JP2009120039A - 動力出力装置 - Google Patents

Abstract

【課題】径方向へ装置の大型化を抑制できる動力出力装置を提供する。
【解決手段】内燃機関３と、第１モータ・ジェネレータ５と、出力軸６と、減速機構９と、動力分配機構７と、第２モータ・ジェネレータ８とが同軸上に配置されている。動力分配機構７は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構として構成され、各回転要素を共線図上に配置したときに、中央に位置するリングギアＲ１に内燃機関３が連結され、リングギアＲ１との距離が短い方のキャリアＣ１に第１モータ・ジェネレータ５が減速機構９を介して連結され、かつ残りのサンギアＳ１に出力軸６及び第２モータ・ジェネレータ８が連結されている。
【選択図】図１

Description

本発明は、車両に搭載することができる動力出力装置に関する。

この種の動力出力装置が搭載された車両として、内燃機関、発電機、電動機及びシングルピニオン型遊星歯車機構を備え、内燃機関が遊星歯車機構のキャリアに、発電機が二つの歯車を介して遊星歯車機構のリングギアに、電動機が他の二つの歯車を介して遊星歯車機構のサンギアにそれぞれ連結され、かつ内燃機関、遊星歯車機構及び駆動輪に動力を出力するための出力軸のそれぞれが同軸上に配置されたものがある（特許文献１）。また、この特許文献１には、内燃機関、発電機、電動機及びダブルピニオン型遊星歯車機構を備え、内燃機関が遊星歯車機構のリングギアに、発電機が二つの歯車を介して遊星歯車機構のキャリアに、電動機が他の二つの歯車を介して遊星歯車機構のサンギアにそれぞれ連結され、かつ内燃機関、遊星歯車機構及び出力軸のそれぞれが同軸上に配置された車両も開示されている。その他、本発明に関連する先行技術文献として特許文献２〜５が存在する。

特開昭５０−３０２２３号公報（第４図、第５図） 特開２００５−９８３３７号公報 特開２００３−１０４０７２号公報 特開平１０−５８９９０号公報 特開２００５−１１９５７３号公報

特許文献１に開示された装置は、二つの歯車を介して発電機や電動機が遊星歯車機構の回転要素に連結されていて、遊星歯車機構や出力軸等と同軸に配置されていない。このため、装置が径方向に大型化するおそれがある。

そこで、本発明は、径方向へ装置の大型化を抑制できる動力出力装置を提供することを目的とする。

本発明の動力出力装置は、内燃機関と、第１電動機と、車両の駆動輪に動力を出力するための出力部材と、前記第１電動機の回転を減速する減速機構と、前記内燃機関の動力を前記第１電動機及び前記出力部材へ分配できる動力分配機構と、前記出力部材側に動力を出力できる第２電動機とが同軸上に配置された動力出力装置であって、前記動力分配機構は、相互に差動回転する３つの回転要素を持つ遊星歯車機構として構成されるとともに、前記３つの回転要素を共線図上に配置したときに、中央に位置する第１回転要素に前記内燃機関が連結され、前記第１回転要素との距離が短い方の第２回転要素に前記第１電動機が前記減速機構を介して連結され、かつ残りの第３回転要素に前記出力部材及び前記第２電動機が連結されていることにより、上述した課題を解決する（請求項１）。

この発明によれば、第１電動機、出力部材、減速機構、動力分配機構及び第２電動機のそれぞれが同軸上に配置されているため、装置が径方向に大型化することを抑制できる。また、内燃機関から出力部材へ到るギア比（エンジン直達ギア比）をハイギアードにできるので、車両の高速巡航時における動力循環が低減する。これにより、動力の伝達効率及び燃費が向上する。エンジン直達ギア比がハイギアードになると第１電動機側に対する内燃機関からの反力（エンジン反力）が大きくなるが、第１電動機は減速機構にて減速されて第２回転要素に連結されるから、第１電動機を第２回転要素に直結する場合に比べて、第１電動機の体格及び損失の増加を低減することができる。

本発明の動力出力装置の一態様において、前記第３回転要素と前記出力部材とが連結される高速モードと、前記第２回転要素と前記出力部材とが連結される低速モードとを切り替えることができるモード切替手段を更に備えてもよい（請求項２）。この態様によれば、高速モードと低速モードとを適宜切り替えることができる。これにより低車速、高負荷での電気動力伝達量が減少して伝達効率が向上する。例えば、前記モード切替手段は、車速及び負荷に関する所定基準よりも低車速かつ高負荷の状態で前記低速モードへ切り替えてもよい（請求項３）。

また、この態様において、前記減速機構は、複数の変速比を選択的に設定できるように構成されるとともに、前記低速モードへ切り替えられている際に前記複数の変速比の中からいずれかの変速比を選択し、かつ前記高速モードへ切り替えられている際に前記複数の変速比の中からハイギア側の変速比を選択してもよい（請求項４）。この場合、低速モード時は複数の変速比の中から変速比が選ばれるので第１電動機の最大トルク、回転速度（回転数）を低減しつつ駆動力が向上する。一方、高速モード時は第１電動機は比較的低トルクなのでローギア側の変速比を使う必要がない。また、低速モード時の高車速側でハイギア側の変速比を選択することにより、低速モードから高速モードへ切り替える際に変速比を維持したままでよい。このため、変速ショックを伴わずにモードを切り替えることができる。

低速モード及び高速モード間の切り替えは適宜のタイミングで実施されてもよいが、例えば、前記モード切替手段は、前記動力分配機構の前記第１回転要素、前記第２回転要素及び前記第３回転要素のそれぞれの回転速度差が所定範囲内に収まっている時に同期して、前記高速モードと前記低速モードとを切り替えてもよい（請求項５）。モード切替時のショックを抑えることができる。この態様において、前記モード切替手段は、前記動力分配機構の前記第１回転要素、前記第２回転要素及び前記第３回転要素のそれぞれの回転速度が一致した時に同期して前記高速モードと前記低速モードとを切り替えてもよい（請求項６）。この場合は、モード切替時のショックを更に抑えることができる。

本発明の動力出力装置の一態様において、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構及び前記第２電動機は、前記内燃機関から離れる方向に向かって、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構、前記第２電動機の順番で配置されており、前記動力分配機構は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構として構成され、かつ前記第１回転要素としてリングギアが、前記第２回転要素としてキャリアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられていてもよい（請求項７）。また、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構及び前記第２電動機は、前記内燃機関から離れる方向に向かって、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構、前記第２電動機の順番で配置されており、前記動力分配機構は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構として構成され、かつ前記第１回転要素としてリングギアが、前記第２回転要素としてキャリアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられており、かつ前記モード切替手段は、前記サンギアと前記出力部材とを連結することにより前記高速モードを実現する第１の状態と、前記キャリアと前記出力部材とを連結することにより前記低速モードを実現する第２の状態とを切り替える切替機構を備えてもよい（請求項８）。これらの態様によれば、内燃機関から離れる方向に向かって、第１電動機、減速機構、動力分配機構、第２電動機の順番で配置されるため、内燃機関から離れるに従って狭まるＦＲ車両のフロアトンネルに適合させ易く、ＦＲ車両への車両搭載性に優れている。

本発明の動力出力装置の一態様において、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構及び前記第２電動機は、前記内燃機関から離れる方向に向かって、前記第２電動機、前記動力分配機構、前記減速機構、前記第１電動機の順番で配置されており、前記動力分配機構は、シングルピニオン型の遊星歯車機構として構成され、かつ前記第１回転要素としてキャリアが、前記第２回転要素としてリングギアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられてもよい（請求項９）。また、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構及び前記第２電動機は、前記内燃機関から離れる方向に向かって、前記第２電動機、前記動力分配機構、前記減速機構、前記第１電動機の順番で配置されており、前記動力分配機構は、シングルピニオン型の遊星歯車機構として構成され、かつ前記第１回転要素としてキャリアが、前記第２回転要素としてリングギアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられており、かつ前記モード切替手段は、前記サンギアと前記出力部材とを連結することにより前記高速モードを実現する第１の状態と、前記リングギアと前記出力部材とを連結することにより前記低速モードを実現する第２の状態とを切り替える切替機構を備えてもよい（請求項１０）。これらの態様によれば、内燃機関から離れる方向に向かって、第２電動機、動力分配機構、減速機構、第１電動機の順番で配置されるため、これらの並び方向に関する寸法増大を抑制できる。そのため、同方向に関する寸法増大への制約が厳しいＦＦ車両へ適用させ易く、ＦＦ車両への車両搭載性に優れている。

本発明の一態様において、前記動力分配機構は、前記第１電動機と前記第２電動機との間に配置されるとともに、前記第１回転要素としてキャリアが、前記第２回転要素としてリングギアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられており、前記第１電動機と前記第２電動機との間に配置されたオイルポンプと、前記キャリアの動力を利用して前記オイルポンプを駆動できるオイルポンプ駆動機構とを更に備え、前記オイルポンプ駆動機構は、前記サンギアの外周側に配置され、かつ前記第２電動機の側に向かって前記キャリアの回転軸線方向に延びていてもよい（請求項１１）。第１電動機と第２電動機との間にオイルポンプを配置した場合、第１電動機の回転を減速する減速機構とオイルポンプとが干渉するおそれがある。この態様によれば、オイルポンプ駆動機構がサンギアの外周側に配置され、かつ第２電動機の側に向かってキャリアの回転軸線方向に延びているため、オイルポンプを動力分配機構と第２電動機との間に配置でき、オイルポンプと減速機構との干渉を回避できる。これにより、装置の径方向への大型化を抑制しつつオイルポンプを第１電動機と第２電動機との間に配置できる。

この態様においては、前記動力分配機構及び前記減速機構のそれぞれは、シングルピニオン型の遊星歯車機構として構成されてもよい（請求項１２）。この場合には、ピニオンの数を削減することができ、コンパクトで低コストかつ低損失の動力出力装置を提供できる。

また、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構及び前記第２電動機は、前記内燃機関から離れる方向に向かって、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構、前記第２電動機の順番で配置されており、前記動力分配機構は、前記第１回転要素としてキャリアが、前記第２回転要素としてリングギアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられてもよい（請求項１３）。この場合、内燃機関から離れる方向に向かって、第１電動機、減速機構、動力分配機構、第２電動機の順番で配置されるため、内燃機関から離れるに従って狭まるＦＲ車両のフロアトンネルに適合させ易く、ＦＲ車両への車両搭載性に優れている。

また、前記動力分配機構のリングギアと前記減速機構のリングギアとが一体化されており、一体化された前記二つのリングギアの間から半径方向内側に延びて前記動力分配機構と前記減速機構との間に介在するフランジを更に備えてもよい（請求項１４）。この場合、フランジが動力分配機構と減速機構との間に介在しているため、これらの機構からのスラスト荷重をオイルポンプ駆動機構や減速機構との干渉を回避しながらフランジにて受け止めることができる。

また、前記動力分配機構のリングギアと前記減速機構のリングギアとが一体化され、これらのリングギアのそれぞれが互いにねじれ角が反対向きに形成されたはす歯歯車として構成されてもよい（請求項１５）。この場合には、各リングギアのねじれ角が反対向きであることにより、動力分配機構及び減速機構のそれぞれのスラスト荷重の一部をキャンセルできるため、スラスト荷重を低減することができる。

また、前記動力分配機構のリングギアと前記減速機構のキャリアとが一体回転するように連結され、かつ前記減速機構のリングギアが回転不能に固定されてもよい（請求項１６）。この場合には、スラスト荷重を受けるためのフランジを動力分配機構と減速機構との間に配置する必要がないので全長を短くすることができ、車両搭載性が更に向上する。

本発明の動力出力装置の一態様においては、前記第２電動機と前記出力部材との間に介在する変速部と、前記変速部を前記出力部材から選択的に切り離すクラッチを更に備えてもよい（請求項１７）。このクラッチにて出力部材から変速部を適時に切り離すことにより、第２電動機及びその変速部による損失を低減することができる。

本発明の動力出力装置の一態様においては、前記第１電動機を制動できるブレーキを更に備えてもよい（請求項１８）。第１電動機の作動が不要の場合にブレーキにて第１電動機を制動することにより、第１電動機の付随する損失を低減することができる。

以上説明したように、本発明によれば、第１電動機、出力部材、減速機構、動力分配機構及び第２電動機のそれぞれが同軸上に配置されているため、装置が径方向に大型化することを抑制できる。また、エンジン直達ギア比をハイギアードにできるので、車両の高速巡航時における動力循環が低減する。これにより、動力の伝達効率及び燃費が向上する。エンジン直達ギア比がハイギアードになる結果、第１電動機側に対するエンジン反力が大きくなるが、第１電動機は減速機構にて減速されて第２回転要素に連結されるから、第１電動機を第２回転要素に直結する場合に比べて、第１電動機の体格及び損失の増加を低減することができる。

（第１の形態）
図１は本発明の一形態に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示している。車両１はいわゆるハイブリッド車両として構成されている。即ち、ハイブリッド車は内燃機関を走行用の駆動力源として備えるとともに、モータ・ジェネレータ等の電動機を他の走行用の駆動力源として備えた車両である。そして、ハイブリッド車は、内燃機関をできるだけ効率の良い状態で運転する一方で、駆動力やエンジンブレーキ力の過不足を他の駆動力源にて補い、かつ車両減速時等にエネルギの回生を行うことにより、内燃機関のエミッション悪化の防止と燃費性能の向上とを実現できるように構成されている。

車両１にはその走行のために動力出力装置２Ａが設けられている。動力出力装置２Ａは、内燃機関３と、その内燃機関３から出力された動力を伝達する伝達軸４と、第１電動機としての第１モータ・ジェネレータ５と、車両１の駆動輪１１に動力を出力するための出力部材としての出力軸６と、内燃機関３の動力を第１モータ・ジェネレータ５及び出力軸６へ分配できる動力分配機構７と、出力軸６側に動力を出力できる第２電動機としての第２モータ・ジェネレータ８と、第１モータ・ジェネレータ５と動力分配機構７との間に介在し第１モータ・ジェネレータ５の回転を減速する減速機構９と、第２モータ・ジェネレータ８と出力軸６との間に介在し第２モータ・ジェネレータ８の回転を変速する変速部１０とを備えている。そして、内燃機関３、第１モータ・ジェネレータ５、出力軸６、減速機構９、動力分配機構７及び第２モータ・ジェネレータ８のそれぞれは同軸上、かつ内燃機関３から離れる方向（図１の右方向）に向かって、第１モータ・ジェネレータ５、減速機構９、動力分配機構７、第２モータ・ジェネレータ８の順番で配置されている。

内燃機関３は火花点火型の多気筒内燃機関として構成されている。内燃機関３の動力は不図示のクランク軸を介して伝達軸４に出力される。第１モータ・ジェネレータ５は電動機としての機能と発電機としての機能とを生じるように構成されている。第１モータ・ジェネレータ５には不図示のインバータを介して不図示のバッテリが電気的に接続されていて、そのインバータを制御することにより第１モータ・ジェネレータ５の出力トルク又は回生トルクを適宜設定するようになっている。第１モータ・ジェネレータ５は、伝達軸４と同軸上に回転可能に設けられたロータ５ａと、そのロータ５ａの外周側に位置するステータ５ｂとを有する。ステータ５ｂはケーシング１２に固定されており回転しないようになっている。第２モータ・ジェネレータ８も第１モータ・ジェネレータ５と同様の構成を有している。即ち、第２モータ・ジェネレータ８は、伝達軸４（出力軸６）と同軸上に回転可能に設けられたロータ８ａと、ロータ８ａの外周側に位置するようにしてケーシング１２に固定されたステータ８ｂとを有している。また、第２モータ・ジェネレータ８は不図示のインバータを介して不図示のバッテリが電気的に接続されている。

動力分配機構７はダブルピニオン型の遊星歯車機構として構成されている。即ち、動力分配機構７は外歯歯車であるサンギアＳ１と、そのサンギアＳ１に対して同軸的に配置された内歯歯車であるリングギアＲ１と、サンギアＳ１に噛み合うピニオン１５及びリングギアＲ１に噛み合うピニオン１６を相互に噛み合わせた状態で自転かつ公転自在に保持するキャリアＣ１とを有し、これらの３つの回転要素の間に差動作用を生じさせる周知の歯車機構である。この形態では、内燃機関３（伝達軸４）がリングギアＲ１に、第１モータ・ジェネレータ５が減速機構９を介してキャリアＣ１に、出力軸６がサンギアＳ１にそれぞれ連結されている。

減速機構９は、例えば３つの回転要素を持つ遊星歯車機構として構成することができる。この場合、３つの回転要素の中のいずれか一つが第１モータ・ジェネレータ５のロータ５ａに、残りの回転要素の一方が動力分配機構７のキャリアＣ１に、残りの回転要素の他方が回転不能にケーシング１２に固定されることにより、第１モータ・ジェネレータ５の回転を減速する機能を実現できる。変速部１０も、減速機構９と同様にして遊星歯車機構として構成することができる。

図２は動力出力装置２Ａの共線図の一例を示している。なお、共線図とは遊星歯車機構等の差動機構の各回転要素をギア比（速比）に基づく間隔で配列したときに各回転要素の回転速度（回転数）を直線で表すことができる周知のものである。また、図２において、「Ｅｎｇ」は内燃機関３を、「ＭＧ１」は第１モータ・ジェネレータ５を、「ＭＧ２」は第２モータ・ジェネレータ８をそれぞれ示す（以下の共線図においても同じ）。図２に示すように、動力分配機構７はダブルピニオン型の遊星歯車機構であるので、その３つの回転要素は共線図上に、キャリアＣ１、リングギアＲ１、サンギアＳ１の順番で並ぶ。この形態では、これらの回転要素のうち、中央に位置する第１回転要素であるリングギアＲ１に内燃機関３が連結され、リングギアＲ１との距離が近い方の第２回転要素であるキャリアＣ１に第１モータ・ジェネレータ５が減速機構９を介して連結され、残りの第３回転要素であるサンギアＳ１に出力軸６及び第２モータ・ジェネレータ８が連結されている。

図１及び図２に示した動力出力装置２Ａによれば、第１モータ・ジェネレータ５、出力軸６、減速機構９、動力分配機構７及び第２モータ・ジェネレータ８のそれぞれが同軸上に配置されているため、装置が径方向に大型化することを抑制できる。また、図２から明らかなように、内燃機関３から出力軸６へ到るギア比（エンジン直達ギア比）をハイギアードにできるので、車両１の高速巡航時における動力循環が低減する。これにより、動力の伝達効率及び燃費が向上する。また、エンジン直達ギア比がハイギアードになると第１モータ・ジェネレータ５側に対する内燃機関３からの反力（エンジン反力）が大きくなるが、第１モータ・ジェネレータ５は減速機構９にて減速されて、動力分配機構７のキャリアＣ１に連結されるから、第１モータ・ジェネレータ５をキャリアＣ１に直結する場合に比べて、第１モータ・ジェネレータ５の体格及び損失の増加を低減することができる。更に、動力出力装置２Ａは、内燃機関３から離れる方向に向かって、第１モータ・ジェネレータ５、減速機構９、動力分配機構７、第２モータ・ジェネレータ８の順番で配置されるため、内燃機関３から離れるに従って狭まるＦＲ車両のフロアトンネルに適合させ易く、ＦＲ車両への車両搭載性に優れている。

（第２の形態）
次に、本発明の第２の形態を図３〜図８を参照して説明する。なお、以下の説明では、第１の形態と共通する構成には図面に同一符号を付して説明を省略する。図３は第２の形態に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示している。図３に示す動力出力装置２Ｂは動力伝達経路を変更するための切替機構２０を更に備えている。また、第１モータ・ジェネレータ５の回転を減速する減速機構２１は、少なくとも高低２つの変速比を選択的に設定できるように構成されている。減速機構２１の具体的な機構は周知の機構と同様であるのでその機構の図示を省略する。第２モータ・ジェネレータ８のロータ８ａは動力分配機構７のサンギアＳ１に変速を伴わずに連結されている。

切替機構２０は動力分配機構７の第３回転要素であるサンギアＳ１と出力軸６とを連結する高速モードと、動力分配機構７の第２回転要素であるキャリアＣ１と出力軸６とを連結する低速モードとを切り替えることができる。図４は低速モード時の共線図の一例を示している。この図からも明らかなように、キャリアＣ１と出力軸６とが切替機構２０にて連結されている。高速モード時の共線図は第１の形態の共線図である図２と同じである。つまり、この形態では、出力軸６の連結状態を図４の状態と図２の状態との間で切り替えることができる。

このような切り替えを実現するため、切替機構２０は、サンギアＳ１と出力軸６とを連結できる図３の位置ａと、キャリアＣ１と出力軸６とを連結できる図３の位置ｂとの間で軸線方向に移動できるスリーブ２２を備えている。詳細な図示を省略するが、スリーブ２２は両位置ａ、ｂにおいて相手方部材の外周面に形成された外側スプラインに噛み合うことができる内側スプラインが内周面に形成されている。即ち、切替機構２０は噛み合い式クラッチとして構成されている。スリーブ２２の移動はアクチュエータ２３にて駆動され、そのアクチュエータ２３の動作は車両１の動作制御を行うコンピュータとして構成された制御装置２４にて制御される。図示を略したが、制御装置２４はマイクロプロセッサ及びその動作に必要なＲＡＭ、ＲＯＭ等の周辺装置を備えている。制御装置２４はアクチュエータ２３の動作制御の他に、各種センサからの情報を参照して内燃機関３、第１モータ・ジェネレータ５、減速機構２１及び第２モータ・ジェネレータ８のそれぞれの動作制御を行っている。なお、以下においては制御装置２４が行う制御のうち本発明と関連する制御に限定して説明する。

高速モード及び低速モード間の切替は適宜の条件で実施してよいが、制御装置２４は車両１の車速及び負荷に関する所定基準よりも低車速かつ高負荷の状態で低速モードへ切り替え、その他の状態で高速モードへ切り替えている。その制御を実現するため、制御装置２４には車両１の車速に応じた信号を出力する車速センサ２５と、車両１の負荷に相関するアクセルペダル（不図示）の操作量に応じた信号を出力するアクセル位置センサ２６とがそれぞれ接続されている。

図５は制御装置２４が行うモード切替制御の制御ルーチンの一例を示すフローチャートである。このルーチンのプログラムは制御装置２４のＲＯＭに保持されており、適時に読み出されて所定間隔で繰り返し実行される。まず、ステップＳ１においては、車両１の運転状態として車速及び負荷を取得する。これらの取得は車速センサ２５及びアクセル位置センサ２６からの信号に基づいて行われる。次に、ステップＳ２において、車速及び負荷が低速モードに切り替えるための所定基準に対して低車速かつ高負荷であるか否かを判定する。低車速かつ高負荷の場合にはステップＳ３に進み、スリーブ２２の位置を位置ａ（図３）へ移動するようにアクチュエータ２３を操作することにより低速モードへ切り替える。一方、低車速かつ高負荷でない場合はステップＳ４に進み、スリーブ２２の位置を位置ｂ（図３）へ移動するようにアクチュエータ２３を操作することにより高速モードへ切り替える。

低速モード及び高速モード間のモードの切り替えは、動力分配機構７の第１回転要素であるリングギアＲ１、第２回転要素であるキャリアＣ１及び第３回転要素であるサンギアＳ１のそれぞれの回転速度差が所定範囲内に収まっている時に同期して行われる。図６はモードの切替時の共線図の一例を示している。この図から明らかなように、動力出力装置２Ｂは、動力分配機構７の各回転要素の回転速度が一致したときにモードの切り替えが同期して行われる。各回転要素の回転速度を一致させるために制御装置２４は第１モータ・ジェネレータ５及び第２モータ・ジェネレータ８の動作を制御している。このような制御が実行されることで、ショックが緩和されて滑らかなモードの切り替えが実現されている。

図５に戻り、ステップＳ５では、車速及び負荷に応じた変速比が選択されるように減速機構２１を制御して今回のルーチンを終了する。低速モードでは、車速が高い場合はハイギア側の変速比が、車速が低い場合はローギア側の変速比がそれぞれ選択されるようになっている。ステップＳ６では、ハイギア側の変速比が選択されるように減速機構２１が制御されて、今回のルーチンを終了する。なお、各モードの切り替えにおいては、頻繁にモード切り替えが行われることを防止するため、二つの閾値を用いてモードの切り替えにヒステリシスを設けることも可能である。

図７は動力出力装置２Ｂの伝達効率と出力軸６の回転速度に対する内燃機関３の回転速度の比ｉとの関係を示し、図８は動力出力装置２Ｂの第１モータ・ジェネレータ５及び第２モータ・ジェネレータ８のトルクと出力軸６の回転速度に対する内燃機関３の回転速度の比ｉとの関係を示している。これらの図中の破線はモードを切り替えない場合の伝達効率及びトルクを示す。また、比ｉは内燃機関３の回転速度が一定であれば出力軸６の回転速度が大きいほど小さくなる。つまり、比ｉは車両１の車速が高くなるほど小さくなる変数である。

これらの図から理解できるように、動力出力装置２Ｂによれば、低車速、高負荷では低速モードへ切り替えられることにより、電気動力伝達量が減少して伝達効率が向上する。更に、低速モード時には、高車速側でハイギア側の変速比が低車速側でローギア側の変速比が選ばれるので第１モータ・ジェネレータ５の最大トルク、回転速度（回転数）を低減しつつ駆動力が向上する。一方、高速モード時は第１モータ・ジェネレータ５は比較的低トルクなためハイギア側の変速比が選択される。また、低速モード時の高車速側でハイギア側の変速比が選択されるから、低速モードから高速モードへ切り替える際に変速比を維持したままでよい。このため、変速ショックを伴わずにモードを切り替えることができる。また、第１の形態と同様に、動力出力装置２Ｂは、内燃機関３から離れる方向に向かって、第１モータ・ジェネレータ５、減速機構２１、動力分配機構７、第２モータ・ジェネレータ８の順番で配置されるため、内燃機関３から離れるに従って狭まるＦＲ車両のフロアトンネルに適合させ易くＦＲ車両への車両搭載性に優れている。

なお、第２の形態においては、切替機構２０、アクチュエータ２３及び制御装置２４の組み合わせにより、本発明に係るモード切替手段が構成される。

（第３の形態）
次に、本発明の第３の形態を図９〜図１１を参照して説明する。なお、以下の説明では、第１の形態と共通する構成には図面に同一符号を付して説明を省略する。図９は第３の形態に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示し、図１０は図９の動力出力装置の部分断面を模式的に示している。また、図１１は第３の形態の動力出力装置の共線図の一例を示している。

これらの図に示すように、動力出力装置２Ｃの減速機構３１及び動力分配機構３２のそれぞれはいわゆるシングルピニオン型の遊星歯車機構として構成されている。そのため、ピニオンの数を削減でき、コンパクトで低コストかつ低損失にできる。減速機構３１は外歯歯車であるサンギアＳ３１と、そのサンギアＳ３１と同軸上に配置された内歯歯車であるリングギアＲ３１と、これらサンギアＳ３１及びリングギＲ３１のそれぞれに噛み合うピニオン３３を自転かつ公転自在に保持するキャリアＣ３１とを有し、そのキャリアＣ３１は回転不能な状態でケーシング１２に固定されている。第１モータ・ジェネレータ５のロータ５ａはサンギアＳ３１に連結されている。一方、動力分配機構３２は外歯歯車であるサンギアＳ３２と、そのサンギアＳ３２と同軸上に配置された内歯歯車であるリングギアＲ３２と、これらサンギアＳ３２及びリングギアＲ３２のそれぞれに噛み合うピニオン３４を自転かつ公転自在に保持するキャリアＣ３２とを有している。減速機構３１のリングギアＲ３１と動力分配機構３２のリングギアＲ３２とは一体化されており、図１０に示すように、これらリングギアＲ３１、Ｒ３２の間から半径方向内側に延びて減速機構３１と動力分配機構３２との間に介在するフランジ３５が更に設けられている。フランジ３５は減速機構３１のキャリアＣ３１と動力分配機構３２のキャリアＣ３２とに対して直接接触しないように、これらの間にスラストベアリング３６、３６が介在している。

また、動力出力装置２Ｃには、第１モータ・ジェネレータ５と第２モータ・ジェネレータ８との間に配置されたオイルポンプ３７と、動力分配機構３２のキャリアＣ３２の動力を利用してオイルポンプ３７を駆動できるオイルポンプ駆動機構３８とが設けられている。図１０に示すように、オイルポンプ３７はケーシング１２に固定されたハウジング３７ａとそのハウジング３７ａ内に回転可能に収容されたロータ３７ｂとを備えている。オイルポンプ駆動機構３８は動力分配機構３２のサンギアＳ３２の外周側に配置されている。オイルポンプ駆動機構３８は第２モータ・ジェネレータ８の側に向かってキャリアＣ３２の回転軸線方向に延びてオイルポンプ３７のロータ３９に結合された駆動軸３９と、その駆動軸３９に対してキャリアＣ３２の回転を伝達する回転伝達機構４０とを備えている。回転伝達機構４０はキャリアＣ３２と一体回転する駆動ギア４０ａと、その駆動ギア４０ａに噛み合って駆動軸３９に結合された被駆動ギア４０ｂとを有するギア列として構成される。なお、ギア列の代わりにベルト又はチェーン等の伝達手段にて回転伝達機構４０を構成してもよい。

図１１の共線図から明らかなように、動力分配機構３２はシングルピニオン型の遊星歯車機構として構成されているため、リングギアＲ３２、キャリアＣ３２、サンギアＳ３２の順番で共線図上に配置される。そして、これら３つの回転要素のうち、中央に位置する第１回転要素であるキャリアＣ３２には内燃機関３が連結され、キャリアＣ３２との距離が短い方の第２回転要素であるリングギアＲ３２には第１モータ・ジェネレータ５が減速機構３１を介して連結され、残りの第３回転要素であるサンギアＳ３２には第２モータ・ジェネレータ８及び出力軸６が連結されている。これにより、動力出力装置２Ｃは第１の形態と同等の効果を発揮することができる。

更に、図１０に示したように、オイルポンプ駆動機構３８がサンギアＳ３２の外周側に配置され、かつ第２モータ・ジェネレータ８の側に向かってキャリアＣ３２の回転軸線方向に延びているため、オイルポンプ３８を動力分配機構３２と第２モータ・ジェネレータ８との間に配置でき、オイルポンプ３７と減速機構３１との干渉を回避できる。これにより、装置の径方向への大型化を抑制しつつオイルポンプ３７を第１モータ・ジェネレータ５と第２モータ・ジェネレータ８との間に配置できる。よって、限られたスペースを有効に活用することができる。また、第１の形態と同様に、動力出力装置２Ｃは、内燃機関３から離れる方向に向かって、第１モータ・ジェネレータ５、減速機構３１、動力分配機構３２、第２モータ・ジェネレータ８の順番で配置されるため、内燃機関３から離れるに従って狭まるＦＲ車両のフロアトンネルに適合させ易くＦＲ車両への車両搭載性に優れている。更に、減速機構３１と動力分配機構３２との間にフランジ３５が介在するため、これらの機構からのスラスト荷重をオイルポンプ駆動機構３８や減速機構３１との干渉を回避しながらフランジ３５にて受け止めることができる。なお、一体化された各リングギアＲ３１、Ｒ３２を互いにねじれ角が反対向きに形成されたはす歯歯車として構成してもよい。この場合には、各リングギアＲ３１、Ｒ３２のねじれ角が反対向きであることにより、動力分配機構３２及び減速機構３１のそれぞれのスラスト荷重の一部をキャンセルできるため、スラスト荷重を低減することができる。

本発明は以上の各形態に限定されず、本発明の要旨の範囲内で種々の形態にて実施できる。上述した動力分配機構及び減速機構の構成は一例にすぎず、これらを機構学上等価な別形態に変更することも可能である。また、動力分配機構及び減速機構の各回転要素に対する接続関係も別形態に変更することも可能である。例えば、上記の各形態を以下に説明する変形例に変更することによって本発明を実施することもできる。なお、以下の説明では、上記の各形態と共通する構成には図面に同一符号を付して説明を省略する。

図１２は第１の形態の変形例に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示している。図１２の動力出力装置２Ｄは減速機構４５及び動力分配機構４６を備えており、これらの機構４５、４６はそれぞれシングルピニオン型の遊星歯車機構として構成されている。また、動力出力装置２Ｄには、出力部材として出力ギア４７が設けられており、その出力ギア４７を介して動力が駆動輪１１に出力される。

減速機構４５は外歯歯車であるサンギアＳ４１と、そのサンギアＳ４１と同軸上に配置された内歯歯車であるリングギアＲ４１と、これらサンギアＳ４１及びリングギＲ４１のそれぞれに噛み合うピニオン４８を自転かつ公転自在に保持するキャリアＣ４１とを有し、そのキャリアＣ４１は回転不能な状態でケーシング１２に固定されている。また、動力分配機構４６は外歯歯車であるサンギアＳ４２と、そのサンギアＳ４２と同軸上に配置された内歯歯車であるリングギアＲ４２と、これらサンギアＳ４２及びリングギアＲ４２のそれぞれに噛み合うピニオン４９を自転かつ公転自在に保持するキャリアＣ４２とを有している。減速機構４５のリングギアＲ４１と動力分配機構４６のリングギアＲ４２とは一体化されている。

図１３は図１２の動力出力装置２Ｄの共線図の一例を示している。図１３から明らかなように、動力分配機構４６はシングルピニオン型の遊星歯車機構として構成されているため、リングギアＲ４２、キャリアＣ４２、サンギアＳ４２の順番で共線図上に配置される。そして、これら３つの回転要素のうち、中央に位置する第１回転要素であるキャリアＣ４２には内燃機関３が連結され、キャリアＣ４２との距離が短い方の第２回転要素であるリングギアＲ４２には第１モータ・ジェネレータ５が減速機構４５を介して連結され、残りの第３回転要素であるサンギアＳ４２には第２モータ・ジェネレータ８及び出力ギア４７が連結されている。これにより、動力出力装置２Ｄは第１の形態と同等の効果を発揮することができる。

更に、図１２に示したように、動力出力装置２Ｄは、内燃機関３から離れる方向に向かって、第２モータ・ジェネレータ８、動力分配機構４６、減速機構４５、第１モータ・ジェネレータ５の順番でこれらが配置されているので、これらの並び方向に関する寸法増大を抑制できる。そのため、同方向に関する寸法増大への制約が厳しいＦＦ車両へ適用させ易く、ＦＦ車両への車両搭載性に優れている。

図１４は第２の形態の変形例に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示している。この図において、図１２の変形例と共通する構成には同一の符号を付して説明を省略する。図１４の動力出力装置２Ｅは出力部材としての出力軸５１への動力伝達経路を変更できる切替機構５０を有しており、その切替機構５０は動力分配機構４６の第３回転要素であるサンギアＳ４２と出力軸５１とを連結する高速モードと、動力分配機構４６の第２回転要素であるキャリアＣ４２と出力軸５１とを連結する低速モードとを切り替えることができる。切替機構５０は一対のクラッチ５２、５３を備えており、一方のクラッチ５２はサンギアＳ４２と出力軸５１とを断続し、他方のクラッチ５３はキャリアＣ４２と出力軸５１とを断続する。従って、クラッチ５２を係合状態にし、かつクラッチ５３を解放状態にすることにより高速モードへ切り替えることができ、逆にクラッチ５２を解放状態にし、かつクラッチ５３を係合状態にすることにより低速モードへ切り替えることができる。

これらのクラッチ５２、５３の動作は制御装置２４にて行うことができ、その制御装置２４が図５の制御ルーチンを実行することにより、第２の形態と同一の効果を発揮できる。図１４の形態の場合、切替機構５０及び制御装置２４の組み合わせにより、本発明に係るモード切替手段が構成される。

図１５は第３の形態の変形例に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示し、図１６は図１５の動力出力装置の部分断面を模式的に示している。これらの図において、第３の形態と共通する構成には同一の符号を付して説明を省略する。これらの図に示した動力出力装置２Ｆは減速機構６１及び動力分配機構６２を備えており、これらの機構６１、６２はそれぞれシングルピニオン型の遊星歯車機構として構成されている。減速機構６１は外歯歯車であるサンギアＳ６１と、そのサンギアＳ６１と同軸上に配置された内歯歯車であるリングギアＲ６１と、これらサンギアＳ６１及びリングギＲ６１のそれぞれに噛み合うピニオン６３を自転かつ公転自在に保持するキャリアＣ６１とを有し、リングギアＲ６１は回転不能な状態でケーシング１２に固定されている。第１モータ・ジェネレータ５のロータ５ａはサンギアＳ６１に連結されている。一方、動力分配機構６２は外歯歯車であるサンギアＳ６２と、そのサンギアＳ６２と同軸上に配置された内歯歯車であるリングギアＲ６２と、これらサンギアＳ６２及びリングギアＲ６２のそれぞれに噛み合うピニオン６４を自転かつ公転自在に保持するキャリアＣ６２とを有している。減速機構６１のキャリアＣ６１と動力分配機構６２のリングギアＲ６２とは一体回転するように連結されている。

図１７は図１５の動力出力装置２Ｆの共線図の一例を示している。図１７から明らかなように、動力分配機構６２はシングルピニオン型の遊星歯車機構として構成されているため、リングギアＲ６２、キャリアＣ６２、サンギアＳ６２の順番で共線図上に配置される。そして、これら３つの回転要素のうち、中央に位置する第１回転要素であるキャリアＣ６２には内燃機関３が連結され、キャリアＣ６２との距離が短い方の第２回転要素であるリングギアＲ６２には第１モータ・ジェネレータ５が減速機構６１を介して連結され、残りの第３回転要素であるサンギアＳ６２には第２モータ・ジェネレータ８及び出力軸６が連結されている。これにより、動力出力装置２Ｆは第３の形態と同等の効果を発揮することができる。更に、減速機構６１のキャリアＣ６１と動力分配機構６２のリングギアＲ６２とは一体回転するように連結されているため、第３の形態のようにスラスト荷重を受けるためのフランジを動力分配機構６２と減速機構６１との間に配置する必要がないので、全長を短くすることができ、車両搭載性が更に向上する。

図１、図９及び図１５に示した形態のように、第２モータ・ジェネレータ８と出力軸６との間に変速部１０を介在させる形態の場合、その変速部１０を出力軸６から選択的に切り離すことができるように変更してもよい。図１８は、その変形例に係る動力出力装置が組み込まれた車両の概略を示している。なお、ここでは、図９の形態を基礎としたものを説明し、図９の形態と共通する構成には同一の符号を付して説明を省略する。動力出力装置２Ｇは変速部１０を出力軸６から選択的に切り離すことができるクラッチ７０を備えている。第２モータ・ジェネレータ８が無負荷状態のときにクラッチ７０を解放状態として変速部１０を出力軸６から切り離すことにより、変速部１０及び第２モータ・ジェネレータ８が出力軸６と連れ回ることを防止できるため、第２モータ・ジェネレータ８及び変速部１０による損失を低減することができる。

また、図１９に示すように、図１８の動力出力装置２Ｇに第１モータ・ジェネレータ５を制動できるブレーキ８０を追加することもできる。この場合、ブレーキ８０を係合状態とすることにより、減速機構３１のリングギアＲ３１と動力分配機構３２のリングギアＲ３２とが共に回転不能に固定される。その結果、内燃機関３の動力が出力軸６にのみ伝達される直結段を形成することができる。従って、図１９の形態により、ブレーキ８０を係合状態とし、かつクラッチ７０にて変速部１０を出力軸６から切り離すことにより、第１モータ・ジェネレータ５に付随する損失をも抑制できるため、高速走行時における損失を可能な限り低減することができる。

本発明の一形態に係る駆動装置が適用された車両の概略を示した図。 図１に示した動力出力装置の共線図の一例を示した図。 第２の形態に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示した図。 低速モード時の共線図の一例を示した図。 モード切替制御の制御ルーチンの一例を示すフローチャート。 モードの切替時の共線図の一例を示した図。 図３に示した動力出力装置の伝達効率と出力軸の回転速度に対する内燃機関の回転速度の比ｉとの関係を示した図。 図３に示した動力出力装置の第１モータ・ジェネレータ及び第２モータ・ジェネレータのトルクと出力軸の回転速度に対する内燃機関の回転速度の比ｉとの関係を示した図。 第３の形態に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示した図。 図９の動力出力装置の部分断面を模式的に示した図。 第３の形態の動力出力装置の共線図の一例を示した図。 第１の形態の変形例に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示した図。 図１２に示した動力出力装置の共線図の一例を示した図。 第２の形態の変形例に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示した図。 第３の形態の変形例に係る動力出力装置が適用された車両の概略を示した図。 図１５の動力出力装置の部分断面を模式的に示した図。 図１５の動力出力装置の共線図の一例を示した図。 図１、図９及び図１５に示した動力出力装置の変速部を出力軸から選択的に切り離すことができるように変更した変形例を示した図。 図１８の動力出力装置の変形例を示した図。

符号の説明

１ 車両
２Ａ〜２Ｇ 動力出力装置
３ 内燃機関
５ 第１モータ・ジェネレータ（第１電動機）
６ 出力軸（出力部材）
７ 動力分配機構
８ 第２モータ・ジェネレータ（第２電動機）
９ 減速機構
１０ 変速部
１１ 駆動輪
２０ 切替機構
２１ 減速機構
２３ アクチュエータ
２４ 制御装置
３１ 減速機構
３２ 動力分配機構
３５ フランジ
３７ オイルポンプ
３８ オイルポンプ駆動機構
４５ 減速機構
４６ 動力分配機構
４７ 出力ギア（出力部材）
５０ 切替機構
５１ 出力軸（出力部材）
５２ クラッチ
５３ クラッチ
６１ 減速機構
６２ 動力分配機構
７０ クラッチ
８０ ブレーキ

Claims (18)

1. 内燃機関と、第１電動機と、車両の駆動輪に動力を出力するための出力部材と、前記第１電動機の回転を減速する減速機構と、前記内燃機関の動力を前記第１電動機及び前記出力部材へ分配できる動力分配機構と、前記出力部材側に動力を出力できる第２電動機とが同軸上に配置された動力出力装置であって、
   前記動力分配機構は、相互に差動回転する３つの回転要素を持つ遊星歯車機構として構成されるとともに、前記３つの回転要素を共線図上に配置したときに、中央に位置する第１回転要素に前記内燃機関が連結され、前記第１回転要素との距離が短い方の第２回転要素に前記第１電動機が前記減速機構を介して連結され、かつ残りの第３回転要素に前記出力部材及び前記第２電動機が連結されていることを特徴とする動力出力装置。
2. 前記第３回転要素と前記出力部材とが連結される高速モードと、前記第２回転要素と前記出力部材とが連結される低速モードとを切り替えることができるモード切替手段を更に備える請求項１に記載の動力出力装置。
3. 前記モード切替手段は、車速及び負荷に関する所定基準よりも低車速かつ高負荷の状態で前記低速モードへ切り替える請求項２に記載の動力出力装置。
4. 前記減速機構は、複数の変速比を選択的に設定できるように構成されるとともに、前記低速モードへ切り替えられている際に前記複数の変速比の中からいずれかの変速比を選択し、かつ前記高速モードへ切り替えられている際に前記複数の変速比の中からハイギア側の変速比を選択する請求項２又は３に記載の動力出力装置。
5. 前記モード切替手段は、前記動力分配機構の前記第１回転要素、前記第２回転要素及び前記第３回転要素のそれぞれの回転速度差が所定範囲内に収まっている時に同期して、前記高速モードと前記低速モードとを切り替える請求項２〜４のいずれか一項に記載の動力出力装置。
6. 前記モード切替手段は、前記動力分配機構の前記第１回転要素、前記第２回転要素及び前記第３回転要素のそれぞれの回転速度が一致した時に同期して前記高速モードと前記低速モードとを切り替える請求項５に記載の動力出力装置。
7. 前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構及び前記第２電動機は、前記内燃機関から離れる方向に向かって、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構、前記第２電動機の順番で配置されており、
   前記動力分配機構は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構として構成され、かつ前記第１回転要素としてリングギアが、前記第２回転要素としてキャリアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられている請求項１に記載の動力出力装置。
8. 前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構及び前記第２電動機は、前記内燃機関から離れる方向に向かって、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構、前記第２電動機の順番で配置されており、
   前記動力分配機構は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構として構成され、かつ前記第１回転要素としてリングギアが、前記第２回転要素としてキャリアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられており、かつ
   前記モード切替手段は、前記サンギアと前記出力部材とを連結することにより前記高速モードを実現する第１の状態と、前記キャリアと前記出力部材とを連結することにより前記低速モードを実現する第２の状態とを切り替える切替機構を備える、請求項２〜６のいずれか一項に記載の動力出力装置。
9. 前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構及び前記第２電動機は、前記内燃機関から離れる方向に向かって、前記第２電動機、前記動力分配機構、前記減速機構、前記第１電動機の順番で配置されており、
   前記動力分配機構は、シングルピニオン型の遊星歯車機構として構成され、かつ前記第１回転要素としてキャリアが、前記第２回転要素としてリングギアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられている請求項１に記載の動力出力装置。
10. 前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構及び前記第２電動機は、前記内燃機関から離れる方向に向かって、前記第２電動機、前記動力分配機構、前記減速機構、前記第１電動機の順番で配置されており、
    前記動力分配機構は、シングルピニオン型の遊星歯車機構として構成され、かつ前記第１回転要素としてキャリアが、前記第２回転要素としてリングギアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられており、かつ
    前記モード切替手段は、前記サンギアと前記出力部材とを連結することにより前記高速モードを実現する第１の状態と、前記リングギアと前記出力部材とを連結することにより前記低速モードを実現する第２の状態とを切り替える切替機構を備える、請求項２〜６のいずれか一項に記載の動力出力装置。
11. 前記動力分配機構は、前記第１電動機と前記第２電動機との間に配置されるとともに、前記第１回転要素としてキャリアが、前記第２回転要素としてリングギアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられており、
    前記第１電動機と前記第２電動機との間に配置されたオイルポンプと、前記キャリアの動力を利用して前記オイルポンプを駆動できるオイルポンプ駆動機構とを更に備え、
    前記オイルポンプ駆動機構は、前記サンギアの外周側に配置され、かつ前記第２電動機の側に向かって前記キャリアの回転軸線方向に延びている請求項１〜６のいずれか一項に記載の動力出力装置。
12. 前記動力分配機構及び前記減速機構のそれぞれは、シングルピニオン型の遊星歯車機構として構成されている請求項１１に記載の動力出力装置。
13. 前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構及び前記第２電動機は、前記内燃機関から離れる方向に向かって、前記第１電動機、前記減速機構、前記動力分配機構、前記第２電動機の順番で配置されており、
    前記動力分配機構は、前記第１回転要素としてキャリアが、前記第２回転要素としてリングギアが、前記第３回転要素としてサンギアがそれぞれ設けられている請求項１２に記載の動力出力装置。
14. 前記動力分配機構のリングギアと前記減速機構のリングギアとが一体化されており、
    一体化された前記二つのリングギアの間から半径方向内側に延びて前記動力分配機構と前記減速機構との間に介在するフランジを更に備える請求項１３に記載の動力出力装置。
15. 前記動力分配機構のリングギアと前記減速機構のリングギアとが一体化され、これらのリングギアのそれぞれが互いにねじれ角が反対向きに形成されたはす歯歯車として構成されている請求１３に記載の動力出力装置。
16. 前記動力分配機構のリングギアと前記減速機構のキャリアとが一体回転するように連結され、かつ前記減速機構のリングギアが回転不能に固定されている請求項１３に記載の動力出力装置。
17. 前記第２電動機と前記出力部材との間に介在する変速部と、前記変速部を前記出力部材から選択的に切り離すクラッチを更に備える請求項１〜１６のいずれか一項に記載の動力出力装置。
18. 前記第１電動機を制動できるブレーキを更に備える請求項１〜１７のいずれか一項に記載の動力出力装置。

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