配置されていることにより、デファレンシャルギヤを車両の幅方向で中央部寄りに配置して、左右のドライブシャフトの長さなどを均等化できる。あるいはデファレンシャルギヤが車両の幅方向で一方側に片寄るので、ドライブシャフトとの連結が容易になる。
【図面の簡単な説明】
【００２６】
【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】スプロケットの軸受の一例を示す部分的な断面図である。
【図４】トータル減速比を説明するための線図である。
【図５】第１減速部にチェーンを採用したこの発明の他の例を示す模式図である。
【図６】第１減速部にチェーンを採用したこの発明の更に他の例を示す模式図である。
【図７】第１減速部にチェーンを採用したこの発明のまた更に他の例を示す模式図である。
【図８】第１減速部にチェーンを採用したこの発明のそしてまた更に他の例を示す模式図である。
【図９】各減速部を平行ギヤ減速機構によって構成したこの発明の一例を示す模式図である。
【図１０】各減速部を平行ギヤ減速機構によって構成したこの発明の他の例を示す模式図である。
【図１１】各減速部を平行ギヤ減速機構によって構成したこの発明の更に他の例を示す模式図である。
【図１２】各減速部を平行ギヤ減速機構によって構成したこの発明のまた更に他の例を示す模式図である。
【図１３】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１４】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１５】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１６】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１７】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１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２の数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３の数例を示す模式図である。
【図２１】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２２】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２３】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２４】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】
【００２７】
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。
【００２８】
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。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の出力側にエンジン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。
【００２９】
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。
【００３０】
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、そのロータ４Ｒの内周側に上述した動力分割機構６を構成している遊星歯車機構が配置されている。すなわち第１のモータ４は動力分割機構６と同心円上であってエンジン２の回転中心軸線ＣＬ上に配置されている。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。このように動力分割機構６と第１のモータ４とを内外周に重ねて配置することにより、駆動装置１の軸長（全長）の短縮化が図られている。
【００３１】
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。
【００３２】
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、入力要素であるサンギヤ６Ｓとエンジン（ＥＮＧ）２とを共に回転させた状態を示してある。サンギヤ６Ｓ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。
【００３３】
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が終減速機であるデファレンシャルギヤ１０の回転中心軸線上（ドライブシャフト１１の軸線上）に配置され、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。
【００３４】
各スプロケット９ａ，９ｂは、トランスアクスルケースＣＡの内部に設けられた所定のボス部１２によって支持されている。図３はその一例を示しており、ボス部１２の外周側にニードルベアリング１３が嵌合させられ、そのニードルベアリング１３によってスプロケット９ａ，９ｂが回転可能に保持されている。ニードルベアリング１３では、ニードルの全長に亘って荷重を支えることができ、またインナーレースおよびアウターレースに線接触するから大きい荷重を支えることができる。これに加えて、ニードルの外径が小さくてよいので、スプロケット９ａ，９ｂを小径化して第１減速部９や駆動装置１の小型化や小径化を図ることが可能になる。
【００３５】
さらに、エンジン２の回転中心軸線ＣＬ上で、上述した第１のモータ４や動力分割機構６ならびに駆動側回転体である駆動側チェーンスプロケット９ａなどを挟んでエンジン２とは反対側に第２のモータ５（ＭＧ２）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が動力分割機構６の出力要素であるサンギヤ６Ｓ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。
【００３６】
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１４が設けられている。第２減速部１４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シングル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に隣接して互いに同一軸線上に配置されており、サンギヤ１４Ｓ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１４Ｓとは同心円上に配置されたリングギヤ１４Ｒが設けられ、このリングギヤ１４ＲはトランスアクスルケースＣＡの所定箇所に取り付けられて固定されている。これらサンギヤ１４Ｓとリングギヤ１４Ｒとに噛み合っているピニオンギヤ１４Ｐがキャリヤ１４Ｃによって自転および公転できるように保持されている。したがって、サンギヤ１４Ｓがこの発明の実施形態における入力部材に相当し、リングギヤ１４Ｒがこの発明の実施形態における固定部材に相当し、キャリヤ１４Ｃがこの発明の実施形態における出力部材に相当している。
【００３７】
デファレンシャルギヤ１０はこの第２減速部１４に隣接して同一軸線上に配置されている。なお、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１４のキャリヤ１４Ｃに連結されている。したがって、第２減速部１４を構成している遊星歯車機構のサンギヤ１４Ｓが入力要素、リングギヤ１４Ｒが反力（固定）要素、キャリヤ１４Ｃが出力要素となっており、第２減速部１４は、サンギヤ１４Ｓの回転数に対してキャリヤ１４Ｃの回転数が低回転数になり、かつサンギヤ１４Ｓおよびキャリヤ１４Ｃが共に同方向（正方向）に回転するように構成されている。
【００３８】
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１４に伝達され、その第２減速部１４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１４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および第２減速部１４の順に伝達され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、各減速部９，１４の減速作用を受けてそれぞれの減速比に応じて増大させられ、そのトータル減速比は、各減速部９，１４の減速比を掛け合わせた値となる。
【００３９】
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４に模式的に示してある。
【００４０】
図４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４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４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、例えば前述した特許文献１に記載されている装置によるトータル減速比は図４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。
【００４１】
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４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４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。
【００４２】
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。また、第２減速部１４を第１減速部９に対して前記回転中心軸線ＣＬに沿う方向にずらして配置し、その第２減速部１４に対してデファレンシャルギヤ１０を第１減速部９とは反対側にずらして配置してあり、さらにはそのずらした方向がエンジン２側であるから、デファレンシャルギヤ１０の位置が車両の幅方向で中心寄りの位置になる。そのため、デファレンシャルギヤ１０と左右の駆動輪８との距離が均等化され、左右のドライブシャフト１１の長さや重量などの構造の相違を解消もしくは抑制することができる。なお、軸線方向にずらす方向を左右いずれかの駆動輪８側とすれば、ドライブシャフト１１の接続が簡素化され、またデファレンシャルギヤ１０のためのスペースを確保しやすくなる。
【００４３】
つぎにこの発明の実施形態の他の例を説明する。この発明では、各モータ４，５や動力分割機構６ならびに各減速部９，１４の配置は、図１に示す例に限られず、必要に応じて適宜に変更することができる。図５ないし図８はその例を模式的に示しており、これらの図に示す例は、図１に示す構成の駆動装置１における各モータ４，５や動力分割機構６などの配置位置を変更したものであるから、図１に示す部材と同一の部材には図１で付した符号と同様の符号を図５ないし図８に付してそれらの部材の詳細な説明は省略する。
【００４４】
図５に示す例は、第１のモータ４と動力分割機構６とを同心円上に配置する構成に替えて、これらを軸線方向に並べて配置した例であって、第１のモータ４は動力分割機構６とエンジン２との間に配置されている。この図５に示す構成では、エンジン２の回転中心軸線ＣＬ上に並べて配置する部材の数が図１に示す構成よりも増えるが、当該回転中心軸線ＣＬを中心として同心円上に配置する部材が少なくなるので、駆動装置１の全体としての外径を小さくすることが可能になる。
【００４５】
図６に示す例は、第１のモータ４および動力分割機構６と、第２のモータ５との位置を入れ替えた例である。すなわち、エンジン２側から、第２のモータ５、第１減速部９、動力分割機構６、第１のモータ４の順に配列されている。この構成では、第２のモータ５から駆動輪８までの間の減速比を大きくして第２のモータ５を小型化できることに伴い、その第２のモータ５の外周側にデファレンシャルギヤ１０あるいは第２減速部１４を配置することが可能になる。また、第１減速部９が前記回転中心軸線ＣＬに沿う方向でエンジン２寄りの位置になることに伴ってデファレンシャルギヤ１０が車両の幅方向での中央寄りに配置され、左右のドライブシャフト１１の長さなどの構造の均等化を図ることができる。
【００４６】
図７に示す例は、エンジン２側から、動力分割機構６、第１減速部９、第２のモータ５、第１のモータ４の順に配列した例である。すなわち、二つのモータ４，５がエンジン２とは反対側にまとめて配置されている。したがって、図７に示す構成では、モータ４，５の冷却のための構成や端子台（図示せず）の構成あるいは配線構造などを簡素化することが可能になる。
【００４７】
図８に示す例は、図７に示す例とは反対に、各モータ４，５をエンジン２側に配置した例である。すなわち、エンジン２の回転中心軸線ＣＬ上で、エンジン２側から、第１のモータ４、第２のモータ５、第１減速部９、動力分割機構６の順に配列されている。したがって、図８に示す構成では上記の図７に示す例と同様に、モータ４，５の冷却のための構成や端子台の構成あるいは配線構造などを簡素化することが可能になる。
【００４８】
さらに、この発明の実施形態における各減速部９，１４は、互いに噛み合っている一対の歯車からなる平行ギヤ減速機構によって構成することができる。その例を図９に示してある。図９に示す例は、前述した図５に示す例における各減速部９，１４を平行ギヤ減速機構に置き換えた例であり、したがって図５に示す構成と同様の構成の部分には図５と同様の符号を付してその説明を省略する。
【００４９】
図９に示す駆動装置１における第１減速部９は、出力ギヤ１９ａと、その出力ギヤ１９ａより大径で出力ギヤ１９ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ１９ｂとを備えている。出力ギヤ１９ａはこの発明の実施形態における入力側部材に相当し、エンジン２の回転中心軸線ＣＬ上で動力分割機構６と第２のモータ５との間に配置され、かつ動力分割機構６の出力要素であるサンギヤ６Ｓと第２のモータ５のロータ５Ｒとに連結されている。また、エンジン２の回転中心軸線ＣＬと平行にカウンタシャフト２０が配置されており、このカウンタシャフト２０にこの発明の実施形態における出力側部材に相当するカウンタドリブンギヤ１９ｂが保持されている。
【００５０】
一方、デファレンシャルギヤ１０はデフケース１０ａと一体のデフリングギヤ２４ｂを備えており、このデフリングギヤ２４ｂより小径でかつデフリングギヤ２４ｂに噛み合っているカウンタドライブギヤ２４ａが、カウンタドリブンギヤ１９ｂと一体になって回転するようにカウンタシャフト２０によって保持されている。すなわち、これらカウンタドライブギヤ２４ａとデフリングギヤ２４ｂとが平行ギヤ減速機であって前述した第２減速部１４を構成している。なお、図９に示す例では、第２減速部１４およびデファレンシャルギヤ１０は動力分割機構６の外周側に配置されている。
【００５１】
図９に示す構成では、第２のモータ５と駆動輪８との間に、それぞれ平行ギヤ減速機構である第１減速部９と第２減速部１４とが直列に配置され、それらの平行ギヤ減速機構の減速比を掛け合わせた減速比が前述した下流側減速部の減速比となる。また、エンジン２と駆動輪８との間には、変速作用を行う動力分割機構６と平行ギヤ減速機構である上記の各減速部９，１４が直列に設けられており、動力分割機構６における前述した入出力トルク比と各減速部９，１４の減速比とを掛け合わせた値がトータル減速比となる。したがって、図９に示す構成であっても、第２のモータ５を小型化するべく下流側減速比を大きくしても、動力分割機構６における入出力トルク比が小さいことにより、トータル減速比を設計上好ましい値に設定することができる。言い換えれば、駆動装置１の性能を維持しつつ、第２のモータ５や駆動装置１自体を小型化することができる。また、各モータ４，５の半径方向で外側にモータ４，５に重ねて配置する部材が少なくなるので、駆動装置１の全体として外径を小さくするのに有利である。
【００５２】
図１０に示す例は、上記の図９に示す構成のうち、動力分割機構６と第１減速部９との位置を前記回転中心軸線ＣＬ上で入れ替え、またカウンタシャフト２０上でのカウンタドリブンギヤ１９ｂおよびカウンタドライブギヤ２４ａの位置、ならびにドライブシャフト１１の回転中心軸線上での第２減速部１４とデファレンシャルギヤ１０との位置を左右反転させた例である。この図１０に示す構成においても、第２減速部１４およびデファレンシャルギヤ１０は動力分割機構６の外周側に半径方向に重ねて配置されている。したがって、図１０に示すように構成した場合には、上述した図９に示す構成による作用・効果と同様の作用・効果を得ることができる。
【００５３】
各減速部９，１４を上述したように平行ギヤ減速機構によって構成した場合であっても、各モータ４，５をまとめて、エンジン２とは反対側に配置し、あるいはエンジン２寄りの位置に配置することができる。図１１に示す例は、動力分割機構６および第１減速部９を挟んでエンジン２とは反対側に各モータ４，５をまとめて配置した例である。また、図１２は、各モータ４，５をまとめてエンジン２寄りの位置に配置し、これらのモータ４，５を挟んでエンジン２とは反対側に第１減速部９および動力分割機構６を配置した例である。これら図１１および図１２に示すように構成した駆動装置１によれば、前述した図７や図８に示すように構成した駆動装置１と同様の作用・効果を得ることができる。
【００５４】
つぎにこの発明の実施形態として、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を図１３に示す。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に連結されており、また第２のモータ（ＭＧ２）５がサンギヤ６Ｓと一体となって回転するようにサンギヤ６Ｓ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。
【００５５】
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１３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１および第２の減速部９，１４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１３に示す例であっても、各減速部９，１４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。
【００５６】
つぎに、動力分割機構の参考例を図１４ないし図２４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１４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、また第２のモータ５がサンギヤ６Ｓ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。
【００５７】
図１４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１４の（ｂ）に示す例は、図１４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１４の（ｃ）に示す例は、図１４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１４の（ｄ）に示す例は、図１４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。
【００５８】
これら図１４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。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。
【００５９】
図１５に示す例は、上述した図１４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。
【００６０】
図１５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１５の（ｂ）に示す例は、図１５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１５の（ｃ）に示す例は、図１５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１５の（ｄ）に示す例は、図１５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。
【００６１】
これら図１５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。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。
【００６２】
図１６に示す例は、上述した図１４および図１５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。
【００６３】
図１６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１６の（ｂ）に示す例は、図１６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。
【００６４】
これら図１６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。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。
【００６５】
図１７に示す例は、上述した図１６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。
【００６６】
図１７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１７の（ｂ）に示す例は、図１７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。
【００６７】
これら図１７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。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。
【００６８】
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。
【００６９】
図１８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１８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。
【００７０】
図１８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１８の（ｂ）に示す例は、図１８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１８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１８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。
【００７１】
また、図１９に示す例は、サンギヤ６Ｓを図１８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１９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１９の（ｂ）に示す例は、上記の図１９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。
【００７２】
さらに、図２０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２０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２０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２０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。
【００７３】
これら図１８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。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。
【００７４】
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。
【００７５】
図２１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２１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２１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。
【００７６】
また、図２２に示す例は、上述した図２１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２２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２１の（ａ）に示す構成と同様である。図２２の（ｂ）に示す例は、図２２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２２の（ｃ）に示す例は、上述した図２２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２２の（ｄ）に示す例は、上述した図２２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。
【００７７】
図２３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。
【００７８】
図２４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２４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２４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。
【００７９】
これら図２１ないし図２４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。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。
【００８０】
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】
【００８１】
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…ボス部、  １３…ニードルベアリング、  １４…第２減速部、  １４Ｃ…キャリヤ、  １４Ｐ…ピニオンギヤ、  １４Ｒ…リングギヤ、  １４Ｓ…サンギヤ、  １９ａ…出力ギヤ、  １９ｂ…カウンタドリブンギヤ、  ２０…カウンタシャフト、  ２４ａ…カウンタドライブギヤ、  ２４ｂ…デフリングギヤ、  ＣＡ…トランスアクスルケース、  ＣＬ…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】
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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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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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