エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路に備えられて、互い噛み合う一対の歯車から構成される車両の噛合歯車において、該噛合歯車を構成する少なくとも一方の歯車はリング形状を有し、該一方の歯車の外周部には、付加振動系が設けられていることを特徴とする車両の噛合歯車。前記付加振動系は、前記一方の歯車の外周側に設けられるリング状の質量部材および該質量部材と該一方の歯車の外周部とを接続する弾性部材から構成されていることを特徴とする請求項1の車両の噛合歯車。前記弾性部材は、金属バネから構成されていることを特徴とする請求項2の車両の噛合歯車。このようにコンプライアンスφ1、φ2を大きくするには、歯車のギヤ慣性慣性モーメントを低減する必要が生じる。しかしながら、ギヤ慣性慣性モーメントを低減させると、その背反として上述したこもり音、ガラ音が大きくなる。こもり音、ガラ音を低減するには、ギヤノイズとは逆にギヤ慣性慣性モーメントを増加させてコンプライアンスφ1、φ2を小さくする必要がある。すなわち、こもり音、ガラ音の低減とギヤノイズの低減とは互いに背反する対策が必要となる。特許文献1においては、ギヤノイズを低減させるため、コンプライアンスを増加させてギヤノイズを低減しているものの、こもり音、ガラ音を低減することはできなかった。本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路に設けられて、互いに噛み合う一対の歯車から構成される車両の噛合歯車において、動力伝達時に発生するこもり音、ガラ音およびギヤノイズの低減を両立することができる車両の噛合歯車を提供することにある。上記目的を達成するための、請求項1にかかる発明の要旨とするところは、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路に備えられて、互い噛み合う一対の歯車から構成される車両の噛合歯車において、その噛合歯車を構成する少なくとも一方の歯車はリング形状を有し、その一方の歯車の外周部には、付加振動系が設けられていることを特徴とする。このようにすれば、噛合歯車を構成する一方の歯車がリング形状であることからフランジ形状の歯車に比べて歯車の慣性モーメントが増加するため、こもり音およびガラ音が低減される。ここで、こもり音およびガラ音は、低周波数域で問題となる。これに対して、低周波数域では付加振動系を振動させず単なる慣性系として機能させることで、さらにその付加振動系により慣性モーメントが増加してこもり音およびガラ音が効果的に低減される。また、ギヤノイズが発生する高周波数域では、付加振動系を振動させてコンプライアンスを増加し、ギヤノイズの起振源となる噛合い点強制力を低減させることで、ギヤノイズを低減させることができる。すなわち、歯車をリング形状にすると共に、付加振動系を追加したことによる慣性モーメント増加の影響を、付加振動系を振動させることで打ち消すことができる。これより、こもり音およびガラ音の低減とギヤノイズの低減とを両立させることができる。ここで、好適には、前記付加振動系は、前記一方の歯車の外周側に設けられるリング状の質量部材およびその質量部材と前記一方の歯車の外周部とを接続する弾性部材から構成されている。このようにすれば、こもり音、ガラ音が発生する低周波数域では質量部材によって慣性モーメントを増加させることができると共に、ギヤノイズが発生する高周波数域では付加振動系を振動させることで、コンプライアンスを増加させてギヤノイズを低減することができる。また、好適には、前記弾性部材は、金属バネから構成されている。このようにすれば、低周波数領域では弾性部材を振動させずに慣性系として作動させ、ギヤノイズが発生する周波数域で効果的に付加振動系を振動させることができる。以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。図1は、本発明が適用されたハイブリッド車両の動力伝達装置10以下、動力伝達装置10と記載するの概要を説明するための骨子図である。図1に示すように、動力伝達装置10は、エンジン12と、第1電動機MG1と、エンジン12および第1電動機MG1に動力伝達可能に連結されてエンジン12および第1電動機MG1の駆動力を適宜分配或いは合成する動力分配機構としての第1遊星歯車装置14と、第2電動機MG2と、第2電動機MG2の回転を減速させるリダクションギヤとして機能する第2遊星歯車装置18とを、同軸心C上に備えて構成されている。エンジン12の駆動力は、ダンパ装置20、第1遊星歯車装置14、出力歯車22、減速歯車装置24、差動歯車装置26、および左右の車軸27を介して駆動輪28に伝達される。また、エンジン12に対して軸方向の反対側の端部には、エンジン12の出力軸16の回転によって作動させられる機械式のオイルポンプ19が接続されている。上記のように、エンジン12、第1電動機MG1、第1遊星歯車装置14、第2遊星歯車装置18、第2電動機MG2が軸心C上に配置されることで、動力伝達装置10が径方向に小型化される。なお、第1電動機MG1および第2電動機MG2は発電機能をも有する所謂モータジェネレータであるが、動力分配機構としての差動状態を制御するための差動用電動機として機能する第1電動機MG1は、反力を発生させるためのジェネレータ発電機能を少なくとも備える。また、駆動輪28に動力伝達可能に連結された第2電動機MG2は、走行用の駆動力源として駆動力を出力する走行用電動機として機能するためモータ電動機機能を少なくとも備える。また、第2電動機MG2は、主として走行用の駆動力源として機能するため、第1電動機MG1よりも大きなものとなる。すなわち、第2電動機MG2のイナーシャが第1電動機MG1のイナーシャよりも大きなものとなる。第1電動機MG1は、同軸心C上において、軸方向の両端が軸受32および軸受34によって回転可能に支持されている回転子として機能する円筒状のロータ36と、ロータ36の外周側に配置され非回転部材であるケース30によって回転不能に固定されている固定子として機能する円筒状のステータ38とを、含んで構成されている。第2電動機MG2は、同軸心C上において、ケース30に接続されることで回転不能に固定されている固定子として機能する円筒状のステータ40と、ステータ40の内周側に配置されて回転子として機能する円筒状のロータ42とを、含んで構成されている。ロータ42の内周側は、円筒状の回転軸48が接続されている。回転軸48は、その両端が軸受50および軸受52によって回転可能に支持されることによって、回転軸48に接続されているロータ42も同様に、軸心Cまわりに回転可能に支持される。また、回転軸48の軸方向においてエンジン12側の端部が第2遊星歯車装置18の後述するサンギヤS2に接続されている。第1遊星歯車装置14は、シングルピニオン型の遊星歯車装置で構成され、サンギヤS1と、サンギヤS1と同軸心上に配置されてピニオンギヤP1を介してサンギヤS1と噛み合うリングギヤR1と、ピニオンギヤP1を自転および公転可能に支持するキャリヤCA1とを備えている。そして、第1遊星歯車装置18のサンギヤS1が第1電動機MG1のロータ36に連結され、キャリヤCA1が出力軸16およびダンパ装置20を介してエンジン12に連結され、リングギヤR1が出力歯車22、減速歯車装置24、差動歯車装置26、および左右の車軸27を介して左右の駆動輪28に機械的に連結されている。第2遊星歯車装置18は、第1遊星歯車装置14と共通の軸心Cを中心に軸方向に並んで配置されており、第2電動機MG2の回転を減速して出力する機構として機能する。第2遊星歯車装置18は、シングルピニオン型の遊星歯車装置で構成され、サンギヤS2と、サンギヤS2と同軸心上に配置されてピニオンギヤP2を介してサンギヤS2と噛み合うリングギヤR2と、ピニオンギヤP2を自転および公転可能に支持するキャリヤCA2とを備えている。そして、第2遊星歯車装置20のサンギヤS2が回転軸48を介して第2電動機MG2のロータ42に連結され、キャリヤCA2が非回転部材であるケース30に連結され、リングギヤR2がリングギヤR1と同様に、出力歯車22、減速歯車装置24、差動歯車装置26、および車軸27を介して左右の駆動輪28に機械的に連結されている。そして、サンギヤS2から入力される第2電動機MG2の回転が減速されてリングギヤR2から出力される。また、本実施例では、内周側に第1遊星歯車装置18のリングギヤR1の内歯および第2リングギヤR2の内歯が軸方向に並んで形成されると共に、外周側に出力歯車22の外歯が形成されている所謂複合式の複合歯車54が使用されている。上記のように、複合歯車54において複数の歯車機能が一体化されることにより、動力伝達装置10がコンパクトとなる。減速歯車機構24は、カウンタ軸62に出力歯車22カウンタドライブギヤと噛み合うカウンタドリブンギヤ64と、差動歯車尾装置26のファイナルドリブンギヤ66と噛み合うファイナルドライブギヤ68とで構成されており、出力歯車22の回転を減速させてファイナルドリブンギヤ66に伝達する。なお、カウンタ軸62は、一対の軸受69、71によって回転可能に支持されており、各歯車は斜歯で構成される。差動歯車装置26は、公知である傘歯車式のものであり、差動歯車装置26のファイナルドリブンギヤ66に接続されているデフケース70と、両端がデフケース70に支持されているピニオンシャフト72と、ピニオンシャフト72に挿し通されてピニオンシャフト72の回転軸まわりに相対回転可能なピニオンギヤ74と、ピニオンギヤ74と噛み合う一対のサイドギヤ76とを、備えている。なお、一対のサイドギヤ76は、それぞれ左右の車軸27にスプライン嵌合されることにより一体的に回転させられる。差動歯車装置26の差動作用によって、車両の走行状態に応じて左右の車軸27駆動輪28に回転差が与えられる。図1において、例えば出力軸22カウンタドライブギヤとカウンタドリブンギヤ64との噛合部やファイナルドライブギヤ68とファイナルドリブンギヤ66との噛合部において発生するこもり音およびガラ音、並びにギヤノイズが問題となる。ここで、こもり音は、エンジン12のトルク変動が起振源となり、その振動が左右の車輪27、図示しないサスペンションを介して車内に伝達される車内音である。また、ガラ音は、エンジン12のトルク変動が起振源となり、噛合部で発生する歯車同士の衝突である所謂ガタ打ち歯打ちがケース30に伝達され、そのガタ打ちによってケース30の表面が振動して発せられる音が車内に伝達される車内音である。これらこもり音およびガラ音は、いずれも歯車の慣性モーメントを増加させることで低減されることが知られている。慣性モーメントが大きくなると、エンジン12のトルク変動による影響が抑制されるためである。なお、出力歯車22およびカウンタドリブンギヤ64によって、本発明の互いに噛み合う一対の歯車から構成される車両の噛合歯車が構成される。図2は、例えばカウンタドリブンギヤ64を一例としたギヤ構造とこもり音、ガラ音およびギヤノイズの関係を示している。従来のギヤは図2の左側に示すように、カウンタドリブンギヤ64a以下、ドリブンギヤ64aがフランジ状フランジタイプのギヤに形成されている。このフランジタイプのドリブンギヤ64aでは、ドリブンギヤ64aの慣性モーメントが小さく、こもり音およびガラ音に対して不利となる。しかしながら、フランジタイプのドリブンギヤ64aは、コンプライアンスφが大きくなるため、ギヤノイズに対して有利な構造であることが知られている。一方、図2の中央に示すように、ドリブンギヤ64aのギヤ形状をリング形状リングタイプのギヤ、ドリブンギヤ64bに変更すると、ドリブンギヤ64bの慣性モーメントが大きくなり、こもり音およびガラ音が改善される。しかしながら、リングタイプのドリブンギヤ64bは、慣性モーメントが大きく、さらに剛性が高くなるため、コンプライアンスφが小さくなり、ギヤノイズに対して不利となる。これに対して、本実施例のドリブンギヤ64cは、図2の右側に示すように、中央に示すリングタイプのドリブンギヤ64bに、さらにダイナミックダンパとして機能する付加振動系100が設けられている。このドリブンギヤ64cに設けられている付加振動系100は、リング状の質量部材102とその質量部材102とギヤの本体とを接続する弾性部材104とから構成されている。図3は、図2のドリブンギヤ64cの拡大図である。なお、図3の左側は、ドリブンギヤ64cを矢印A方向から見たA矢視図である。図3に示すように、ドリブンギヤ64cは、リング状に形成されており、ドリブンギヤ64cの円筒状に形成されている本体106の外周部には、弾性部材104を介してリング状の質量部材102が接続されることで、付加振動系100が形成されている。また、付加振動系100と軸方向に並んで、出力歯車22カウンタドライブギヤと噛み合うドリブンギヤ64cの歯部108が形成されている。前記弾性部材104は、金属バネもしくはゴム部材が好適に使用される。なお、ドリブンギヤ64cでは、軸受69、71が本体106の内周側に配置されている。図4に、図3のドリブンギヤ64cの弾性部材104として金属ばねを使用した構造を3例示す。図4aは、弾性部材104として板ばね104aが等角度間隔に8個配設されており、質量部材102がその板ばね104aによってドリブンギヤ64cの本体106と接続されている。また、図4bは、弾性部材104としてU字型板ばね104bが等角度間隔に8個配設されており、質量部材102がそのU字型板ばね104bによってドリブンギヤ64cの本体106と接続されている。さらに、図4cは、弾性部材104としてコイルばね104cが等角度間隔に8個配設されており、質量部材102がそのコイルばね104cによってドリブンギヤ64cの本体106と接続されている。なお、弾性部材104としてゴム部材等を使用することもできる。このように、弾性部材104の材質や形状は限定されるものではないが、何れも低周波数域では振動させず、ギヤノイズが発生する高周波数域において振動するようにチューニングされる。なお、ギヤノイズは高周波数域で発生するので、実際には、金属ばねの方が、ゴム材に比べて信頼性が高く、チューニングの容易性を考慮すると好ましい。金属ばねは、ゴム部材に比べて剛性が高いので、低周波数域では振動せずに剛性部材として機能し、ギヤノイズが発生する周波数域で効果的に振動させることができる。図5に、複合歯車54に形成されている出力歯車22と噛み合うドリブンギヤ64のギヤ構造をドリブンギヤ64a、64b、64cとした場合に発生するこもり音、ガラ音およびギヤノイズを数値シミュレーションで計算した計算結果をそれぞれ示す。なお、複合歯車54出力歯車22の形状は共通のものとした。図5において左側がフランジタイプのドリブンギヤ64aの計算結果、中央がリングタイプのドリブンギヤ64bの計算結果、右側が本発明に対応する付加振動系100が設けられているドリブンギヤ64cの計算結果をそれぞれ示している。また、各ドリブンギヤ64の下方に示す2つグラフにおいて、上側がドリブンギヤ64の周波数と噛合いコンプライアンスφ1複合歯車54側、φ2ドリブンギヤ64側の関係を示しており、下側がドリブンギヤ64の周波数と噛合い点動剛性=1/φ1φ2の関係を示している。この2つのグラフにおいて、周波数域a低周波数域ではこもり音、ガラ音が問題となり、周波数域b高周波数域ではギヤノイズbが問題となる。図5に示すように、フランジタイプのドリブンギヤ64aの慣性モーメントをAとすると、リングギヤタイプのドリブンギヤ64bの慣性モーメントが4Aとなり、さらに本発明のドリブンギヤ64cの慣性モーメントは7Aとなる。このように、フランジタイプのドリブンギヤ64aをリングギヤタイプのドリブンギヤ64bに変更することで慣性モーメントが4倍程度に増加している。さらに、ドリブンギヤ64cでは、付加振動系100の質量部材102が付加されるので、慣性モーメントが7Aと最も大きくなる。ここで、こもり音、ガラ音は、慣性モーメントが大きい方が有利であるため、フランジタイプのドリブンギヤ64aに比べて、リングギヤタイプのドリブンギヤ64bおよび本発明のドリブンギヤ64cは、こもり音、ガラ音性能が向上し、特に最も慣性モーメントの大きいドリブンギヤ64cがこもり音、ガラ音性能に関して有利となる。また、ドリブンギヤ64がリング状に形成されると、ドリブンギヤの剛性も高くなるので、コンプライアンスφ2が小さくなる。このことは図5の各ドリブンギヤ64の周波数と噛合いコンプライアンスφ1、φ2の関係を示すグラフにも示されている。こもり音、ガラ音性能を向上するには、コンプライアンスφ1、φ2を低下させる必要がある。なお、複合歯車54は、その形状を共通としたため、複合歯車54側のコンプライアンスφ1は各ドリブンギヤ64a~64cにおいて等しくなる。従って、コンプライアンスφ2が小さくなる程、こもり音、ガラ音性能に有利となる。図5に示すように、フランジタイプのドリブンギヤ64aでは、周波数域aにおいて、太実線で示すコンプライアンスφ2が、リングギヤタイプのドリブンギヤ64bおよび本発明のドリブンギヤ64cのコンプライアンスφ2よりも大きくなっている。言い換えれば、リングギヤタイプのドリブンギヤ64bおよび本発明のドリブンギヤ64cでは、周波数域aにおいてコンプライアンスφ2が小さくなっており、こもり音、ガラ音性能が改善されている。しかしながら、ドリブンギヤ64の慣性モーメント並びに剛性が大きくなると、コンプライアンスφ2が小さくなる一方、その背反として、コンプライアンスφ1、φ2の逆数である噛合い点動剛性=1/φ1φ2が大きくなる。噛合い点動剛性が大きくなると、噛合い点強制力が大きくなってギヤノイズの起振力が大きくなるため、ギヤノイズが大きくなる。図5のドリブンギヤ64の周波数と噛合い点動剛性との関係を示すグラフにおいて、リングギヤタイプのドリブンギヤ64bおよび本発明のドリブンギヤ64cには、比較対象としてフランジタイプのドリブンギヤ64aの噛合い点動剛性が細線で示されている。ここで、リングギヤタイプのドリブンギヤ64bの周波数と噛合い点動剛性との関係に着目すると、周波数域bにおいて太線で示すドリブンギヤ64bの噛合い点動剛性が細線で示すドリブンギヤ64aの噛合い点動剛性よりも大きくなっている。すなわち、ギヤノイズ性能に関しては、ドリブンギヤ64aの方がドリブンギヤ64bよりも有利となることがわかる。これに対して、本発明のドリブンギヤ64cは、周波数域bにおいてフランジタイプのドリブンギヤ64aと比べても噛合い点動剛性の大きさが比較的変わらない。すなわち、ドリブンギヤ64cのギヤノイズ特性は、フランジタイプのドリブンギヤ64aとそれほど変わらないこととなる。これは、ギヤノイズが問題となるドリブンギヤ64の周波数域bにおいて、付加振動系100が振動することで、コンプライアンスφ2が増加するためである。すなわち周波数域bにおいて付加振動系100が作動することで、コンプライアンスφ2が増加してギヤノイズが低減される。これより、ドリブンギヤ64cは、こもり音、ガラ音が低減されると共に、ギヤノイズが低減され、こもり音、ガラ音の低減とギヤノイズの低減とを両立している。上述のように、本実施例によれば、減速歯車装置24の一部を構成するドリブンギヤ64cがリング形状であることからフランジ形状の歯車に比べて歯車の慣性モーメントが増加するため、こもり音およびガラ音が低減される。ここで、こもり音およびガラ音は、低周波数域で問題となる。これに対して、低周波数域では付加振動系100を振動させず単なる慣性系として機能させることで、さらに慣性モーメントが増加してこもり音およびガラ音が効果的に低減される。また、ギヤノイズが発生する高周波数域では、付加振動系100を振動させてコンプライアンスφ2を増加し、ギヤノイズの起振源となる噛合い点強制力を低減させることで、ギヤノイズを低減させることができる。すなわち、ドリブンギヤ64cをリング形状にすると共に、付加振動系100を追加したことによる慣性モーメント増加の影響を、付加振動系100を振動させることで打ち消すことができる。これより、こもり音およびガラ音の低減とギヤノイズの低減とを両立させることができる。また、本実施例によれば、付加振動系100は、ドリブンギヤ64cの本体106の外周側に設けられるリング状の質量部材102およびその質量部材102とドリブンギヤ64cとを接続する弾性部材104から構成されている。このようにすれば、こもり音、ガラ音が発生する低周波数域では質量部材104によって慣性モーメントを増加させることができると共に、ギヤノイズが発生する高周波数域では付加振動系100を振動させることで、コンプライアンスを増加させてギヤノイズを低減することができる。また、本実施例によれば、弾性部材104は、金属バネ板ばね104a、U字型板ばね104b、コイルばね104cから構成されている。このようにすれば、低周波数領域では弾性部材104を振動させずに慣性系として作動させ、ギヤノイズが発生する周波数域で付加振動系100を効果的に振動させることができる。以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。例えば、前述の実施例では、出力歯車22カウンタドライブギヤとカウンタドリブンギヤ64とで構成される噛合歯車を一例にして説明されているが、噛合歯車は上記に限定されず、例えばファイナルドライブギヤ68とファイナルドリブンギヤ66において、本発明のギヤ構造が適用されても構わない。すなわち、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路において、駆動力を伝達する噛合歯車であれば本発明を適用することができる。また、前述の実施例では、ハイブリッド車両の動力伝達装置10に本発明が適用されているが、ハイブリッド車両に限定されず、有段式自動変速機や無段式時自動変速機など、他の形式の動力伝達装置であっても、噛合歯車を備える構成であれば本発明を適用することができる。なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。