CN104507722A - 动力装置 - Google Patents

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CN104507722A
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Honda Motor Co Ltd
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    • B60L15/2054—Methods, circuits, or devices for controlling the traction-motor speed of electrically-propelled vehicles for control of the vehicle or its driving motor to achieve a desired performance, e.g. speed, torque, programmed variation of speed by controlling transmissions or clutches
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Abstract

本发明提供一种能够简易地构成装置且能够实现装置的小型化、轻量化及制造成本的削减的动力装置。在动力装置中，由将相互啮合的第一及第二小齿轮(P1、P2)支承为旋转自如且自身旋转自如的行星齿轮架(91)、与两小齿轮(P1、P2)中的一方啮合的第一及第二齿轮(S1、R1)、以及与另一方啮合的第三齿轮(S2)构成的四个旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上排列的共线关系，四个旋转要素中，在共线图中分别位于两外侧的第一及第二外侧旋转要素(S1、S2)与第一及第二能量输入输出装置(11、12)分别连结，位于与第一及第二外侧旋转要素分别相邻的位置的第一及第二准外侧旋转要素(91、R1)与两个被驱动部中的一方及另一方(SF、SR)分别连结。

Description

动力装置
技术领域
本发明涉及一种用于对推进运输机用的被驱动部进行驱动的动力装置。
背景技术
以往，作为这种动力装置，已知有例如专利文献1中公开的结构。在该动力装置中，通过所谓单行星类型的第一及第二行星齿轮机构的组合来构成具有第一～第四旋转要素的差动装置，第一～第四旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上依次排列的共线关系。具体而言，第一行星齿轮机构具有第一太阳齿轮、第一行星齿轮架及第一内齿轮，第二行星齿轮机构具有第二太阳齿轮、第二行星齿轮架及第二内齿轮。第一太阳齿轮与第二行星齿轮架经由空心的第一旋转轴而相互连结，第一行星齿轮架与第二太阳齿轮经由实心的第二旋转轴而相互连结。第二旋转轴旋转自如地配置在第一旋转轴的内侧。
在以上的结构的差动装置中，第一内齿轮相当于第一旋转要素，相互连结的第一行星齿轮架及第二太阳齿轮相当于第二旋转要素，相互连结的第一太阳齿轮及第二行星齿轮架相当于第三旋转要素，第二内齿轮相当于第四旋转要素。而且，该以往的动力装置搭载于四轮的车辆，第一旋转要素与第一旋转电机连结，第二旋转要素与左驱动轮连结，第三旋转要素与右驱动轮连结，第四旋转要素与第二旋转电机连结。在动力装置中，通过控制第一及第二旋转电机，来控制向左右的驱动轮分配的转矩。
而且，作为以往的这种动力装置，还已知有例如专利文献2中公开的结构。该以往的动力装置的差动装置由都为单行星类型的第一～第三行星齿轮机构的组合构成，且具有在相互之间能够传递动力的第一～第五要素。如图88所示，上述的第一～第五要素的转速满足共线关系，在表示该共线关系的共线图中，第一～第五要素的转速在单一的直线上依次排列。具体而言，第一行星齿轮机构具有第一太阳齿轮、第一行星齿轮架及第一内齿轮，第二行星齿轮机构具有第二太阳齿轮、第二行星齿轮架及第二内齿轮，第三行星齿轮机构具有第三太阳齿轮、第三行星齿轮架及第三内齿轮。上述的第一行星齿轮架及第三内齿轮相互连结成一体，第三行星齿轮架、第一及第二内齿轮相互连结成一体，第二行星齿轮架及第三太阳齿轮相互连结成一体，由此构成上述的第一～第五要素。
另外，以往的动力装置搭载于四轮的车辆，第一要素与第一旋转电机连结，第二要素与左驱动轮连结，第三要素与发动机连结，第四要素与右驱动轮连结，第五要素与第二旋转电机连结。通过控制上述的第一及第二旋转电机，来控制向左右的驱动轮分配的转矩。
【在先技术文献】
【专利文献】
【专利文献1】日本专利第4637136号
【专利文献2】日本专利第5153587号
【发明要解决的课题】
在上述的专利文献1的动力装置中，为了构成第一～第四旋转要素，需要由第一及第二太阳齿轮、第一及第二行星齿轮架、以及第一及第二内齿轮构成的六个旋转要素、将第一太阳齿轮与第二行星齿轮架相互连结的第一旋转轴、将第一行星齿轮架与第二太阳齿轮相互连结的第二旋转轴。由此，构成装置的要素的个数比较多，会导致装置的大型化、重量化及制造成本的增大。
另外，在专利文献2的动力装置中，如上述那样将由第一～第三行星齿轮机构构成的三个行星齿轮机构组合，来构成第一～第五要素，因此无法避免其部件个数增多的情况，其结果是，与专利文献1同样，会导致装置的大型化、重量化及制造成本的增大。
发明内容
本发明为了解决以上那样的课题而提出，其目的在于提供一种能够简单地构成装置且能够实现装置的小型化、轻量化及制造成本的削减的动力装置。
【用于解决课题的方案】
为了实现上述目的，本发明的第一方案涉及一种动力装置，其用于对推进运输机(实施方式中的(以下，在本项中相同)车辆VFR、VFF、VAW)用的两个被驱动部(左右的输出轴SRL、SRR、左右的输出轴SFL、SFR、前后的输出轴SF、SR)进行驱动，其特征在于，具备：第一能量输入输出装置(第一旋转电机11)，其能够输入输出旋转能量；第二能量输入输出装置(第二旋转电机12)，其能够输入输出旋转能量；以及差动装置GSG～GSL，其具有旋转自如的行星齿轮架(图76、图78、图80中的行星齿轮架构件91、图82、图84中的行星齿轮架构件95、图86中的行星齿轮架构件101)、第一齿轮(图76、图84中的第一太阳齿轮S1、图78、图82中的第二太阳齿轮S2、图80中的第二太阳齿轮S2X、图86中的第二太阳齿轮S2D)及第二齿轮(图76中的第一内齿轮R1、图78中的第二内齿轮R2A、图80中的第二内齿轮R2X、图82中的第二内齿轮R2B、图84中的第一内齿轮R1B、图86中的第二内齿轮R2D)、以及第三齿轮(图76中的第二太阳齿轮S2、图78中的第一内齿轮R1、图80中的第一内齿轮R1X、图82中的第一太阳齿轮S1、图84中的第二内齿轮R2B、图86中的第一内齿轮R1D)，所述行星齿轮架将相互啮合的第一小齿轮P1(图82、图84中的小齿轮P1B、图86中的小齿轮P1D)及第二小齿轮P2(图78中的小齿轮PA、图82、图84中的小齿轮P2B、图86中的小齿轮P2D)支承为旋转自如，所述第一齿轮及第二齿轮与所述第一及第二小齿轮P1、P2中的一方啮合，所述第三齿轮与所述第一及第二小齿轮P1、P2中的另一方啮合，由行星齿轮架及所述第一～第三齿轮构成的四个旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上排列的共线关系，其中，四个旋转要素中，在共线图中分别位于两外侧的第一及第二外侧旋转要素(图77、图83中的第一太阳齿轮S1、第二太阳齿轮S2、图79中的行星齿轮架构件91、第二太阳齿轮S2、图81中的第二太阳齿轮S2X、第一内齿轮R1X、图85中的第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2B、图87中的第二太阳齿轮S2D、行星齿轮架构件101)与第一及第二能量输入输出装置分别机械地连结，分别位于与第一及第二外侧旋转要素相邻的位置的第一及第二准外侧旋转要素(图77中的行星齿轮架构件91、第一内齿轮R1、图79中的第二内齿轮R2A、第一内齿轮R1、图81中的第二内齿轮R2X、行星齿轮架构件91、图83中的第二内齿轮R2B、行星齿轮架构件95、图85中的第一内齿轮R1B、行星齿轮架构件95、图87中的第二内齿轮R2D、第一内齿轮R1D)与两个被驱动部中的一方及另一方分别机械地连结。
根据该结构，差动装置具有由旋转自如的行星齿轮架、第一及第二齿轮及第三齿轮构成的四个旋转要素，所述行星齿轮架将相互啮合的第一及第二小齿轮支承为旋转自如，所述第一及第二齿轮与第一及第二小齿轮中的一方啮合，所述第三齿轮与第一及第二小齿轮中的另一方啮合。而且，这四个旋转要素的转速在共线图中处于在单一的直线上排列的共线关系。
如以上所述，与前述的以往的情况不同，仅通过使第一及第二小齿轮相互啮合，并使第一及第二齿轮与第一及第二小齿轮中的一方啮合，且使第三齿轮与第一及第二小齿轮中的另一方啮合，就能够简易地构成转速相互处于共线关系的四个旋转要素。而且，与前述的专利文献1的情况不同，不需要将第一太阳齿轮与第二行星齿轮架相互连结的第一旋转轴、将第一行星齿轮架与第二太阳齿轮相互连结的第二旋转轴，而且，通过比专利文献1的六个旋转要素少的四个旋转要素(行星齿轮架、第一～第三齿轮)，就能够构成与专利文献1同等的差动装置。因此，能够削减动力装置整体的部件个数，能够实现装置的小型化、轻量化及制造成本的削减。
另外，四个旋转要素中，在共线图中分别位于两外侧的第一及第二外侧旋转要素与第一及第二能量输入输出装置分别机械地连结，分别位于与第一及第二外侧旋转要素相邻的位置的第一及第二准外侧旋转要素与两个被驱动部中的一方及另一方分别机械地连结。由此，能够将从第一及第二能量输入输出装置输出的旋转能量经由差动装置向两个被驱动部传递，从而能够适当地驱动两被驱动部。这种情况下，如上述那样，四个旋转要素的转速相互处于共线关系，因此通过控制第一及第二能量输入输出装置中的旋转能量的输入输出，就能够适当控制向两个被驱动部分配的旋转能量(转矩)。
本发明的第二方案以第一方案记载的动力装置为基础，其特征在于，差动装置GS、GSA、GSX、GSB～GSD、GSF还具有与第一及第二小齿轮P1、P2中的另一方啮合的第四齿轮(图2、图74中的第二内齿轮R2、图61中的第一太阳齿轮S1、图65中的第一太阳齿轮S1X、图67中的第一内齿轮R1B、图70中的第二太阳齿轮S2、图71中的第一太阳齿轮S1D)，由第四齿轮、行星齿轮架及第一～第三齿轮构成的五个旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上排列的共线关系，五个旋转要素中的第一及第二外侧旋转要素(图5、图64、图69、图75中的第一太阳齿轮S1、第二太阳齿轮S2、图66中的第一内齿轮R1X、第二太阳齿轮S2X、图73中的行星齿轮架构件101、第二太阳齿轮S2D)与第一及第二能量输入输出装置分别机械地连结，第一及第二准外侧旋转要素(图5、图75中的第二内齿轮R2、第一内齿轮R1、图64中的行星齿轮架构件91、第一内齿轮R1、图66中的行星齿轮架构件91、第一太阳齿轮S1X、图69中的第一内齿轮R1B、第二内齿轮R2B、图73中的第一内齿轮R1D、第一太阳齿轮S1D)与一方及另一方的被驱动部分别机械地连结。
根据该结构，差动装置除了本发明的第一方案的说明中叙述的第一～第三齿轮之外，还具有与第一及第二小齿轮中的另一方啮合的第四齿轮，由行星齿轮架及第一～第四齿轮构成的五个旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上排列的共线关系。
如以上所述，与前述的使用第一～第三行星齿轮机构的以往的专利文献2的情况不同，仅通过将由第一及第二行星齿轮机构构成的两个行星齿轮机构组合，就能够简易地构成转速相互处于共线关系的五个旋转要素，并且能够削减其部件个数，能够实现装置的小型化、轻量化及制造成本的削减。
另外，五个旋转要素中，在共线图中分别位于两外侧的第一及第二外侧旋转要素与第一及第二能量输入输出装置分别机械地连结，分别位于与第一及第二外侧旋转要素相邻的位置的第一及第二准外侧旋转要素与两个被驱动部中的一方及另一方分别机械地连结。由此，与本发明的第一方案同样，能够适当地控制向两个被驱动部分配的旋转能量(转矩)。
本发明的第三方案以第二方案记载的动力装置为基础，其特征在于，动力装置还具备能够输出旋转能量且与第一及第二能量输入输出装置另行设置的能量输出装置(发动机3)，五个旋转要素中的除第一及第二外侧旋转要素以及第一及第二准外侧旋转要素以外的旋转要素即中央旋转要素(图5中的行星齿轮架构件13、图64中的第二内齿轮R2A、图66中的第二内齿轮R2X、图69中的行星齿轮架构件95、图73中的第二内齿轮R2D)与能量输出装置机械地连结。
根据该结构，五个旋转要素中的除第一及第二外侧旋转要素以及第一及第二准外侧旋转要素以外的旋转要素即中央旋转要素与能够输出旋转能量的能量输出装置机械地连结，该能量输出装置与第一及第二能量输入输出装置另行设置。由此，除了来自第一及第二能量输入输出装置的旋转能量之外，来自能量输出装置的旋转能量也向两个被驱动部传递，因此能够减少第一及第二能量输入输出装置所需的转矩，由此能够实现两装置的小型化。
本发明的第四方案以第一方案记载的动力装置为基础，其特征在于，第一齿轮是设置在第一小齿轮P1的内周且与第一小齿轮P1啮合的第一太阳齿轮S1及设置在第二小齿轮P2的内周且与第二小齿轮P2啮合的第二太阳齿轮中的一方，在第一齿轮是第一太阳齿轮S1时，第二齿轮是设置在第一小齿轮P1的外周且与第一小齿轮P1啮合的第一内齿轮R1，第三齿轮是设置在第二小齿轮P2的内周且与第二小齿轮P2啮合的第二太阳齿轮S2(图76)及设置在第二小齿轮P2的外周且与第二小齿轮P2啮合的第二内齿轮中的一方，在第一齿轮是第二太阳齿轮时，第二齿轮是第二内齿轮，第三齿轮是第一太阳齿轮及第一内齿轮中的一方。
根据该结构，第一及第二齿轮分别是与第一(第二)小齿轮啮合的第一(第二)太阳齿轮及第一(第二)内齿轮。而且，第三齿轮是与第二(第一)小齿轮啮合的第二(第一)太阳齿轮及第二(第一)内齿轮中的一方。由此，能够适当地构成具有转速相互处于共线关系的四个旋转要素的差动装置，因此，能够适当地得到本发明的第一方案的效果。而且，例如，在第一齿轮是第一太阳齿轮且第三齿轮是第二太阳齿轮时，由第一太阳齿轮、行星齿轮架(行星齿轮架构件)、第一内齿轮及第二太阳齿轮构成的四个旋转要素之间的转速的关系如后述的图77那样表示。
该图77中的αA及βA是第一及第二杠杆比(转矩比·速度比)，前者αA表示向行星齿轮架构件及第一内齿轮传递的转矩相对于向第一太阳齿轮传递的转矩之比，后者βA表示向行星齿轮架构件及第一内齿轮传递的转矩相对于向第二太阳齿轮传递的转矩之比。而且，第一及第二杠杆比αA、βA由后述的式(3)及(4)分别表示。
另一方面，图88表示前述的以往的专利文献2的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。图88中的A1及A2是第一及第二杠杆比(转矩比·速度比)，前者A1表示经由第一要素向第二及第四要素传递的转矩相对于向第一要素传递的转矩之比，后者A2表示经由第五要素向第二及第四要素传递的转矩相对于向第五要素传递的转矩之比。因此，在精度良好且容易控制从第一及第二旋转电机经由差动装置而向左右的驱动轮分配的转矩方面，优选将两者A1及A2设定成彼此相同的值。
在以往的动力装置中，为了将第一及第二杠杆比A1、A2设定成彼此相同的值，在各齿轮的齿数之间，Zr1/Zs1＝(Zr2×Zr3)/(Zs2×Zs3)必须成立。在此，Zr1是第一内齿轮的齿数，Zs1是第一太阳齿轮的齿数，Zr2是第二内齿轮的齿数，Zr3是第三内齿轮的齿数，Zs2是第二太阳齿轮的齿数，Zs3是第三太阳齿轮的齿数。这样，为了将第一及第二杠杆比A1、A2设定成彼此相同的值，必须以满足该设定的方式将由第一～第三太阳齿轮及第一～第三内齿轮构成的总计六个齿轮的齿数设定成互不相同的值，其设定非常困难，而且烦杂。
相对于此，根据本发明，由上述的式(3)及(4)可知，例如，通过将由第一内齿轮的齿数、第一太阳齿轮的齿数及第二太阳齿轮的齿数构成的总计三个齿数设定为互不相同的值，就能够容易地将第一及第二杠杆比αA、βA设定成彼此相同的值。由此，能够更适当地控制从第一及第二能量输入输出装置经由差动装置向第一及第二被驱动部分配的旋转能量。
需要说明的是，图77是使用后述的第一及第二旋转电机11、12作为第一及第二能量输入输出装置并使用后述的前后的输出轴SF、SR作为两个被驱动部时的共线图，但只不过是一例，当然也可以使用其他的适当的能量输入输出装置·被驱动部。
另外，如图77所示，在两个被驱动部中的一方及另一方(前后的输出轴SF、SR)上不是连结第一及第二太阳齿轮，而是连结分别相当于第一及第二准外侧旋转要素的行星齿轮架(行星齿轮架构件)及第一内齿轮，因此能够得到如下的效果。
即，与本发明不同，在将第一太阳齿轮与被驱动部连结时，存在向第一太阳齿轮传递比较大的转矩的情况。相对于此，如图89所示，由于第一太阳齿轮的啮合半径rs比较小的情况、从第一太阳齿轮向被驱动部传递的转矩由该啮合半径rs和作用于第一太阳齿轮的切线方向的啮合反力fs之积表示的情况，因此伴随着大转矩向被驱动部的传递而非常大的啮合反力fs作用于第一太阳齿轮。因此，必须将第一太阳齿轮的齿宽设定为大值，来耐受这样的啮合反力fs，由此动力装置大型化。
另外，如图89所示，伴随着第一小齿轮的旋转而离心力gp作用于对第一小齿轮进行支承的轴承(以下称为“第一小齿轮轴承”)。而且，伴随着从第一太阳齿轮向右输出轴的大的转矩的传递，来自第一太阳齿轮的比较大的法线方向的啮合反力ps作用于第一小齿轮，且该啮合反力ps向与上述的离心力gp相同的方向作用于第一小齿轮轴承。需要说明的是，在图89中，为了简便起见，离心力gp及啮合反力ps仅对于该图的位于右下方的第一小齿轮来表示。这样，与第一小齿轮的旋转相伴的离心力gp和来自第一太阳齿轮的大的啮合反力ps相加的非常大的合力作用于第一小齿轮轴承，因此第一小齿轮轴承为了确保其充分的耐久性而不得不大型化。因此，动力装置也会大型化。
根据本发明，在一方及另一方的被驱动部上分别连结的不是太阳齿轮而是行星齿轮架构件及第一内齿轮。如图90所示，由于第一内齿轮的啮合半径rr比较大的情况、从第一内齿轮向另一方的被驱动部传递的转矩由该啮合半径rr与作用于第一内齿轮的啮合反力FR之积表示的情况，因此与图89中叙述的第一太阳齿轮的情况相比，伴随着向另一方的被驱动部的转矩的传递而作用于第一内齿轮的啮合反力FR减小。因此，能够将第一内齿轮的齿宽设定成比较小的值，由此能够实现动力装置的进一步的小型化。
此外，如图90所示，伴随着第一小齿轮的旋转而离心力GP作用于第一小齿轮轴承。而且，伴随着从第一内齿轮向一方的旋转轴的转矩的传递而来自第一内齿轮的啮合反力PR作用于第一小齿轮，该啮合反力PR向与上述的离心力GP相反的方向作用于第一小齿轮轴承。其结果是，相对于第一小齿轮轴承，离心力GP与啮合反力PR以相互抵消的方式作用，因此与前述的将第一太阳齿轮与被驱动部连结的情况相比，能够实现第一小齿轮轴承的小型化，由此也能够实现动力装置的进一步的小型化。需要说明的是，在图90中，为了简便起见，离心力GP及啮合反力PR仅对于该图的位于右侧的第一小齿轮表示。
本发明的第五方案以第二或第三方案记载的动力装置为基础，其特征在于，第一齿轮是设置在第一小齿轮P1的内周且与第一小齿轮P1啮合的第一太阳齿轮S1，第二齿轮是设置在第一小齿轮P1的外周且与第一小齿轮P1啮合的第一内齿轮R1，第三齿轮是设置在第二小齿轮P2的内周且与第二小齿轮P2啮合的第二太阳齿轮S2，第四齿轮是设置在第二小齿轮P2的外周且与第二小齿轮P2啮合的第二内齿轮R2(图2)。
根据该结构，第一及第二齿轮是与第一小齿轮啮合的第一太阳齿轮及第一内齿轮，第三齿轮是与第二小齿轮啮合的第二太阳齿轮及第二内齿轮。通过以上，第一太阳齿轮、第二内齿轮、行星齿轮架、第一内齿轮及第二太阳齿轮的转速的关系例如后述的图5那样表示。
另外，图5中的α及β是第一及第二杠杆比(转矩比·速度比)，前者α表示经由第一太阳齿轮向第一及第二内齿轮传递的转矩相对于向第一太阳齿轮传递的转矩之比，后者β表示经由第二太阳齿轮向第一及第二内齿轮传递的转矩相对于向第二太阳齿轮传递的转矩之比。而且，第一及第二杠杆比α、β由后述的式(1)及(2)分别表示。
从上述的式(1)及(2)可知，例如，通过将第一及第二内齿轮的齿数彼此设定为相同的值并将第一及第二太阳齿轮的齿数彼此设定为相同的值，就能够容易地将第一及第二杠杆比α、β设定成彼此相同的值。由此，能够更适当地控制从第一及第二能量输入输出装置经由差动装置而向第一及第二被驱动部分配的旋转能量。而且，通过上述的各齿轮的齿数的设定，共线图中的从行星齿轮架构件到第二内齿轮的距离与从行星齿轮架构件到第一内齿轮的距离彼此相等。因此，能够容易地将从行星齿轮架构件向第一及第二内齿轮传递(分配)的转矩的分配比设定为1∶1，由此能够提高运输机的移动稳定性。
需要说明的是，图5是使用后述的第一及第二旋转电机11、12作为第一及第二能量输入输出装置、使用后述的左右的输出轴SRL、SRR作为两个被驱动部、并使用发动机3作为能量输出装置时的共线图，但只不过是一例，当然也可以使用其他的适当的能量输入输出装置·被驱动部·能量输出装置。
此外，在将第一及第二内齿轮的齿数彼此设定为相同的值的情况下，例如，在将第一及第二内齿轮这双方由平齿轮构成时，能够通过相同的刀具对两齿轮进行加工，在将第一及第二内齿轮这双方由斜齿轮构成时，能够通过仅扭转方向不同的相同诸多要素的刀具对两齿轮进行加工，因此其生产率优异。这种情况对于第一及第二太阳齿轮也同样。
另外，如图5所示，在两个被驱动部中的一方及另一方(左右的输出轴SRL、SRR)上分别连结的不是第一及第二太阳齿轮，而是分别相当于第一及第二准外侧旋转要素的第二及第一内齿轮。因此，与本发明的第四方案同样，能够将第一及第二内齿轮的齿宽设定为比较小的值，并且能够实现第一小齿轮轴承的小型化及对第二小齿轮进行支承的轴承(以下称为“第二小齿轮轴承”)的小型化，进而，能够实现动力装置的进一步的小型化。
本发明的第六方案以第一方案记载的动力装置为基础，其特征在于，第二小齿轮是由与第一小齿轮P1啮合的第一分割齿轮(第二小齿轮P2)和与第一小齿轮P1未啮合而与第一分割齿轮啮合的第二分割齿轮(小齿轮PA)构成的双小齿轮，第一齿轮是设置在第一小齿轮P1的内周且与第一小齿轮P1啮合的第一太阳齿轮、设置在第二小齿轮的内周且与第二小齿轮的第二分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2X、及设置在第二小齿轮的外周且与第二小齿轮的第二分割齿轮啮合的第二内齿轮R2A中的一个，在第一齿轮是第一太阳齿轮时，第二齿轮是设置在第一小齿轮的外周且与第一小齿轮啮合的第一内齿轮，第三齿轮是与第二小齿轮的第二分割齿轮啮合的第二太阳齿轮及与第二分割齿轮啮合的第二内齿轮中的一方，在第一齿轮是与第二小齿轮的第二分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2X时(图80)，第二齿轮是设置在第二小齿轮的外周且与第二小齿轮的第一分割齿轮啮合的第二内齿轮R2X，第三齿轮是第一太阳齿轮及第一内齿轮R1X中的一方，在第一齿轮是与第二小齿轮的第二分割齿轮啮合的第二内齿轮R2A时(图78)，第二齿轮是设置在第二小齿轮的内周且与第二小齿轮的第一分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2，第三齿轮是第一太阳齿轮及第一内齿轮R1中的一方。
根据该结构，通过行星齿轮架及第一～第三齿轮能够适当地构成具有转速相互处于共线关系的四个旋转要素的差动装置，进而，能够适当地得到本发明的第一方案的效果。而且，例如，在第一齿轮是与第二小齿轮的第二分割齿轮啮合的第二太阳齿轮、第二齿轮是与第二小齿轮的第一分割齿轮啮合的第二内齿轮、第三齿轮是与第一小齿轮啮合的第一内齿轮时，由第二太阳齿轮、第二内齿轮、行星齿轮架构件(行星齿轮架)及第一内齿轮构成的四个旋转要素之间的转速的关系如后述的图81那样表示。
该图81中的αI及βI是第一及第二杠杆比(转矩比·速度比)，前者αI表示向第二内齿轮及行星齿轮架构件传递的转矩相对于向第二太阳齿轮传递的转矩之比，后者βI表示向第二内齿轮及行星齿轮架构件传递的转矩相对于向第一内齿轮传递的转矩之比。而且，第一及第二杠杆比αI、βI由后述的式(13)及(14)分别表示。
根据上述的式(13)及(14)可知，例如，通过将由第二内齿轮的齿数、第二太阳齿轮的齿数及第一内齿轮的齿数构成的总计三个齿数设定成互不相同的值，就能够容易地将第一及第二杠杆比αI、βI设定成彼此相同的值。由此，能够更适当地控制从第一及第二能量输入输出装置经由差动装置而向第一及第二被驱动部分配的旋转能量。
需要说明的是，图81是使用后述的第一及第二旋转电机11、12作为第一及第二能量输入输出装置、使用后述的左右的输出轴SRL、SRR作为两个被驱动部时的共线图，但只不过是一例，当然也可以使用其他的适当的能量输入输出装置·被驱动部。
另外，如图81所示，在被驱动部(左输出轴SRL)上连结的不是太阳齿轮而是相当于第一准外侧旋转要素的第二内齿轮。因此，与本发明的第四方案同样，能够将第二内齿轮的齿宽设定成比较小的值，并且能够实现第二小齿轮轴承的小型化，进而，能够实现动力装置的进一步的小型化。
本发明的第七方案以第二或第三方案记载的动力装置为基础，其特征在于，第二小齿轮是由与第一小齿轮P1啮合的第一分割齿轮(第二小齿轮P2)和与第一小齿轮P1未啮合而与第一分割齿轮啮合的第二分割齿轮(小齿轮PA)构成的双小齿轮，第一齿轮是设置在第一小齿轮P1的内周且与第一小齿轮P1啮合的第一太阳齿轮S1、S1X，第二齿轮是设置在第一小齿轮P1的外周且与第一小齿轮P1啮合的第一内齿轮R1、R1X，第三齿轮是设置在第二小齿轮的内周且与第二小齿轮的第二分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2X及设置在第二小齿轮的外周且与第二小齿轮的第二分割齿轮啮合的第二内齿轮R2A中的一方，在第三齿轮是与第二分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2X时，第四齿轮是设置在第二小齿轮的外周且与第二小齿轮的第一分割齿轮啮合的第二内齿轮R2X(图65)，在第三齿轮是与第二分割齿轮啮合的第二内齿轮R2A时，第四齿轮是设置在第二小齿轮的内周且与第二小齿轮的第一分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2(图61)。
根据该结构，通过行星齿轮架及第一～四齿轮能够适当地构成转速相互处于共线关系的五个旋转要素，进而，能够适当地得到本发明的第二方案或第三方案的效果。而且，例如，在第一齿轮是与第二小齿轮的第二分割齿轮啮合的第二内齿轮、第二齿轮是与第二小齿轮的第一分割齿轮啮合的第二太阳齿轮、第三及第四齿轮分别是与第一小齿轮啮合的第一太阳齿轮及第一内齿轮时，由第一太阳齿轮、行星齿轮架(行星齿轮架构件)、第二内齿轮、第一内齿轮及第二太阳齿轮构成的五个旋转要素之间的转速的关系如后述的图64那样表示。
该图64中的αA及βA是第一及第二杠杆比(转矩比·速度比)，前者αA表示向行星齿轮架构件及第一内齿轮传递的转矩相对于向第一太阳齿轮传递的转矩之比，后者βA表示向行星齿轮架构件及第一内齿轮传递的转矩相对于向第二太阳齿轮传递的转矩之比。而且，第一及第二杠杆比αA、βA由后述的式(3)及(4)分别表示。
从上述的式(3)及(4)可知，例如，通过将由第一内齿轮的齿数、第一太阳齿轮的齿数及第二太阳齿轮的齿数构成的总计三个齿数设定成互不相同的值，就能够容易地将第一及第二杠杆比αA、βA设定成彼此相同的值。由此，能够更适当地控制从第一及第二能量输入输出装置经由差动装置而向第一及第二被驱动部分配的旋转能量。
需要说明的是，图64是使用后述的第一及第二旋转电机11、12作为第一及第二能量输入输出装置、使用后述的前后的输出轴SF、SR作为两个被驱动部时的共线图，但只不过是一例，当然也可以使用其他的适当的能量输入输出装置·被驱动部。而且，共线图中的第一及第二内齿轮的位置根据两者的齿数的设定而相互改换。
另外，如图64所示，在被驱动部(后输出轴SR)上连结的不是太阳齿轮而是第一内齿轮。因此，与本发明的第四方案同样，能够将第一内齿轮的齿宽设定成比较小的值，并能够实现第一小齿轮轴承的小型化，进而，能够实现动力装置的进一步的小型化。
本发明的第八方案以第一方案记载的动力装置为基础，其特征在于，第一小齿轮是由第一分割齿轮(第一小齿轮P1)和与第二小齿轮未啮合而与第一分割齿轮啮合的第二分割齿轮(小齿轮P1B、小齿轮P1D)构成的双小齿轮，第二小齿轮是由与第一分割齿轮啮合的第三分割齿轮(第二小齿轮P2)和与第一及第二分割齿轮未啮合而与第三分割齿轮啮合的第四分割齿轮(小齿轮P2B、P2D)构成的双小齿轮，第一齿轮是设置在第一小齿轮的内周且与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一太阳齿轮、设置在第一小齿轮的外周且与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一内齿轮R1B、设置在第二小齿轮的内周且与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2、S2D、及设置在第二小齿轮的外周且与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二内齿轮中的一个，在第一齿轮是与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一太阳齿轮时，第二齿轮是设置在第一小齿轮的外周且与第一小齿轮的第一分割齿轮啮合的第一内齿轮，第三齿轮是与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二太阳齿轮及与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二内齿轮中的一方，在第一齿轮是与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一内齿轮R1B时，第二齿轮是设置在第一小齿轮的内周且与第一小齿轮的第一分割齿轮啮合的第一太阳齿轮S1，第三齿轮是与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二内齿轮R2B(图84)及与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二太阳齿轮中的一方，在第一齿轮是与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2、S2D时，第二齿轮是设置在第二小齿轮的外周且与第二小齿轮的第三分割齿轮啮合的第二内齿轮R2B、R2D，第三齿轮是与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一太阳齿轮S1(图82)及与第二分割齿轮啮合的第一内齿轮R1D(图86)中的一方，在第一齿轮是与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二内齿轮时，第二齿轮是设置在第二小齿轮的内周且与第二小齿轮的第三分割齿轮啮合的第二太阳齿轮，第三齿轮是与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一内齿轮及与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一太阳齿轮中的一方。
根据该结构，通过行星齿轮架及第一～第三齿轮能够适当地构成转速相互处于共线关系的四个旋转要素，进而，能够适当地得到本发明的第一方案的效果。而且，例如，在第一齿轮是与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一内齿轮、第二齿轮是与第一小齿轮的第一分割齿轮啮合的第一太阳齿轮、第三齿轮是与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二内齿轮时，由第一太阳齿轮、第一内齿轮、行星齿轮架构件(行星齿轮架)及第二内齿轮构成的四个旋转要素之间的转速的关系如后述的图85那样表示。
该图85中的αK及βK是第一及第二杠杆比(转矩比·速度比)，前者αK表示向第一内齿轮及行星齿轮架构件传递的转矩相对于向第一太阳齿轮传递的转矩之比，后者βK表示向第一内齿轮及行星齿轮架构件传递的转矩相对于向第二内齿轮传递的转矩之比。而且，第一及第二杠杆比αK、βK由后述的式(17)及(18)分别表示。
从上述的式(17)及(18)可知，例如，通过将由第一内齿轮的齿数、第一太阳齿轮的齿数及第二内齿轮的齿数构成的总计三个齿数设定成互不相同的值，就能够容易地将第一及第二杠杆比αK、βK设定成彼此相同的值。由此，能够更适当地控制从第一及第二能量输入输出装置经由差动装置而向第一及第二被驱动部分配的旋转能量。
需要说明的是，图85是使用后述的第一及第二旋转电机11、12作为第一及第二能量输入输出装置、使用后述的左右的输出轴SRL、SRR作为两个被驱动部时的共线图，但只不过是一例，当然也可以使用其他的适当的能量输入输出装置·被驱动部。
另外，如图85所示，在被驱动部(左输出轴SRL)上连结的不是太阳齿轮，而是相当于第一准外侧旋转要素的第一内齿轮。因此，与本发明的第四方案同样，能够将第一内齿轮的齿宽设定成比较小的值，并且能够实现第一小齿轮轴承的小型化，进而能够实现动力装置的进一步的小型化。
本发明的第九方案以第二或第三方案记载的动力装置为基础，其特征在于，第一小齿轮是由第一分割齿轮(第一小齿轮P1)和与第二小齿轮未啮合而与第一分割齿轮啮合的第二分割齿轮(小齿轮P1B、P1D)构成的双小齿轮，第二小齿轮是由与第一分割齿轮啮合的第三分割齿轮(第二小齿轮P2)和与第一及第二分割齿轮未啮合而与第三分割齿轮啮合的第四分割齿轮(小齿轮P2B、P2D)构成的双小齿轮，第一齿轮是设置在第一小齿轮的内周且与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一太阳齿轮S1及设置在第一小齿轮的外周且与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一内齿轮R1B、R1D中的一方，在第一齿轮是与第一小齿轮的第二分割齿轮啮合的第一太阳齿轮S1时，第二齿轮是设置在第一小齿轮的外周且与第一小齿轮的第一分割齿轮啮合的第一内齿轮R1B(图67)，在第一齿轮是与第二分割齿轮啮合的第一内齿轮R1B、R1D时，第二齿轮是设置在第一小齿轮的内周且与第一小齿轮的第一分割齿轮啮合的第一太阳齿轮S1、S1D(图70、图71)，第三齿轮是设置在第二小齿轮的内周且与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2、S2D及设置在第二小齿轮的外周且与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二内齿轮R2B中的一方，在第三齿轮是与第二小齿轮的第四分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2、S2D时，第四齿轮是设置在第二小齿轮的外周且与第二小齿轮的第三分割齿轮啮合的第二内齿轮R2B、R2D(图67、图71)，在第三齿轮是与第四分割齿轮啮合的第二内齿轮R2B时，第四齿轮是设置在第二小齿轮的内周且与该第二小齿轮的第三分割齿轮啮合的第二太阳齿轮S2(图70)。
根据该结构，通过行星齿轮架及第一～第四齿轮能够适当构成转速相互处于共线关系的五个旋转要素，进而，能够适当地得到本发明的第二方案或第三方案的效果。而且，例如，在第一及第三齿轮是与第一小齿轮的第二及第一分割齿轮分别啮合的第一太阳齿轮及第一内齿轮、第二及第四齿轮是与第二小齿轮的第四及第三分割齿轮分别啮合的第二太阳齿轮及第二内齿轮时，由第一太阳齿轮、第一内齿轮、行星齿轮架(行星齿轮架构件)、第二内齿轮及第二太阳齿轮构成的五个旋转要素之间的转速的关系如后述的图69那样表示。
另外，图69中的αB及βB是第一及第二杠杆比(转矩比·速度比)，前者αB表示向第一及第二内齿轮传递的转矩相对于向第二太阳齿轮传递的转矩之比，后者βB表示向第一及第二内齿轮传递的转矩相对于向第一太阳齿轮传递的转矩之比。而且，第一及第二杠杆比αB、βB由后述的式(7)及(8)分别表示。
从上述的式(7)及(8)可知，例如，通过将第一及第二内齿轮的齿数彼此设定成相同的值，并将第一及第二太阳齿轮的齿数彼此设定成相同的值，由此就能够容易地将第一及第二杠杆比αB、βB设定成彼此相同的值。由此，能够更适当地控制从第一及第二能量输入输出装置向第一及第二被驱动部分配的旋转能量。而且，通过上述的各齿轮的齿数的设定，从而共线图中的从行星齿轮架构件到第二内齿轮的距离与从行星齿轮架构件到第一内齿轮的距离彼此相等。因此，能够容易地将从行星齿轮架构件向第一及第二内齿轮传递(分配)的转矩的分配比设定成1∶1，由此，能够提高运输机的移动稳定性。
此外，在将第一及第二内齿轮的齿数彼此设定为相同的值的情况下，例如，在将第一及第二内齿轮这双方由平齿轮构成时，能够通过相同的刀具对两齿轮进行加工，在将第一及第二内齿轮这双方由斜齿轮构成时，能够通过仅扭转方向不同的相同诸多要素的刀具对两齿轮进行加工，因此其生产率优异。这种情况对于第一及第二太阳齿轮也同样。
需要说明的是，图69是使用后述的第一及第二旋转电机11、12作为第一及第二能量输入输出装置、使用后述的左右的输出轴SRL、SRR作为两个被驱动部时的共线图，但只不过是一例，当然可以使用其他的适当的能量输入输出装置·被驱动部。
另外，如图69所示，在两个被驱动部中的一方及另一方(左右的输出轴SRL、SRR)上分别连结的不是第一及第二太阳齿轮，而是分别相当于第一及第二准外侧旋转要素的第二及第一内齿轮。因此，与本发明的第四方案同样，能够将第一及第二内齿轮的齿宽设定成比较小的值，并且能够实现第一及第二小齿轮轴承的小型化，进而能够实现动力装置的进一步的小型化。
附图说明
图1是将本发明的第一实施方式的动力装置与适用了该动力装置的车辆一起简要表示的图。
图2是表示图1的动力装置等的骨架图。
图3是俯视观察图2的差动装置的第一小齿轮、第二小齿轮及行星齿轮架构件而得到的骨架图。
图4是表示图1的动力装置的ECU等的框图。
图5是在车辆的直行时且在减速行驶以外的行驶状态下表示图1的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图6是在车辆的直行时且在减速行驶中表示图1的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图7是在右横摆力矩增大用的第三转矩分配控制中表示图1的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图8是在右横摆力矩减少用的第三转矩分配控制中表示图1的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图9是表示本发明的第二实施方式的动力装置等的骨架图。
图10是表示图9的动力装置的ECU等的框图。
图11是在右横摆力矩增大用的第一转矩分配控制中表示图9的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图12是在右横摆力矩增大用的第二转矩分配控制中表示图9的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图13是在右横摆力矩减少用的第一转矩分配控制中表示图9的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图14是在右横摆力矩减少用的第二转矩分配控制中表示图9的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图15是在左右的输出轴的差动限制控制中表示图9的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图16是表示本发明的第三实施方式的动力装置等的骨架图。
图17是表示图16的动力装置的ECU等的框图。
图18是在MOT驱动模式中且在车辆的右转弯时使车辆的右横摆力矩增大的情况下表示图16的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图19是在MOT驱动模式中表示图16的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图20是表示本发明的第四实施方式的动力装置等的骨架图。
图21是表示图20的动力装置的ECU等的框图。
图22是表示图20的动力装置中的各种旋转要素之间的连结关系的图。
图23是在1MOT驱动模式中表示图20的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图24是在1MOT驱动模式下的转矩分配控制中表示图20的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图25是在1MOT驱动模式下的转矩分配控制中的与图24不同的动作下表示图20的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图26是在2MOT驱动模式中表示图20的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图27是在2MOT驱动模式下的转矩分配控制中表示图20的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图28是在2MOT驱动模式下的转矩分配控制中的与图27不同的动作下表示图20的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图29是表示本发明的第五实施方式的动力装置等的骨架图。
图30是表示图29的动力装置中的各种旋转要素之间的连结关系的图。
图31是在1MOT驱动模式中表示图29的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图32是在1MOT驱动模式下的转矩分配控制中表示图29的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图33是在1MOT驱动模式下的转矩分配控制中的与图32不同的动作下表示图29的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图34是在2MOT驱动模式中表示图29的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图35是在2MOT驱动模式下的转矩分配控制中表示图29的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图36是在2MOT驱动模式下的转矩分配控制中的与图35不同的动作下表示图29的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图37是在2MOT驱动模式下的差动限制控制中表示图29的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图38是表示本发明的第六实施方式的动力装置等的骨架图。
图39是表示图38的动力装置的ECU等的框图。
图40是在MOT变速模式中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图41是在ECVT模式中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图42是在ENG增速模式中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图43是表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的连结关系的图。
图44是在1MOT驱动模式中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图45是在1MOT驱动模式下的转矩分配控制中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图46是在1MOT驱动模式下的转矩分配控制中的与图45不同的动作下表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图47是在2MOT驱动模式中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图48是在2MOT驱动模式下的转矩分配控制中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图49是在2MOT驱动模式下的转矩分配控制中的与图48不同的动作下表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图50是在2MOT驱动模式下的差动限制控制中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图51是在动力分割模式下的转矩分配控制中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图52是在动力分割模式下的差动限制控制中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图53是在ENG驱动模式中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图54是在ENG驱动模式下的转矩分配控制中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图55是在减速再生模式中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图56是在减速再生模式下的制动转矩分配控制中表示图38的动力装置中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况的图。
图57是将本发明的第七实施方式的动力装置与适用了该动力装置的车辆一起简要表示的图。
图58是表示图57的动力装置等的骨架图。
图59是表示图57的动力装置的ECU等的框图。
图60是表示本发明的第八实施方式的动力装置等的骨架图。
图61是表示本发明的第九实施方式的动力装置等的骨架图。
图62是将图61的动力装置与适用了该动力装置的车辆一起简要表示的图。
图63是俯视观察图61的差动装置的第一小齿轮、第二小齿轮及行星齿轮架构件而得到的骨架图。
图64是表示图61的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图65是表示本发明的第十实施方式的动力装置等的骨架图。
图66是表示图65的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图67是表示本发明的第十一实施方式的动力装置等的骨架图。
图68是俯视观察图67的差动装置的第一小齿轮、第二小齿轮及行星齿轮架构件而得到的骨架图。
图69是表示图67的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图70是表示本发明的第十二实施方式的动力装置等的骨架图。
图71是表示本发明的第十三实施方式的动力装置等的骨架图。
图72是俯视观察图71的差动装置的第一小齿轮、第二小齿轮及行星齿轮架构件而得到的骨架图。
图73是表示图71的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图74是表示本发明的第十四实施方式的动力装置等的骨架图。
图75是表示图74的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图76是表示本发明的第十五实施方式的动力装置等的骨架图。
图77是表示图76的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图78是表示本发明的第十六实施方式的动力装置等的骨架图。
图79是表示图78的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图80是表示本发明的第十七实施方式的动力装置等的骨架图。
图81是表示图80的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图82是表示本发明的第十八实施方式的动力装置等的骨架图。
图83是表示图82的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图84是表示本发明的第十九实施方式的动力装置等的骨架图。
图85是表示图84的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图86是表示本发明的第二十实施方式的动力装置等的骨架图。
图87是表示图86的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的共线图。
图88是表示以往的差动装置中的各种旋转要素之间的转速的关系的共线图。
图89是用于说明本发明的效果的图。
图90是用于说明本发明的效果的与图89不同的图。
具体实施方式
以下，参照附图，详细说明本发明的优选的实施方式。图1及图2所示的第一实施方式的动力装置用于对四轮的车辆VFR的左右的输出轴SRL、SRR进行驱动。上述的左右的输出轴SRL、SRR相互呈同轴状地配置，并与左右的后轮WRL、WRR分别连结。
动力装置具备作为动力源的内燃机(以下称为“发动机”)3、用于对发动机3的动力进行变速的第一变速器4，两者3、4配置在车辆VFR的前部。该发动机3是汽油发动机，其曲轴(未图示)与第一变速器4的输入轴(未图示)连结。第一变速器4是有级式的自动变速器，对向上述的输入轴传递的发动机3的动力进行变速，并向其变速器输出轴(未图示)输出。变速器输出轴与沿前后方向延伸的传动轴S连结，在传动轴S上连结有齿轮5(参照图2)。
另外，动力装置具备用于控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的动力的分配装置DS1。分配装置DS1由差动装置GS、第一旋转电机11及第二旋转电机12等构成，配置在车辆VFR的后部。该差动装置GS用于在发动机3、第一及第二旋转电机11、12与左右的输出轴SRL、SRR之间传递动力。差动装置GS为如下这样的装置：将两个单行星类型的第一及第二行星齿轮机构相互组合，将行星齿轮架进行共用化，并使两行星齿轮机构的小齿轮相互啮合。
具体而言，差动装置GS具有行星齿轮架构件13、第一太阳齿轮S1、第一小齿轮P1、第一内齿轮R1、第二太阳齿轮S2、第二小齿轮P2及第二内齿轮R2。通过上述的第一太阳齿轮S1、第一小齿轮P1、第一内齿轮R1及行星齿轮架构件13，来构成上述的第一行星齿轮机构，通过第二太阳齿轮S2、第二小齿轮P2、第二内齿轮R2及行星齿轮架构件13，来构成上述的第二行星齿轮机构。差动装置GS与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状地配置，且位于左后轮WRL与右后轮WRR之间。
行星齿轮架构件13由环板状的第一基部13a及第二基部13b、一体地设置于两基部13a、13b的四个第一支轴13c及第二支轴13d(均仅图示2个)构成。而且，行星齿轮架构件13旋转自如地支承于轴承(未图示)，后述的第一旋转轴14及第三旋转轴16相对旋转自如地配置在行星齿轮架构件13的内侧。
上述的第一及第二基部13a、13b与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状地配置，且上述的第一及第二基部13a、13b在其轴线方向上相互对置。而且，第二基部13b配置在比第一基部13a靠右后轮WRR侧的位置，在第二基部13b上一体地设有环状的齿轮13e。该齿轮13e与前述的齿轮5啮合。第一及第二支轴13c、13d设置在第一及第二基部13a、13b之间，沿左右的输出轴SRL、SRR的轴线方向延伸。而且，第一及第二支轴13c、13d在第一基部13a的周向上交替且相互等间隔地配置。
另外，所述第一太阳齿轮S1、第一小齿轮P1及第一内齿轮R1在径向上从内侧依次排列。第一太阳齿轮S1一体地安装在空心的第一旋转轴14的一端部。第一旋转轴14旋转自如地支承于轴承(未图示)，在第一旋转轴14的另一端部一体地安装有第一旋转电机11的后述的第一转子11b。由此，第一太阳齿轮S1与第一转子11b一体地旋转自如。而且，右输出轴SRR相对旋转自如地配置在第一旋转轴14的内侧。
第一小齿轮P1的个数是与行星齿轮架构件13的前述的第一支轴13c相同的值4(仅图示2个)。各第一小齿轮P1经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第一支轴13c，并与第一太阳齿轮S1及第一内齿轮R1这双方啮合。需要说明的是，第一小齿轮P1及第一支轴13c的个数不局限于值4，可以任意。而且，第一内齿轮R1经由空心的第二旋转轴15及凸缘而与右输出轴SRR连结，且与右输出轴SRR一体地旋转自如。
所述第二太阳齿轮S2、第二小齿轮P2及第二内齿轮R2在径向上从内侧依次排列，所述第二太阳齿轮S2、第二小齿轮P2及第二内齿轮R2构成的齿轮组配置在上述的由第一太阳齿轮S1、第一小齿轮P1及第一内齿轮R1构成的齿轮组与右后轮WRR之间。第二太阳齿轮S2一体地安装在空心的第三旋转轴16的一端部。第三旋转轴16旋转自如地支承于轴承(未图示)，在第三旋转轴16的另一端部一体地安装有第二旋转电机12的后述的第二转子12b。由此，第二太阳齿轮S2与第二转子12b一体地旋转自如。而且，前述的第一旋转轴14相对旋转自如地配置在第三旋转轴16的内侧。
第二小齿轮P2的个数是与行星齿轮架构件13的前述的第二支轴13d相同的值4(仅图示2个)。各第二小齿轮P2经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第二支轴13d，并与第二太阳齿轮S2及第二内齿轮R2这双方啮合。而且，如图3所示，第二小齿轮P2在第二太阳齿轮S2的周向上以与第一小齿轮P1局部重叠的方式配置，并与第一小齿轮P1啮合。需要说明的是，第二小齿轮P2及第二支轴13d的个数并不局限于值4，可以任意。在图3中，为了简便起见，省略第一及第二太阳齿轮S1、S2、以及第一及第二内齿轮R1、R2。
另外，第二内齿轮R2经由空心的第四旋转轴17及凸缘而与左输出轴SRL连结，且与左输出轴SRL一体地旋转自如。行星齿轮架构件13及第二旋转轴15相对旋转自如地配置在第四旋转轴17的内侧。
而且，第一小齿轮P1和第二小齿轮P2彼此具有相同直径及相同齿数。对应于此，第一太阳齿轮S1的直径与第二太阳齿轮S2的直径设定为彼此相同的值，第一内齿轮R1的直径与第二内齿轮R2的直径设定为彼此相同的值。而且，第一小齿轮P1和第二小齿轮P2彼此具有相同齿形及相同齿宽。如以上那样，第一及第二小齿轮P1、P2的直径、齿数、齿形及齿宽彼此分别相同，即两齿轮P1、P2的诸多要素设定为彼此相同。
所述第一旋转电机11是AC马达，具有由多个铁心、线圈等构成的第一定子11a、由多个磁铁等构成的第一转子11b。第一旋转电机11与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状地配置，且位于差动装置GS与右后轮WRR之间。该第一定子11a固定于不动的壳体CA。第一转子11b以与第一定子11a对置的方式配置，且如前述那样与第一太阳齿轮S1一体地旋转自如。在第一旋转电机11中，当向第一定子11a供给电力时，供给的电力被转换成动力而向第一转子11b输出。另外，当向第一转子11b输入动力时，该动力被转换成电力(发电)而向第一定子11a输出。
另外，第一定子11a经由第一动力驱动单元(以下称为“第一PDU”)21而与能够充电·放电的蓄电池23电连接，在第一定子11a与蓄电池23之间能够交接电能。该第一PDU21由逆变器等电路构成。如图4所示，在第一PDU21上电连接有后述的ECU2。该ECU2通过控制第一PDU21，来控制向第一定子11a供给的电力、由第一定子11a发电的电力、及第一转子11b的转速。
与第一旋转电机11同样，所述第二旋转电机12是AC马达，且具有第二定子12a及第二转子12b。而且，第二旋转电机12与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状地配置，且位于第一旋转电机11与差动装置GS之间。上述的第二定子12a及第二转子12b分别与第一定子11a及第一转子11b同样地构成。而且，第二转子12b如前述那样与第二太阳齿轮S2一体地旋转自如。此外，与第一旋转电机11同样，第二旋转电机12能够将向第二定子12a供给的电力转换成动力而向第二转子12b输出，并能够将向第二转子12b输入的动力转换成电力而向第二定子12a输出。
另外，第二定子12a经由第二动力驱动单元(以下称为“第二PDU”)22而与蓄电池23电连接，在第二定子12a与蓄电池23之间能够交接电能。与第一PDU21同样，该第二PDU22由逆变器等电路构成，在第二PDU22上电连接有ECU2。ECU2通过控制第二PDU22，来控制向第二定子12a供给的电力、由第二定子12a发电的电力、及第二转子12b的转速。
以下，将向第一定子11a(第二定子12a)供给的电力转换成动力而从第一转子11b(第二转子12b)输出的情况适当称为“动力运转”。另外，将使用向第一转子11b(第二转子12b)输入的动力通过第一定子11a(第二定子12a)进行发电而将该动力转换成电力的情况适当称为“再生”。
在以上的结构的动力装置中，差动装置GS如前述那样构成，因此第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2、行星齿轮架构件13、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2在相互之间能够传递动力，并且它们的转速相互处于共线关系。在此，共线关系是指在共线图中各自的转速在单一的直线上排列的关系。
另外，在将行星齿轮架构件13固定的状态下，使第一太阳齿轮S1正转时，第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2反转，且第二内齿轮R2正转。这种情况下，根据各齿轮的齿数的关系，第一太阳齿轮S1的转速比第二内齿轮R2高，第二太阳齿轮S2的转速比第一内齿轮R1低。根据以上所述，在表示转速的关系的共线图中，第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2、行星齿轮架构件13、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2依次排列。
另外，第一太阳齿轮S1及第一转子11b经由第一旋转轴14而相互连结，因此第一太阳齿轮S1的转速与第一转子11b的转速彼此相等。而且，第二内齿轮R2经由第四旋转轴17及凸缘而与左输出轴SRL连结，因此第二内齿轮R2的转速与左输出轴SRL的转速彼此相等。另外，行星齿轮架构件13的齿轮13e与齿轮5啮合，该齿轮5与第一变速器4的变速器输出轴连结，因此若忽略上述的齿轮13e及齿轮5产生的变速，则行星齿轮架构件13的转速与变速器输出轴的转速彼此相等。而且，第一内齿轮R1经由第二旋转轴15及凸缘而与右输出轴SRR连结，因此第一内齿轮R1的转速与右输出轴SRR的转速彼此相等。此外，第二太阳齿轮S2及第二转子12b经由第三旋转轴16而相互连结，因此第二太阳齿轮S2的转速与第二转子12b的转速彼此相等。
根据以上所述，动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系例如图5所示的共线图那样表示。在该图及后述的其他的共线图中，从表示值0的横线到纵线上的白圈的距离相当于各旋转要素的转速。从图5可知，左右的输出轴SRL、SRR彼此能够差速旋转。
另外，图5中的α及β分别是第一杠杆比及第二杠杆比(转矩比·速度比)，由下式(1)及(2)表示。
α＝{ZR1(ZR2-ZS1)}/{ZS1(ZR2+ZR1)}
                        ......(1)
β＝{ZR2(ZR1-ZS2)}/{ZS2(ZR2+ZR1)}
                        ......(2)
在此，ZR1是第一内齿轮R1的齿数，ZR2是第二内齿轮R2的齿数，ZS1是第一太阳齿轮S1的齿数，ZS2是第二太阳齿轮S2的齿数。
在本实施方式中，第一内齿轮R1的齿数ZR1、第二内齿轮R2的齿数ZR2、第一太阳齿轮S1的齿数ZS1、及第二太阳齿轮S2的齿数ZS2(以下称为“各齿轮的齿数”)如下这样设定。即，在左右的后轮WRL、WRR能够差速旋转的范围内，将第一及第二转子11b、12b中的一方不反转的情况作为条件，以使第一及第二杠杆比α、β成为比较大的值的方式设定各齿轮的齿数。
另外，第一及第二内齿轮R1、R2的齿数ZR1、ZR2彼此、第一及第二太阳齿轮S1、S2的齿数ZS1、ZS2彼此、第一及第二小齿轮P1、P2的齿数彼此分别设定为相同的值。由此，根据上述式(1)及(2)可知，第一及第二杠杆比α、β设定为彼此相同的值。而且，共线图(图5)中的从行星齿轮架构件13到左输出轴SRL的距离与从行星齿轮架构件13到右输出轴SRR的距离彼此相等。
另外，如图4所示，从转向角传感器31将表示车辆VFR的方向盘(未图示)的转向角θ的检测信号向ECU2输入，从车速传感器32将表示车辆VFR的车速VP的检测信号向ECU2输入，从油门开度传感器33将表示车辆VFR的油门踏板(未图示)的操作量(以下称为“油门开度”)AP的检测信号向ECU2输入。而且，从电流电压传感器34将向蓄电池23输入输出的表示电流·电压值的检测信号向ECU2输入。ECU2基于来自电流电压传感器34的检测信号，算出蓄电池23的充电状态。
ECU2由微型计算机构成，该微型计算机由I/O接口、CPU、RAM及ROM等构成。ECU2根据来自上述的各种传感器31～34的检测信号，按照存储于ROM的控制程序，来控制第一及第二旋转电机11、12。由此，进行分配装置DS1的各种动作。以下，说明车辆VFR的直行时及左右的转弯时的分配装置DS1的动作。
[直行时]
在车辆VFR的直行时，且在定速行驶中或加速行驶中，通过第一及第二旋转电机11、12这双方进行动力运转，并且控制从蓄电池23向第一及第二定子11a、12a供给的电力。图5表示这种情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。
在图5中，TM1及TM2分别是伴随着通过第一及第二旋转电机11、12的动力运转而在第一及第二转子11b、12b中产生的输出转矩(以下，分别称为“第一马达输出转矩”、“第二马达输出转矩”)。而且，RLM1及RRM1分别是伴随着通过第一旋转电机11的动力运转而作用于左输出轴SRL及右输出轴SRR的反力转矩，RLM2及RRM2分别是伴随着通过第二旋转电机12的动力运转而作用于左输出轴SRL及右输出轴SRR的反力转矩。而且，TE是从发动机3经由第一变速器4向行星齿轮架构件13传递的转矩(以下称为“变速后发动机转矩”)，RLE及RRE是伴随着变速后发动机转矩TE向行星齿轮架构件13的传递而分别作用于左输出轴SFL及右输出轴SFR的反力转矩。
另外，向左输出轴SRL传递的转矩(以下称为“左输出轴传递转矩”)由RLE+RLM1-RLM2(RLM1＞RLM2)表示，向右输出轴SRR传递的转矩(以下称为“右输出轴传递转矩”)由RRE+RRM2-RRM1(RRM2＞RRM1)表示，左右的输出轴SRL、SRR与左右的后轮WRL、WRR一起被向正转方向驱动。这种情况下，共线图(图5)中的从行星齿轮架构件13到左输出轴SRL的距离与从行星齿轮架构件13到右输出轴SRR的距离彼此相等，因此从行星齿轮架构件13向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩的分配比为1∶1，彼此相等。此外，以使左右的输出轴传递转矩成为彼此相同的要求转矩的方式控制向第一及第二定子11a、12a供给的电力。根据检测到的油门开度AP，通过检索规定的映射(未图示)来算出该要求转矩。
另外，上述的左输出轴传递转矩中的RLM1-RLM2由TM1×(α+1)-TM2×β表示，右输出轴传递转矩中的RRM2-RRM1由TM2×(β+1)-TM1×α表示。根据这些式子可知，第一杠杆比α表示从第一旋转电机11经由差动装置GS向左右的输出轴SRL、SRR传递的转矩相对于第一马达输出转矩TM1之比。另外，第二杠杆比β表示从第二旋转电机12经由差动装置GS向左右的输出轴SRL、SRR传递的转矩相对于第二马达输出转矩TM2之比。相对于此，由于如前述那样第一及第二杠杆比α、β设定为彼此相同的值，因此仅通过将第一及第二马达输出转矩TM1、TM2控制成彼此相同的大小，就能够高精度且容易地将从第一及第二旋转电机11、12向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩控制成彼此相同的大小。
而且，用于执行上述的第一及第二旋转电机11、12的动力运转的执行条件例如是如下这样的条件：由第一及第二旋转电机11、12对发动机3的辅助中(以下称为“马达辅助中”)或不使用发动机3而仅由第一及第二旋转电机11、12进行的车辆VFR的驱动中(以下称为“EV行驶中”)，且算出的蓄电池23的充电状态比下限值大。这种情况下，蓄电池23的充电状态比下限值大这样的情况表示蓄电池23能够放电。需要说明的是，图5表示马达辅助中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系，但是在EV行驶中，由于发动机3停止，因此变速后发动机转矩TE、反力转矩RLE及反力转矩RRE不产生。
而且，在车辆VFR的直行时，且在减速行驶中(发动机3的切断燃油运转中)，使用车辆VFR的惯性能量而通过第一及第二旋转电机11、12这双方进行再生，将再生的电力向蓄电池23充电，并控制该再生电力。图6表示这种情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。在该图中，TG1及TG2分别是伴随着通过第一及第二旋转电机11、12的再生而在第一及第二转子11b、12b中产生的制动转矩(以下，分别称为“第一马达制动转矩”、“第二马达制动转矩”)。而且，RLG1及RRG1分别是伴随着通过第一旋转电机11的再生而作用于左输出轴SRL及右输出轴SRR的反力转矩，RLG2及RRG2分别是伴随着通过第二旋转电机12的再生而作用于左输出轴SRL及右输出轴SRR的反力转矩。
这种情况下，左输出轴传递转矩由-RLG1+RLG2(RLG1＞RLG2)表示，并且右输出轴传递转矩由-RRG2+RRG1(RRG2＞RRG1)表示，在左右的输出轴SRL、SRR上作用有制动转矩，从而车辆VFR被减速。而且，以使作用于左右的输出轴SRL、SRR的制动转矩彼此相同的方式来控制通过第一及第二旋转电机11、12再生的电力。
另外，上述的左输出轴传递转矩中的-RLG1+RLG2由-TG1×(α+1)+TG2×β表示，右输出轴传递转矩中的-RRG2+RRG1由-TG2×(β+1)+TG1×α表示。如前述那样第一及第二杠杆比α、β设定为彼此相同的值，由此，从第一旋转电机11向左右的输出轴SRL、SRR传递的转矩的转矩比与从第二旋转电机12向左右的输出轴SRL、SRR传递的转矩的转矩比设定为彼此相同的值。因此，仅通过将第一及第二马达制动转矩TG1、TG2控制成彼此相同的大小，就能够高精度且容易地将从第一及第二旋转电机11、12向左右的输出轴SRL、SRR分配的制动转矩控制成彼此相同的大小。
此外，用于执行上述的第一及第二旋转电机11、12的再生的执行条件例如是蓄电池23的充电状态比上限值小这样的条件。这种情况下，蓄电池23的充电状态比上限值小的情况表示蓄电池23能够充电。
[右转弯时]
在车辆VFR的前进中的右转弯时，在使车辆VFR右转弯的顺时针方向的横摆力矩(以下称为“右横摆力矩”)增大时，执行右横摆力矩增大用的转矩分配控制，作为该转矩分配控制，准备了第一～第四转矩分配控制。以下，依次说明上述的右横摆力矩增大用的第一～第四转矩分配控制。在该第一转矩分配控制中，通过第一及第二旋转电机11、12这双方进行动力运转，并以使第一马达输出转矩TM1比第二马达输出转矩TM2大的方式控制向第一及第二定子11a、12a供给的电力。
由此，从前述的图5所示的转矩的平衡关系可知，左输出轴传递转矩比右输出轴传递转矩大，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩增大。这种情况下，根据检测到的转向角θ、车速VP、油门开度AP来控制向第一及第二定子11a、12a供给的电力。需要说明的是，用于执行右横摆力矩增大用的第一转矩分配控制的执行条件例如是如下这样的条件：马达辅助中(由第一及第二旋转电机11、12对发动机3的辅助中)或EV行驶中(仅通过第一及第二旋转电机11、12进行的车辆VFR的驱动中)，且蓄电池23的充电状态比下限值大。
接着，说明右横摆力矩增大用的第二转矩分配控制。在该第二转矩分配控制中，通过第一及第二旋转电机11、12这双方进行再生，并将通过两旋转电机11、12再生的电力向蓄电池23充电。这种情况下，以使第二马达制动转矩TG2比第一马达制动转矩TG1大的方式控制通过第一及第二旋转电机11、12再生的电力。
由此，从前述的图6所示的转矩的平衡关系可知，作用于右输出轴SRR的制动转矩比左输出轴SRL的制动转矩大，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩增大。这种情况下，根据转向角θ、车速VP等来控制通过第一及第二旋转电机11、12再生的电力。需要说明的是，用于执行右横摆力矩增大用的第二转矩分配控制的执行条件例如是车辆VFR的减速行驶中、且蓄电池23的充电状态比上限值小这样的条件。
接着，说明右横摆力矩增大用的第三转矩分配控制。在该第三转矩分配控制中，通过第一旋转电机11进行动力运转，并通过第二旋转电机12进行再生。图7表示这种情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。如使用图5前述的那样，图7中的TM1是第一马达输出转矩，RLM1及RRM1分别是伴随着通过第一旋转电机11的动力运转而作用于左输出轴SRL及右输出轴SRR的反力转矩。而且，TE是变速后发动机转矩，RLE及RRE是伴随着变速后发动机转矩TE向行星齿轮架构件13的传递而分别作用于左输出轴SFL及右输出轴SFR的反力转矩。而且，如使用图6前述的那样，图7中的TG2是第二马达制动转矩，RLG2及RRG2分别是伴随着通过第二旋转电机12的再生而作用于左输出轴SRL及右输出轴SRR的反力转矩。
这种情况下，左输出轴传递转矩由RLE+RLM1+RLG2表示，并且右输出轴传递转矩由RRE-(RRM1+RRG2)表示。这样，在左输出轴SRL上作用有驱动转矩且在右输出轴SRR上作用有制动转矩，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩增大。这种情况下，也根据转向角θ、车速VP、油门开度AP来控制向第一定子11a供给的电力及通过第二旋转电机12再生的电力。
另外，上述的左输出轴传递转矩中的RLM1+RLG2由TM1×(α+1)+TG2×β表示，右输出轴传递转矩中的-(RRM2+RRM1)由-{TG2×(β+1)+TM1×α}表示。由于第一及第二杠杆比α、β设定为彼此相同的值，因此能够高精度且容易地控制经由第一马达输出转矩TM1及第二马达制动转矩TG2而从第一及第二旋转电机11、12向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。
需要说明的是，用于执行右横摆力矩增大用的第三转矩分配控制的执行条件例如是如下的第一增大条件或第二增大条件。
第一增大条件：由发动机3进行的车辆VFR的驱动中且蓄电池23的充电状态为上限值以上。
第二增大条件：由发动机3进行的车辆VFR的驱动中，充电状态比上限值小，且第二旋转电机12被要求的制动转矩为规定的第一上限转矩以上。
这种情况下，在第一增大条件成立时，在蓄电池23的充电状态为上限值以上时，无法对蓄电池23进行充电，因此通过第二旋转电机12再生的电力全部未对蓄电池23充电而向第一定子11a供给。另一方面，在第二增大条件成立时，通过第二旋转电机12再生的电力的一部分对蓄电池23充电，并且其余部分向第一定子11a供给。这种情况下，以弥补第二马达制动转矩TG2相对于被要求的制动转矩的不足部分的方式控制第一马达输出转矩TM1。
接着，说明右横摆力矩增大用的第四转矩分配控制。在该第四转矩分配控制中，对第一旋转电机11执行零转矩控制，并通过第二旋转电机12进行再生，将通过第二旋转电机12再生的电力向蓄电池23充电。该零转矩控制用于避免通过第一旋转电机11进行再生所引起的拖曳损失的产生。这种情况下，仅产生第二马达制动转矩TG2，因此从图7可知，左输出轴传递转矩由RLE+RLG2表示，并且右输出轴传递转矩由RRE-RRG2表示。这样，在左输出轴SRL上作用有驱动转矩且在右输出轴SRR上作用有制动转矩，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩增大。换言之，右输出轴SRR的转矩的一部分以第二马达制动转矩TG2为反力而向左输出轴SRL传递。这种情况下，也根据转向角θ、车速VP、油门开度AP来控制通过第二旋转电机12再生的电力。
需要说明的是，用于执行右横摆力矩增大用的第四转矩分配控制的执行条件例如是如下这样的条件：由发动机3进行的车辆VFR的驱动中，蓄电池23的充电状态比上限值小，且第二旋转电机12被要求的制动转矩比所述第一上限转矩小。
需要说明的是，为了使右横摆力矩增大，可以对第二旋转电机12执行零转矩控制，并通过第一旋转电机11进行动力运转。这种情况下，仅产生第一马达输出转矩TM1，因此从图7可知，左输出轴传递转矩由RLE+RLM1表示，并且右输出轴传递转矩由RRE-RRM1表示。这样，在左输出轴SRL上作用有驱动转矩且在右输出轴SRR上作用有制动转矩，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩增大。换言之，右输出轴SRR的转矩的一部分以第一马达动力运转转矩TM1为反力而向左输出轴SRL传递。这种情况下，也根据转向角θ、车速VP、油门开度AP来控制向第一定子11a供给的电力。
另外，在车辆VFR的右转弯时，在减少车辆VFR的右横摆力矩时，执行右横摆力矩减少用的转矩分配控制，作为该右横摆力矩减少用的转矩分配控制，准备了第一～第四转矩分配控制。以下，依次说明上述的右横摆力矩减少用的第一～第四转矩分配控制。在该第一转矩分配控制中，通过第一及第二旋转电机11、12这双方进行动力运转，并以使第二马达输出转矩TM2比第一马达输出转矩TM1大的方式控制向第一及第二定子11a、12a供给的电力。
由此，从前述的图5所示的转矩的平衡关系可知，右输出轴传递转矩比左输出轴传递转矩大，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩减少。这种情况下，根据转向角θ、车速VP、油门开度AP来控制向第一及第二定子11a、12a供给的电力。需要说明的是，用于执行右横摆力矩减少用的第一转矩分配控制的执行条件例如是如下这样的条件：马达辅助中或EV行驶中，且蓄电池23的充电状态比下限值大。
接着，说明右横摆力矩减少用的第二转矩分配控制。在该第二转矩分配控制中，通过第一及第二旋转电机11、12这双方进行再生，并将通过两旋转电机11、12再生的电力向蓄电池23充电。这种情况下，以使第一马达制动转矩TG1比第二马达制动转矩TG2大的方式控制通过第一及第二旋转电机11、12再生的电力。
由此，从前述的图6所示的转矩的平衡关系可知，作用于左输出轴SRL的制动转矩比作用于右输出轴SRR的制动转矩大，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩减少。这种情况下，通过第一及第二旋转电机11、12再生的电力根据转向角θ、车速VP来控制。需要说明的是，用于执行右横摆力矩减少用的第二转矩分配控制的执行条件例如是车辆VFR的减速行驶中且蓄电池23的充电状态比上限值小这样的条件。
接着，说明右横摆力矩减少用的第三转矩分配控制。在该第三转矩分配控制中，通过第一旋转电机11进行再生，并通过第二旋转电机12进行动力运转。图8表示这种情况下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。如使用图6前述的那样，图8中的TG1是第一马达制动转矩，RLG1及RRG1分别是伴随着通过第一旋转电机11的再生而作用于左输出轴SRL及右输出轴SRR的反力转矩。而且，如使用图5前述的那样，图8中的TM2是第二马达输出转矩，RLM2及RRM2分别是伴随着通过第二旋转电机12的动力运转而作用于左输出轴SRL及右输出轴SRR的反力转矩。
这种情况下，左输出轴传递转矩由-(RLG1+RLM2)表示，并且右输出轴传递转矩由RRM2+RRG1表示。这样，在左输出轴SRL上作用有制动转矩且在右输出轴SRR上作用有驱动转矩，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩减少。这种情况下，也根据转向角θ、车速VP来控制通过第一旋转电机11再生的电力及向第二定子12a供给的电力。
另外，上述的左输出轴传递转矩中的-(RLG1+RLM2)由-{TG1×(α+1)+TM2×β}表示，右输出轴传递转矩中的RRM2+RRG1由TM2×(β+1)+TG1×α表示。由于第一及第二杠杆比α、β设定为彼此相同的值，因此能够高精度且容易地控制经由第一马达制动转矩TG1及第二马达输出转矩TM2而从第一及第二旋转电机11、12向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。
需要说明的是，用于执行右横摆力矩减少用的第三转矩分配控制的执行条件例如是如下的第一减少条件或第二减少条件。
第一减少条件：车辆VFR的减速行驶中(发动机3的切断燃油运转中)且蓄电池23的充电状态为上限值以上。
第二减少条件：车辆VFR的减速行驶中，充电状态比上限值小，且第一旋转电机11被要求的制动转矩为规定的第二上限转矩以上。
这种情况下，在第一减少条件成立时，在蓄电池23的充电状态为上限值以上时，无法对蓄电池23进行充电，因此通过第一旋转电机11再生的电力全部未向蓄电池23充电而向第二定子12a供给。另一方面，在第二减少条件成立时，通过第一旋转电机11再生的电力的一部分向蓄电池23充电，并且其余部分向第二定子12a供给。这种情况下，以弥补第一马达制动转矩TG1相对于被要求的制动转矩的不足部分的方式控制第二马达输出转矩TM2。
接着，说明右横摆力矩减少用的第四转矩分配控制。在该第四转矩分配控制中，对第二旋转电机12执行零转矩控制，并且通过第一旋转电机11进行再生，将通过第一旋转电机11再生的电力向蓄电池23充电。这种情况下，仅产生第一马达制动转矩TG1，因此从图8可知，左输出轴传递转矩由-RLG1表示，且右输出轴传递转矩由RRG1表示。这样，在左输出轴SRL上作用有制动转矩且在右输出轴SRR上作用有驱动转矩，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩减少。这种情况下，也根据转向角θ、车速VP来控制通过第一旋转电机11再生的电力。
需要说明的是，用于执行右横摆力矩减少用的第四转矩分配控制的执行条件例如是如下这样的条件：车辆VFR的减速行驶中，蓄电池23的充电状态比上限值小，且第一旋转电机11被要求的制动转矩比所述第二上限转矩小。
需要说明的是，为了减少右横摆力矩，可以对第一旋转电机11执行零转矩控制，并通过第二旋转电机12进行动力运转。这种情况下，仅产生第二马达输出转矩TM2，因此从图8可知，左输出轴传递转矩由-RLM2表示，且右输出轴传递转矩由RRM2表示。这样，在左输出轴SRL上作用有制动转矩且在右输出轴SRR上作用有驱动转矩，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩减少。这种情况下，也根据转向角θ、车速VP、油门开度AP来控制向第二定子12a供给的电力。
需要说明的是，在车辆VFR的前进中的左转弯时，在使车辆VFR左转弯的逆时针方向的横摆力矩(以下称为“左横摆力矩”)增大时，执行左转弯时的左横摆力矩增大用的第一～第四转矩分配控制，在使左横摆力矩减少时，执行左转弯时的左横摆力矩减少用的第一～第四转矩分配控制。上述的左转弯时的左横摆力矩增大用及减少用的第一～第四转矩分配控制分别与前述的右转弯时的右横摆力矩增大用及减少用的第一～第四转矩分配控制大致同样地执行，因此省略其详细的说明。
另外，第一实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第一实施方式中的车辆VFR相当于本发明中的运输机，第一实施方式中的左右的输出轴SRL、SRR分别相当于本发明中的2个被驱动部中的一方及另一方，并且第一实施方式中的第一及第二旋转电机11、12分别相当于本发明中的第一及第二能量输入输出装置。
另外，第一实施方式中的行星齿轮架构件13相当于本发明中的行星齿轮架，第一实施方式中的第一太阳齿轮S1、第一内齿轮R1、第二太阳齿轮S2及第二内齿轮R2分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮及第四齿轮，并且第一实施方式中的发动机3相当于本发明中的能量输出装置。而且，第一实施方式中的第一及第二太阳齿轮S1、S2分别相当于本发明中的第一及第二外侧旋转要素，第一实施方式中的第一及第二内齿轮R1、R2分别相当于本发明中的第一及第二准外侧旋转要素，并且第一实施方式中的行星齿轮架构件13相当于本发明中的中央旋转要素。
如以上所述，根据第一实施方式，通过使单行星类型的第一及第二行星齿轮机构相互组合而成的差动装置GS，构成由转速相互处于共线关系的第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2、行星齿轮架构件13、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2组成的五个旋转要素。因此，与前述的使三个单行星类型的行星齿轮机构相互组合而成的以往的差动装置相比，能够削减部件个数，进而能够实现差动装置GS的小型化。
另外，仅通过将第一及第二内齿轮R1、R2的齿数ZR1、ZR2彼此设定为相同的值，且将第一及第二太阳齿轮S1、S2的齿数ZS1、ZS2彼此设定为相同的值，就能够容易地将第一及第二杠杆比α、β设定为彼此相同的值。由此，能够高精度且容易地进行使用了第一及第二旋转电机11、12的向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配控制，因此，能够提高车辆VFR的转弯性。
而且，第一及第二内齿轮R1、R2的齿数ZR1、ZR2彼此设定为相同的值。因此，例如，在第一及第二内齿轮R1、R2这双方由平齿轮构成的情况下，能够利用相同的刀具对两齿轮R1、R2进行加工，在由斜齿轮构成的情况下，能够利用仅扭转方向不同的相同诸多要素的刀具对两齿轮R1、R2进行加工，因此其生产率优异。这种情况对于第一及第二太阳齿轮S1、S2也同样。
另外，在前述的以往的差动装置中，根据图88所示的表示第一～第五要素的转速的关系的共线图可知，向第三要素传递的转矩以G2∶G1(G2＞G1)的分配比向第二及第四要素分配。相对于此，根据第一实施方式，如前述那样从行星齿轮架构件13向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩的分配比为1∶1，因此在仅使用发动机3作为动力源的车辆VFR的行驶中，能够得到车辆VFR的良好的直行性。
此外，第一小齿轮P1和第二小齿轮P2彼此具有相同直径及相同齿数。对应于此，第一太阳齿轮S1的直径与第二太阳齿轮S2的直径、第一内齿轮R1的直径与第二内齿轮R2的直径分别设定为彼此相同的值。因此，能够削减差动装置GS的径向上的无用空间。而且，第一及第二小齿轮P1、P2的直径、齿数、齿形及齿宽分别彼此相同，即两齿轮P1、P2的诸多要素设定为彼此相同。因此，能够使用于制造第一及第二小齿轮P1、P2的模具或刀具等共用化，因此能够提高其生产率。
另外，由于发动机3与行星齿轮架构件13连结，因此除了来自第一及第二旋转电机11、12的第一及第二马达输出转矩TM1、TM2之外，向左右的输出轴SRL、SRR还传递来自发动机3的变速后发动机转矩TE。因此，能够减少第一及第二旋转电机11、12所需的转矩，由此能够实现两装置的小型化。
此外，由于使用通常的第一及第二旋转电机11、12，因此不必使用特别的装置，能够容易且更廉价地构成动力装置。而且，在如前述那样对向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配进行控制的情况下，通过第一及第二旋转电机11、12能够将动力转换成电力。因此，通过将转换后的电力向车辆VFR用的辅机供给，由此能够降低用于对辅机的电源进行充电的发电机(均未图示)的工作负载及工作频率。
另外，在左右的输出轴SRL、SRR上分别连结的不是第一及第二太阳齿轮S1、S2而是第一及第二内齿轮R1、R2。因此，如使用图89及图90说明的那样，能够将第一及第二内齿轮R1、R2的齿宽设定为比较小的值，由此能够实现动力装置的进一步的小型化。基于同样的理由，能够实现对第一及第二小齿轮P1、P2进行支承的轴承(以下，分别称为“第一小齿轮轴承”、“第二小齿轮轴承”)的小型化，由此也能够实现动力装置的进一步的小型化。
接着，参照图9，说明本发明的第二实施方式的动力装置。该动力装置的分配装置DS2与第一实施方式相比，主要差异在于，取代第一及第二旋转电机11、12而具备单一的旋转电机41，且具备用于将旋转电机41与前述的第一及第二太阳齿轮S1、S2之间分别连接/切断的第一离合器42及第二离合器43。在图9中，对于与第一实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一实施方式不同的点为中心进行说明。
图9所示的旋转电机41与第一及第二旋转电机11、12同样是AC马达，具有由多个铁心、线圈等构成的定子41a和由多个磁铁等构成的转子41b。旋转电机41与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状地配置，且位于差动装置GS与右后轮WRR之间。定子41a固定于不动的壳体CA，转子41b以与定子41a对置的方式配置。在旋转电机41中，当向定子41a供给电力时，供给的电力被转换成动力而向转子41b输出(动力运转)。另外，当向转子41b输入动力时，该动力被转换成电力而向定子41a输出(再生)。
另外，定子41a经由动力驱动单元(以下称为“PDU”)44而与前述的蓄电池23电连接，在其与蓄电池23之间能够交接电能。该PDU44与前述的第一及第二PDU21、22同样地由逆变器等的电路构成。如图10所示，在PDU44上电连接有前述的ECU2。通过ECU2对PDU44进行控制，由此来控制向定子41a供给的电力、通过定子41a发电的电力、转子41b的转速。
第一离合器42由液压式的摩擦离合器构成，具有环板状的内部42a及外部42b。上述的内部42a及外部42b与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状地配置，内部42a一体地安装在前述的第一旋转轴14的另一端部，外部42b一体地安装于转子41b。第一离合器42的接合程度由ECU2控制(参照图10)，由此，将第一旋转轴14与转子41b之间、即第一太阳齿轮S1与转子41b之间连接/切断。
另外，第二离合器43与第一离合器42同样地由液压式的摩擦离合器构成，具有环板状的内部43a及外部43b。上述的内部43a及外部43b与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状地配置，内部43a一体地安装在前述的第三旋转轴16的另一端部，外部43b一体地安装于转子41b。第二离合器43的接合程度由ECU2控制(参照图10)，由此，将第三旋转轴16与转子41b之间、即第二太阳齿轮S2与转子41b之间连接/切断。
在以上的结构的动力装置中，通过控制第一及第二离合器42、43的接合程度，将第一及第二太阳齿轮S1、S2中的一方与转子41b之间选择性地连接，并且通过利用旋转电机41进行动力运转或再生，由此与第一实施方式同样，能够控制向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配，且能够使车辆VFR的左右的横摆力矩增大/减少。以下，说明通过第二实施方式的动力装置执行的转矩分配控制。
[转矩分配控制]
在车辆VFR的右转弯时，在使右横摆力矩增大时，执行右转弯时的右横摆力矩增大用的第一及第二转矩分配控制。在该第一转矩分配控制中，通过第一离合器42的接合而将转子41b与第一太阳齿轮S1之间连接，通过第二离合器43的分离而将转子41b与第二太阳齿轮S2之间切断，并通过旋转电机41进行动力运转。图11表示该右横摆力矩增大用的第一转矩分配控制中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。
在图11中，TM是伴随着通过旋转电机41的动力运转而在转子41b中产生的输出转矩(以下称为“马达输出转矩”)，RLM及RRM分别是伴随着通过旋转电机41的动力运转而作用于左输出轴SRL及右输出轴SRR的反力转矩。其他的参数如第一实施方式中说明的那样。这种情况下，左输出轴传递转矩由RLE+RLM表示，并且右输出轴传递转矩由RRE-RRM表示。这样，在左输出轴SRL上作用有驱动转矩且在右输出轴SRR上作用有制动转矩，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩增大。
另外，在所述右横摆力矩增大用的第二转矩分配控制中，通过第一离合器42的分离而将转子41b与第一太阳齿轮S1之间切断，通过第二离合器43的接合而将转子41b与第二太阳齿轮S2之间连接，并通过旋转电机41进行再生。图12表示该右横摆力矩增大用的第二转矩分配控制中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。
在图12中，TG是伴随着通过旋转电机41的再生而在转子41b中产生的制动转矩(以下称为“马达制动转矩”)，RLG及RRG分别是伴随着通过旋转电机41的再生而作用于左输出轴SRL及右输出轴SRR的反力转矩。其他的参数如第一实施方式中说明那样。这种情况下，左输出轴传递转矩由RLE+RLG表示，并且右输出轴传递转矩由RRE-RRG表示。这样，在左输出轴SRL上作用有驱动转矩且在右输出轴SRR上作用有制动转矩，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩增大。
另外，在车辆VFR的右转弯时，在减少右横摆力矩时，执行右转弯时的右横摆力矩减少用的第一及第二转矩分配控制。在该右横摆力矩减少用的第一转矩分配控制中，通过第一离合器42的接合而将转子41b与第一太阳齿轮S1之间连接，通过第二离合器43的分离而将转子41b与第二太阳齿轮S2之间切断，并通过旋转电机41进行再生。图13表示该右横摆力矩减少用的第一转矩分配控制中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。这种情况下，左输出轴传递转矩由RLE-RLG表示，并且右输出轴传递转矩由RRE+RRG表示。这样，在左输出轴SRL上作用有制动转矩且在右输出轴SRR上作用有驱动转矩，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩减少。
另外，在所述右横摆力矩减少用的第二转矩分配控制中，通过第一离合器42的分离而将转子41b与第一太阳齿轮S1之间切断，通过第二离合器43的接合而将转子41b与第二太阳齿轮S2之间连接，并通过旋转电机41进行动力运转。图14表示该右横摆力矩减少用的第二转矩分配控制中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。这种情况下，左输出轴传递转矩由RLE-RLM表示，并且右输出轴传递转矩由RRE+RRM表示。这样，在左输出轴SRL上作用有制动转矩且在右输出轴SRR上作用有驱动转矩，其结果是，车辆VFR的右横摆力矩减少。
并且，在车辆VFR的左转弯时，在增大/减少左横摆力矩时，执行左转弯时的左横摆力矩增大用/减少用的第一及第二转矩分配控制。上述的左转弯时的左横摆力矩增大用/减少用的第一及第二转矩分配控制分别与前述的右转弯时的右横摆力矩增大用/减少用的第一及第二转矩分配控制大致同样地执行，因此省略其详细的说明。
如以上那样，根据第二实施方式，仅使用单一的旋转电机41就能够进行向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配控制，因此能够削减动力装置的制造成本。而且，在仅以发动机3为动力源来驱动车辆VFR的情况下，通过第一及第二离合器42、43将转子41b与第一及第二太阳齿轮S1、S2之间切断，由此不会从发动机3向旋转电机41无用地传递动力，因此，不会发生拖曳旋转电机41引起的损失。
另外，根据第二实施方式的动力装置，在车辆VFR的急转弯时或高速直行行驶时，能够限制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转，由此，能够提高车辆VFR的行为稳定性。以下，将用于限制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转的控制动作适当称为“差动限制控制”，对该差动限制控制进行说明。
[差动限制控制]
在差动限制控制中，基本上对旋转电机41进行零转矩控制，并控制第一及第二离合器42、43的接合程度，由此将转子41b与第一及第二太阳齿轮S2这双方之间连接。由此，第一及第二太阳齿轮S1、S2经由转子41b而相互连接，因此在两者S1及S2之间产生差速旋转时，从第一及第二离合器42、43向第一及第二太阳齿轮S1、S2分别作用有反力。上述的反力以使第一及第二太阳齿轮S1、S2一体旋转的方式发挥作用。这种情况下，由于由第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2、行星齿轮架构件13、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2构成的五个旋转要素的转速相互处于共线关系，因此来自第一及第二离合器42、43的反力以使这五个旋转要素一体旋转的方式发挥作用。由此，限制与第二及第一内齿轮R2、R1分别连结的左右的输出轴SRL及SRR的差速旋转。
图15表示左输出轴SRL的转速比右输出轴SRR的转速低的情况下将第一及第二离合器42、43这双方接合时的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。在图15中，RC1是伴随着第一及第二离合器42、43这双方的接合而从第一离合器42作用于第一太阳齿轮S1的反力转矩，RLC1及RRC1是伴随着该反力转矩RC1作用于第一太阳齿轮S1而分别作用于左右的输出轴SRL及SRR的反力转矩。而且，RC2是伴随着第一及第二离合器这双方42、43的接合而从第二离合器43作用于第二太阳齿轮S2的反力转矩，RLC2及RRC2是伴随着该反力转矩RC2作用于行星齿轮架构件而分别作用于左右的输出轴SRL、SRR的反力转矩。
这种情况下，伴随着第一及第二离合器42、43的接合，向左输出轴SRL传递的转矩由RLC1+RLC2＝RC1×(α+1)+RC2×β表示，向右输出轴SRR传递的转矩由-(RRC1+RRC2)＝-{RC1×α+RC2×(β+1)}表示。这样，在转速低的左输出轴SRL上作用有驱动转矩且在转速高的右输出轴SRR上作用有制动转矩，其结果是，左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转减少，受到限制。在右输出轴SRR的转速比左输出轴SRL的转速低的情况下，与之相反，在转速低的右输出轴SRR上作用有驱动转矩且在转速高的左输出轴SRL上作用有制动转矩，其结果是，左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转减少，受到限制。而且，根据将第一及第二太阳齿轮S1、S2之间连接的情况可知，从第一及第二离合器42、43分别作用于第一及第二太阳齿轮S1、S2的反力转矩RC1及RC2仅方向彼此相反，是彼此相同的大小。
根据以上所述，当使用RC1代表上述的反力转矩RC1及RC2时，通过第一及第二离合器42、43的接合而以限制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转的方式分别作用于两者SRL、SRR的差动限制转矩的总和(以下称为“总差动限制转矩”)由RC1×(α+1)+RC1×β+{RC1×α+RC1×(β+1)}＝2×RC1×(α+β+1)表示。这种情况下，总差动限制转矩比通过第一及第二离合器42、43将由第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2、行星齿轮架构件13、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2构成的五个旋转要素中的除第一及第二太阳齿轮S1、S2以外的组合的2个旋转要素相互连接时大。关于其详情，请参照日本特愿2012-074211号。
这样，通过将五个旋转要素(第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2、行星齿轮架构件13、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2)中的在共线图中位于两外侧的旋转要素即第一太阳齿轮S1与第二太阳齿轮S2之间连接，从而能够得到最大的总差动限制转矩。由此，能够减少为了限制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转而第一及第二离合器42、43所需的反力转矩，因此能够实现第一及第二离合器42、43的小型化。
这种情况下，根据上述的式子可知，反力转矩RC1及RC2越大，总差动限制转矩越大。因此，通过第一及第二离合器42、43的接合程度的控制，来调整第一及第二离合器42、43的反力转矩，由此能够控制总差动限制转矩，因此能够控制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转的限制程度。
另外，在将第一及第二离合器42、43这双方完全接合的状态下，通过旋转电机41进行动力运转，由此能够从旋转电机41经由差动装置GS而向左右的输出轴SRL、SRR传递相同大小的转矩。由此，能够仅以旋转电机41为动力源而使车辆VFR适当地直行。
需要说明的是，在上述那样将第一及第二离合器42、43这双方接合的情况下，在通过旋转电机41进行动力运转或再生时，通过控制第一及第二离合器42、43的接合程度，能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩，从而能够增大或减少车辆VFR的左右的转弯力矩。
这种情况下，例如，在通过旋转电机41进行动力运转且以使第一离合器42的接合程度比第二离合器43的接合程度大的方式进行控制时(例如，在将第一离合器42完全接合且使第二离合器43滑动时)，由此，从旋转电机41向差动装置GS的第一太阳齿轮S1传递的转矩比从旋转电机41向第二太阳齿轮S2传递的转矩大，从而左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大。与之相反，在以使第二离合器43的接合程度比第一离合器42的接合程度大的方式进行控制时，由此，从旋转电机41向第二太阳齿轮S2传递的转矩比从旋转电机41向第一太阳齿轮S1传递的转矩大，从而右输出轴传递转矩变得比左输出轴传递转矩大。
接着，参照图16，说明本发明的第三实施方式的动力装置。该动力装置的分配装置DS3与第二实施方式相比，主要差异在于，旋转电机41经由第二变速器51而与前述的行星齿轮架构件13连结。在图16中，对于与第一及第二实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一及第二实施方式不同的点为中心进行说明。
第二变速器51是行星齿轮式的两级变速器，用于对旋转电机41的动力进行变速而向前述的行星齿轮架构件13传递。第二变速器51具有太阳齿轮ST、在太阳齿轮ST的外周设置成旋转自如的内齿轮RT、与两齿轮ST、RT啮合的多个小齿轮PT(仅图示2个)、将小齿轮PT支承为旋转自如的行星齿轮架CT。太阳齿轮ST经由空心的旋转轴52而与旋转电机41的转子41b连结，且与转子41b一体地旋转自如。另外，在旋转轴52的内侧配置有相对旋转自如的前述的第三旋转轴16。而且，行星齿轮架CT经由空心的旋转轴53而与行星齿轮架构件13连结，且与行星齿轮架构件13一体地旋转自如。在该旋转轴53的内侧配置有相对旋转自如的第三旋转轴16。
另外，第二变速器51具有变速离合器54及变速制动器55。变速离合器54与前述的第一及第二离合器42、43同样，由液压式的摩擦离合器构成。变速离合器54的接合程度由ECU2控制(参照图17)，由此，将行星齿轮架CT与旋转轴52之间、即行星齿轮架CT与太阳齿轮ST之间连接/切断。变速制动器55是电磁制动器，安装于上述的内齿轮RT。变速制动器55通过ECU2设为ON或OFF(参照图17)，在ON状态时，将内齿轮RT保持成不能旋转，并且在OFF状态时，允许内齿轮RT的旋转。
在以上的结构的第二变速器51中，旋转电机41的动力以如下这样变速后的状态向行星齿轮架构件13传递。即，通过将变速离合器54分离而将行星齿轮架CT与太阳齿轮ST之间切断，并且通过将变速制动器55设为ON而将内齿轮RT保持成不能旋转。由此，向太阳齿轮ST传递的旋转电机41的动力以减速后的状态向行星齿轮架CT传递，进而经由旋转轴53向行星齿轮架构件13传递。以下，将向太阳齿轮ST输入的动力以减速后的状态向行星齿轮架构件13输出的第二变速器51的动作模式称为“减速模式”。
另外，通过将变速离合器54接合而将行星齿轮架CT与太阳齿轮ST之间连接，并且通过将变速制动器55设为OFF而允许内齿轮RT的旋转。由此，太阳齿轮ST、行星齿轮架CT及内齿轮RT一体旋转，从而旋转电机41的动力未变速而以原状态向行星齿轮架构件13传递。
此外，通过将变速离合器54分离而将行星齿轮架CT与太阳齿轮ST之间切断，并且通过将变速制动器55设为OFF而允许内齿轮RT的旋转。这种情况下，即使向太阳齿轮ST传递旋转电机41的动力，并且，即使向行星齿轮架CT传递行星齿轮架构件13的动力，由于内齿轮RT空转，因此旋转电机41与行星齿轮架构件13之间的经由第二变速器51的动力的传递也被切断。以下，将切断经由第二变速器51的动力的传递的动作模式称为“动力切断模式”。
以上的结构的第三实施方式的动力装置具有与第二实施方式的动力装置相同的功能，通过如第二实施方式所述那样控制旋转电机41、第一及第二离合器42、43，从而能够控制向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配，并且能够限制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转。因此，能够同样地得到第二实施方式的效果、即仅使用单一的旋转电机41来进行转矩的分配控制所带来的动力装置的制造成本的削减效果等。需要说明的是，在与第二实施方式同样地进行向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配控制的情况下、以及限制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转的情况下，以上述的动力切断模式来驱动第二变速器51(变速离合器54：分离，变速制动器55：OFF)，由此，旋转电机41与行星齿轮架构件13之间的经由第二变速器51的动力的传递被切断。
而且，通过以前述的减速模式来驱动第二变速器51(变速离合器54：分离，变速制动器55：ON)，由此旋转电机41的动力以通过第二变速器51减速后的状态向差动装置GS传递，进而向左右的输出轴SRL、SRR传递，因此能够将两者SRL、SRR与左右的后轮WRL、WRR一起向正转方向驱动。由此，能够减少为了驱动左右的输出轴SRL、SRR所需的旋转电机41的转矩，因此能够实现旋转电机41的小型化。
以下，将旋转电机41的动力以通过第二变速器51减速后的状态向左右的输出轴SRL、SRR传递来对两者SRL、SRR进行驱动的动作模式称为“MOT驱动模式”。MOT驱动模式在不使用发动机3而仅使用旋转电机41作为车辆VFR的动力源的情况下、或通过旋转电机41对发动机3进行辅助的情况下执行。而且，在MOT驱动模式中且在车辆VFR的直行时，基本上通过第一及第二离合器42、43将转子41b与第一及第二太阳齿轮S1、S2之间切断。
而且，在MOT驱动模式中且在车辆VFR的左右的转弯时，通过控制第一及第二离合器42、43的接合程度，来将转子41b与第一及第二太阳齿轮S1、S2之间选择性地连接，由此能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。以下，参照图18及图19，说明MOT驱动模式中的转矩分配控制。
[MOT驱动模式中的转矩分配控制]
图18表示在MOT驱动模式中且在车辆VFR的右转弯时使车辆VFR的右横摆力矩增大时的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。这种情况下，对第一离合器42的接合程度进行控制，使第一离合器42滑动，并且通过第二离合器43的分离而将转子41b与第二太阳齿轮S2之间切断。
在图18中，TTM是从旋转电机41经由第二变速器51向行星齿轮架构件13传递的转矩(以下称为“变速后马达转矩”)，RLTM及RRTM是伴随着变速后马达转矩向行星齿轮架构件13的传递而分别作用于左右的输出轴SRL及SRR的反力转矩。这种情况下，共线图中的从行星齿轮架构件13到左输出轴SRL的距离与从行星齿轮架构件13到右输出轴SRR的距离彼此相等，因此上述的反力转矩RTML及反力转矩RTMR彼此相等。而且，如在第二实施方式中使用图15说明的那样，RC1是伴随着使第一离合器42滑动而从第一离合器42作用于第一太阳齿轮S1的反力转矩，RLC1及RRC1是伴随着该反力转矩RC1作用于第一太阳齿轮S1而分别作用于左右的输出轴SRL及SRR的反力转矩。
在MOT驱动模式中，旋转电机41的动力以通过第二变速器51较大地减速后的状态向行星齿轮架构件13传递，因此如图19所示，转子41b的转速变得比行星齿轮架构件13的转速高，而且，比第一太阳齿轮S1的转速高。需要说明的是，第二变速器51的减速比(太阳齿轮ST的齿数及内齿轮RT的齿数)设定为：在左右的输出轴SRL、SRR的差速旋转最大时，使转子41b的转速比第一及第二太阳齿轮S1、S2中的转速高的一方的旋转要素的转速高。
因此，如图18所示，伴随着使第一离合器42滑动而从第一离合器42作用于第一太阳齿轮S1的反力转矩RC1以使第一太阳齿轮S1的转速上升的方式发挥作用。另外，左输出轴传递转矩由RLTM+RLC1表示，右输出轴传递转矩由RRTM-RRC1表示。这样，通过该反力转矩RC1作用于第一太阳齿轮S1，由此在左输出轴SRL上作用有驱动转矩且在右输出轴SRR上作用有制动转矩，其结果是，左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大，且车辆VFR的右横摆力矩增大。通过以上所述可知，在MOT驱动模式中的车辆VFR的左右的转弯时，通过第一或第二离合器42、43的接合而将第一及第二太阳齿轮S1、S2中的转速高的一方的旋转要素与转子41b连接，由此能够增大车辆VFR的左右的横摆力矩。
与上述相反，在MOT驱动模式中的车辆VFR的左右的转弯时，在使与第一及第二太阳齿轮S1、S2中的转速低的一方的旋转要素连接的第一或第二离合器42、43滑动时，从第一及第二离合器42、43分别作用于第一及第二太阳齿轮S1、S2的反力转矩以使该转速低的一方的旋转要素的转速上升的方式发挥作用。因此，这种情况下，能够减少车辆VFR的左右的横摆力矩。需要说明的是，如上述那样在MOT驱动模式中控制向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配的情况下，当使第一及第二离合器42、43完全接合时，由此左右的输出轴传递转矩之差变得过大，因此将两离合器42、43以不完全接合而滑动的方式进行控制。
接着，参照图20，说明本发明的第四实施方式的动力装置。该动力装置的分配装置DS4与第三实施方式相比，主要差异在于取代旋转电机41而具备第一及第二旋转电机11、12这一点。在图20中，对于与第一～第三实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一～第三实施方式不同的点为中心进行说明。
与第二及第三实施方式同样，第一离合器42的内部42a一体地安装在第一旋转轴14的另一端部。另一方面，第一离合器42的外部42b与第二及第三实施方式不同，一体地安装于第一旋转电机11的第一转子11b。第一离合器42的接合程度由ECU2控制(参照图21)，由此，将第一旋转轴14与第一转子11b之间、即第一太阳齿轮S1与第一转子11b之间连接/切断。
另外，与第二及第三实施方式同样，第二离合器43的内部43a一体地安装在第三旋转轴16的另一端部。另一方面，第三离合器43的外部43b一体地安装于第二旋转电机12的第二转子12b。第二离合器43的接合程度由ECU2控制(参照图21)，由此，将第三旋转轴16与第二转子12b之间、即第二太阳齿轮S2与第二转子12b之间连接/切断。
而且，与第三实施方式同样，第二变速器51的行星齿轮架CT经由旋转轴53而与行星齿轮架构件13连结，且与行星齿轮架构件13一体地旋转自如。另一方面，第二变速器51的太阳齿轮ST与第三实施方式不同，经由旋转轴52而与第二旋转电机12的第二转子12b连结，且与第二转子12b一体地旋转自如。
另外，第四实施方式的分配装置DS4具备第三离合器61。该第三离合器61与第一及第二离合器42、43同样，由液压式的摩擦离合器构成，具有环板状的内部61a及外部61b。上述的内部61a及外部61b分别一体地安装于第一及第二转子11b、12b。第三离合器61的接合程度由ECU2控制(参照图21)，由此，将第一转子11b与第二转子12b之间连接/切断。
通过以上的结构，第四实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的连结关系例如图22所示。该动力装置具备第一～第三实施方式的动力装置的全部的功能。以下，参照图22～图28，说明第四实施方式的动力装置的动作。
在动力装置中，为了进行与第一实施方式的动力装置相同的动作，而将各种离合器如下这样控制。即，通过第一及第二离合器42、43的接合，将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间、及第二转子12b与第二太阳齿轮S2之间这双方连接，并且通过第三离合器61的分离，将第一转子11b与第二转子12b之间切断。而且，以动力切断模式来驱动第二变速器51(变速离合器54：分离，变速制动器55：OFF，参照第三实施方式)，由此切断第二转子12b(第二旋转电机12)与行星齿轮架构件13之间的经由第二变速器51的动力的传递。通过以上，从图22可知，第四实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的连结关系与第一实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的连结关系相同。因此，这种情况下，能够进行与第一实施方式的动力装置相同的动作。
另外，将第二旋转电机12的动力以通过第二变速器51减速后的状态向左右的输出轴SRL、SRR传递，由此能够将两者SRL、SRR与左右的后轮WRL、WRR一起驱动。以下，将该动作模式称为“1MOT驱动模式”，对该1MOT驱动模式进行说明。
[1MOT驱动模式]
图23表示1MOT驱动模式中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况。在该图及后述的表示转矩的传递状况的图中，利用带箭头的粗线来表示转矩的流动。在1MOT驱动模式中，基本上第一～第三离合器42、43、61均分离，由此，将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间、第二转子12b与第二太阳齿轮S2之间、及第一转子11b与第二转子12b之间切断。而且，以减速模式来驱动第二变速器51(变速离合器54：分离，变速制动器55：ON，参照第三实施方式)。
通过以上，如图23所示，第二马达输出转矩TM2经由第二变速器51向差动装置GS(行星齿轮架构件13)传递，进而向左右的输出轴SRL、SRR传递。这种情况下，第二旋转电机12的动力以通过第二变速器51减速后的状态向左右的输出轴SRL、SRR传递。而且，共线图(参照图5)中的从差动装置GS的行星齿轮架构件13到左输出轴SRL的距离与从行星齿轮架构件13到右输出轴SRR的距离彼此相等，因此从行星齿轮架构件13向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩的分配比为1∶1，左右的输出轴传递转矩彼此相等。
[1MOT驱动模式中的转矩分配控制]
另外，在1MOT驱动模式中，能够控制使用第一旋转电机11向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。这种情况下，通过到目前为止分离的第一离合器42的接合而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间连接，通过第二离合器43的分离的维持而将第二转子12b与第二太阳齿轮S2之间维持为切断状态，并通过第一旋转电机11进行动力运转或再生。图24表示通过第一旋转电机11进行动力运转时的各种旋转要素之间的转矩的传递状况。通过上述的第一离合器42及第一旋转电机11的控制，将第一马达输出转矩TM1向第一太阳齿轮S1传递，由此，根据第一实施方式中说明过的右横摆力矩增大用的转矩分配控制的内容可知，在左输出轴SRL上作用有驱动转矩且在右输出轴SRR上作用有制动转矩。其结果是，如图24所示，左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大，由此在车辆VFR的右转弯时，右横摆力矩增大，在左转弯时，左横摆力矩减少。
另外，图24是通过第一旋转电机11进行动力运转时的例子，而在通过第一旋转电机11进行再生的情况下，各种旋转要素之间的转矩的传递状况如图25所示。如该图所示，通过从差动装置GS向第一转子11b传递转矩，即，通过第一马达制动转矩TG1向第一太阳齿轮S1传递，由此，根据第一实施方式中说明过的右横摆力矩减少用的转矩分配控制的内容可知，在左输出轴SRL上作用有制动转矩且在右输出轴SRR上作用有驱动转矩。其结果是，如图25所示，右输出轴传递转矩变得比左输出轴传递转矩大，由此在车辆VFR的右转弯时，右横摆力矩减少，在左转弯时，左横摆力矩增大。
另外，将第一及第二旋转电机11、12的动力以通过第二变速器51减速后的状态向左右的输出轴SRL、SRR传递，能够将两者SRL、SRR与左右的后轮WRL、WRR一起驱动。以下，将该动作模式称为“2MOT驱动模式”，对该2MOT驱动模式进行说明。
[2MOT驱动模式]
图26表示2MOT驱动模式中的转矩的传递状况。在2MOT驱动模式中，基本上将第一及第二离合器42、43这双方分离，由此将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间、及第二转子12b与第二太阳齿轮S2之间这双方切断。而且，通过将第三离合器61接合，由此将第一转子11b与第二转子12b之间连接，以减速模式驱动第二变速器51，并通过第一及第二旋转电机11、12进行动力运转。
通过以上，如图26所示，第一及第二马达输出转矩TM1、TM2经由第二变速器51向差动装置GS(行星齿轮架构件13)传递，进而向左右的输出轴SRL、SRR传递。这种情况下，第一及第二旋转电机11、12的动力以通过第二变速器51减速后的状态向左右的输出轴SRL、SRR传递。而且，从行星齿轮架构件13向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩的分配比为1∶1，左右的输出轴传递转矩彼此相等。
[2MOT驱动模式中的转矩分配控制]
另外，在2MOT驱动模式中，通过选择性地控制到目前为止分离的第一及第二离合器42、43中的一方的接合程度，由此能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。图27表示如下情况下的转矩的传递状况，该情况为：在2MOT驱动模式中，控制第一离合器42的接合程度而使其滑动，并且通过第二离合器43的分离的维持而将第二转子12b与第二太阳齿轮S2之间维持为切断状态。
在2MOT驱动模式中，第一旋转电机11的动力以通过第二变速器51较大地减速后的状态向行星齿轮架构件13传递。因此，如在第三实施方式中使用图18及图19说明的那样，第一转子11b的转速比行星齿轮架构件13的转速高，并且，比第一太阳齿轮S1的转速高。因此，如上述那样伴随着使第一离合器42滑动而从第一离合器42作用于第一太阳齿轮S1的反力转矩RC1以使第一太阳齿轮S1的转速上升的方式发挥作用，伴随于此，在左输出轴SRL上作用有驱动转矩且在右输出轴SRR上作用有制动转矩。其结果是，如图27所示，左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大，由此在车辆VFR的右转弯时，右横摆力矩增大，在左转弯时，左横摆力矩减少。
另外，图28表示如下情况下的转矩的传递状况，该情况为：在2MOT驱动模式中，与图27的情况相反，控制到目前为止分离的第二离合器43的接合程度而使其滑动，并且通过第一离合器42的分离的维持而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间维持为切断状态。与上述的图27的情况同样，第二转子12b的转速比行星齿轮架构件13的转速高，并且，比第二太阳齿轮S2的转速高。因此，伴随着使第二离合器43滑动而从第二离合器43作用于第二太阳齿轮S2的反力转矩RC2以使第二太阳齿轮S2的转速上升的方式发挥作用，伴随于此，在右输出轴SRR上作用有驱动转矩且在左输出轴SRL上作用有制动转矩。其结果是，如图28所示，右输出轴传递转矩变得比左输出轴传递转矩大，由此在车辆VFR的左转弯时，左横摆力矩增大，在右转弯时，右横摆力矩减少。
[差动限制控制]
而且，与第二及第三实施方式同样，能够限制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转。这种情况下，基本上对第一及第二旋转电机11、12进行零转矩控制，并以动力切断模式来驱动第二变速器51(变速离合器54：分离，变速制动器55：OFF)。而且，通过控制第一～第三离合器42、43、61的接合程度，来将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间、第二转子12b与第二太阳齿轮S2之间、及第一转子11b与第二转子12b之间连接。
通过上述的第一～第三离合器42、43、61的接合程度的控制，与第二实施方式同样，第一及第二太阳齿轮S1、S2经由第一及第二转子11b、12b而相互连接，因此在两者S1及S2之间产生差速旋转时，从第一及第二离合器42、43向第一及第二太阳齿轮S1、S2分别作用有反力。上述的反力以使第一及第二太阳齿轮S1、S2一体旋转的方式发挥作用，由此，限制左右的输出轴SRL及SRR的差速旋转。
这种情况下，也与第二实施方式同样，通过第一～第三离合器42、43、61的接合程度的控制，来调整第一及第二离合器42、43的反力转矩，由此能够控制总差动限制转矩(作用于左右的输出轴SRL、SRR的差动限制转矩的总和)，因此能够控制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转的限制程度。
需要说明的是，在如上述那样将第一～第三离合器42、43、61均接合的情况下(第二变速器51为动力切断模式)，在通过第一及/或第二旋转电机11、12进行动力运转或再生时，通过控制第一及第二离合器42、43的接合程度，能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩，能够增大或减少车辆VFR的左右的转弯力矩。
另外，这种情况下，例如，在通过第一旋转电机11进行动力运转且以使第一离合器42的接合程度比第二离合器43的接合程度大的方式进行控制时(例如，在将第一离合器42完全接合且使第二离合器43滑动时)，由此，从第一旋转电机11向差动装置GS的第一太阳齿轮S1传递的转矩比从第一旋转电机11向第二太阳齿轮S2传递的转矩大，从而左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大。与之相反，在以使第二离合器43的接合程度比第一离合器42的接合程度大的方式进行控制时，由此，从第一旋转电机11向第二太阳齿轮S2传递的转矩比从第一旋转电机11向第一太阳齿轮S1传递的转矩大，由此左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大。
如以上所述，根据第四实施方式，能够使用第一及第二旋转电机11、12这双方来驱动左右的输出轴SRL、SRR(2MOT驱动模式)，并且能够进行向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配，因此与使用单一的旋转电机41的第二及第三实施方式的情况相比，能够提高动力装置的动力性能及左右分配性能。
接着，参照图29，说明本发明的第五实施方式的动力装置。该动力装置的分配装置DS5与第四实施方式相比，主要差异在于第二离合器43的外部43b不是一体地安装于第二转子12b而是一体地安装于第一转子11b这一点。在图29中，对于与第一～第四实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一～第四实施方式不同的点为中心将进行说明。
与第二～第四实施方式同样，第一及第二离合器42、43的内部42a及43a分别一体地安装于第一及第三旋转轴14、16。另一方面，第一及第二离合器42、43的外部42b及43b与第二～第四实施方式不同，一体地安装于第一旋转电机11的第一转子11b。第一离合器42的接合程度由ECU2控制，由此，将第一旋转轴14与第一转子11b之间、即第一太阳齿轮S1与第一转子11b之间连接/切断。另外，第二离合器43的接合程度由ECU2控制，由此，将第三旋转轴16与第一转子11b之间、即第二太阳齿轮S2与第一转子11b之间连接/切断。需要说明的是，ECU2等的框图与第四实施方式的图21相同，因此省略。
另外，与第四实施方式同样，第二变速器51的行星齿轮架CT与行星齿轮架构件13连结，且与行星齿轮架构件13一体地旋转自如。太阳齿轮ST与第二旋转电机12的第二转子12b连结，且与第二转子12b一体地旋转自如。而且，与第四实施方式同样，第三离合器61的内部61a及外部61b分别一体地安装于第一及第二转子11b、12b。第三离合器61的接合程度由ECU2控制，由此，将第一转子11b与第二转子12b之间连接/切断。
通过以上的结构，动力装置中的各种旋转要素之间的连结关系例如图30所示。第五实施方式的动力装置具备第二及第三实施方式的动力装置的全部功能，主要是第一旋转电机11被使用于向左右的输出轴SRL、SRR的转矩分配用，第二旋转电机12被使用于向左右的输出轴SRL、SRR的驱动用。以下，参照图30～图37，说明第五实施方式的动力装置的动作。
在该动力装置中，为了进行与第二实施方式的动力装置相同的动作，而将各种离合器如下这样控制。即，通过第三离合器61的分离而将第一转子11b与第二转子12b之间切断。而且，以动力切断模式来驱动第二变速器51(变速离合器54：分离，变速制动器55：OFF)，由此将第二转子12b(第二旋转电机12)与行星齿轮架构件13之间的经由第二变速器51的动力的传递切断。从图30可知，通过以上的各种离合器的控制，若将第一转子11b置换成转子41b，则第五实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的连结关系与第二实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的连结关系相同。因此，这种情况下，能够进行与第二实施方式的动力装置相同的动作。
另外，在第五实施方式的动力装置中，作为其动作模式，与第四实施方式同样，准备了1MOT驱动模式及2MOT驱动模式。以下，依次说明上述的1MOT驱动模式及2MOT驱动模式。
[1MOT驱动模式]
图31表示1MOT驱动模式中的转矩的传递状况。在1MOT驱动模式中，基本上与第四实施方式(图23)同样，使第一～第三离合器42、43、61均分离，由此，将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2这双方之间、以及第一转子11b与第二转子12b之间切断。而且，以减速模式驱动第二变速器51，并通过第二旋转电机12进行动力运转。通过以上那样，如图31所示，第二马达输出转矩TM2经由第二变速器51向差动装置GS(行星齿轮架构件13)传递，进而向左右的输出轴SRL、SRR传递。这种情况下，第二旋转电机12的动力以通过第二变速器51减速后的状态向左右的输出轴SRL、SRR传递。而且，共线图(参照图5)中的从差动装置GS的行星齿轮架构件13到左输出轴SRL的距离与从行星齿轮架构件13到右输出轴SRR的距离彼此相等，因此从行星齿轮架构件13向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩的分配比为1∶1，左右的输出轴传递转矩彼此相等。
[1MOT驱动模式中的转矩分配控制]
另外，在1MOT驱动模式中，能够控制使用第一旋转电机11向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。这种情况下，通过将到目前为止分离的第一及第二离合器42、43中的一方选择性地接合，由此将第一及第二太阳齿轮S1、S2中的一方与第一转子11b之间选择性地连接，并通过第一旋转电机11进行动力运转或再生。图32表示如下情况下的各种旋转要素之间的转矩的传递状况，该情况为：在1MOT驱动模式中，通过第一离合器42的接合而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间连接，通过第二离合器43的分离的维持而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间维持为切断状态，并且通过第一旋转电机11进行动力运转。如图32所示，通过将第一马达输出转矩TM1向差动装置GS(第一太阳齿轮S1)传递，由此左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大，其结果是，在车辆VFR的右转弯时，右横摆力矩增大，在左转弯时，左横摆力矩减少。
另外，在1MOT驱动模式中，与图32的情况不同，通过到目前为止分离的第二离合器43的接合而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间连接，通过第一离合器42的分离的维持而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间维持为切断状态，并且通过第一旋转电机11进行动力运转时，各种旋转要素之间的转矩的传递状况如图33所示。如该图所示，通过将第一马达输出转矩TM1向差动装置GS(第二太阳齿轮S2)传递，由此右输出轴传递转矩变得比左输出轴传递转矩大，其结果是，在车辆VFR的左转弯时，左横摆力矩增大，在右转弯时，右横摆力矩减少。
需要说明的是，图32及图33是通过第一旋转电机11进行动力运转时的例子，但是在通过第一旋转电机11进行再生的情况下，仅仅是左右的输出轴传递转矩的大小关系与进行动力运转的情况相反，进行大致同样的动作。因此，省略其详细的说明。而且，关于1MOT驱动模式中的差动限制控制，在后文叙述。
[2MOT驱动模式]
图34表示2MOT驱动模式中的各种旋转要素之间的转矩的传递状况。在2MOT驱动模式中，基本上通过第一及第二离合器42、43的分离而将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2这双方之间切断。而且，通过第三离合器61的接合，将第一转子11b与第二转子12b之间连接，并以减速模式来驱动第二变速器51。通过以上，如图34所示，第一及第二马达输出转矩TM1、TM2经由第二变速器51向差动装置GS(行星齿轮架构件13)传递，进而向左右的输出轴SRL、SRR传递。这种情况下，第一及第二旋转电机11、12的动力以通过第二变速器51减速后的状态向左右的输出轴SRL、SRR传递。而且，从行星齿轮架构件13向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩的分配比为1∶1，左右的输出轴传递转矩彼此相等。
[2MOT驱动模式中的转矩分配控制]
另外，在2MOT驱动模式中，与第四实施方式(图27及图28)同样，通过选择性地控制到目前为止分离的第一及第二离合器42、43中的一方的接合程度，由此能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。图35表示如下情况下的转矩的传递状况，该情况为：在2MOT驱动模式中，控制第一离合器42的接合程度而使其滑动，并通过第二离合器43的分离的维持而将第二转子12b与第二太阳齿轮S2之间维持为切断状态。
这种情况下，也如第三实施方式中说明的那样(参照图18及图19)，第一及第二旋转电机11、12的动力以通过第二变速器51较大地减速后的状态向行星齿轮架构件13传递，因此第一转子11b的转速比行星齿轮架构件13的转速高，并且，比第一太阳齿轮S1的转速高。因此，如上述那样伴随着使第一离合器42滑动而从第一离合器42作用于第一太阳齿轮S1的反力转矩RC1以使第一太阳齿轮S1的转速上升的方式发挥作用，伴随于此，在左输出轴SRL上作用有驱动转矩且在右输出轴SRR上作用有制动转矩。其结果是，如图35所示，左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大，由此在车辆VFR的右转弯时，右横摆力矩增大，在左转弯时，左横摆力矩减少。
另外，图36表示如下情况下的转矩的传递状况，该情况为：在2MOT驱动模式中，与图35的情况相反，控制到目前为止分离的第二离合器43的接合程度而使其滑动，并通过第一离合器42的分离的维持而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间维持为切断状态。与上述的图35的情况同样，第一转子11b的转速比行星齿轮架构件13的转速高，并且，比第二太阳齿轮S2的转速高。因此，伴随着使第二离合器43滑动而从第二离合器43作用于第二太阳齿轮S2的反力转矩RC2以使第二太阳齿轮S2的转速上升的方式发挥作用，伴随于此，在右输出轴SRR上作用有驱动转矩且在左输出轴SRL上作用有制动转矩。其结果是，如图36所示，右输出轴传递转矩变得比左输出轴传递转矩大，由此在车辆VFR的左转弯时，左横摆力矩增大，在右转弯时，右横摆力矩减少。
[2MOT驱动模式中的差动限制控制]
而且，在2MOT驱动模式中，能够限制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转。这种情况下，基本上使第一～第三离合器42、43、61均接合，由此将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2这双方之间、以及第一转子11b与第二转子12b之间连接。这种情况下，将第一及第二离合器42、43的接合程度控制成彼此相同的大小。而且，以动力切断模式来驱动第二变速器51(变速离合器54：分离，变速制动器55：OFF)，并通过第一及第二旋转电机11、12进行动力运转。
通过以上，如图37所示，第一及第二马达输出转矩TM1、TM2向差动装置GS传递，进而向左右的输出轴SRL、SRR传递。而且，通过上述的第一及第二离合器42、43的控制，将第一及第二太阳齿轮S1、S2经由第一转子11b相互连接，因此在两者S1及S2之间产生差速旋转时，从第一及第二离合器42、43向第一及第二太阳齿轮S1、S2分别作用有反力。上述的反力以使第一及第二太阳齿轮S1、S2一体旋转的方式发挥作用，由此，限制与第二及第一内齿轮R2、R1分别连结的左右的输出轴SRL及SRR的差速旋转。
需要说明的是，在如上述那样将第一及第二马达输出转矩TM1、TM2向差动装置GS传递的情况下，在将第一及第二离合器42、43的接合程度不控制成彼此相同的大小，而以使前者42的接合程度比后者43的接合程度大的方式进行控制时，由此，向差动装置GS的第一太阳齿轮S1传递的转矩比向第二太阳齿轮S2传递的转矩大，从而左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大。与之相反，在以使第二离合器43的接合程度比第一离合器42的接合程度大的方式进行控制时，由此，向第二太阳齿轮S2传递的转矩比向第一太阳齿轮S1传递的转矩大，从而右输出轴传递转矩变得比左输出轴传递转矩大。如以上所示，通过控制第一及第二离合器42、43的接合程度，能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。
[差动限制控制]
另外，在1MOT驱动模式中(图31)及仅以发动机3为动力源的车辆VFR的行驶中，与第二～第四实施方式同样，能够限制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转。这种情况下，基本上对第一旋转电机11进行零转矩控制，并通过第三离合器61的分离而将第一转子11b与第二转子12b之间切断。而且，通过控制第一及第二离合器42、43这双方的接合程度而将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2这双方之间连接。
通过上述的第一及第二离合器42、43的接合程度的控制，第一及第二太阳齿轮S1、S2经由第一转子11b而相互连接，因此与第二实施方式同样，在两者S1及S2之间产生差速旋转时，从第一及第二离合器42、43向第一及第二太阳齿轮S1、S2分别作用有反力转矩RC1及RC2。上述的反力转矩RC1及RC2以使第一及第二太阳齿轮S1、S2一体旋转的方式发挥作用，由此，限制左右的输出轴SRL及SRR的差速旋转。
这种情况下，也与第二实施方式的情况同样，通过第一及第二离合器42、43的接合程度的控制来调整第一及第二离合器42、43的反力转矩，由此能够控制总差动限制转矩(作用于左右的输出轴SRL、SRR的差动限制转矩的总和)，因此能够控制左右的输出轴SRL、SRR之间的差速旋转的限制程度。
需要说明的是，在如上述那样将第一及第二离合器42、43这双方接合的情况下(第三离合器61分离)，在通过第一旋转电机11进行动力运转或再生时，通过控制第一及第二离合器42、43的接合程度，能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩，能够增大或减少车辆VFR的左右的转弯力矩。
这种情况下，例如，在通过第一旋转电机11进行动力运转且以使第一离合器42的接合程度比第二离合器43的接合程度大的方式进行控制时(例如，在将第一离合器42完全接合且使第二离合器43滑动时)，由此，从第一旋转电机11向差动装置GS的第一太阳齿轮S1传递的转矩比从第一旋转电机11向第二太阳齿轮S2传递的转矩大，从而左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大。与之相反，在以使第二离合器43的接合程度比第一离合器42的接合程度大的方式进行控制时，由此，从第一旋转电机11向第二太阳齿轮S2传递的转矩比从第一旋转电机11向第一太阳齿轮S1传递的转矩大，从而左输出轴传递转矩变得比右输出轴传递转矩大。
如以上所述，根据第五实施方式，与第四实施方式同样，能够使用第一及第二旋转电机11、12这双方来驱动左右的输出轴SRL、SRR(2MOT驱动模式)，并能够进行向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配，因此与使用单一的旋转电机41的第二及第三实施方式的情况相比，能够提高动力装置的动力性能及左右分配性能。
接着，参照图38，说明本发明的第六实施方式的动力装置。该动力装置与第一～第五实施方式不同，不是用于驱动左右的输出轴SRL、SRR，而是用于驱动全轮驱动式的车辆的前后的输出轴SF、SR。在图38中，对于与第一～第五实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一～第五实施方式不同的点为中心进行说明。
前后的输出轴SF及SR相互平行地排列，且与车辆的前后的车轮(均未图示)分别连结。而且，后输出轴SR与发动机3的曲轴3a呈同轴状地配置。在曲轴3a上经由起步离合器CL而连结有变速器71。起步离合器CL与第一及第二离合器42、43同样，是液压式的摩擦离合器，其接合程度由ECU2控制(参照图39)。
上述的变速器71用于将发动机3及第二旋转电机12的动力以变速后的状态向前后的输出轴SF、SR传递。变速器71具有由行星齿轮架构件72、双联小齿轮73、太阳齿轮St、小齿轮Pt、第一内齿轮Rt1及第二内齿轮Rt2构成的变速齿轮装置GT，且配置在发动机3与后输出轴SR之间。行星齿轮架构件72由圆板状的基部72a和与基部72a一体的四个第一支轴72b及第二支轴72c(都仅图示2个)构成。而且，基部72a一体地安装于实心的输出轴74的一端部，两者72a及74与后输出轴SR呈同轴状地配置。输出轴74用于将通过变速器71变速后的动力向分配装置DS6输出，该输出轴74由轴承(未图示)支承为旋转自如，且与行星齿轮架构件72一体地旋转自如。
而且，第一及第二支轴72b、72c沿后输出轴SR的轴线方向延伸，第一支轴72b配置在基部72a的径向的中央部，第二支轴72c配置在径向的外端部。而且，第一及第二支轴72b、72c在基部72a的周向上交替且相互等间隔地配置。
所述双联小齿轮73由相互一体形成的第一小齿轮Pt1及第二小齿轮Pt2构成。双联小齿轮73的个数是与上述的第一支轴72b相同的值4(仅图示2个)，各双联小齿轮73经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第一支轴72b。需要说明的是，双联小齿轮73及第一支轴72b的个数并不局限于值4，可以任意。而且，第一小齿轮Pt1位于第一支轴72b的发动机3侧的部位，第二小齿轮Pt2位于第一支轴72b的后输出轴SR侧的部位，两者Pt1、Pt2具有互不相同的节圆直径。
另外，第一小齿轮Pt1、所述小齿轮Pt及第一内齿轮Rt1在径向上从内侧依次排列。小齿轮Pt的个数设定为与行星齿轮架构件72的第二支轴72c相同的值4(仅图示2个)，各小齿轮Pt经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第二支轴72c。而且，小齿轮Pt与第一小齿轮Pt1及第一内齿轮Rt1这双方啮合。需要说明的是，小齿轮Pt及第二支轴72c的个数并不局限于值4，可以任意。而且，第一内齿轮Rt1经由空心的旋转轴或凸缘而与起步离合器CL连结，该起步离合器CL的接合程度由ECU2控制，由此将发动机3的曲轴3a与第一内齿轮Rt1之间连接/切断。
另外，所述太阳齿轮St、第二小齿轮Pt2及第二内齿轮Rt2在径向上从内侧依次排列。太阳齿轮St经由空心的旋转轴而与第二旋转电机12的第二转子12b连结。与前述的行星齿轮架构件72一体的输出轴74相对旋转自如地配置在该旋转轴的内侧。而且，第二小齿轮Pt2与太阳齿轮St及第二内齿轮Rt2这双方啮合。
而且，变速器71具有由电磁制动器构成的第一制动器75及第二制动器76。第一制动器75安装于第二转子12b，通过ECU2设为ON或OFF(参照图39)。在第一制动器75为ON状态时，将第二转子12b保持为不能旋转，并且在OFF状态时，允许第二转子12b的旋转。第二制动器76安装于第二内齿轮Rt2，通过ECU2设为ON或OFF(参照图39)。在第二制动器76为ON状态时，将第二内齿轮Rt2保持为不能旋转，并且在OFF状态时，允许第二内齿轮Rt2的旋转。
在以上的结构的变速器71中，太阳齿轮St、第一内齿轮Rt1、行星齿轮架构件72及第二内齿轮Rt2它们的转速相互处于共线关系，在共线图中依次排列。而且，太阳齿轮St经由空心的旋转轴而与第二转子12b连结，因此太阳齿轮St的转速与第二转子12b的转速彼此相等。而且，第一内齿轮Rt1通过起步离合器CL的接合而与曲轴3a直接连结，因此这种情况下，第一内齿轮Rt1的转速与发动机3的转速彼此相等。而且，行星齿轮架构件72与输出轴74直接连结，因此两者72、74的转速彼此相等。根据以上所述，太阳齿轮St、第一内齿轮Rt1、行星齿轮架构件72、第二内齿轮Rt2、第二转子12b、曲轴3a及输出轴74之间的转速的关系例如图40～图42所示的共线图那样表示。以下，参照上述的图40～图42，说明通过变速器71对第二旋转电机12的动力及发动机3的动力分别进行变速时的变速动作。
首先，说明用于对第二旋转电机12的动力进行变速的变速器71的变速模式(以下称为“MOT变速模式”)。在该MOT变速模式中，将第一制动器75控制成OFF状态，由此允许第二转子12b的旋转，并且将第二制动器76控制成ON状态，由此将第二内齿轮Rt2保持为不能旋转。图40表示MOT变速模式下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。
在图40中，TM2是前述的第二马达输出转矩(伴随着通过第二旋转电机12的动力运转而在第二转子12b中产生的输出转矩)，TO是向输出轴74传递的转矩，RB2是伴随着第二马达输出转矩TM2向太阳齿轮St的传递而作用于第二内齿轮Rt2的反力转矩。这种情况下的第二马达输出TM2与向输出轴74传递的转矩TO的关系由TO＝{1+(ZRt2/ZSt)}TM2表示。在此，ZRt2是第二内齿轮Rt2的齿数，ZSt是太阳齿轮St的齿数。从图40可知，在MOT变速模式中，第二旋转电机12的动力以较大地减速后的状态向输出轴74传递，第二马达输出转矩TM2以较大增大后的状态向输出轴74传递。
另外，在变速器71中，作为用于对发动机3的动力进行变速的变速模式，准备了使用第二旋转电机12的变速模式(以下称为“ECVT模式”)和使用第一制动器75的变速模式(以下称为“ENG增速模式”)这2个变速模式。首先，说明ECVT模式。在该ECVT模式中，将第一及第二制动器75、76这双方控制成OFF状态，由此允许第二旋转电机12的第二转子12b及第二内齿轮Rt2这双方的旋转。而且，使用从发动机3经由变速器71而向第二旋转电机12传递的动力，通过第二旋转电机12进行再生。再生的电力向第一定子11a供给，由此通过第一旋转电机11进行动力运转，并将第一旋转电机11的动力经由差动装置GS而向前后的输出轴SF、SR传递。图41表示ECVT模式下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。
在图41中，Te是发动机3的转矩，TG2是前述的第二马达制动转矩(伴随着通过第二旋转电机12的再生而在第二转子12b中产生的制动转矩)。其他的参数与图40同样。ECVT模式下的发动机3的转矩TE与向输出轴74输出的转矩TO的关系由TO＝{1-(ZSt/ZRt1)}TE表示。在此，ZSt如前述那样是太阳齿轮St的齿数，ZRt1是第一内齿轮Rt1的齿数。而且，从图41可知，在ECVT模式中，通过控制第二旋转电机12的转速，能够自由地控制输出轴74的转速。换言之，能够自由地控制从发动机3向输出轴74传递的动力，能够将发动机3的动力自由地变速而从输出轴74输出。
接着，说明ENG增速模式(使用第一制动器75的变速模式)。在该ENG增速模式中，通过将第一制动器75控制成ON状态，从而将第二转子12b与太阳齿轮St一起保持为不能旋转，并且通过将第二制动器76控制成OFF状态，从而允许第二内齿轮Rt2的旋转。图42表示ENG增速模式下的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系。在该图中，RB1是伴随着发动机3的转矩向第一内齿轮Rt1的传递而作用于第二转子12b及太阳齿轮St的反力转矩。其他的参数与图41相同。ENG增速模式下的发动机3的转矩TE与向输出轴74输出的转矩TO的关系也与ECVT模式的情况同样地由TO＝{1-(ZSt/ZRt1)}TE表示。而且，从图42可知，在ENG增速模式中，发动机3的动力以增速后的状态向输出轴74传递。
另外，第六实施方式的分配装置DS6配置在变速器71与后输出轴SR之间。而且，差动装置GS的第一太阳齿轮S1、第一小齿轮P1及第一内齿轮R1配置在后输出轴SR侧，第二太阳齿轮S2、第二小齿轮P2及第二内齿轮R2配置在曲轴3a侧。而且，与第五实施方式同样，第一及第二太阳齿轮S1、S2分别通过第一及第二离合器42、43的接合/分离而与第一旋转电机11的第一转子11b连接/切断。而且，通过第三离合器61的接合/分离而将第一转子11b与第二转子12b之间连接/切断。而且，差动装置GS的行星齿轮架构件13的第二基部13f形成为圆板状，一体地安装在前述的输出轴74的另一端部。由此，行星齿轮架构件13与前述的变速器71的行星齿轮架构件72一体地旋转自如。
另外，与差动装置GS的第二内齿轮R2一体的第四旋转轴17相对旋转自如地配置在第一转子11b的内侧。在第四旋转轴17上经由凸缘而连结有空心的旋转轴77，在旋转轴77上经由凸缘而一体地安装有环状的齿轮77a。而且，后输出轴SR相对旋转自如地配置在第四旋转轴17、旋转轴77及齿轮77a的内侧。齿轮77a与空转齿轮78啮合，空转齿轮78与一体地安装于前输出轴SF的齿轮79啮合。如以上那样，第二内齿轮R2经由第四旋转轴17、旋转轴77、齿轮77a、空转齿轮78及齿轮79而与前输出轴SF连结。
另外，与第一内齿轮R1一体的第二旋转轴15相对旋转自如地配置在上述的第四旋转轴17的内侧。第二旋转轴15经由凸缘而与后输出轴SR的一端部连结，由此第一内齿轮R1与后输出轴SR一体地旋转自如。
通过以上的结构，动力装置中的各种旋转要素之间的连结关系例如图43所示。在动力装置中，作为其动作模式，与第五实施方式的情况同样地准备1MOT驱动模式及2MOT驱动模式，还准备动力分割模式、ENG驱动模式及减速再生模式。以下，参照图43～图56，依次说明上述的动作模式的动作。
[1MOT驱动模式]
在1MOT驱动模式中，基本上使第一～第三离合器42、43、61均分离，由此，将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2这双方之间、以及第一转子11b与第二转子12b之间切断。而且，通过起步离合器CL而将发动机3与第一内齿轮Rt1之间切断，以前述的MOT变速模式(参照图40)来驱动变速器71(第一制动器75：OFF，第二制动器76：ON)，并通过第二旋转电机12进行动力运转。
通过以上，如图44所示，第二马达输出转矩TM2经由变速齿轮装置GT向差动装置GS(行星齿轮架构件13)传递，进而向前后的输出轴SF、SR传递。这种情况下，如使用图40说明的那样，第二旋转电机12的动力以通过由变速齿轮装置GT等构成的变速器71减速后的状态向前后的输出轴SF、SR传递。而且，共线图(参照图5，将左右的输出轴SRL、SRR置换成前后的输出轴SF、SR)中的从差动装置GS的行星齿轮架构件13到前输出轴SF的距离与从行星齿轮架构件13到后输出轴SR的距离彼此相等。因此，从行星齿轮架构件13向前后的输出轴SF、SR分配的转矩的分配比为1∶1，向前后的输出轴SF、SR传递的转矩(以下，分别称为“前输出轴传递转矩”、“后输出轴传递转矩”)彼此相等。
[1MOT驱动模式中的转矩分配控制]
另外，在1MOT驱动模式中，能够控制使用第一旋转电机11向前后的输出轴SF、SR分配的转矩。这种情况下，将到目前为止分离的第一及第二离合器42、43中的一方选择性地接合，由此将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2中的一方之间选择性地连接，并通过第一旋转电机11进行动力运转或再生。图45表示如下情况下的转矩的传递状况，该情况为：通过第二离合器43的接合而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间连接，通过第一离合器42的分离的维持而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间维持为切断状态，并通过第一旋转电机11进行动力运转。如图45所示，第一马达输出转矩TM1向差动装置GS(第二太阳齿轮S2)传递，由此后输出轴传递转矩变得比前输出轴传递转矩大。
而且，在1MOT驱动模式中，与图45的情况不同，在通过第一离合器42的接合而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间连接，通过第二离合器43的分离而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间切断，并且通过第一旋转电机11进行动力运转时，各种旋转要素之间的转矩的传递状况如图46所示。如该图所示，第一马达输出转矩TM1向差动装置GS(第一太阳齿轮S1)传递，由此前输出轴传递转矩变得比后输出轴传递转矩大。
需要说明的是，与图45及图46的情况不同，在通过第一旋转电机11进行再生的情况下，仅仅是前后的输出轴传递转矩的大小关系与进行动力运转的情况相反，进行大致同样的动作，因此省略其详细说明。而且，关于1MOT驱动模式中的差动限制控制，在后文叙述。
[2MOT驱动模式]
在2MOT驱动模式中，基本上通过第一及第二离合器42、43的分离而将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2这双方之间切断，通过第三离合器61的接合而将第一转子11b与第二转子12b之间连接，并且通过起步离合器CL的分离而将发动机3与第一内齿轮Rt1之间切断。另外，以前述的MOT变速模式来驱动变速器71(第一制动器75：OFF，第二制动器76：ON)，并通过第一及第二旋转电机11、12这双方进行动力运转。通过以上，如图47所示，第一及第二马达输出转矩TM1、TM2经由变速器71向差动装置GS(行星齿轮架构件13)传递，进而向前后的输出轴SF、SR传递。这种情况下，第一及第二旋转电机11、12的动力以通过变速器71减速后的状态向前后的输出轴SF、SR传递。而且，从行星齿轮架构件13向前后的输出轴SF、SR分配的转矩的分配比为1∶1，前输出轴传递转矩及后输出轴传递转矩彼此相等。
[2MOT驱动模式中的转矩分配控制]
另外，在2MOT驱动模式中，与第四及第五实施方式同样，通过选择性地控制到目前为止分离的第一及第二离合器42、43中的一方的接合程度，能够控制向前后的输出轴SF、SR分配的转矩。图48表示如下情况下的转矩的传递状况，该情况为：在2MOT驱动模式中，控制第二离合器43的接合程度而使其滑动，并通过第一离合器42的分离的维持而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间维持为切断状态。
这种情况下，第一及第二旋转电机11、12的动力也以通过变速器71较大地减速后的状态向行星齿轮架构件13传递(参照图40)，因此与第三实施方式同样，第一转子11b的转速比行星齿轮架构件13的转速高，并且，比第二太阳齿轮S2的转速高。因此，伴随着使第二离合器43滑动而从第二离合器43作用于第二太阳齿轮S2的反力转矩RC1以使第二太阳齿轮S2的转速上升的方式发挥作用，伴随于此，在后输出轴SR上作用有驱动转矩且在前输出轴SF上作用有制动转矩。其结果是，如图48所示，后输出轴传递转矩变得比前输出轴传递转矩大。
另外，图49表示如下情况下的转矩的传递状况，该情况为：在2MOT驱动模式中，与图48的情况相反，控制到目前为止分离的第一离合器42的接合程度而使其滑动，并通过第二离合器43的分离的维持而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间维持为切断状态。与上述的图48的情况同样，第一转子11b的转速比行星齿轮架构件13的转速高，并且，比第一太阳齿轮S1的转速高。因此，伴随着使第一离合器42滑动而从第一离合器42作用于第一太阳齿轮S1的反力转矩RC1以使第一太阳齿轮S1的转速上升的方式发挥作用，伴随于此，在前输出轴SF上作用有驱动转矩且在后输出轴SR上作用有制动转矩。其结果是，如图49所示，前输出轴传递转矩变得比后输出轴传递转矩大。
[2MOT驱动模式中的差动限制控制]
而且，在2MOT驱动模式中，能够限制前后的输出轴SF、SR之间的差速旋转。这种情况下，基本上使第一～第三离合器42、43、61均接合，由此将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2这双方之间、以及第一转子11b与第二转子12b之间连接，并通过起步离合器CL的分离而将发动机3与第一内齿轮Rt1之间切断。而且，通过将变速器71的第一及第二制动器75、76这双方控制成OFF状态，由此允许第二转子12b及第二内齿轮Rt2这双方的旋转，并通过第一及第二旋转电机11、12进行动力运转。
通过以上，如图50所示，第一及第二马达输出转矩TM1、TM2向差动装置GS传递，进而向前后的输出轴SF、SR传递。需要说明的是，在齿轮变速列GT中，太阳齿轮St、第一内齿轮Rt1、行星齿轮架构件72及第二内齿轮Rt2仅空转，不将第一及第二马达输出转矩TM1、TM2经由齿轮变速列GT而向差动装置GS传递。而且，通过上述的第一及第二离合器42、43的接合而将第一及第二太阳齿轮S1、S2经由第一转子11b相互连接，因此在两者S1及S2之间产生差速旋转时，从第一及第二离合器42、43向第一及第二太阳齿轮S1、S2分别作用有反力。上述的反力以使第一及第二太阳齿轮S1、S2一体旋转的方式发挥作用，由此，限制与第二及第一内齿轮R2、R1分别连结的前后的输出轴SF及SR的差速旋转。
需要说明的是，在如上述那样将第一及第二旋转电机11、12的动力经由第一及第二离合器42、43向差动装置GS传递的情况下，在将第一及第二离合器42、43的接合程度不控制成彼此相同的大小，而以使前者42的接合程度比后者43的接合程度大的方式进行控制时，由此，向第一太阳齿轮S1传递的转矩比向第二太阳齿轮S2传递的转矩大，由此前输出轴传递转矩变得比后输出轴传递转矩大。与之相反，在以使第二离合器43的接合程度比第一离合器42的接合程度大的方式进行控制时，由此，向第二太阳齿轮S2传递的转矩比向第一太阳齿轮S1传递的转矩大，从而后输出轴传递转矩变得比前输出轴传递转矩大。如以上所述，通过控制第一及第二离合器42、43的接合程度，能够控制向前后的输出轴SF、SR分配的转矩。
[动力分割模式中的转矩分配控制]
动力分割模式是通过变速齿轮装置GT将发动机3的动力分割并经由相互并列的2个传递路径向前后的输出轴SF、SR传递的动作模式，在其执行中，进行转矩分配控制或差动限制控制。在该动力分割模式中的转矩分配控制中，基本上通过起步离合器CL的接合而将发动机3与变速齿轮装置GT的第一内齿轮Rt1之间连接，并以前述的ECVT模式(参照图41)来驱动变速器71(第一及第二制动器75、76这双方：OFF)。而且，通过第三离合器61的分离而将第一转子11b与第二转子12b之间切断，并且使用经由变速齿轮装置GT传递的发动机3的动力的一部分，通过第二旋转电机12进行再生。而且，将再生的电力经由第二及第一PDU22、21向第一定子11a供给，通过第一旋转电机11进行动力运转，并通过第一及/或第二离合器42、43的接合/分离而将第一转子11b与第一及/或第二太阳齿轮S1、S2之间连接。图51表示如下情况下的各种旋转要素之间的转矩的传递状况，该情况为：通过第一离合器42的分离而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间切断，并通过第二离合器43的接合而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间连接。
如图51所示，发动机3的转矩由变速齿轮装置GT分割，分割后的发动机3的转矩的一部分经由差动装置GS向前后的输出轴SF、SR传递。而且，分割后的发动机3的转矩的剩余部分向第二转子12b传递，通过利用第二旋转电机12的再生而暂时转换成电能。转换后的电能向第一定子11a供给，通过利用第一旋转电机11的动力运转而转换成第一马达输出转矩TM1之后，向差动装置GS(第二太阳齿轮S2)传递。通过以上，后输出轴传递转矩变得比前输出轴传递转矩大。而且，如使用图41说明的那样，发动机3的动力以变速后的状态向前后的输出轴SF、SR传递。
这样，在动力分割模式中，发动机3的动力经由如下的第一传递路径及第二传递路径向前后的输出轴SF、SR传递。
第一传递路径：变速齿轮装置GT→差动装置GS→前后的输出轴SF、SR
第二传递路径：变速齿轮装置GT→第二旋转电机12→第二PDU22→第一PDU21→第一旋转电机11→差动装置GS→前后的输出轴SF、SR
在该第二传递路径中，发动机3的动力的一部分通过暂时转换成电力之后返回动力而传递的所谓电气通路来传递。
另外，在动力分割模式中，与图51相反，在通过第二离合器43的分离而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间切断，并通过第一离合器42的接合而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间连接时，通过利用第二旋转电机12的再生而转换的电能在通过利用第一旋转电机11的动力运转而转换成第一马达输出转矩TM1之后，经由第一离合器42向第一太阳齿轮S1传递。通过以上，前输出轴传递转矩变得比后输出轴传递转矩大。
[动力分割模式中的差动限制控制]
而且，在动力分割模式中，通过将第一及第二离合器42、43的接合程度控制成彼此相同的大小，由此从第一转子11b向第一及第二太阳齿轮S1、S2传递的转矩成为彼此相同的大小。而且，由于第一及第二太阳齿轮S1、S2经由第一转子11b而相互连接，因此在两者S1及S2之间产生差速旋转时，从第一及第二离合器42、43向第一及第二太阳齿轮S1、S2分别作用有反力。上述的反力以使第一及第二太阳齿轮S1、S2一体旋转的方式发挥作用，由此，限制与第二及第一内齿轮R2、R1分别连结的前后的输出轴SF及SR的差速旋转。图52表示这种情况下的各种旋转要素之间的转矩的传递状况。
需要说明的是，在动力分割模式中，通过将第一及第二离合器42、43的接合程度控制成互不相同的大小，由此能够控制向前后的输出轴SF、SR分配的转矩。这种情况下，通过将第一离合器42的接合程度控制成比第二离合器43的接合程度大的值，从而使从第一转子11b向第一太阳齿轮S1传递的转矩比向第二太阳齿轮S2传递的转矩增大，由此前输出轴传递转矩变得比后输出轴传递转矩大。与之相反，通过将第二离合器43的接合程度控制成比第一离合器42的接合程度大的值，从而使从第一转子11b向第一太阳齿轮S1传递的转矩比向第二太阳齿轮S2传递的转矩增大，由此前输出轴传递转矩变得比后输出轴传递转矩大。
[ENG驱动模式]
在ENG驱动模式中，基本上使第一～第三离合器42、43、61均分离，由此将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2这双方之间、以及第一转子11b与第二转子12b之间切断。而且，通过起步离合器CL的接合而将发动机3与第一内齿轮Rt1之间连接，并以前述的ENG增速模式(参照图42)来驱动变速器71(第一制动器75：ON，第二制动器76：OFF)。
通过以上，如图53所示，发动机3的转矩经由变速齿轮装置GT及差动装置GS(行星齿轮架构件13、第二及第一内齿轮R2、R1)向前后的输出轴SF、SR传递。这种情况下，如使用图42说明的那样，发动机3的动力以增速后的状态向差动装置GS传递，进而向前后的输出轴SF、SR传递。而且，从行星齿轮架构件13向前后的输出轴SF、SR分配的转矩的分配比为1∶1，前输出轴传递转矩及后输出轴传递转矩彼此相等。
[ENG驱动模式中的转矩分配控制]
另外，ENG驱动模式中，能够控制使用第一旋转电机11向前后的输出轴SF、SR分配的转矩。这种情况下，通过将到目前为止分离的第一及第二离合器42、43中的一方选择性地接合，而将第一及第二太阳齿轮S1、S2中的一方与第一转子11b之间选择性地连接，并通过第一旋转电机11进行动力运转或再生。图54表示如下情况下的转矩的传递状况，该情况为：在ENG驱动模式中，通过第二离合器43的接合而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间连接，通过第一离合器42的分离的维持而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间维持成切断状态，并通过第一旋转电机11进行动力运转。如图54所示，第一马达输出转矩TM1向差动装置GS(第二太阳齿轮S2)传递，由此后输出轴传递转矩变得比前输出轴传递转矩大。
虽然未图示，但是在ENG驱动模式中，与图54的情况相反，在通过第一离合器42的接合而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间连接，通过第二离合器43的分离的维持而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间维持成切断状态，并通过第一旋转电机11进行动力运转时，前输出轴传递转矩变得比后输出轴传递转矩大。而且，在通过第一旋转电机11进行再生的情况下，仅仅是前后的输出轴传递转矩的大小关系与进行动力运转的情况相反，能够同样地进行向前后的输出轴SF、SR的转矩的分配控制。需要说明的是，关于ENG驱动模式中的差动限制控制，在后文叙述。
[减速再生模式]
减速再生模式主要是在车辆VFR的减速行驶中执行的运转模式，使用车辆VFR的惯性能量，通过第二及/或第一旋转电机12、11进行再生。在减速再生模式中，基本上使第一～第三离合器42、43、61分离，从而将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2这双方之间、以及第一转子11b与第二转子12b之间切断。而且，通过起步离合器CL的分离而将发动机3与第一内齿轮Rt1之间切断，以MOT变速模式来驱动变速器71(第一制动器75：OFF，第二制动器76：ON)，并通过第二旋转电机12进行再生。
通过以上，如图55所示，前后的输出轴SF、SR的转矩经由差动装置GS及变速齿轮装置GT向第二转子12b传递，其结果是，第二马达制动转矩TG2作用于前后的输出轴SF、SR。这种情况下，共线图中的从差动装置GS的行星齿轮架构件13到前输出轴SF的距离与从行星齿轮架构件13到后输出轴SR的距离彼此相等。因此，行星齿轮架构件13的前后的输出轴SF、SR的转矩的合成比为1∶1，从第二旋转电机12作用于前后的输出轴SF、SR的制动转矩彼此相等。
[减速再生模式中的制动转矩分配控制]
另外，在减速再生模式中，能够控制使用第一旋转电机11而作用(分配)于前后的输出轴SF、SR的制动转矩。这种情况下，将到目前为止分离的第一及第二离合器42、43中的一方选择性地接合，由此将第一及第二太阳齿轮S1、S2中的一方与第一转子11b之间选择性地连接，并通过第一旋转电机11进行动力运转或再生。图56表示如下情况下的转矩的传递状况，该情况为：通过第二离合器43的接合而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间连接，通过第一离合器42的分离的维持而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间维持成切断状态，并通过第一旋转电机11进行再生。
如图56所示，从差动装置GS的第二太阳齿轮S2向第一转子11b传递转矩，即，第一马达制动转矩TG1向第二太阳齿轮S2传递，由此从后输出轴SR向差动装置GS传递的转矩比从前输出轴SF向差动装置GS传递的转矩大。换言之，作用于后输出轴SR的制动转矩比作用于前输出轴SF的制动转矩大。
虽然未图示，但是在减速再生模式中，与图56的情况相反，在通过第一离合器42的接合而将第一转子11b与第一太阳齿轮S1之间连接，通过第二离合器43的分离的维持而将第一转子11b与第二太阳齿轮S2之间维持成切断状态，并通过第一旋转电机11进行再生时，从前输出轴SF向差动装置GS传递的转矩比从后输出轴SR向差动装置GS传递的转矩大。换言之，作用于前输出轴SF的制动转矩比作用于后输出轴SF的制动转矩大。而且，在通过第一旋转电机11进行动力运转的情况下，仅仅是作用于前后的输出轴SF、SR的制动转矩的大小关系与进行再生的情况相反，能够同样地进行向前后的输出轴SF、SR的制动转矩的分配控制。需要说明的是，关于减速再生模式中的差动限制控制，在后文叙述。
[差动限制控制]
在1MOT驱动模式中(图44)、ENG驱动模式中(图53)及减速再生模式中(图55)，与第二～第五实施方式同样，能够限制前后的输出轴SF、SR之间的差速旋转。这种情况下，基本上通过第三离合器61的分离而将第一转子11b与第二转子12b之间切断，对第一旋转电机11进行零转矩控制，并控制第一及第二离合器42、43的接合程度，由此将第一转子11b与第一及第二太阳齿轮S1、S2这双方之间连接。由此，第一及第二太阳齿轮S1、S2经由第一转子11b而相互连接，因此在两者S1及S2之间产生差速旋转时，从第一及第二离合器42、43向第一及第二太阳齿轮S1、S2分别作用有反力。上述的反力以使第一及第二太阳齿轮S1、S2一体旋转的方式发挥作用，由此，限制与第二及第一内齿轮R2、R1分别连结的前后的输出轴SF及SR的差速旋转。
这种情况下，也与第二实施方式的情况同样，通过第一及第二离合器42、43的接合程度的控制来调整第一及第二离合器42、43的反力转矩，由此能够控制总差动限制转矩(作用于前后的输出轴SF、SR的差动限制转矩的总和)，因此能够控制前后的输出轴SF、SR之间的差速旋转的限制程度。
需要说明的是，在1MOT驱动模式中、ENG驱动模式中及减速再生模式中，在如上述那样将第一及第二离合器42、43这双方接合的情况下(第三离合器61分离)，在通过第一旋转电机11进行动力运转或再生时，通过控制第一及第二离合器42、43的接合程度，从而能够控制向前后的输出轴SF、SR分配的转矩(制动转矩)。
这种情况下，例如，在1MOT驱动模式中及ENG驱动模式中，在通过第一旋转电机11进行动力运转且以使第一离合器42的接合程度比第二离合器43的接合程度大的方式进行控制时(例如，在将第一离合器42完全接合且使第二离合器43滑动时)，由此，从第一旋转电机11向差动装置GS的第一太阳齿轮S1传递的转矩比从第一旋转电机11向第二太阳齿轮S2传递的转矩大，从而前输出轴传递转矩变得比后输出轴传递转矩大。与之相反，在以使第二离合器43的接合程度比第一离合器42的接合程度大的方式进行控制时，由此，从第一旋转电机11向第二太阳齿轮S2传递的转矩比从第一旋转电机11向第一太阳齿轮S1传递的转矩大，从而后输出轴传递转矩变得比前输出轴传递转矩大。
接着，参照图57～图59，说明本发明的第七实施方式的动力装置。图57所示的动力装置用于对四轮的车辆VFF的左右的输出轴SFL、SFR进行驱动。上述的左右的输出轴SFL、SFR相互呈同轴状地配置，并与左右的前轮WFL、WFR分别连结。而且，图58所示的分配装置DS7与前述的第一实施方式相比，主要差异在于，第一及第二旋转电机11、12分别经由减速齿轮而与第一及第二太阳齿轮S1、S2连结、以及第一及第二转子11b、12b之间通过第三离合器61的接合/分离而连接/切断。在图57～图59中，对于与第一实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一实施方式不同的点为中心进行说明。
在第一转子11b及第一旋转轴14上分别一体地安装有第一齿轮81及第二齿轮82，且上述的齿轮81、82相互啮合。第一齿轮81的齿数设定为比第二齿轮82的齿数小的值，由此，第一旋转电机11的动力以通过两齿轮81、82减速后的状态向第一太阳齿轮S1传递。而且，在第二转子12b及第三旋转轴16上分别一体地安装有第三齿轮83及第四齿轮84，上述的齿轮83、84相互啮合。第三齿轮83的齿数设定为比第四齿轮84的齿数小的值，由此，第二旋转电机12的动力以通过两齿轮83、84减速后的状态向第二太阳齿轮S2传递。
第三离合器61的内部61a一体地安装于第一转子11b，外部61b一体地安装于第二转子12b。第三离合器61的接合程度由ECU2控制(图59)，由此，将第一及第二转子11b、12b之间连接/切断。而且，在行星齿轮架构件13的第二基部13b上一体地设有齿轮13g。该齿轮13g与在第一变速器4的变速器输出轴上一体设置的齿轮4a啮合。而且，第一内齿轮R1经由第二旋转轴15及凸缘而与右输出轴SFR连结，且与右输出轴SFR一体地旋转自如。第二内齿轮R2经由第四旋转轴17及凸缘而与左输出轴SFL连结，且与左输出轴SFL一体地旋转自如。
在以上的结构的第七实施方式的动力装置中，若将前侧的左右的输出轴SFL、SFR置换成后侧的左右的输出轴SRL、SRR，则相对于差动装置GS的第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2、行星齿轮架构件13、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2的、第一转子11b、左输出轴SFL、变速器输出轴、右输出轴SFL及第二转子12b之间的连结关系与第一实施方式(参照图2或图5等)同样。因此，根据第七实施方式的动力装置，能够同样地得到第一实施方式的作用或效果。
另外，第一转子11b经由通过第一及第二齿轮81、82构成的减速齿轮而与第一太阳齿轮S1连结，第二转子12b经由通过第三及第四齿轮83、84构成的减速齿轮而与第二太阳齿轮S2连结。由此，能够将第一及第二马达输出转矩TM1、TM2以及第一及第二马达制动转矩TG1、TG2以增大的状态向第一及第二太阳齿轮S1、S2分别传递，因此能够实现第一及第二旋转电机11、12的小型化。
另外，通过第三离合器61的接合，经由第一及第二转子11b、12b而将第一及第二太阳齿轮S1、S2之间连接，由此与前述的第二实施方式同样(参照图15)，能够限制左右的输出轴SFL、SFR之间的差速旋转。这种情况下，通过第三离合器61的接合程度的控制，也能够控制左右的输出轴SFL、SFR的差速旋转的限制程度。
此外，第三离合器61经由第一齿轮81及第二齿轮82而与第一太阳齿轮S1连结，并经由第三齿轮83及第四齿轮84而与第二太阳齿轮S2连结。从第二实施方式的说明可知，从第三离合器61作用于第一太阳齿轮S1及第二太阳齿轮S2的反力转矩越大，总差动限制转矩越大。根据第七实施方式，通过上述的第一～第四齿轮81～84，能够将来自第三离合器61的反力转矩以增大的状态向第一及第二太阳齿轮S1、S2传递，因此能够减少为了限制左右的输出轴SFL、SFR之间的差速旋转而第三离合器61所需的反力转矩，由此，能够实现第三离合器61的进一步的小型化。
接着，参照图60，说明本发明的第八实施方式的动力装置。该动力装置的分配装置DS8与第二实施方式相比，主要差异在于，在旋转电机41与第一及第二离合器42、43之间设有减速器RG这一点。在图60中，对于与第二及第七实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第二实施方式不同的点为中心进行说明。
减速器RG是单行星类型的行星齿轮机构，具有太阳齿轮Sr、在太阳齿轮Sr的外周设置的内齿轮Rr、与两齿轮Sr、Rr啮合的多个小齿轮Pr、将小齿轮Pr支承为旋转自如的行星齿轮架Cr。太阳齿轮Sr经由空心的旋转轴而与转子41b连结，且与转子41b一体地旋转自如。而且，在行星齿轮架Cr上一体地安装有第一离合器42的外部42b及第二离合器43的外部43b。并且，内齿轮Rr固定于不动的壳体CA。通过该减速器RG，将旋转电机41的动力以减速后的状态向第一及/或第二太阳齿轮S1、S2传递。
另外，在行星齿轮架构件13的第二基部13b一体地设有齿轮13g。该齿轮13g与在第一变速器4的变速器输出轴上一体设置的齿轮4a啮合。而且，第一内齿轮R1经由第二旋转轴15及凸缘而与右输出轴SFR连结，且与右输出轴SFR一体地旋转自如。第二内齿轮R2经由第四旋转轴17及凸缘而与左输出轴SFL连结，且与左输出轴SFL一体地旋转自如。
在以上的结构的第八实施方式的动力装置中，若将前侧的左右的输出轴SFL、SFR置换成后侧的左右的输出轴SRL、SRR，则相对于差动装置GS的第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2、行星齿轮架构件13、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2的、转子41b、左输出轴SFL、变速器输出轴及右输出轴SFL之间的连结关系与第二实施方式(参照图9或图11等)同样。因此，根据第八实施方式的动力装置，能够同样地得到第二实施方式的作用·效果。
另外，转子41b经由减速器RG而与第一及第二太阳齿轮S1、S2连结。由此，能够将马达输出转矩TM及马达制动转矩TG以增大后的状态向第一及第二太阳齿轮S1、S2分别传递，因此能够实现旋转电机41的小型化。
接着，参照图61，说明本发明的第九实施方式的动力装置。图61所示的动力装置的分配装置DS9搭载于图62所示的全轮驱动式的车辆VAW，取代第一实施方式的差动装置GS而使用差动装置GSA，并对前后的输出轴SF、SR进行驱动。前输出轴SF经由前侧的左右的输出轴SFL、SFR而与左右的前轮WFL、WFR连结，后输出轴SR经由传动轴S、终减速装置DF及后侧的左右的输出轴SRL、SRR而与左右的后轮WRL、WRR连结。在图61中，对于与第一实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，对于第九实施方式的动力装置，以与第一实施方式不同的点为中心依次进行说明。
图61所示的差动装置GSA是将单行星类型的第一行星齿轮机构与双行星类型的第二行星齿轮机构组合、对行星齿轮架进行共用化并使两行星齿轮机构的小齿轮相互啮合的装置，与差动装置GS相比，主要差异在于，行星齿轮架构件91及第二内齿轮R2A的结构、以及还具备小齿轮PA。在差动装置GSA中，通过第一太阳齿轮S1、第一小齿轮P1、第一内齿轮R1及行星齿轮架构件91，构成上述的第一行星齿轮机构，通过第二太阳齿轮S2、第二小齿轮P2、小齿轮PA、第二内齿轮R2A及行星齿轮架构件91，构成上述的第二行星齿轮机构。前后的输出轴SF、SR及差动装置GSA相互呈同轴状地配置。
行星齿轮架构件91包括圆板状的第一基部91a、环板状的第二基部91b、在两基部91a及91b上一体设置的四个第一支轴91c及第二支轴91d(都仅图示两个)、在第二基部91b上一体设置的四个第三支轴91e(仅图示两个)。而且，行星齿轮架构件91由轴承(未图示)支承为旋转自如，第一及第三旋转轴14、16相对旋转自如地配置在行星齿轮架构件91的内侧。
第一及第二基部91a、91b与前后的输出轴SF、SR呈同轴状地配置，且第一及第二基部91a、91b在其轴线方向上相互对置。而且，第一基部91a配置在与第二基部91b相比靠后输出轴SR侧(图61的左侧)的位置，且一体地安装于前输出轴SF。由此，行星齿轮架构件91与前输出轴SF一体地旋转自如。
第一及第二支轴91c、91d设置在第一及第二基部91a、91b之间，且沿前后的输出轴SF、SR的轴线方向延伸。而且，第一及第二支轴91c、91d位于第二基部91b的径向的内端部。而且，第一及第二支轴91c、91d在第一基部91a的周向上交替且相互等间隔地配置。第三支轴91e位于第二基部91b的径向的外端部，在后输出轴SR的轴线方向上向后输出轴SR侧延伸。而且，四个第三支轴91e在周向上相互等间隔地设置。
差动装置GSA的第一太阳齿轮S1、第一小齿轮P1及第一内齿轮R1在径向上从内侧依次排列。与第一实施方式同样，第一太阳齿轮S1经由第一旋转轴14而与第一转子11b连结，且与第一转子11b一体地旋转自如。而且，第一小齿轮P1的个数是与第一支轴91c相同的值4(仅图示两个)。各第一小齿轮P1经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第一支轴91c，且与第一太阳齿轮S1及第一内齿轮R1这双方啮合。第一内齿轮R1经由第二旋转轴15及凸缘而与后输出轴SR连结，且与后输出轴SR一体地旋转自如。需要说明的是，第一小齿轮P1及第一支轴91c的个数并不局限于值4，可以任意。
另外，差动装置GSA的第二太阳齿轮S2、第二小齿轮P2、小齿轮PA及第二内齿轮R2A在径向上从内侧依次排列。与第一实施方式同样，第二太阳齿轮S2经由第三旋转轴16而与第二转子12b连结。而且，第二小齿轮P2的个数是与第二支轴91d相同的值4。各第二小齿轮P2经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第二支轴91d，且与第二太阳齿轮S2啮合。而且，如图63所示，第二小齿轮P2在第二太阳齿轮S2的周向上，以与第一小齿轮P1局部重叠的方式配置，且与第一小齿轮P1啮合。需要说明的是，第二小齿轮P2及第二支轴91d的个数并不局限于值4，可以任意。在图63中，为了简便起见，省略第一及第二太阳齿轮S1、S2、小齿轮PA以及第一及第二内齿轮R1、R2A。
而且，小齿轮PA的个数是与第三支轴91e相同的值4。各小齿轮PA经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第三支轴91e，且与第二小齿轮P2及第二内齿轮R2A这双方啮合。需要说明的是，小齿轮PA及第三支轴91e的个数并不局限于值4，可以任意。第二内齿轮R2A的齿数设定为比第一内齿轮R1的齿数大的值。而且，在第二内齿轮R2A的外周部形成齿轮G，该齿轮G与前述的在第一变速器4的变速器输出轴上一体设置的齿轮4a啮合。
通过以上的结构，第一太阳齿轮S1、行星齿轮架构件91、第二内齿轮R2A、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2在相互之间能够传递动力，且它们的转速相互处于共线关系。而且，在将行星齿轮架构件91固定的状态下使第一太阳齿轮S1正转时，第二太阳齿轮S2、第一及第二内齿轮R1、R2A都反转。这种情况下，根据各齿轮的齿数的关系，在第二太阳齿轮S2的转速、第一内齿轮R1的转速及第二内齿轮R2A的转速之间，“第二内齿轮R2A的转速＞第一内齿轮R1的转速＞第二太阳齿轮S2的转速”这样的关系成立。根据以上所述，在表示转速的关系的共线图中，第一太阳齿轮S1、行星齿轮架构件91、第二内齿轮R2A、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2依次排列。
另外，第一太阳齿轮S1及第一转子11b经由第一旋转轴14而相互连结，因此第一太阳齿轮S1的转速与第一转子11b的转速彼此相等。而且，行星齿轮架构件91与前输出轴SF直接连结，因此行星齿轮架构件91的转速与前输出轴SF的转速彼此相等。而且，第二内齿轮R2A经由齿轮G及齿轮4a而与第一变速器4的变速器输出轴连结，因此若忽略上述的齿轮G、4a产生的变速，则第二内齿轮R2A的转速与变速器输出轴的转速彼此相等。此外，第一内齿轮R1经由第二旋转轴15及凸缘而与后输出轴SR连结，因此第一内齿轮R1的转速与后输出轴SR的转速彼此相等。而且，第二太阳齿轮S2及第二转子12b经由第三旋转轴16而相互连结，因此第二太阳齿轮S2的转速与第二转子12b的转速彼此相等。
根据以上所述，第九实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系例如图64所示的共线图那样表示。在该图中，RfM1及RrM1分别是伴随着通过第一旋转电机11的动力运转而作用于前输出轴SF及后输出轴SR的反力转矩，RfG2及RrG2分别是伴随着通过第二旋转电机12的再生而作用于前输出轴SF及后输出轴SR的反力转矩。而且，RfE及RrE是伴随着变速后发动机转矩TE向第二内齿轮R2A的传递而分别作用于前输出轴SF及后输出轴SR的反力转矩。其他的参数与第一实施方式相同。从图64可知，前后的输出轴SF、SR相互能够差速旋转。而且，通过该图64与表示第一实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图5的比较可知，该第九实施方式的动力装置能够同样地得到第一实施方式的作用或效果。
另外，图64中的αA及βA分别是第一杠杆比及第二杠杆比，由下式(3)及(4)表示。
αA＝ZR1/ZS1......(3)
βA＝(ZR1-ZS2)/ZS2......(4)
如第一实施方式所述，ZR1是第一内齿轮R1的齿数，ZS1是第一太阳齿轮S1的齿数，ZS2是第二太阳齿轮S2的齿数。
上述的第一内齿轮R1的齿数ZR1、第一太阳齿轮S1的齿数ZS1及第二太阳齿轮S2的齿数ZS2在前后的输出轴SF、SR能够差速旋转的范围内，将第一及第二转子11b、12b中的一方不反转的情况作为条件，以使第一及第二杠杆比αA、βA成为比较大的值的方式进行设定。而且，第一内齿轮R1的齿数ZR1、第一太阳齿轮S1的齿数ZS1及第二太阳齿轮S2的齿数ZS2以使第一及第二杠杆比αA、βA成为彼此相同的值的方式设定，即，根据上述式(3)及(4)，以使ZR1/ZS1＝(ZR1-ZS2)/ZS2成立的方式设定。
如前述那样，在以往的差动装置中，为了将差动装置的第一及杠杆比A1、A2(转矩比)设定为彼此相同的值，必须将由第一～第三太阳齿轮及第一～第三内齿轮构成的总计六个齿轮的齿数设定为互不相同的值。相对于此，在该第九实施方式中，如上述那样仅设定由第一内齿轮R1、第一太阳齿轮S1及第二太阳齿轮S2构成的总计三个齿轮的齿数，就能够容易地将第一及第二杠杆比αA、βA设定为彼此相同的值。由此，能够高精度且容易地进行使用了第一及第二旋转电机11、12的向前后的输出轴SF、SR的转矩的分配控制，因此，能够提高车辆VAW的行驶稳定性。
另外，通过将单行星类型的第一行星齿轮机构和双行星类型的第二行星齿轮机构相互组合而成的差动装置GSA，来构成由转速相互处于共线关系的第一太阳齿轮S1、行星齿轮架构件91、第二内齿轮R2A、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2组成的五个旋转要素。因此，与前述的将三个单行星类型的行星齿轮机构相互组合而成的以往的差动装置相比，能够削减部件个数，进而能够实现差动装置GSA的小型化。需要说明的是，图64所示的共线图中的第一及第二内齿轮R1、R2A的排列顺序根据它们的齿数的设定而相互改换。
此外，发动机3与行星齿轮架构件91连结，因此除了来自第一及第二旋转电机11、12的第一及第二马达输出转矩TM1、TM2之外，来自发动机3的变速后发动机转矩TE也向前后的输出轴SF、SR传递。因此，能够减少第一及第二旋转电机11、12所需的转矩，由此能够实现两装置的小型化。
而且，由于使用通常的第一及第二旋转电机11、12，因此不必使用特别的装置，能够容易且更廉价地构成动力装置。而且，在如前述那样控制向前后的输出轴SF、SR的转矩的分配的情况下，能够通过第一及第二旋转电机11、12将动力转换成电力。因此，通过将转换后的电力向车辆VAW用的辅机供给，能够降低用于对辅机的电源进行充电的发电机(均未图示)的工作负载及工作频率。
另外，由于第一内齿轮R1与后输出轴SR连结，因此与第一实施方式同样，如使用图89及图90说明的那样，能够将第一内齿轮R1的齿宽设定为比较小的值，由此能够实现动力装置的进一步的小型化。基于同样的理由，能够实现第一小齿轮轴承(对第一小齿轮P1进行支承的轴承)的小型化，由此，也能够实现动力装置的进一步的小型化。
另外，第九实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第九实施方式中的车辆VAW相当于本发明中的运输机，第九实施方式中的前后的输出轴SF、SR分别相当于本发明中的两个被驱动部中的一方及另一方，并且第九实施方式中的第一及第二旋转电机11、12分别相当于本发明中的第一及第二能量输入输出装置。而且，第九实施方式中的发动机3相当于本发明中的能量输出装置。
此外，第九实施方式中的行星齿轮架构件91相当于本发明中的行星齿轮架，第九实施方式中的第二太阳齿轮S2、第二内齿轮R2A、第一太阳齿轮S1及第一内齿轮R1分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮及第四齿轮，并且第九实施方式中的第二小齿轮P2及小齿轮PA分别相当于本发明中的第一分割齿轮及第二分割齿轮。而且，第九实施方式中的第一及第二太阳齿轮S1、S2分别相当于本发明中的第一及第二外侧旋转要素，第九实施方式中的行星齿轮架构件91及第一内齿轮R1分别相当于本发明中的第一及第二准外侧旋转要素，并且第九实施方式中的第二内齿轮R2A相当于本发明中的中央旋转要素。
需要说明的是，在第九实施方式中，使第一小齿轮P1与第二小齿轮P2啮合，但也可以使第一小齿轮P1与小齿轮PA啮合。这种情况下，第一太阳齿轮S1、第二太阳齿轮S2、第二内齿轮R2A、行星齿轮架构件91及第一内齿轮R1它们的转速相互处于共线关系，在表示该共线关系的共线图中依次排列。而且，第一太阳齿轮与第一转子11b连结，第二太阳齿轮S2与前输出轴SF连结，第二内齿轮R2A与变速器输出轴连结，行星齿轮架构件91与后输出轴SR连结，第一内齿轮R1与第二转子12b连结。
接着，参照图65，说明本发明的第十实施方式的动力装置。图65所示的第十实施方式的分配装置DS10取代第九实施方式的差动装置GSA而使用差动装置GSX。在图65中，对于与第一及第九实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一及第九实施方式不同的点为中心进行说明。
图65所示的差动装置GSX与第九实施方式的差动装置GSA同样，将单行星类型的第一行星齿轮机构与双行星类型的第二行星齿轮机构相互组合。而且，差动装置GSX与第九实施方式(图61)相比，主要差异在于如下这一点：小齿轮PA不是设置在第二小齿轮P2与第二内齿轮R2A之间，而是设置在第二小齿轮P2与第二太阳齿轮S2X之间，并与两者P2、S2X啮合。另外，第一太阳齿轮S1X的齿数设定为比第二太阳齿轮S2X的齿数大的值。
在以上的结构的差动装置GSX中，第一内齿轮R1X、行星齿轮架构件91、第二内齿轮R2X、第一太阳齿轮S1X及第二太阳齿轮S2X在相互之间能够传递动力，且它们的转速相互处于共线关系。而且，在将行星齿轮架构件91固定的状态下使第一内齿轮R1X正转时，第二内齿轮R2X、第一太阳齿轮S1X及第二太阳齿轮S2X均反转。这种情况下，根据各齿轮的齿数的关系，第二内齿轮R2X的转速＞第一太阳齿轮S1X的转速＞第二太阳齿轮S2X的转速这样的关系成立。根据以上所述，在表示转速的关系的共线图中，第一内齿轮R1X、行星齿轮架构件91、第二内齿轮R2X、第一太阳齿轮S1X及第二太阳齿轮S2X依次排列。
另外，在差动装置GSX中，与第九实施方式不同，第一内齿轮R1X不与后输出轴SR连结而与第一转子11b连结，行星齿轮架构件91不与前输出轴SF连结而与左输出轴SRL连结。而且，第二内齿轮R2X经由齿轮GX及4a而与变速器输出轴连结。此外，第一太阳齿轮S1X不与第一转子11b连结而与右输出轴SRR连结，第二太阳齿轮S2X与第九实施方式同样地与第二转子12b连结。
根据以上所述，第十实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系例如图66所示的共线图那样表示。从图66可知，左右的输出轴SRL、SRR相互能够差速旋转。而且，根据该图66与表示第一实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图5的比较可知，该第十实施方式的动力装置能够得到与第一及第九实施方式的动力装置同样的作用·效果。
另外，图66中的αX及βX分别是第一杠杆比及第二杠杆比，由下式(5)及(6)表示。
αX＝ZS1X/ZR1X......(5)
βX＝(ZS1X/ZS2X)-1......(6)
在此，ZS1X是第一太阳齿轮S1X的齿数，ZR1X是第一内齿轮R1X的齿数，ZS2X是第二太阳齿轮S2X的齿数。
上述的第一太阳齿轮S1X的齿数ZS1X、第一内齿轮R1X的齿数ZR1X及第二太阳齿轮S2X的齿数ZS2X在左右的输出轴SRL、SRR能够差速旋转的范围内，将第一及第二转子11b、12b中的一方不反转的情况作为条件，以使第一及第二杠杆比αX、βX成为比较大的值的方式进行设定。另外，第一太阳齿轮S1X的齿数ZS1X、第一内齿轮R1X的齿数ZR1X及第二太阳齿轮S2X的齿数ZS2X以使第一及第二杠杆比αX、βX成为彼此相同的值的方式设定，即，根据上述式(5)及(6)，以使ZS1X/ZR1X＝(ZS1X/ZS2X)-1成立的方式设定。
需要说明的是，图66所示的共线图中的第一及第二太阳齿轮S1X、S2X的排列顺序根据它们的齿数的设定而相互改换。
另外，第十实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第十实施方式中的行星齿轮架构件91相当于本发明中的行星齿轮架，第十实施方式中的第一太阳齿轮S1X、第一内齿轮R1X、第二太阳齿轮S2X及第二内齿轮R2X分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮及第四齿轮，并且第十实施方式中的第二小齿轮P2及小齿轮PA分别相当于本发明中的第一分割齿轮及第二分割齿轮。
另外，第十实施方式中的第一内齿轮R1X及第二太阳齿轮S2X分别相当于本发明中的第一及第二外侧旋转要素，第十实施方式中的行星齿轮架构件91及第一太阳齿轮S1X分别相当于本发明中的第一及第二准外侧旋转要素，并且第十实施方式中的第二内齿轮R2X相当于本发明中的中央旋转要素。其他的对应关系与第一实施方式相同。
接着，参照图67，说明本发明的第十一实施方式的动力装置。图67所示的动力装置的分配装置DS11取代第一实施方式的差动装置GS而使用差动装置GSB。在图67中，对于与第一实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，对于第十一实施方式的动力装置，以与第一实施方式不同的点为中心进行说明。
图67所示的差动装置GSB是将双行星类型的第一及第二行星齿轮机构相互组合、将行星齿轮架进行共用化并使两行星齿轮机构的小齿轮相互啮合的装置，与差动装置GS相比，主要差异在于行星齿轮架构件95、第一及第二内齿轮R1B、R2B的结构、以及还具备小齿轮P1B及P2B。在差动装置GSB中，通过第一太阳齿轮S1、小齿轮P1B、第一小齿轮P1、第一内齿轮R1B及行星齿轮架构件95，构成上述的第一行星齿轮机构，通过第二太阳齿轮S2、小齿轮P2B、第二小齿轮P2、第二内齿轮R2B及行星齿轮架构件95，构成上述的第二行星齿轮机构。左右的输出轴SRL、SRR及差动装置GSB相互呈同轴状地配置。
行星齿轮架构件95包括环板状的第一基部95a及第二基部95b、在两基部95a及95b上一体设置的四个第一支轴95c及第二支轴95d(都仅图示两个)、在第二基部95b上一体设置的四个第三支轴95e(仅图示两个)。而且，行星齿轮架构件95由轴承(未图示)支承为旋转自如，第一及第三旋转轴14、16相对旋转自如地配置在行星齿轮架构件95的内侧。第一及第二基部95a、95b与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状地配置，且第一及第二基部95a、95b在其轴线方向上相互对置。而且，第二基部95b配置在与第一基部95a相比靠右后轮WRR侧的位置，在第二基部95b上一体地设有环状的齿轮95f。该齿轮95f与齿轮5啮合，该齿轮5与前述的第一变速器4的变速器输出轴连结。
第一及第二支轴95c、95d设置在第一及第二基部95a、95b之间，沿左右的输出轴SRL、SRR的轴线方向延伸。而且，第一及第二支轴95c、95d位于第二基部95b的径向的中央。而且，第一及第二支轴95c、95d在第一基部95a的周向上交替且相互等间隔地配置。第三支轴95e位于第二基部95b的径向的内端部，在左右的输出轴SRL、SRR的轴线方向上向左后轮WRL侧延伸。而且，四个第三支轴95e在周向上相互等间隔地设置。
差动装置GSB的第一太阳齿轮S1、小齿轮P1B、第一小齿轮P1及第一内齿轮R1B在径向上从内侧依次排列。与第一实施方式同样，第一太阳齿轮S1经由第一旋转轴14而与第一转子11b连结，且与第一转子11b一体地旋转自如。而且，小齿轮P1B的个数是与第三支轴95e相同的值4(仅图示两个)。各小齿轮P1B经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第三支轴95e，且与第一太阳齿轮S1啮合。
此外，第一小齿轮P1的个数是与第一支轴95c相同的值4(仅图示两个)。各第一小齿轮P1经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第一支轴95c，且与小齿轮P1B及第一内齿轮R1B这双方啮合。第一内齿轮R1B经由第二旋转轴15及凸缘而与右输出轴SRR连结，且与右输出轴SRR一体地旋转自如。需要说明的是，小齿轮P1B、第一小齿轮P1、第三支轴95e及第一支轴95c的个数并不局限于值4，可以任意。
另外，差动装置GSB的第二太阳齿轮S2、小齿轮P2B、第二小齿轮P2及第二内齿轮R2B在径向上从内侧依次排列。与第一实施方式同样，第二太阳齿轮S2经由第三旋转轴16而与第二转子12b连结。而且，小齿轮P2B的个数是与第三支轴95e相同的值4(仅图示两个)。各小齿轮P2B经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第三支轴95e，且与第二太阳齿轮S2啮合。
而且，第二小齿轮P2的个数是与第二支轴95d相同的值4(仅图示两个)。各第二小齿轮P2经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第二支轴95d，且与小齿轮P2B及第二内齿轮R2B这双方啮合。而且，如图68所示，第二小齿轮P2在第二太阳齿轮S2的周向上以与第一小齿轮P1局部重叠的方式配置，且与第一小齿轮P1啮合。在图68中，为了简便起见，省略第一及第二太阳齿轮S1、S2以及第一及第二内齿轮R1B、R2B。
另外，第二内齿轮R2B经由第四旋转轴17及凸缘而与左输出轴SRL连结，且与左输出轴SRL一体地旋转自如。需要说明的是，小齿轮P2B、第二小齿轮P2及第二支轴95d的个数并不局限于值4，可以任意。
此外，第一小齿轮P1与第二小齿轮P2相互具有相同直径及相同齿数，小齿轮P1B与小齿轮P2B相互具有相同直径及相同齿数。对应于此，第一太阳齿轮S1的直径与第二太阳齿轮S2的直径、及第一内齿轮R1B的直径与第二内齿轮R2B的直径设定为彼此相同的值。而且，第一小齿轮P1与第二小齿轮P2相互具有相同齿形及相同齿宽，小齿轮P1B与小齿轮P2B相互具有相同齿形及相同齿宽。如以上所述，第一及第二小齿轮P1、P2的直径、齿数、齿形及齿宽分别彼此相同，即两齿轮P1、P2的诸多要素设定为彼此相同。这种情况对于小齿轮P1B及P2B也同样。
在以上的结构的差动装置GSB中，第一太阳齿轮S1、第一内齿轮R1B、行星齿轮架构件95、第二内齿轮R2B及第二太阳齿轮S2在相互之间能够传递动力，且它们的转速相互处于共线关系。而且，在将行星齿轮架构件95固定的状态下使第一太阳齿轮S1正转时，第一内齿轮R1B正转，且第二太阳齿轮S2及第二内齿轮R2B反转。这种情况下，根据各齿轮的齿数的关系，第一太阳齿轮S1的转速比第一内齿轮R1B高，且第二太阳齿轮S2的转速比第二内齿轮R2B低。根据以上所述，在表示转速的关系的共线图中，第一太阳齿轮S1、第一内齿轮R1B、行星齿轮架构件95、第二内齿轮R2B及第二太阳齿轮S2依次排列。
另外，第一太阳齿轮S1及第一转子11b经由第一旋转轴14而相互连结，因此第一太阳齿轮S1的转速与第一转子11b的转速彼此相等。而且，第一内齿轮R1B经由第二旋转轴15及凸缘而与右输出轴SRR连结，因此第一内齿轮R1B的转速与右输出轴SRR的转速彼此相等。而且，行星齿轮架构件95经由齿轮95f及齿轮5而与第一变速器4的变速器输出轴连结，因此若忽略上述的齿轮95f、5产生的变速，则行星齿轮架构件95的转速与变速器输出轴的转速彼此相等。而且，第二内齿轮R2B经由第四旋转轴17及凸缘而与左输出轴SRL连结，因此第二内齿轮R2B的转速与左输出轴SRL的转速彼此相等。而且，第二太阳齿轮S2及第二转子12b经由第三旋转轴16而相互连结，因此第二太阳齿轮S2的转速与第二转子12b的转速彼此相等。
根据以上所述，第十一实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系例如图69所示的共线图那样表示。从图69可知，左右的输出轴SRL、SRR相互能够差速旋转。而且，通过该图69与表示第一实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图5的比较可知，该第十一实施方式的动力装置能够得到与第一实施方式的动力装置同样的作用·效果。
另外，图69中的αB及βB分别是第一杠杆比及第二杠杆比，由下式(7)及(8)表示。
αB＝{ZR1B(ZR2B-ZS2)}
/{ZS2(ZR1B+ZR2B)}......(7)
βB＝{ZR2B(ZR1B-ZS1)}
/{ZS1(ZR1B+ZR2B)}......(8)
在此，ZR1B是第一内齿轮R1B的齿数，ZR2B是第二内齿轮R2B的齿数，ZS2是第二太阳齿轮S2的齿数，ZS1是第一太阳齿轮S1的齿数。
上述的第一内齿轮R1B的齿数ZR1B、第二内齿轮R2B的齿数ZR2B、第二太阳齿轮S2的齿数ZS2及第一太阳齿轮S1的齿数ZS1在左右的后轮WRL、WRR能够差速旋转的范围内，将第一及第二转子11b、12b中的一方不反转的情况作为条件，以使第一及第二杠杆比αB、βB成为比较大的值的方式进行设定。而且，第一及第二内齿轮R1B、R2B的齿数ZR1B、ZR2B彼此、第一及第二太阳齿轮S1、S2的齿数ZS1、ZS2彼此分别设定为相同的值。由此，从上述式(7)及(8)可知，第一及第二杠杆比αB、βB设定为彼此相同的值。
此外，共线图(图69)中的从行星齿轮架构件95到左输出轴SRL的距离与从行星齿轮架构件95到右输出轴SRR的距离彼此相等，因此从行星齿轮架构件95向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩的分配比为1∶1。
这样，根据第十一实施方式，仅通过将第一及第二内齿轮R1B、R2B的齿数ZR1B、ZR2B彼此设定为相同的值，并将第一及第二太阳齿轮S1、S2的齿数ZS1、ZS2彼此设定为相同的值，就能够容易地将第一及第二杠杆比αB、βB设定为彼此相同的值。由此，能够高精度且容易地进行使用了第一及第二旋转电机11、12的向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配控制，因此，能够提高车辆VFR的转弯性。
而且，第一及第二内齿轮R1B、R2B的齿数ZR1B、ZR2B彼此设定为相同的值。因此，例如，在第一及第二内齿轮R1B、R2B这双方由平齿轮构成时，能够通过相同的刀具对两齿轮R1B、R2B进行加工，在由斜齿轮构成时，能够利用仅扭转方向不同的相同诸多要素的刀具对两齿轮R1B、R2B进行加工，因此其生产率优异。这种情况对于第一及第二太阳齿轮S1、S2也同样。
另外，从行星齿轮架构件95向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩的分配比为1∶1，因此在仅使用发动机3作为动力源的车辆VFR的行驶中，能够得到车辆VFR的良好的直行性。
此外，通过将双行星类型的第一及第二行星齿轮机构相互组合而成的差动装置GSB，构成由转速相互处于共线关系的第二太阳齿轮S2、第二内齿轮R2B、行星齿轮架构件95、第一内齿轮R1B及第一太阳齿轮S1组成的五个旋转要素。因此，与前述的将三个单行星类型的行星齿轮机构相互组合而成的以往的差动装置相比，能够削减部件个数，进而，能够实现差动装置GSB的小型化。
而且，第一小齿轮P1与第二小齿轮P2相互具有相同直径及相同齿数，小齿轮P1B及P2B相互具有相同直径及相同齿数。对应于此，第一太阳齿轮S1的直径与第二太阳齿轮S2的直径设定为彼此相同的值，第一内齿轮R1B的直径与第二内齿轮R2B的直径设定为彼此相同的值。因此，能够削减差动装置GSB的径向的无用空间。而且，第一及第二小齿轮P1、P2的直径、齿数、齿形及齿宽分别彼此相同，即两齿轮P1、P2的诸多要素设定为彼此相同。因此，用于制造第一及第二小齿轮P1、P2的模具或刀具等能够共用化，能够提高其生产率。这种情况对于小齿轮P1B及P2B也同样。
另外，由于发动机3与行星齿轮架构件95连结，因此除了来自第一及第二旋转电机11、12的第一及第二马达输出转矩TM1、TM2之外，来自发动机3的变速后发动机转矩TE也向左右的输出轴SRL、SRR传递。因此，能够减少第一及第二旋转电机11、12所需的转矩，由此能够实现两装置的小型化。
此外，由于使用通常的第一及第二旋转电机11、12，因此不必使用特别的装置，能够容易且更廉价地构成动力装置。而且，在如前述那样控制向左右的输出轴SRL、SRR的转矩的分配的情况下，能够通过第一及第二旋转电机11、12将动力转换成电力。因此，通过将转换后的电力向车辆VFR用的辅机供给，能够降低用于对辅机的电源进行充电的发电机的工作负载及工作频率。
而且，与第一实施方式同样，由于第二及第一内齿轮R2B、R1B与左右的输出轴SRL、SRR分别连结，因此如使用图89及图90说明的那样，能够将第一及第二内齿轮R1、R2的齿宽设定为比较小的值，由此能够实现动力装置的进一步的小型化。基于同样的理由，能够实现第一及第二小齿轮轴承(对第一及第二小齿轮P1、P2分别进行支承的轴承)的小型化，由此也能够实现动力装置的进一步的小型化。
需要说明的是，在上述的第十一实施方式中，使第一及第二小齿轮P1、P2相互啮合，但也可以取而代之或者与之一起地使小齿轮P1B及P2B相互啮合。
另外，第十一实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第十一实施方式中的左右的输出轴SRL、SRR分别相当于本发明中的两个被驱动部中的另一方及一方。而且，第十一实施方式中的行星齿轮架构件95相当于本发明中的行星齿轮架，第十一实施方式中的第一太阳齿轮S1、第一内齿轮R1B、第二太阳齿轮S2及第二内齿轮R2B分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮及第四齿轮。而且，第十一实施方式中的第一小齿轮P1、小齿轮P1B、第二小齿轮P2及小齿轮P2B分别相当于本发明中的第一分割齿轮、第二分割齿轮、第三分割齿轮及第四分割齿轮。
另外，第十一实施方式中的第一及第二太阳齿轮S1、S2分别相当于本发明中的第一及第二外侧旋转要素，第十一实施方式中的第一及第二内齿轮R1B、R2B分别相当于本发明中的第一及第二准外侧旋转要素，并且第十一实施方式中的行星齿轮架构件95相当于本发明中的中央旋转要素。其他的对应关系与第一实施方式相同。
接着，参照图70，说明本发明的第十二实施方式的动力装置。图70所示的动力装置的分配装置DS12取代第十一实施方式的差动装置GSB而使用了差动装置GSC。在图70中，对于与第一及第十一实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一及第十一实施方式不同的点为中心进行说明。
图70所示的差动装置GSC与第十一实施方式的差动装置GSB同样，是将双行星类型的第一行星齿轮机构和双行星类型的第二行星齿轮机构相互组合而成的装置。而且，差动装置GSC与第十一实施方式相比，仅如下的点不同。即，小齿轮P1B不是设置在第一太阳齿轮S1与第一小齿轮P1之间，而是设置在第一小齿轮P1与第一内齿轮R1B之间，并与两者P1、R1B啮合，小齿轮P2B不是设置在第二太阳齿轮S2与第二小齿轮P2之间，而是设置在第二小齿轮P2与第二内齿轮R2B之间，并与两者P2、R2B啮合。
在以上的结构的差动装置GSC中，与第十一实施方式同样，第一太阳齿轮S1、第一内齿轮R1B、行星齿轮架构件95、第二内齿轮R2B及第二太阳齿轮S2在相互之间能够传递动力，并且它们的转速相互处于共线关系，在表示转速的关系的共线图中，第一太阳齿轮S1、第一内齿轮R1B、行星齿轮架构件95、第二内齿轮R2B及第二太阳齿轮S2依次排列。而且，相对于第一太阳齿轮S1、第一内齿轮R1B、行星齿轮架构件95、第二内齿轮R2B及第二太阳齿轮S2的、第一转子11b、右输出轴SRR、变速器输出轴、左输出轴SRL及第二转子12b的连结关系与第十一实施方式相同。
根据以上所述，第十二实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系与第十一实施方式(图69)相同。因此，该第十二实施方式的动力装置能够得到与第十一实施方式的动力装置同样的作用·效果。
另外，第十二实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第十二实施方式中的第一内齿轮R1B、第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2B及第二太阳齿轮S2分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮及第四齿轮。其他的对应关系与第十一实施方式相同。
接着，参照图71，说明本发明的第十三实施方式的动力装置。图71所示的动力装置的分配装置DS13取代第一实施方式的差动装置GS而使用了差动装置GSD。在图71中，对于与第一实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，对于第十三实施方式的动力装置，以与第一实施方式不同的点为中心进行说明。
图71所示的差动装置GSD与第十及第十一实施方式同样，是将双行星类型的第一及第二行星齿轮机构组合而成的装置。在差动装置GSD中，通过第一太阳齿轮S1D、第一小齿轮P1、小齿轮P1D、第一内齿轮R1D及行星齿轮架构件101，来构成上述的第一行星齿轮机构，通过第二太阳齿轮S2D、小齿轮P2D、第二小齿轮P2、第二内齿轮R2D及行星齿轮架构件101，来构成上述的第二行星齿轮机构。左右的输出轴SRL、SRR及差动装置GSC相互呈同轴状地配置。
行星齿轮架构件101包括环板状的第一基部101a及第二基部101b和与两基部101a及101b一体设置的四个第一支轴101c、第二支轴101d、第三支轴101e及第四支轴101f(都仅图示两个)。而且，行星齿轮架构件101由轴承(未图示)支承为旋转自如，第一旋转轴14相对旋转自如地配置在行星齿轮架构件101的内侧。第一及第二基部101a、101b与左右的输出轴SRL、SRR呈同轴状地配置。第二基部101b与第一基部101a相比，配置在径向的内侧且右后轮WRR侧，且一体地安装在第三旋转轴16的一端部。在第三旋转轴16的另一端部一体地设有第一转子11b。
第一支轴101c安装在第二基部101b的径向的内端部，在左右的输出轴SRL、SRR的轴线方向上向左后轮WRL侧延伸。第二支轴101d及第三支轴101e设置在第一及第二基部101a、101b之间，在左右的输出轴SRL、SRR的轴线方向上延伸。第二及第三支轴101d、101e在第一基部101a的周向上交替且相互等间隔地配置。第四支轴101f安装在第一基部101a的径向的外端部，在左右的输出轴SRL、SRR的轴线方向上，向右后轮WRR侧即第一支轴101c的相反侧延伸。
另外，所述第一太阳齿轮S1D、第一小齿轮P1、小齿轮P1D及第一内齿轮R1D在径向上从内侧依次排列。第一太阳齿轮S1D一体地设置于右输出轴SRR，且与右输出轴SRR一体地旋转自如。而且，第一小齿轮P1的个数是与行星齿轮架构件101的第二支轴101d相同的值4(仅图示两个)，各第一小齿轮P1经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第二支轴101d，且与第一太阳齿轮S1D啮合。
此外，小齿轮P1D的个数是与第四支轴101f相同的值4(仅图示两个)。各小齿轮P1D经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第四支轴101f，且与第一小齿轮P1及第一内齿轮R1D这双方啮合。第一内齿轮R1D经由第二旋转轴15或凸缘而与左输出轴SRL连结，且与左输出轴SRL一体地旋转自如。需要说明的是，第一小齿轮P1、小齿轮P1D、第二支轴101d及第四支轴101f的个数并不局限于值4，可以任意。
另外，所述第二太阳齿轮S2D、小齿轮P2D、第二小齿轮P2及第二内齿轮R2D在径向上从内侧依次排列。第二太阳齿轮S2D的齿数设定为比第一太阳齿轮SD1的齿数小的值，且经由第一旋转轴14而与第二转子12b连结。而且，小齿轮P2D的个数是与第一支轴101c相同的值4(仅图示两个)。各小齿轮P2D经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第一支轴101c，且与第二太阳齿轮S2D啮合。
此外，第二小齿轮P2的个数是与第三支轴101e相同的值4(仅图示两个)。各第二小齿轮P2经由轴承(未图示)而旋转自如地支承于第三支轴101e，且与小齿轮P2D及第二内齿轮R2D这双方啮合。而且，如图72所示，第二小齿轮P2在第二太阳齿轮S2D的周向上以与第一小齿轮P1局部重叠的方式配置，且与第一小齿轮P1啮合。需要说明的是，第二小齿轮P2、小齿轮P2D、第一支轴101c及第三支轴101e的个数并不局限于值4，可以任意。在图72中，为了简便起见，省略第一及第二太阳齿轮S1D、S2D以及第一及第二内齿轮R1D、R2D。
第二内齿轮R2D具有比第一内齿轮R1D少的齿数。而且，在第二内齿轮R2D的外周部形成有齿轮GD，该齿轮GD与在前述的第一变速器4的变速器输出轴上一体设置的齿轮4a啮合。
在以上的结构的差动装置GSD中，行星齿轮架构件101、第一内齿轮R1D、第二内齿轮R2D、第一太阳齿轮S1D及第二太阳齿轮S2D在相互之间能够传递动力，并且它们的转速相互处于共线关系。而且，在将行星齿轮架构件101固定的状态下使第二太阳齿轮S2D正转时，第一内齿轮R1D、第二内齿轮R2D及第一太阳齿轮S1D均正转。这种情况下，根据各齿轮的齿数的关系，第一内齿轮R1D的转速＜第二内齿轮R2D的转速＜第一太阳齿轮S1D的转速＜第二太阳齿轮S2D的转速这样的关系成立。根据以上所述，在表示转速的关系的共线图中，行星齿轮架构件101、第一内齿轮R1D、第二内齿轮R2D、第一太阳齿轮S1D及第二太阳齿轮S2D依次排列。
另外，行星齿轮架构件101及第一转子11b经由第三旋转轴16而相互连结，因此行星齿轮架构件101的转速与第一转子11b的转速彼此相等。此外，第一内齿轮R1D经由第二旋转轴15而与左输出轴SRL连结，因此第一内齿轮R1D的转速与左输出轴SRL的转速彼此相等。而且，第二内齿轮R2D经由齿轮GD及齿轮4a而与第一变速器4的变速器输出轴连结，因此若忽略上述的齿轮GD、4a产生的变速，则第二内齿轮R2D的转速与变速器输出轴的转速彼此相等。此外，第一太阳齿轮S1D与右输出轴SRR直接连结，因此第一太阳齿轮S1D的转速与右输出轴SRR的转速彼此相等。而且，第二太阳齿轮S2D及第二转子12b经由第三旋转轴16而相互连结，因此第二太阳齿轮S2D的转速与第二转子12b的转速彼此相等。
根据以上所述，第十三实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系例如图73所示的共线图那样表示。从图73可知，左右的输出轴SRL、SRR相互能够差速旋转。而且，图73所示的各种参数如第一实施方式中说明的那样。通过该图73与表示第一实施方式的动力装置中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图5的比较可知，该第十三实施方式的动力装置能够得到与第一实施方式的动力装置大致同样的作用·效果。
另外，图73中的αD及βD分别是第一杠杆比及第二杠杆比，由下式(9)及(10)表示。
αD＝ZS1D/(ZR1D-ZS1D)......(9)
βD＝{ZR1D(ZS1D-ZS2D)}
/{ZS2D(ZR1D-ZS1D)}......(10)
在此，ZS1D是第一太阳齿轮S1D的齿数，ZR1D是第一内齿轮R1D的齿数，ZS2D是第二太阳齿轮S2D的齿数。
另外，第十三实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第十三实施方式中的行星齿轮架构件101相当于本发明中的行星齿轮架，第十三实施方式中的第一内齿轮R1D、第一太阳齿轮S1D、第二太阳齿轮S2D及第二内齿轮R2D分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮及第四齿轮。而且，第十三实施方式中的第一小齿轮P1、小齿轮P1D、第二小齿轮P2及小齿轮P2D分别相当于本发明中的第一分割齿轮、第二分割齿轮、第三分割齿轮及第四分割齿轮。
此外，第十三实施方式中的行星齿轮架构件101及第二太阳齿轮S2D分别相当于本发明中的第一及第二外侧旋转要素，第十三实施方式中的第一内齿轮R1D及第一太阳齿轮S1D分别相当于本发明中的第一及第二准外侧旋转要素，并且第十三实施方式中的第二内齿轮R2D相当于本发明中的中央旋转要素。其他的对应关系与第一实施方式相同。
需要说明的是，在第十三实施方式中，将小齿轮P1D设置在第一小齿轮P1与第一内齿轮R1D之间，并将小齿轮P2D设置在第二太阳齿轮S2D与第二小齿轮P2之间，但也可以将小齿轮P1D设置在第一太阳齿轮S1D与第一小齿轮P1之间，并将小齿轮P2D设置在第二小齿轮P2与第二内齿轮R2D之间。即，可以使小齿轮P1D与第一太阳齿轮S1D和第一小齿轮P1这双方啮合，并使小齿轮P2D与第二小齿轮P2和第二内齿轮R2D这双方啮合。
另外，图74～图87表示本发明的第十四～第二十实施方式的动力装置。这些动力装置与第一实施方式或第九实施方式的动力装置相比，差异同样都是分配装置DS14～DS18与发动机未连结。该发动机经由第一变速器而与车辆的左右的前轮连结，其动力向左右的前轮传递。以下，对于上述的第十四～第二十实施方式的动力装置，以与第一实施方式等不同的点为中心依次进行说明。
图74所示的第十四实施方式的分配装置DS14与第一实施方式(图2)相比，差异仅在于差动装置GSF的行星齿轮架构件13与发动机未连结这一点。在图74中，对于与第一实施方式相同的构成要素，标注相同符号。从图74与表示第一实施方式的分配装置DS1的图2的比较可知，该第十四实施方式的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系例如图75所示。
另外，从该图75与表示第一实施方式的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图5的比较可知，第十四实施方式与第一实施方式相比，差异仅在于未作用有变速后发动机转矩TE、反力转矩RLE及反力转矩RRE。因此，与第一实施方式同样，通过控制第一及第二马达输出转矩TM1、TM2以及第一及第二马达制动转矩TG1、TG2，能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。此外，能够同样得到第一实施方式的效果、即能够实现差动装置GS的小型化、能够容易地将差动装置GS的第一及第二杠杆比α、β设定为彼此相同的值等效果。
接着，说明第十五实施方式的动力装置。在该第十五实施方式中，省略了第一实施方式中叙述的转速相互处于共线关系的五个旋转要素(第一太阳齿轮S1、第二内齿轮R2、行星齿轮架构件13、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2(参照图5))中的除行星齿轮架构件13以外的四个旋转要素中的1个，由此构成具有转速处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。而且，上述的四个旋转要素中，在表示转速的关系的共线图中，在位于两外侧的两个旋转要素上连结有第一及第二转子11b、12b，在位于内侧的两个旋转要素上连结有前后的输出轴SF、SR(或左右的输出轴SRL、SRR、SFL、SFR)。
图76表示第十五实施方式的分配装置DS15的一例，该分配装置DS15具有省略了上述的除行星齿轮架构件13以外的四个旋转要素中的第二内齿轮R2的差动装置GSG。在图76中，对于与第一及第九实施方式相同的构成要素，标注相同符号。
如图76所示，第一及第二太阳齿轮S1、S2与第一及第二转子11b、12b分别机械地连结，行星齿轮架构件91及第一内齿轮R1与前后的输出轴SF、SR分别机械地连结。另外，差动装置GSG与发动机未连结。此外，从图76与表示第九实施方式的分配装置DS9的图61的比较可知，第十五实施方式的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系例如图77所示的共线图那样表示。
此外，根据该图77与表示第九实施方式的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图64的比较可知，与第九实施方式同样，通过控制第一及第二马达输出转矩TM1、TM2以及第一及第二马达制动转矩TG1、TG2，能够控制向前后的输出轴SF、SR分配的转矩。需要说明的是，图77中的各种参数如第九实施方式中说明的那样。
如以上那样，根据第十五实施方式，仅通过使第一及第二小齿轮P1、P2相互啮合，并使第一太阳齿轮S1及第一内齿轮R1与第一小齿轮P1啮合，且使第二太阳齿轮S2与第二小齿轮P2啮合，就能够简易地构成转速相互处于共线关系的四个旋转要素。因此，能够削减动力装置整体的部件个数，能够实现装置的小型化、轻量化及制造成本的削减。而且，与第九实施方式同样，能够同样地得到与第一及第二杠杆比αA、βA相关的效果。而且，由于第一内齿轮R1与后输出轴SR连结，因此能够将第一内齿轮R1的齿宽设定为比较小的值，由此能够实现动力装置的进一步的小型化。基于同样的理由，能够实现第一小齿轮轴承(对第一小齿轮P1进行支承的轴承)的小型化，由此也能够实现动力装置的进一步的小型化。
需要说明的是，在图76所示的例子中，省略了第二内齿轮R2，但是当然也可以取代于此而省略第一太阳齿轮S1、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2中的1个，由此来构成具有转速处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。
另外，第十五实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第十五实施方式中的第一太阳齿轮S1、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮及第三齿轮。其他的对应关系与第九实施方式相同。
接着，说明第十六实施方式的动力装置。在该第十六实施方式中，在第九实施方式中叙述的转速相互处于共线关系的五个旋转要素(第一太阳齿轮S1、行星齿轮架构件91、第二内齿轮R2A、第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2(参照图64))中，省略了第一内齿轮R1、第一及第二太阳齿轮S1、S2中的1个，由此构成具有转速处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。
图78表示第十六实施方式的分配装置DS16的一例，该分配装置DS16具有省略了上述的第一内齿轮R1、第一及第二太阳齿轮S1、S2中的第一太阳齿轮S1的差动装置GSH。在图78中，对于与第九实施方式相同的构成要素，标注相同符号。
图78所示的分配装置DS16与第九实施方式(图61)相比，除了省略了第一太阳齿轮S1之外，如下的点a)～c)也不同。
a)差动装置GSH未与发动机连结这一点。
b)行星齿轮架构件91取代与前输出轴SF连结而与第一转子11b连结这一点。
c)第二内齿轮R2A取代与发动机(变速器输出轴)连结而经由第四旋转轴17及凸缘与前输出轴SF连结这一点。
通过以上的结构，第十六实施方式的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系例如图79所示的共线图那样表示。从该图79与表示第九实施方式中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图64的比较可知，与第九实施方式同样，通过控制第一及第二马达输出转矩TM1、TM2以及第一及第二马达制动转矩TG1、TG2，能够控制向前后的输出轴SF、SR分配的转矩。
另外，图79中的αF及βF分别是第一杠杆比及第二杠杆比，由下式(11)及(12)表示。
αF＝ZR1/(ZR2A-ZR1)......(11)
βF＝{ZR2A(ZR1-ZS2})
/{ZS2(ZR2A-ZR1)}......(12)
如第九实施方式中叙述那样，ZR1是第一内齿轮R1的齿数，ZR2A是第二内齿轮R2A的齿数，ZS2是第二太阳齿轮S2的齿数。
另外，近些年，例如日本特开2011-237019号公报等公开的那样，已知有使用了将两个小齿轮构成为一体的双联小齿轮的差动装置。该双联小齿轮在加工时，必须使各小齿轮彼此的相位一致，其设定非常烦杂。这样的不良情况在双联小齿轮的各齿轮的直径互不相同的情况下更加明显。而且，在除了双联小齿轮之外还使用其他的小齿轮来构成差动装置的情况下，必须将该小齿轮与双联小齿轮分别制造，作为上述的小齿轮及双联小齿轮，需要互不相同的两种齿轮。
相对于此，根据上述的第十六实施方式，由于能够利用彼此相同的诸多要素(齿数、直径等)的齿轮来构成小齿轮PA、第一及第二小齿轮P1、P2，因此作为上述的小齿轮PA、第一及第二小齿轮P1、P2，只要准备彼此相同的1种齿轮即可，因此，能够简易地构成装置。此外，能够同样得到第十五实施方式的效果。
需要说明的是，在图78所示的例子中，省略了第一太阳齿轮S1，但是当然也可以取代于此而省略第一内齿轮R1及第二太阳齿轮S2中的一方，由此构成具有转速处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。
另外，第十六实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第十六实施方式中的行星齿轮架构件91相当于本发明中的行星齿轮架，第十六实施方式中的第二内齿轮R2A、第二太阳齿轮S2及第一内齿轮R1分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮及第三齿轮，并且第十六实施方式中的第二小齿轮P2及小齿轮PA分别相当于本发明中的第一分割齿轮及第二分割齿轮。而且，第十六实施方式中的行星齿轮架构件91及第二太阳齿轮S2分别相当于本发明中的第一及第二外侧旋转要素，并且第十六实施方式中的第二内齿轮R2A及第一内齿轮R1分别相当于本发明中的第一及第二准外侧旋转要素。其他的对应关系与第九实施方式相同。
接着，说明第十七实施方式的动力装置。在该第十七实施方式中，在第十实施方式中叙述的转速相互处于共线关系的五个旋转要素(第一内齿轮R1X、行星齿轮架构件91、第二内齿轮R2X、第一太阳齿轮S1X及第二太阳齿轮S2X(参照图66))中，省略了除行星齿轮架构件91及第二太阳齿轮S2X以外的三个旋转要素即第一太阳齿轮S1X、第一及第二内齿轮R1X、R2X中的1个，由此构成具有转速相互处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。
图80表示第十七实施方式的分配装置DS17的一例，该分配装置DS17具有省略了上述的三个旋转要素中的第一太阳齿轮S1X的差动装置GSI。在图80中，对于与第一及第十实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一及第十实施方式不同的点为中心进行说明。需要说明的是，在图80中，与第十实施方式不同，由第一内齿轮R1X等构成的第一行星齿轮装置与由第二太阳齿轮S2X等构成的第二行星齿轮装置配置成左右相反。即，第一行星齿轮装置配置在右驱动轮WRR侧，第二行星齿轮装置配置在左驱动轮WRL侧。
图80所示的分配装置DS17与第十实施方式(图65)相比，除了省略了第一太阳齿轮S1X之外，如下的点a)～e)也不同。
a)差动装置GSI未与发动机连结这一点。
b)第二太阳齿轮S2X取代与第二转子12b连结而与第一转子11b连结这一点。
c)第二内齿轮R2X取代与发动机(变速器输出轴)连结而与输出轴SRL连结这一点。
d)行星齿轮架构件91取代与左输出轴SRL连结而与右输出轴SRR连结这一点。
e)第一内齿轮R1X取代与第一转子11b连结而与第二转子12b连结这一点。
通过以上的结构，第十七实施方式中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系例如图81所示的共线图那样表示。根据该图81与表示第十实施方式的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图66的比较可知，与第十实施方式同样，通过控制第一及第二马达输出转矩TM1、TM2以及第一及第二马达制动转矩TG1、TG2，能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。
另外，图81中的αI及βI分别是第一杠杆比及第二杠杆比，由下式(13)及(14)表示。
αI＝(ZR2X/ZS2X)-1......(13)
βI＝ZR2 X/ZR1X......(14)
在此，ZR2X是第二内齿轮R2X的齿数，ZS2X是第二太阳齿轮S2X的齿数，ZR1X是第一内齿轮R1X的齿数。
上述的第二内齿轮R2X的齿数ZR2X、第二太阳齿轮S2X的齿数ZS2X及第一内齿轮R1X的齿数ZR1X在左右的输出轴SRL、SRR能够差速旋转的范围内，将第一及第二转子11b、12b中的一方不反转的情况作为条件，以使第一及第二杠杆比αI、βI成为比较大的值的方式进行设定。而且，第二内齿轮R2X的齿数ZR2X、第二太阳齿轮S2X的齿数ZS2X及第一内齿轮R1X的齿数ZR1X以使第一及第二杠杆比αI、βI成为彼此相同的值的方式进行设定，即，根据上述式(13)及(14)，以使(ZR2X/ZS2X)-1＝ZR2X/ZR1X成立的方式进行设定。
另外，由于不是省略前述的三个旋转要素中的第一及第二内齿轮R1X、R2X而是省略第一太阳齿轮S1X，因此如上述那样能够将第二内齿轮R2X及行星齿轮架构件91与左右的输出轴SRL、SRR分别连结。通过以上，根据第十七实施方式，能够同样地得到第十五实施方式的效果。
需要说明的是，在图80所示的例子中，省略了第一太阳齿轮S1X，但是当然也可以取代于此而省略第一及第二内齿轮R1X、R2X中的一方，由此来构成具有转速处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。
另外，第十七实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第十七实施方式中的行星齿轮架构件91相当于本发明中的行星齿轮架，第十七实施方式中的第二太阳齿轮S2X、第二内齿轮R2X及第一内齿轮R1X分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮及第三齿轮，并且第十七实施方式中的第二小齿轮P2及小齿轮PA分别相当于本发明中的第一分割齿轮及第二分割齿轮。而且，第十七实施方式中的第二太阳齿轮S2X及第一内齿轮R1X分别相当于本发明中的第一及第二外侧旋转要素，并且第十七实施方式中的第二内齿轮R2X及行星齿轮架构件91分别相当于本发明中的第一及第二准外侧旋转要素。其他的对应关系与第一实施方式相同。
接着，说明第十八实施方式的动力装置。在该第十八实施方式中，在第十一实施方式中叙述的转速相互处于共线关系的五个旋转要素(第二太阳齿轮S2、第二内齿轮R2B、行星齿轮架构件95、第一内齿轮R1B及第一太阳齿轮S1(参照图69))中，省略了除行星齿轮架构件95、第一及第二太阳齿轮S1、S2以外的两个旋转要素中的一方，由此来构成具有转速处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。而且，上述的四个旋转要素中，在表示转速的关系的共线图中位于两外侧的两个旋转要素上连结第一及第二转子11b、12b，在位于内侧的两个旋转要素上连结左右的输出轴SRL、SRR(或者左右的输出轴SFL、SFR、所述的输出轴SF、SR)。
图82表示第十八实施方式的分配装置DS18的一例，该分配装置DS18具有省略了上述的两个旋转要素即第一及第二内齿轮R1B、R2B中的第一内齿轮R1B的差动装置GSJ。在图82中，对于与第一及第十一实施方式相同的构成要素，标注相同符号。
图82所示的分配装置DS18与第十一实施方式相比，除了省略第一内齿轮R1B之外，如下的点a)及b)也不同。
a)差动装置GSJ未与发动机连结这一点。
b)行星齿轮架构件95取代与发动机(变速器输出轴)连结而与右输出轴SRR连结这一点。
通过以上的结构，第十八实施方式中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系例如图83所示的共线图那样表示。根据该图83与表示第十一实施方式的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图69的比较可知，与第十一实施方式同样，通过控制第一及第二马达输出转矩TM1、TM2以及第一及第二马达制动转矩TG1、TG2，能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。
另外，图83中的αJ及βJ分别是第一杠杆比及第二杠杆比，使用第二内齿轮R2B的齿数ZR2B、第二太阳齿轮S2的齿数ZS2及第一太阳齿轮S1的齿数ZS1，由下式(15)及(16)表示。
αJ＝(ZR2B/ZS2)-1......(15)
βJ＝ZR2B/ZS1......(16)
上述的第二内齿轮R2B的齿数ZR2B、第二太阳齿轮S2的齿数ZS2及第一太阳齿轮S1的齿数ZS1在左右的输出轴SRL、SRR能够差速旋转的范围内，将第一及第二转子11b、12b中的一方不反转的情况作为条件，以使第一及第二杠杆比αJ、βJ成为比较大的值的方式进行设定。而且，第二内齿轮R2B的齿数ZR2B、第二太阳齿轮S2的齿数ZS2及第一太阳齿轮S1的齿数ZS1以使第一及第二杠杆比αJ、βJ成为彼此相同的值的方式进行设定，即，根据上述式(15)及(16)，以使(ZR2B/ZS2)-1＝ZR2B/ZS1成立的方式进行设定。通过以上，根据第十八实施方式，能够同样得到第十五实施方式的效果。
需要说明的是，在图82所示的例子中，省略了第一内齿轮R1B，但是当然也可以取代于此而省略第二内齿轮R2B，由此来构成具有转速处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。
另外，第十八实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第十八实施方式中的行星齿轮架构件95相当于本发明中的行星齿轮架，第十八实施方式中的第二太阳齿轮S2、第二内齿轮R2B及第一太阳齿轮S1分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮及第三齿轮，并且第十八实施方式中的第二小齿轮P2、小齿轮P2B、第一小齿轮P1及小齿轮P1B分别相当于本发明中的第一分割齿轮、第二分割齿轮、第三分割齿轮及第四分割齿轮。
此外，第十八实施方式中的行星齿轮架构件95及第二内齿轮R2B分别相当于本发明中的第一及第二准外侧旋转要素。其他的对应关系与第十一实施方式相同。
接着，说明第十九实施方式的动力装置。在该第十九实施方式中，在第十二实施方式中叙述的转速相互处于共线关系的五个旋转要素(第一太阳齿轮S1、第一内齿轮R1B、行星齿轮架构件95、第二内齿轮R2B及第二太阳齿轮S2)中，省略了除行星齿轮架构件95、第一及第二内齿轮R1B、R2B以外的两个旋转要素即第一及第二太阳齿轮S1、S2中的一方，由此构成具有转速处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。
图84表示第十九实施方式的分配装置DS19的一例，该分配装置DS19具有省略了上述的两个旋转要素中的第二太阳齿轮S2的差动装置GSK。在图84中，对于与第一及第十二实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一及第十二实施方式不同的点为中心进行说明。
图84所示的分配装置DS19与第十二实施方式(图70)相比，除了省略第二太阳齿轮S2之外，如下的点a)～d)也不同。
a)差动装置GSK未与发动机连结这一点。
b)第一内齿轮R1B取代与右输出轴SRR连结而与左输出轴SRL连结这一点。
c)行星齿轮架构件95取代与发动机(变速器输出轴)连结而与右输出轴SRR连结这一点。
d)第二内齿轮R2B取代与左输出轴SRL连结而与第二转子12b连结这一点。
通过以上的结构，第十九实施方式中的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系例如图85所示的共线图那样表示。根据该图85与表示第十二实施方式的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图69的比较可知，与第十二实施方式同样，通过控制第一及第二马达输出转矩TM1、TM2以及第一及第二马达制动转矩TG1、TG2，能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。
另外，图85中的αK及βK分别是第一杠杆比及第二杠杆比，使用第一内齿轮R1B的齿数ZR1B、第一太阳齿轮S1的齿数ZS1及第二内齿轮R2B的齿数ZR2B，由下式(17)及(18)表示。
αK＝(ZR1B/ZS1)-1......(17)
βK＝ZR1B/ZR2B......(18)
上述的第一内齿轮R1B的齿数ZR1B、第一太阳齿轮S1的齿数ZS1及第二内齿轮R2B的齿数ZR2B在左右的输出轴SRL、SRR能够差速旋转的范围内，将第一及第二转子11b、12b中的一方不反转的情况作为条件，以使第一及第二杠杆比αK、βK成为比较大的值的方式进行设定。而且，第一内齿轮R1B的齿数ZR1B、第一太阳齿轮S1的齿数ZS1及第二内齿轮R2B的齿数ZR2B以使第一及第二杠杆比αK、βK成为彼此相同的值的方式进行设定，即，根据上述式(17)及(18)，以使(ZR1B/ZS1)-1＝ZR1B/ZR2B成立的方式进行设定。通过以上，根据第十九实施方式，能够同样得到第十五实施方式的效果。
需要说明的是，在图84所示的例子中，省略了第二太阳齿轮S2，但是当然也可以取而代之而省略第一太阳齿轮S1，由此来构成具有转速处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。
另外，第十九实施方式的各种要素与本发明的各种要素的对应关系如下所述。即，第十九实施方式中的行星齿轮架构件95相当于本发明中的行星齿轮架，第十九实施方式中的第一内齿轮R1B、第一太阳齿轮S1及第二内齿轮R2B分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮及第三齿轮。而且，第十九实施方式中的第一小齿轮P1、小齿轮P1B、第二小齿轮P2及小齿轮P2B分别相当于本发明中的第一分割齿轮、第二分割齿轮、第三分割齿轮及第四分割齿轮。
此外，第十九实施方式中的第一太阳齿轮S1及第二内齿轮R2B分别相当于本发明中的第一及第二外侧旋转要素，并且第十九实施方式中的第一内齿轮R1B及行星齿轮架构件95分别相当于本发明中的第一及第二准外侧旋转要素。其他的对应关系与第一实施方式同样。
接着，说明第二十实施方式的动力装置。在该第二十实施方式中，在第十三实施方式中叙述的转速相互处于共线关系的五个旋转要素(行星齿轮架构件101、第一内齿轮R1D、第二内齿轮R2D、第一太阳齿轮S1D及第二太阳齿轮S2D)中，省略了除行星齿轮架构件101、第一内齿轮R1D及第二太阳齿轮S2D以外的旋转要素即第一太阳齿轮S1D及第二内齿轮R2D中的一方，由此构成具有转速相互处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。
图86表示第二十实施方式的分配装置DS20的一例，该分配装置DS20具有省略了上述的两个旋转要素中的第一太阳齿轮S1D的差动装置GSL。在图86中，对于与第一及第十三实施方式相同的构成要素，标注相同符号。以下，以与第一及第十三实施方式不同的点为中心进行说明。
图86所示的分配装置DS20与第十三实施方式(图71)相比，除了省略第一太阳齿轮S1D之外，如下的点a)～e)也不同。
a)差动装置GSL未与发动机连结这一点。
b)第二太阳齿轮S2D取代与第二转子12b连结而与第一转子11b连结这一点。
c)第二内齿轮R2D取代与发动机(变速器输出轴)连结而与左输出轴SRL连结这一点。
d)第一内齿轮R1D取代与左输出轴SRL连结而与右输出轴SRR连结这一点。
e)行星齿轮架构件101取代与第一转子11b连结而与第二转子12b连结这一点。
通过以上的结构，第二十实施方式的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系例如图87所示的共线图那样表示。根据该图87与表示第十三实施方式的各种旋转要素之间的转速的关系及转矩的平衡关系的图73的比较可知，与第十三实施方式同样，通过控制第一及第二马达输出转矩TM1、TM2以及第一及第二马达制动转矩TG1、TG2，能够控制向左右的输出轴SRL、SRR分配的转矩。
另外，图87中的αL及βL分别是第一杠杆比及第二杠杆比，由下式(19)及(20)表示。
αL＝{ZR1D(ZR2D-ZS2D)}
/{ZS2D(ZR1D-ZR2D)}......(19)
βL＝ZR2D/(ZR1D-ZR2D)......(20)
在此，如第十三实施方式中叙述的那样，ZR1D是第一内齿轮R1D的齿数，ZR2D是第二内齿轮R2D的齿数，ZS2D是第二太阳齿轮S2D的齿数。通过以上所述，根据第二十实施方式，能够同样得到第十五实施方式的效果。
需要说明的是，在图86所示的例子中，省略了第一太阳齿轮S1D，但是当然可以取代于此而省略第二内齿轮R2D，由此来构成具有转速处于共线关系的四个旋转要素的差动装置。
另外，第二十实施方式中的各种要素与本发明中的各种要素的对应关系如下所述。即，第二十实施方式中的行星齿轮架构件101相当于本发明中的行星齿轮架，并且第二十实施方式中的第二太阳齿轮S2D、第二内齿轮R2D及第一内齿轮R1D分别相当于本发明中的第一齿轮、第二齿轮及第三齿轮。而且，第二十实施方式中的第二小齿轮P2、小齿轮P2D、第一小齿轮P1及小齿轮P1D分别相当于本发明中的第一分割齿轮、第二分割齿轮、第三分割齿轮及第四分割齿轮。
此外，第二十实施方式中的第二太阳齿轮S2D及行星齿轮架构件101分别相当于本发明中的第一及第二外侧旋转要素，并且第二及第一内齿轮R2D、R1D分别相当于本发明中的第一及第二准外侧旋转要素。其他的对应关系与第一实施方式相同。
需要说明的是，如第十三实施方式叙述那样，在将小齿轮P1D设置在第一太阳齿轮S1D与第一小齿轮P1之间并将小齿轮P2D设置在第二小齿轮P2与第二内齿轮R2D之间的情况下，在五个旋转要素(行星齿轮架构件101、第一内齿轮R1D、第二内齿轮R2D、第一太阳齿轮S1D及第二太阳齿轮S2D)中，省略除行星齿轮架构件101、第一太阳齿轮S1D及第二内齿轮R2D以外的旋转要素即第一内齿轮R1D及第二太阳齿轮S2D中的一方。
需要说明的是，在第一～第十三实施方式中，在差动装置GS、GSA、GSX、GSB～GSD、GSF上连结发动机3，但是当然也可以不连结发动机3。而且，当然也可以将第九～十三实施方式所示的差动装置GSA、GSX、GSB～GSD、GSF适用于第二～第八实施方式的动力装置。而且，在第十四～第二十实施方式的动力装置中，使用了第一及第二旋转电机11、12，但也可以取代两者11、12而使用第二实施方式中叙述的旋转电机41、第一及第二离合器42、43。
需要说明的是，本发明没有限定为说明的第一～第二十实施方式(以下，总称为“实施方式”)，能够以各种形态实施。例如，在实施方式中，以驱动由左右的输出轴SRL、SRR、前后的输出轴SF、SR及左右的输出轴SFL、SFR构成的3组输出轴中的1组输出轴的方式构成本发明的动力装置，但也可以驱动上述3组输出轴中的在各实施方式中成为对象的组以外的1组输出轴。即，以第一实施方式为例来说明时，在第一实施方式中，本发明的动力装置以驱动前侧的左右的输出轴SRL、SRR的方式构成，但也可以与第六实施方式同样地以驱动前后的输出轴SF、SR的方式构成，或者与第七实施方式同样地以驱动后侧的左右的输出轴SFL、SFR的方式构成。而且，这种情况下，相对于左右的输出轴SRL、SRR、前后的输出轴SF、SR及左右的输出轴SFL、SFR的各齿轮的连结关系可以相反。即，以第一～第五实施方式为例来说明时，在第一～第五实施方式中，将第一及第二内齿轮R1、R2与左输出轴SRL及右输出轴SRR分别连结，但也可以与之相反而与右输出轴SRR及左输出轴SRL分别连结。
另外，在实施方式中，本发明的第一及第二能量输入输出装置为第一及第二旋转电机11、12，但也可以是能够输入输出旋转能量的其他的装置例如液压马达等。而且，在实施方式中，作为第一及第二旋转电机11、12，使用了AC马达，但也可以使用能够在旋转能量与电能之间转换能量的其他的装置例如DC马达。
另外，在实施方式中，蓄电池23在第一及第二旋转电机11、12中共用，但也可以分别设置蓄电池。此外，在实施方式中，将通过第一及第二旋转电机11、12再生的电力向蓄电池23进行充电，但也可以向电容器充电。或者也可以使用与第一及第二旋转电机11、12不同的其他的旋转电机和与该其他的旋转电机连结的飞轮，利用他的旋转电机将通过第一及第二旋转电机11、12再生的电力转换成动力，并将转换后的动力作为动能而蓄积于飞轮。或者也可以将通过第一及第二旋转电机11、12再生的电力向其他的旋转电机或致动器直接供给。或者还可以取代第一及第二旋转电机11、12，使用如上述那样能够将旋转能量转换成压力能量的液压马达，并将由该液压马达转换后的压力能量蓄积于储能器。
另外，在实施方式中，作为本发明的能量输出装置，使用了作为汽油发动机的发动机(3)，但也可以使用能够输出旋转能量的其他的装置例如柴油发动机、LPG发动机、CNG(Compressed Natural Gas)发动机、外燃机、液压马达等。或者，也可以使用除了旋转能量的输出之外还能够进行旋转能量的输入的装置例如旋转电机等。此外，在实施方式中，使用发动机(3)作为动力装置的动力源，但是当然也可以省略发动机。另外，实施方式是将本发明的动力装置适用于车辆的例子，但是本发明并不局限于此，也可以适用于船舶或飞机等。此外，在本发明的主旨的范围内，可以适当变更细微部分的结构。
【工业实用性】
本发明在简易地构成装置并实现装置的小型化、轻量化及制造成本的削减方面极其有用。
【符号说明】
VFR  车辆(运输机)
VFF  车辆(运输机)
VAW  车辆(运输机)
WRL  左后轮(左驱动轮)
WRR  右后轮(右驱动轮)
WFL  左前轮(左驱动轮)
WFR  右前轮(右驱动轮)
SRL  左输出轴(两个被驱动部中的一方、两个被驱动部中的另一方)
SRR  右输出轴(两个被驱动部中的另一方、两个被驱动部中的一方)
SFL  左输出轴(两个被驱动部中的一方)
SFR  右输出轴(两个被驱动部中的另一方)
SF   前输出轴(两个被驱动部中的另一方、两个被驱动部中的一方)
SR   后输出轴(两个被驱动部中的一方、两个被驱动部中的另一方)
3  发动机(能量输出装置)
11   第一旋转电机(第一能量输入输出装置)
12   第二旋转电机(第二能量输入输出装置)
GS   差动装置
GSA  差动装置
GSB  差动装置
GSC  差动装置
GSD  差动装置
GSF  差动装置
GSG  差动装置
GSH  差动装置
GSI  差动装置
GSJ  差动装置
GSK  差动装置
GSL  差动装置
GSX  差动装置
S1   第一太阳齿轮(第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮、第一外侧旋转要素)
R1   第一内齿轮(第二齿轮、第三齿轮、第四齿轮、第二准外侧旋转要素)
P1   第一小齿轮(第一分割齿轮、第三分割齿轮)
S2   第二太阳齿轮(第三齿轮、第四齿轮、第二齿轮、第一齿轮、第二外侧旋转要素)
R2   第二内齿轮(第四齿轮、第一准外侧旋转要素)
P2   第二小齿轮(第一分割齿轮、第三分割齿轮)
13   行星齿轮架构件(行星齿轮架)
PA   小齿轮(第二小齿轮、第二分割齿轮)
R2A  第二内齿轮(第二齿轮、第一齿轮、中央旋转要素、第一准外侧旋转要素)
91   行星齿轮架构件(行星齿轮架、第一准外侧旋转要素、第一外侧旋转要素、第二准外侧旋转要素)
95   行星齿轮架构件(行星齿轮架、中央旋转要素、第一准外侧旋转要素、第二准外侧旋转要素)
101  行星齿轮架构件(行星齿轮架、第一外侧旋转要素、第二外侧旋转要素)
P1B  小齿轮(第二分割齿轮、第四分割齿轮)
P2B  小齿轮(第四分割齿轮、第二分割齿轮)
R1B  第一内齿轮(第二齿轮、第一齿轮、第一准外侧旋转要素)
R2B  第二内齿轮(第四齿轮、第三齿轮、第二齿轮、第二准外侧旋转要素、第二外侧旋转要素)
S1D  第一太阳齿轮(第二齿轮、第二准外侧旋转要素)
R1D  第一内齿轮(第一齿轮、第三齿轮、第一准外侧旋转要素、第二准外侧旋转要素)
S2D  第二太阳齿轮(第三齿轮、第一齿轮、第二外侧旋转要素、第一外侧旋转要素)
R2D  第二内齿轮(第四齿轮、第二齿轮、中央旋转要素、第一准外侧旋转要素)
P1D  小齿轮(第二分割齿轮、第四分割齿轮)
P2D  小齿轮(第四分割齿轮、第二分割齿轮)
S1X  第一太阳齿轮(第一齿轮、第一准外侧旋转要素)
R1X  第一内齿轮(第二齿轮、第三齿轮、第一外侧旋转要素、第二外侧旋转要素)
S2X  第二太阳齿轮(第三齿轮、第一齿轮、第二外侧旋转要素、第一外侧旋转要素)
R2X  第二内齿轮(第四齿轮、第二齿轮、中央旋转要素、第一准外侧旋转要素)

Claims (9)

1.一种动力装置，其用于对推进运输机用的两个被驱动部进行驱动，其特征在于，具备：
第一能量输入输出装置，其能够输入输出旋转能量；
第二能量输入输出装置，其能够输入输出旋转能量；以及
差动装置，其具有旋转自如的行星齿轮架、第一齿轮及第二齿轮、以及第三齿轮，所述行星齿轮架将相互啮合的第一小齿轮及第二小齿轮支承为旋转自如，所述第一齿轮及第二齿轮与所述第一及第二小齿轮中的一方啮合，所述第三齿轮与所述第一及第二小齿轮中的另一方啮合，由所述行星齿轮架及所述第一～第三齿轮构成的四个旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上排列的共线关系，
所述四个旋转要素中，在所述共线图中分别位于两外侧的第一及第二外侧旋转要素与所述第一及第二能量输入输出装置分别机械地连结，分别位于与所述第一及第二外侧旋转要素相邻的位置的第一及第二准外侧旋转要素与所述两个被驱动部中的一方及另一方分别机械地连结。
2.根据权利要求1所述的动力装置，其特征在于，
所述差动装置还具有与所述第一及第二小齿轮中的所述另一方啮合的第四齿轮，
由该第四齿轮、所述行星齿轮架及所述第一～第三齿轮构成的五个旋转要素的转速在共线图中满足在单一的直线上排列的共线关系，
所述五个旋转要素中的所述第一及第二外侧旋转要素与所述第一及第二能量输入输出装置分别机械地连结，所述第一及第二准外侧旋转要素与所述一方及另一方的被驱动部分别机械地连结。
3.根据权利要求2所述的动力装置，其特征在于，
所述动力装置还具备能够输出旋转能量且与所述第一及第二能量输入输出装置另行设置的能量输出装置，
所述五个旋转要素中的除所述第一及第二外侧旋转要素以及所述第一及第二准外侧旋转要素以外的旋转要素即中央旋转要素与所述能量输出装置机械地连结。
4.根据权利要求1所述的动力装置，其特征在于，
所述第一齿轮是设置在所述第一小齿轮的内周且与该第一小齿轮啮合的第一太阳齿轮及设置在所述第二小齿轮的内周且与该第二小齿轮啮合的第二太阳齿轮中的一方，
在所述第一齿轮是所述第一太阳齿轮时，
所述第二齿轮是设置在所述第一小齿轮的外周且与该第一小齿轮啮合的第一内齿轮，
所述第三齿轮是设置在所述第二小齿轮的内周且与该第二小齿轮啮合的第二太阳齿轮及设置在所述第二小齿轮的外周且与该第二小齿轮啮合的第二内齿轮中的一方，
在所述第一齿轮是所述第二太阳齿轮时，
所述第二齿轮是所述第二内齿轮，
所述第三齿轮是所述第一太阳齿轮及所述第一内齿轮中的一方。
5.根据权利要求2或3所述的动力装置，其特征在于，
所述第一齿轮是设置在所述第一小齿轮的内周且与该第一小齿轮啮合的第一太阳齿轮，
所述第二齿轮是设置在所述第一小齿轮的外周且与该第一小齿轮啮合的第一内齿轮，
所述第三齿轮是设置在所述第二小齿轮的内周且与该第二小齿轮啮合的第二太阳齿轮，
所述第四齿轮是设置在所述第二小齿轮的外周且与该第二小齿轮啮合的第二内齿轮。
6.根据权利要求1所述的动力装置，其特征在于，
所述第二小齿轮是由与所述第一小齿轮啮合的第一分割齿轮和与所述第一小齿轮未啮合而与所述第一分割齿轮啮合的第二分割齿轮构成的双小齿轮，
所述第一齿轮是设置在所述第一小齿轮的内周且与该第一小齿轮啮合的第一太阳齿轮、设置在所述第二小齿轮的内周且与该第二小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的第二太阳齿轮、以及设置在所述第二小齿轮的外周且与该第二小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的第二内齿轮中的一个，
在所述第一齿轮是所述第一太阳齿轮时，
所述第二齿轮是设置在所述第一小齿轮的外周且与该第一小齿轮啮合的第一内齿轮，
所述第三齿轮是与所述第二小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的所述第二太阳齿轮及与所述第二分割齿轮啮合的所述第二内齿轮中的一方，
在所述第一齿轮是与所述第二小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的所述第二太阳齿轮时，
所述第二齿轮是设置在所述第二小齿轮的外周且与该第二小齿轮的所述第一分割齿轮啮合的第二内齿轮，
所述第三齿轮是所述第一太阳齿轮及所述第一内齿轮中的一方，
在所述第一齿轮是与所述第二小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的所述第二内齿轮时，
所述第二齿轮是设置在所述第二小齿轮的内周且与该第二小齿轮的所述第一分割齿轮啮合的第二太阳齿轮，
所述第三齿轮是所述第一太阳齿轮及第一内齿轮中的一方。
7.根据权利要求2或3所述的动力装置，其特征在于，
所述第二小齿轮是由与所述第一小齿轮啮合的第一分割齿轮和与所述第一小齿轮未啮合而与所述第一分割齿轮啮合的第二分割齿轮构成的双小齿轮，
所述第一齿轮是设置在所述第一小齿轮的内周且与该第一小齿轮啮合的第一太阳齿轮，
所述第二齿轮是设置在所述第一小齿轮的外周且与该第一小齿轮啮合的第一内齿轮，
所述第三齿轮是设置在所述第二小齿轮的内周且与该第二小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的第二太阳齿轮及设置在所述第二小齿轮的外周且与该第二小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的第二内齿轮中的一方，
在所述第三齿轮是与所述第二分割齿轮啮合的所述第二太阳齿轮时，所述第四齿轮是设置在所述第二小齿轮的外周且与该第二小齿轮的所述第一分割齿轮啮合的第二内齿轮，在所述第三齿轮是与所述第二分割齿轮啮合的所述第二内齿轮时，所述第四齿轮是设置在所述第二小齿轮的内周且与该第二小齿轮的所述第一分割齿轮啮合的第二太阳齿轮。
8.根据权利要求1所述的动力装置，其特征在于，
所述第一小齿轮是由第一分割齿轮和与所述第二小齿轮未啮合而与所述第一分割齿轮啮合的第二分割齿轮构成的双小齿轮，
所述第二小齿轮是由与所述第一分割齿轮啮合的第三分割齿轮和与所述第一及第二分割齿轮未啮合而与所述第三分割齿轮啮合的第四分割齿轮构成的双小齿轮，
所述第一齿轮是设置在所述第一小齿轮的内周且与该第一小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的第一太阳齿轮、设置在所述第一小齿轮的外周且与该第一小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的第一内齿轮、设置在所述第二小齿轮的内周且与该第二小齿轮的所述第四分割齿轮啮合的第二太阳齿轮、以及设置在所述第二小齿轮的外周且与该第二小齿轮的所述第四分割齿轮啮合的第二内齿轮中的一个，
在所述第一齿轮是与所述第一小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的所述第一太阳齿轮时，
所述第二齿轮是设置在所述第一小齿轮的外周且与该第一小齿轮的所述第一分割齿轮啮合的第一内齿轮，
所述第三齿轮是与所述第二小齿轮的所述第四分割齿轮啮合的所述第二太阳齿轮及与所述第二小齿轮的所述第四分割齿轮啮合的所述第二内齿轮中的一方，
在所述第一齿轮是与所述第一小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的所述第一内齿轮时，
所述第二齿轮是设置在所述第一小齿轮的内周且与该第一小齿轮的所述第一分割齿轮啮合的第一太阳齿轮，
所述第三齿轮是与所述第二小齿轮的所述第四分割齿轮啮合的所述第二内齿轮及与所述第二小齿轮的所述第四分割齿轮啮合的所述第二太阳齿轮中的一方，
在所述第一齿轮是与所述第二小齿轮的所述第四分割齿轮啮合的所述第二太阳齿轮时，
所述第二齿轮是设置在所述第二小齿轮的外周且与该第二小齿轮的所述第三分割齿轮啮合的第二内齿轮，
所述第三齿轮是与所述第一小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的所述第一太阳齿轮及与所述第二分割齿轮啮合的所述第一内齿轮中的一方，
在所述第一齿轮是与所述第二小齿轮的所述第四分割齿轮啮合的所述第二内齿轮时，
所述第二齿轮是设置在所述第二小齿轮的内周且与该第二小齿轮的所述第三分割齿轮啮合的所述第二太阳齿轮，
所述第三齿轮是与所述第一小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的所述第一内齿轮及与所述第一小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的所述第一太阳齿轮中的一方。
9.根据权利要求2或3所述的动力装置，其特征在于，
所述第一小齿轮是由第一分割齿轮和与所述第二小齿轮未啮合而与所述第一分割齿轮啮合的第二分割齿轮构成的双小齿轮，
所述第二小齿轮是由与所述第一分割齿轮啮合的第三分割齿轮和与所述第一及第二分割齿轮未啮合而与所述第三分割齿轮啮合的第四分割齿轮构成的双小齿轮，
所述第一齿轮是设置在所述第一小齿轮的内周且与该第一小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的第一太阳齿轮及设置在所述第一小齿轮的外周且与该第一小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的第一内齿轮中的一方，
在所述第一齿轮是与所述第一小齿轮的所述第二分割齿轮啮合的所述第一太阳齿轮时，所述第二齿轮是设置在所述第一小齿轮的外周且与该第一小齿轮的所述第一分割齿轮啮合的第一内齿轮，在所述第一齿轮是与所述第二分割齿轮啮合的第一内齿轮时，所述第二齿轮是设置在所述第一小齿轮的内周且与该第一小齿轮的所述第一分割齿轮啮合的第一太阳齿轮，
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