JP2011106550A - 車載動力伝達装置および車載動力伝達制御システム - Google Patents

Abstract

【課題】モータジェネレータ１０の回転速度の符号を固定した状態で駆動輪１４の回転速度を正、ゼロおよび負とすることを可能とすべく、動力循環を生じる設定とする場合、駆動輪１４の正転領域において、エネルギの利用効率が低下すること。
【解決手段】第１遊星歯車機構２２のリングギアＲに駆動輪を機械的に連結し、キャリアＣを、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲに機械的に連結する。第２遊星歯車機構２４のキャリアＣおよびサンギアＳの動力の符号が互いに相違する設定とすることで、モータジェネレータ１０の回転速度の符号が固定された状態で、第２遊星歯車機構２４のリングギアの回転速度の符号を反転させる。これにより、第１遊星歯車機構２２のキャリアＣの回転速度の符号が反転し、ひいては動力循環が解消される。
【選択図】 図１

Description

本発明は、駆動源の回転エネルギを車両の駆動輪に伝達して且つ、互いに連動して回転する複数の動力分割用回転体を備える車載動力伝達装置および動力伝達制御システムに関する。

この種の車載動力伝達装置としては、例えば下記特許文献１に見られるように、一対の遊星歯車機構と無断変速装置を組み合わせたものも提案されている。詳しくは、この動力伝達装置は、一対の遊星歯車機構同士の機械的な連結態様を変更するための低速用クラッチと高速用クラッチとを備えている。これにより、低速時には、低速用クラッチを締結状態として且つ高速用クラッチを解除状態とすることで、入力軸を回転させた状態で出力軸の回転をゼロにできるいわゆるギアードニュートラル状態を実現している。ここで、ギアードニュートラル状態は、出力軸に機械的に連結される動力分割用回転体以外の回転体の動力の符号に相違するものがあることが実現のための条件となる。ただし、この場合には、動力の符号が互いに相違するもの同士で動力循環が生じ、エネルギ利用効率が低くなる。これに対し、高速時には、低速用クラッチを解除状態として且つ高速用クラッチを締結状態とすることで、エンジンから入力軸に加えられるトルクよりも無断変速装置に加えられるトルクを小さくすることができ、無断変速装置の伝達効率の向上等が図れるとしている。

特開２００６−３０８０３９号公報

ただし、上記動力伝達装置では、動力循環の生じる状態から生じない状態へと移行させるために、クラッチを切り換える必要がある。

本発明は、上記課題を解決するためになされたものであり、その目的は、駆動源の回転エネルギを車両の駆動輪に伝達して且つ、互いに連動して回転する複数の動力分割用回転体を備えるものにあって、クラッチ操作を利用することなく、動力循環を生じる状態から生じない状態へと切り替えることのできる車載動力伝達装置および動力伝達制御システムを提供することにある。

以下、上記課題を解決するための手段、及びその作用効果について記載する。

請求項１記載の発明は、駆動源の回転エネルギを車両の駆動輪に伝達して且つ、互いに連動して回転する複数の動力分割用回転体を備える車載動力伝達装置において、前記動力分割用回転体は、互いに相違する６つの回転体を含み、該６つの回転体のうちの３つは、それらの回転速度が共線図上において一直線上に並ぶ第１回転体群を構成し、前記６つの回転体のうちの残りの３つは、それらの回転速度が共線図上において一直線上に並ぶ第２回転体群を構成するものであり、前記第１回転体群を構成する３つの回転体は、それらのうちの第１の回転体が前記駆動輪に機械的に連結され、前記第１の回転体以外の第２の回転体が前記第２回転体群の３つの回転体のうちの第１の回転体に機械的に連結され、前記第２回転体群の前記第１の回転体以外の一対の回転体は、その動力の符号が互いに相違することを特徴とする。

上記発明では、第２回転体群の第１の回転体以外の一対の回転体の動力の符号が相違するため、上記一対の回転体の回転速度の符号を固定したとしても、第２回転体群の第１の回転体の符号を反転させることができる。このため、第１回転体群の第２の回転体の動力の符号を、上記第２回転体群の第１の回転体の回転速度の符号を反転させることで反転させることができる。そしてこれにより、第１回転体群の第１の回転体以外の一対の回転体の動力の符号を同一の状態から相違する状態に切り替えることができる。このため、第１回転体群の第１の回転体以外の一対の回転体間で動力循環を生じる状態から生じない状態へと切り替えることができる。

なお、例えば第２回転体群の動力の符号は、第２回転体群が外部に対して仕事をする場合を正とすればよい。

請求項２記載の発明は、請求項１記載の発明において、前記第１回転体群の第２の回転体と前記第２回転体群の第１の回転体とは、他の動力分割用回転体を介在させることなく機械的に連結されており、前記第２回転体群には、前記駆動源が機械的に連結されており、前記第２回転体群の備える前記第１の回転体への前記駆動源の回転エネルギの伝達が前記第２回転体群の他の回転体を介してのみ行われる状態を実現可能としたことを特徴とする。

請求項３記載の発明は、請求項１または２記載の発明において、前記第２回転体群の３つの回転体のうちの前記第１の回転体以外の一対の回転体である第２の回転体と第３の回転体とを前記第２回転体群を迂回して機械的に連結する連結手段を更に備えることを特徴とする。

上記発明では、符号が互いに相違する動力を有する回転体同士が第２回転体群を迂回する経路によって機械的に連結されているために、上記互いに相違する動力を供給する手段と受け取る手段との双方を各別の回転電機によって実現することなく、動力の符号が相違する事態を実現することも容易となる。

請求項４記載の発明は、請求項３記載の発明において、前記連結手段を備えて前記第２の回転体と前記第３の回転体とを機械的に連結する迂回経路には、入力側に対する出力側の変速比を可変とする変速装置が設けられていることを特徴とする。

上記発明では、変速装置の変速比を操作することで、第２回転体群の第１の回転体の回転速度が反転する際の第２回転体群の他の回転体の回転速度を可変とすることができる。

請求項５記載の発明は、請求項３または４記載の発明において、前記迂回して連結する連結手段には、前記駆動源に機械的に連結される第１分岐経路と、前記第１回転体群の回転体に機械的に連結される第２分岐経路とが機械的に連結されていることを特徴とする。

第２回転体群の上記一対の回転体の動力の符号が逆である場合、上記迂回経路を回転エネルギが循環することでエネルギ利用効率が低下する。ただし、第２分岐経路を備える場合には、迂回経路の回転エネルギを第２分岐経路へと流動させることが可能となり、これにより、エネルギ利用効率の低下を抑制することができる。

請求項６記載の発明は、請求項５記載の発明において、前記動力分割用回転体同士を機械的に連結する手段であって且つ、入力側に対する出力側の変速比を可変とする変速装置が設けられた手段を更に備え、前記迂回経路の少なくとも１箇所における回転エネルギの流動方向が前記変速装置の変速比の可変領域において反転することを特徴とする。

上記発明では、変速装置の変速比の操作によって、上記迂回経路を回転エネルギが循環する状態から、上記迂回経路から第２分岐経路へと回転エネルギが流出することで上記迂回経路内での循環が解消する状態へと移行させることができる。

請求項７記載の発明は、請求項１〜６のいずれか１項に記載の発明において、前記動力分割用回転体同士を機械的に連結する手段であって且つ、入力側に対する出力側の変速比を可変とする変速装置が設けられた手段を備えることを特徴とする。

上記発明では、変速装置の変速比を操作することで、第２回転体群の第１の回転体の回転速度が反転する際の第２回転体群の他の回転体の回転速度を可変とすることができる。

請求項８記載の発明は、請求項１〜７のいずれか１項に記載の発明において、前記第１回転体群の備える３つの回転体のうちの２つと前記第２回転体群の備える３つの回転体のうちの２つとが互いに機械的に連結されていることを特徴とする。

請求項９記載の発明は、請求項１〜８のいずれか１項に記載の発明において、前記第１回転体群の備える前記第２の回転体と前記２回転体群の備える前記第１の回転体との機械的な締結状態および解除状態の切り替えを行なう第１切替手段と、前記第１回転体群の備える前記第２の回転体と前記２回転体群の備える前記第１の回転体以外の回転体である第２の回転体との機械的な締結状態および解除状態の切り替えを行なう第２切替手段と、を更に備えることを特徴とする。

上記発明では、第１回転体群の第２の回転体との機械的な連結箇所を切り替え可能なため、動力分割用回転体同士の機械的な連結を、駆動源の駆動状態や駆動輪の駆動状態に応じてより適切なものとすることができる。

請求項１０記載の発明は、請求項９記載の発明において、前記第２回転体群と前記駆動源とを機械的に連結する経路および前記第１回転体群と前記第２回転体群とを機械的に連結する経路の少なくとも一方に入力側に対する出力側の変速比を可変とする変速装置が設けられ、前記第１切替手段が締結状態となって且つ前記第２切替手段が解除状態となる第１モードと、前記第１切替手段が解除状態となって且つ前記第２切替手段が締結状態となる第２モードとで、前記駆動源から前記駆動輪までのトータルの変速比を従属変数とし前記変速装置の変速比を独立変数とする関数の前記独立変数による微分値の符号が互いに逆となることを特徴とする。

上記発明では、第１モードから第２モードへと移行させるに際し変速装置の変速比を上記切り替え前とは逆方向に変化させることで、上記トータルの変速比を第１モードにおける変化方向と同一方向に更に変化させることができるようになる。このため、変速装置の変速比を操作することによってトータルの変速比の可変領域を拡大することができる。さらに、このようにトータルの変速比を拡大することができることから、変速装置自体を小型化することも可能となる。

請求項１１記載の発明は、請求項１０記載の発明において、前記第１モードにおける前記第２回転体群の前記第１の回転体の回転速度と、前記第２モードにおける前記第２回転体群の前記第２の回転体の回転速度との間の前記第１モードと前記第２モードとの切替に際しての差を補償すべく、前記第１モードにおける前記第２回転体群の前記第１の回転体と前記第１回転体群の前記第２の回転体との接続経路、および前記第２モードにおける前記第２回転体群の前記第２の回転体と前記第１回転体群の前記第２の回転体との接続経路の少なくとも一方は、回転速度を変速するモード切替用変速手段を備えることを特徴とする。

上記発明では、第１モードと第２モードとの切り替えに際し、上記一対の接続経路において締結状態および解除状態を実現する手段の入力側回転速度と出力側回転速度との速度差を略ゼロとすることができ、ひいてはトルクの伝達が中断される事態を好適に回避することができる。

請求項１２記載の発明は、請求項１〜１１のいずれか１項に記載の発明において、前記駆動源は、回転電機および内燃機関であり、前記２回転体群の備える前記第１の回転体と前記内燃機関との動力の伝達および遮断を制御する動力伝達制御手段を更に備えることを特徴とする。

上記発明では、動力伝達制御手段によって第２回転体群の第１の回転体のトルクが内燃機関に伝達される場合、第２回転体群の残りの一対の回転体の動力の符号が相違する設定となるため、第２回転体群の第１の回転体の回転速度をゼロや極低速としたり、第２回転体群の第１の回転体の動力を非常に小さい値にしたりすることが容易となる。このため、内燃機関の停止状態において第２回転体群の第１の回転体の動力を用いて内燃機関に初期回転を付与する場合であっても、この初期回転の付与によって動力伝達装置に振動が生じることを好適に抑制することができる。そして、第２回転体群の第１の回転体の動力を用いた初期回転の付与後においては、内燃機関のトルクを動力分割用回転体（第２回転体群の第１の回転体または別の回転体）側に出力することができる。

請求項１３記載の発明は、請求項１２記載の発明において、前記動力伝達制御手段は、前記第２回転体群の第１の回転体と前記内燃機関との動力の伝達を遮断するための電子制御式の遮断手段を備えることを特徴とする。

上記発明では、遮断手段を備えることで、内燃機関を始動させる以前において第２回転体群の第１の回転体から内燃機関の回転軸へと動力が伝達されることを回避することができ、ひいては、内燃機関の始動処理以前に回転軸に回転力が付与されることに起因する無駄なエネルギ消費を回避することができる。

請求項１４記載の発明は、請求項１３記載の発明において、前記動力伝達制御手段は、前記遮断手段とは別に、前記内燃機関側である出力側に対する前記第２回転体群の前記第１の回転体側である入力側の相対回転速度が負でないことを条件に動力を伝達させる一方向伝達機構を備えることを特徴とする。

内燃機関の燃焼室における燃焼開始に伴ってトルクが生成されると、内燃機関の回転軸の回転速度が急上昇する。ここで、燃焼開始に伴うトルクの急上昇は非常に短い時間で発生するため、燃焼開始を検出して内燃機関と第２回転体群の第１の回転体との機械的な連結を解除する制御を行なうことは非常に困難であるか不可能である。そして、この回転変動が第２回転体群の第１の回転体に伝達される場合には、動力伝達装置にトルク脈動が生じるおそれがある。一方、上記一方向伝達機構によれば、内燃機関の回転軸の回転速度が上昇し一方向伝達機構の出力側の回転速度が入力側の回転速度を上回る際には、内燃機関の回転軸から第２回転体群の第１の回転体への動力の伝達が生じない。上記発明では、一方向伝達機構のこうした機能を利用することで、内燃機関の燃焼室における燃焼開始に伴ってトルク脈動が生成される際、このトルク脈動が第１の回転体を介してドライバに体感されることを好適に回避することができる。

請求項１５記載の発明は、請求項１２〜１４のいずれか１項に記載の発明において、前記２回転体群の備える前記第１の回転体と前記内燃機関との動力の伝達および遮断を制御する動力伝達制御手段である第１動力伝達制御手段に加えて、前記動力分割用回転体のうちの前記第２回転体群の前記第１の回転体以外の回転体と、前記内燃機関との機械的な締結状態および遮断状態を切り替える第２動力伝達制御手段を更に備えることを特徴とする。

上記発明では、第２回転体群の第１の回転体が内燃機関を起動させる際に内燃機関と機械的に連結される起動用回転体となり、第２回転体群の第１の回転体以外の回転体が内燃機関の駆動力を伝達させる際に内燃機関と機械的に連結される伝達用回転体となる。このように、起動用回転体と伝達用回転体とを相違させることで、内燃機関の始動後、内燃機関を極力早期に効率のよい運転領域にて運転させることが可能となる。

請求項１６記載の発明は、請求項１〜１５のいずれか１項に記載の発明において、前記第１回転体群および前記第２回転体群は、サンギア、キャリアおよびリングギアを備える遊星歯車機構であることを特徴とする。

請求項１７記載の発明は、請求項９〜１１のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置と、車両の走行許可スイッチがオフされる場合、前記第１切替手段および前記第２切替手段の双方が解除状態となるようにする手段とを備えることを特徴とする。

上記発明では、牽引時等において変速装置が回転することを回避することが可能となる。

請求項１８記載の発明は、請求項１０または１１記載の車載動力伝達装置と、車両の走行許可スイッチがオフされる場合、前記変速装置の変速比を操作することで前記駆動源から前記駆動輪までのトータルの変速比が前記第１モードと前記第２モードとで相違するようにした状態で前記第１切替手段および前記第２切替手段の双方を締結状態にする手段とを備えることを特徴とする。

上記発明では、駆動輪をロックさせることが可能となる。

第１の実施形態にかかるシステム構成を示す図。 同実施形態にかかるモード１での動力伝達経路等を示す図。 同実施形態にかかるモード１での動力伝達経路等を示す図。 同実施形態にかかるモード１での動力伝達経路等を示す図。 同実施形態にかかるモード２での動力伝達経路等を示す図。 同実施形態にかかるモード２でのエンジン始動時における動力伝達経路等を示す図。 同実施形態にかかるモード２でのエンジン走行時における動力伝達経路等を示す図。 同実施形態にかかるモード切替特性を示す図。 第２の実施形態にかかるシステム構成を示す図。 第３の実施形態にかかるシステム構成を示す図。 上記実施形態の変形例にかかる動力伝達装置を示す図。 上記実施形態の変形例にかかる動力伝達装置を示す図。 上記実施形態の変形例にかかる動力伝達装置を示す図。 第１の実施形態の変形例のスケルトン図。 上記実施形態の変形例にかかる動力伝達装置を示す図。 第１の実施形態の変形例のスケルトン図。 上記第１の実施形態の設定を説明するための図。 停車に際しての処理手順を示す流れ図。 停車に際しての処理手順を示す流れ図。

（第１の実施形態）
以下、本発明にかかる車載動力伝達装置の第１の実施形態について、図面を参照しつつ説明する。

図１（ａ）に、本実施形態にかかるシステム構成図を示し、図１（ｂ）に、このシステムにおける動力伝達装置のスケルトン図を示す。

図示されるモータジェネレータ１０は、３相交流の電動機兼発電機である。モータジェネレータ１０は、内燃機関（エンジン１２）とともに、車両走行用の動力発生装置としての機能を有する。一方、動力伝達装置２０は、これらモータジェネレータ１０、エンジン１２、および駆動輪１４間の動力を分割する装置である。詳しくは、動力伝達装置２０は、第１遊星歯車機構２２のサンギアＳ，キャリアＣおよびリングギアＲ、ならびに第２遊星歯車機構２４のサンギアＳ，キャリアＣおよびリングギアＲ６つの動力分割用回転体を備え、これらにより動力分割を行なう。

上記モータジェネレータ１０は、第１遊星歯車機構２２のサンギアＳに機械的に連結されるとともに、ギアＧ３を介して第２遊星歯車機構２４のキャリアＣに機械的に連結され、また無段変速装置（ＣＶＴ３０）を介して第２遊星歯車機構２４のサンギアＳに機械的に連結されている。すなわち、モータジェネレータ１０と第２遊星歯車機構２４のキャリアＣやサンギアＳとは、互いに連動して回転するための機械的な結合経路として、動力伝達装置２０を構成するほかの動力分割用回転体を備えない経路を有している。ちなみに、上記ＣＶＴ３０として、本実施形態では、機械式のものを想定している。詳しくは、金属ベルトやゴムベルトを用いたベルト式のものを想定している。また、ギアＧ３は、入力側と出力側との回転速度の比を固定された比率で変換する手段であるが、入力側と出力側とで回転速度の符号を同一に保つ手段（正転ギア）である。

一方、駆動輪１４は、ギアＧ７を介して第１遊星歯車機構２２のリングギアＲに機械的に連結されている。ここで、ギアＧ７は、入力側と出力側との回転速度の比を固定された比率で変換する手段であって且つ、入力側と出力側との回転速度の符号を反転させる手段（カウンタギア）である。

また、第１遊星歯車機構２２のキャリアＣと第２遊星歯車機構２４のリングギアＲとは、ギアＧ５およびクラッチＣ１を介して機械的に連結されている。また、第１遊星歯車機構２２のキャリアＣと第２遊星歯車機構２４のサンギアＳとは、クラッチＣ２およびギアＧ４を介して機械的に連結されている。ここで、クラッチＣ１、Ｃ２は、いずれも入力側と出力側との機械的な締結状態及び解除状態の切り替えを行なう電子制御式の切替手段である。また、ギアＧ４，Ｇ５は、いずれも入力側と出力側との回転速度の比を固定された比率で変換する手段であって且つ、入力側と出力側との回転速度の符号を反転させる手段（カウンタギア）である。

さらに、上記第２遊星歯車機構２４のリングギアＲには、ワンウェイベアリング３２およびクラッチＣ３を介してエンジン１２の回転軸１２ａが機械的に連結されている。また、エンジン１２の回転軸１２ａは、ワンウェイベアリング３４を介して第２遊星歯車機構２４のキャリアＣに機械的に連結されている。ここで、クラッチＣ３は、入力側と出力側との機械的な締結状態及び解除状態の切り替えを行なう電子制御式の切り替え手段である。詳しくは、ノーマリーオープン式のものである。また、ワンウェイベアリング３２は、回転軸１２ａ側（出力側）の回転速度に対するリングギアＲ側（入力側）の相対回転速度が負でないことを条件に動力を伝達させる一方向伝達機構である。換言すれば、出力側の回転速度の方が入力側の回転速度よりも大きくならない限り、入力側によって出力側がつれまわされるようにするものである。さらに、ワンウェイベアリング３４は、キャリアＣ側（出力側）の回転速度に対するエンジン１２側（入力側）の相対回転速度が負でないことを条件に動力を伝達させる一方向伝達機構である。換言すれば、出力側の回転速度の方が入力側の回転速度よりも大きくならない限り、入力側によって出力側がつれまわされるようにするものである。

なお、図１（ｂ）は、動力伝達装置２０のスケルトン図である。図示されるように、ギアＧ３は、実際には、３つの歯車から構成されている歯車群である。

制御装置４０は、上記動力伝達装置２０を制御対象とする制御装置である。詳しくは、制御装置４０は、クラッチＣ１，Ｃ２、Ｃ３を操作することで動力伝達態様を制御する処理や、エンジン１２の制御量を制御する処理、更には、電力変換回路３６を操作することでモータジェネレータ１０の制御量を制御する処理を行う。

特に、制御装置４０は、クラッチＣ１が締結状態であって且つクラッチＣ２が解除状態であるモード１と、クラッチＣ１が解除状態であって且つクラッチＣ２が締結状態であるモード２とのいずれかの状態を実現する処理を行う。以下では、モード１に特有の処理を説明した後、モード２に特有の処理について説明し、最後にモード１からモード２への切替の一連の車両走行状態について説明する。

＜モード１＞
図２に、モード１におけるギアードニュートラル状態を示す。ここで、図２（ａ）に、動力伝達経路を示し、図２（ｂ）に、このときの動力伝達装置２０の共線図を示す。なお、図２（ｂ）において、第１遊星歯車機構２２のリングギアＲの回転速度の負方向を前進と定義しているが、これは、ギアＧ７がカウンタギアであるためである。

図示されるように、この場合には、上記クラッチＣ３を遮断状態とし、エンジン１２を停止状態とする。この場合、動力伝達装置２０が備える動力分割用回転体の回転速度は、モータジェネレータ１０の回転速度と、ＣＶＴ３０の変速比とによって制御される。詳しくは、第２遊星歯車機構２４のサンギアＳの回転速度とキャリアＣの回転速度とを操作することで、残りの回転体の回転速度が制御される。これは、共線図において、第１遊星歯車機構２２のサンギアＳの回転速度、キャリアＣの回転速度、およびリングギアＲの回転速度が、一直線上に並び、また、第２遊星歯車機構２４のサンギアＳの回転速度、キャリアＣの回転速度、およびリングギアＲの回転速度も、一直線上に並ぶためである。

ここで、図示されるように、モード１においては、駆動源（モータジェネレータ１０）が稼働中であっても、駆動輪１４の回転速度がゼロとなるいわゆるギアードニュートラル状態を実現することが可能となる。このように、モード１において、ギアードニュートラル状態を実現することが可能となるのは、図２（ｃ）に示すように、第１遊星歯車機構２２のリングギアＲ以外の回転体であるサンギアＳおよびキャリアＣの動力（パワー）の符号が互いに相違し、サンギアＳおよびリングギアＲ間で動力循環が生じるためである。すなわち、サンギアＳに入力された回転エネルギがキャリアＣから出力され、サンギアＳに再入力されるためである。すなわち、ギアードニュートラル状態では、駆動輪１４への動力はゼロである。このため、リングギアＲを迂回してサンギアＳとキャリアＣとを機械的に連結する経路において動力循環状態が実現されないなら、エネルギ保存則の観点から、モータジェネレータ１０の出力エネルギは、動力伝達装置２０内において熱エネルギとして全て消費されることとなる。しかし、これは、およそ動力伝達装置２０の機能を果たさない非現実的な構成である。このため、ギアードニュートラル状態を実現するためには動力循環が不可条件となる。なお、各動力分割用回転体の動力の符号は、当該動力分割用回転体が外部に対して仕事をする場合を正と定義する。

さらに、本実施形態にかかる動力伝達装置２０によれば、モータジェネレータ１０を大型化することなく、モータジェネレータ１０による発進に際して高トルクが生成可能となる。これについては、明細書最後部の「備考欄」における「モード１における無限大トルクについて」において導出されている。

図３に、モード１において、第１遊星歯車機構２２のキャリアＣとサンギアＳとの動力の符号が互いに等しくなり動力循環が生じなくなるモード（分流モード）を示す。これは、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲの回転速度の符号が変化することによって、第１遊星歯車機構２２のキャリアＣの回転速度の符号が変化することで実現されるものである。そして、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲの回転速度の符号が反転可能なのは、図３（ｃ）に示ように、第２遊星歯車機構２４のサンギアＳ及びキャリアＣの動力の符号が互いに相違するためである。このため、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲは、駆動源（モータジェネレータ１０）が一定方向に回転している状態において、回転速度が正負となったりまたゼロとなったりすることが可能となる。

ここで、第１遊星歯車機構２２において動力循環が生じなくなる時点は、ＣＶＴ３０の変速比やモータジェネレータ１０の回転速度に応じて調節可能である。この状態では、第１遊星歯車機構２２についての動力循環が生じないため、エネルギの利用効率が向上する。

図４に、モード１において、他の動力分割用回転体を迂回して第２遊星歯車機構２４のサンギアＳおよびキャリアＣを機械的に連結する迂回経路上を回転エネルギが循環する状態が解消された状態を示す。これは、迂回経路が、駆動源（モータジェネレータ１０）との機械的な連結のための分岐経路に加えて、第１遊星歯車機構２２（より詳しくはそのサンギアＳ）に機械的に連結される分岐経路を備えるために実現されるものである。すなわち、迂回経路からこの分岐経路へと回転エネルギが流出するために、ギアＧ３における回転エネルギの流動方向が反転し、迂回経路を回転エネルギが循環する状態が解消される。これにより、迂回経路内における単位時間の回転エネルギ（パワー）が駆動源（モータジェネレータ１０）の出力よりも小さくなり、エネルギ利用効率が向上する。

なお、ギアＧ３における回転エネルギの流動方向が反転するに際しては、ギアＧ３を介した回転エネルギの流出入量がゼロとなる時点が存在する。こうした状態となるＣＶＴ３０の変速比が、ＣＶＴ３０の変速比を操作するための入力パラメータによって指定され、入力パラメータが変化しないためにその変速比にて固定された場合、異音が生じるおそれがある。このため、こうした場合には、指定された変速比を強制的に変更する処理を行うことが望ましい。

＜モード２＞
図５（ａ）に、モード２において、特にモータジェネレータ１０のみによって車両を走行させるいわゆるＥＶ走行時の動力伝達経路を示し、図３（ｂ）に、その際の共線図を示す。なお、この際、クラッチＣ３は、遮断状態とされている。

図示されるように、この場合には、第２遊星歯車機構２４は、動力伝達に寄与しない。これは、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲにトルクが加わらないため、下記の式（ｃ１）、（ｃ２）からわかるように、サンギアＳおよびキャリアＣについてもトルクが加わらないためである。

Ｔｒ＝−Ｔｃ／（１＋ρ） …（ｃ１）
Ｔｓ＝−ρＴｃ／（１＋ρ） …（ｃ２）
ちなみに、上記の式（ｃ１）および式（ｃ２）において、リングギアＲの歯数Ｚｒに対するサンギアＳの歯数Ｚｓの比Ｚｓ／Ｚｒを比ρとし、リングギアＲ、サンギアＳ、およびキャリアＣのトルクをそれぞれトルクＴｒ，Ｔｓ、Ｔｃとしている。

この場合、モータジェネレータ１０の動力は、第１遊星歯車機構２２のサンギアＳに入力されるとともに、ＣＶＴ３０，クラッチＣ２およびギアＧ４を介して第１遊星歯車機構２２のキャリアＣに入力される。このため、第１遊星歯車機構２２において駆動輪１４に機械的に連結される回転体（リングギアＲ）以外の回転体（サンギアＳ，キャリアＣ）の動力の符号が同一となり、エネルギ利用効率が高い状態で車両を走行させることができる。特にＣＶＴ３０を介した動力伝達経路とＣＶＴ３０を介さない動力伝達経路とを備えることで、エネルギ利用効率をいっそう高めることができる。これは、一般に、ＣＶＴ３０の動力伝達効率が、変速比が固定された手段（ギア等）と比較して低いためである。

図６（ａ）に、モード２におけるエンジン１２の始動時における動力伝達経路を示し、図６（ｂ）に、その際の共線図を示す。

図示されるように、クラッチＣ３が締結状態とされることで、動力伝達装置２０を介したモータジェネレータ１０等からエンジン１２へのトルクの伝達が可能となる。すなわち、ワンウェイベアリング３２によって、エンジン１２を起動するための起動用回転体（第２遊星歯車機構２４のリングギアＲ）の回転エネルギが、エンジン１２の回転軸１２ａに伝達される。図６（ｃ）に、第２遊星歯車機構２４の各回転体の動力等の符号を示す。図示されるように、この場合、第２遊星歯車機構２４のサンギアＳの動力の符号とキャリアＣの動力の符号とが互いに相違し、サンギアＳおよびキャリアＣ間で動力循環が生じる。このため、モータジェネレータ１０や駆動輪１４の出力の絶対値がゼロではない場合であっても、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲの回転速度をゼロや極低速とすることや、リングギアＲの動力の絶対値を小さい値にすることができる。このため、エンジン１２の回転軸１２ａが停止している際にクラッチＣ３を締結状態に切り替えたとしても、ワンウェイベアリング３２の出力側に対する入力側の回転速度差を極めて小さくすることができる。このため、クラッチＣ３の締結状態への切替に起因して動力伝達装置２０に振動が生じる事態を好適に抑制することができる。

なお、クラッチＣ３を締結状態とするのは、エンジン１２の回転速度がエンジン１２を安定して稼動状態に保つための最小回転速度以下である場合とすることが望ましい。それ以外の場合には、回転中のエンジン１２において燃焼制御を開始すればよい。

図７（ａ）に、モード２において、エンジン１２での車両走行時における動力伝達経路を示し、図７（ｂ）に、その際の共線図を示す。

図示されるように、この場合、クラッチＣ３を遮断状態とすることで、第２遊星歯車機構２４を介すことなく、第１遊星歯車機構２２を介してモータジェネレータ１０およびエンジン１２と駆動輪１４との間で動力が伝達される。すなわち、エンジン１２の駆動力は、ワンウェイベアリング３４、ギアＧ３、および第１遊星歯車機構２２のサンギアＳを備える経路と、ワンウェイベアリング３４、ギアＧ３、ＣＶＴ３０、クラッチＣ２，ギアＧ４および第１遊星歯車機構２２のキャリアＣを備える経路とを介して駆動輪１４に伝達される。また、モータジェネレータ１０と駆動輪１４との動力伝達は、ＣＶＴ３０、クラッチＣ２，ギアＧ４および第１遊星歯車機構２２のキャリアＣを備える経路と、第１遊星歯車機構２２のサンギアＳを備える経路とを介して行なわれる。ここで、第１遊星歯車機構２２のキャリアＣおよびサンギアＳの動力の符号は共に負であるため、動力循環は生じない。

なお、エンジン１２による走行時においては、モータジェネレータ１０を、必ずしも電動機として機能させる必要はなく、例えば発電機として機能させてもよい。また、これに代えて、モータジェネレータ１０の駆動を停止させることで、無負荷状態としてもよい。
＜モード１からモード２への切替＞
図８（ａ）に、モータジェネレータ１０やエンジン１２を駆動源とした場合の被駆動体としての駆動輪１４までのトータルの変速比と、ＣＶＴ３０の変速比との関係を示す。図示されるように、モード１において、ＣＶＴ３０の変速比を連続的に変化させていくことで、後退から前進まで変化させることができる。そして、所定の変速比となることで、モード２へと切り替える。これにより、トータルの変速比の可変領域を拡大することができる。

すなわち、図８（ａ）に示すように、モード１においてＣＶＴ３０の変速比を変化させることで、駆動輪１４の回転速度は後退回転からゼロを介して前進回転へと移行する。その後、ＣＶＴ３０の変速比を更に変化させることで、モータジェネレータ１０から駆動輪１４までのトータルの変速比を増加させることができる。そして、モード切替点Ｐにおいてモード２に切り替えるとともにＣＶＴ３０の変速比の変化方向を逆方向に切り替える（折り返し処理）ことで、トータルの変速比を更に増加させることができる。

この設定は、ＣＶＴ３０の変速比の変化に対するトータルの変速比の変化速度の符号を、モード１とモード２とで互いに逆とする設定によって実現されるものである。この条件は、ＣＶＴ３０の変速比を独立変数としトータルの変速比を従属変数とする関数のＣＶＴ２２の変速比による微分値について、モード１およびモード２のそれぞれにおける値の符号が互いに逆となる条件である。これを実現する手段は、上記ギアＧ４、Ｇ５である。詳しくは、これらのギア比の積の符号によって、折り返し処理が実現可能か否かが定まる。なお、折り返し処理が可能となる条件については、この明細書の最後部における「備考欄」の「折り返し処理について」の欄において導出してある。

また、本実施形態では、モード切替を、モータジェネレータ１０やエンジン１２の回転速度を入力回転速度とし駆動輪１４の回転速度を出力回転速度とするトータルの変速比が変化しない条件で行っている。この場合、クラッチＣ１の入力側の回転速度および出力側の回転速度と、クラッチＣ２の入力側の回転速度および出力側の回転速度とが互いに等しい条件で切替がなされることとなる。このため、クラッチＣ１，Ｃ２の双方を締結状態とする状態を経由してモード１およびモード２間の切り替えを行うことができることから、駆動輪１４にトルクが伝達されない期間が生じるいわゆるトルク抜けを回避することができる。

トルク抜けを回避することを可能とする手段は、先の図１に示したギアＧ４，Ｇ５である。すなわち、第２遊星歯車機構２４のサンギアＳ，キャリアＣおよびリングギアＲの回転速度は、全てが等しいか全てが相違する。このため、サンギアＳ、キャリアＣおよびリングギアＲの回転速度が全て一致する特殊な条件以外では、ＣＶＴ３０のみによっては、クラッチＣの入力側および出力側の回転速度とクラッチＣ２の入力側および出力側の回転速度とが互いに等しい状態を実現することはできない。このため、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲおよび第１遊星歯車機構２２のキャリアＣ間のギアＧ５と、第２遊星歯車機構２４のサンギアＳおよび第１遊星歯車機構２２のキャリアＣ間のギアＧ４との少なくとも一方が、キャリアＣの回転速度とリングギアＲの回転速度との差を補償する手段として必要である。ちなみに、トルク抜けを生じさせないためのギアＧ３〜Ｇ５とＣＶＴ３０とのギア比の条件は、この明細書の最後部の備考欄における「トルク抜けの生じない切替条件」の欄において導出されている。

上記のように、本実施形態では、モード１とモード２との切り替えを行うことで、トータルの変速比の可変領域を拡大することができるため、ＣＶＴ３０を小型化することが可能となる。さらに、モード２においては、基本的に動力循環が生じないため、モード１のみとした場合と比較して、入力エネルギと出力エネルギとの比である動力伝達効率を高くすることもできる。図８（ｂ）に、トータル変速比と伝達効率との関係を示す。図示されるように、モード１においては伝達効率が非常に低い領域が存在するものの、モード２においては伝達効率は十分に高いものとなっている。なお、図８（ｂ）では、モード２への切替直前におけるモード１の伝達効率がモード２の伝達効率よりも高くなっているが、このことは、モード１のみとした場合にモード２に切り替える場合と比較して伝達効率を高くできることを意味しない。

このように、本実施形態では、モード１を採用することで、伝達効率は低いものの、駆動源（モータジェネレータ１０）の回転速度の符号が固定された状態で駆動輪１４の反転、ゼロ、正転が可能となる。そして、モード１における駆動輪１４の正転領域において、第１遊星歯車機構２２の動力循環を解消することで、モード１におけるエネルギの伝達効率を向上させることができる。さらに、駆動輪１４の回転速度が所定以上となる領域においてモード２に切り替えることで、伝達効率を向上させるとともに、トータル変速比の可変領域を拡大できるというメリットを有する。

以上詳述した本実施形態によれば、以下の効果が得られるようになる。

（１）第１遊星歯車機構２２のうち駆動輪１４に機械的に連結される第１の回転体（リングギアＲ）以外の第２の回転体（キャリアＣ）に、第２遊星歯車機構２４の第１の回転体（リングギアＲ）を機械的に連結し、第２遊星歯車機構２４の残りの一対の回転体（サンギアＳおよびキャリアＣ）の動力の符号を相違させた。これにより、第１遊星歯車機構２２の一対の回転体（サンギアＳおよびキャリアＣ）間で動力循環を生じる状態から生じない状態へと切り替えることができる。

（２）第２遊星歯車機構２４の一対の回転体（サンギアＳおよびキャリアＣ）を第２遊星歯車機構２４の他の回転体（リングギアＲ）を迂回して機械的に連結した。これにより、一対の回転体の動力を供給する手段と受け取る手段との双方を各別の回転電機によって実現することなく、動力の符号が相違する事態を実現することも容易となる。

（３）第２遊星歯車機構２４のサンギアＳおよびキャリアＣを動力分割用回転体を迂回して機械的に連結する迂回経路に、ＣＶＴ３０を備えた。これにより、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲの回転速度が反転する際の第２遊星歯車機構２４の他の回転体の回転速度を可変とすることができる。

（４）第２遊星歯車機構２４のサンギアＳおよびキャリアＣを他の動力分割用回転体を迂回して機械的に連結する迂回経路に、駆動源（モータジェネレータ１０）に機械的に連結される第１分岐経路と、第１遊星歯車機構２２の回転体に機械的に連結される第２分岐経路とを機械的に連結させた。これにより、迂回経路の回転エネルギを第２分岐経路へと流動させることが可能となり、これにより、エネルギ利用効率の低下を抑制することができる。

（５）迂回経路の少なくとも１箇所における回転エネルギの流動方向がＣＶＴ３０の変速比の可変領域において反転可能とした。これにより、迂回経路内での循環が解消する状態へと移行させることができる。

（６）第１遊星歯車機構２２のキャリアＣを、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲとサンギアＳとのそれぞれに機械的に連結するクラッチＣ１，Ｃ２を備えた。これにより、動力分割用回転体同士の機械的な連結を、駆動源（モータジェネレータ１０、エンジン１２）の駆動状態や駆動輪１４の駆動状態に応じてより適切なものとすることができる。

（７）第１モードと第２モードとで、駆動源（モータジェネレータ１０、エンジン１２）から駆動輪１４までのトータルの変速比を従属変数としＣＶＴ３０の変速比を独立変数とする関数の微分値の符号が互いに逆となるように設定した。これにより、ＣＶＴ３０の変速比を操作することによってトータルの変速比の可変領域を拡大することができる。さらに、このようにトータルの変速比を拡大することができることから、ＣＶＴ３０自体を小型化することも可能となる。

（８）第１モードにおける第２遊星歯車機構２４のリングギアＲの回転速度と、第２モードにおける第２遊星歯車機構２４のサンギアＳの回転速度との間の第１モードと第２モードとの切替に際しての差を補償する手段（ギアＧ４，Ｇ５）を備えた。これにより、第１モードと第２モードとの切り替えに際し、トルクの伝達が中断される事態を好適に回避することができる。

（９）第２遊星歯車機構２４のリングギアＲとエンジン１２との動力の伝達および遮断を制御する動力伝達制御手段（クラッチＣ３，ワンウェイベアリング３２）を備えた。これにより、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲ以外の一対の回転体の動力の符号が相違するため、リングギアＲからエンジン１２への動力伝達に際しリングギアＲの回転速度をゼロや極低速としたり、リングギアＲの動力を非常に小さい値にしたりすることが容易となる。このため、エンジン１２の停止状態において第２遊星歯車機構２４のリングギアＲの動力を用いてエンジン１２に初期回転を付与する場合であっても、この初期回転の付与によって動力伝達装置２０に振動が生じることを好適に抑制することができる。

（１０）上記動力伝達制御手段は、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲとエンジン１２との動力の伝達を遮断するための電子制御式の遮断手段（クラッチＣ３）を備えた。これにより、エンジン１２の始動処理以前に回転軸１２ａに回転力が付与されることに起因する無駄なエネルギ消費を回避することができる。

（１１）上記動力伝達制御手段として、遮断手段とは別に、エンジン１２側である出力側に対する第２遊星歯車機構２４のリングギアＲ側である入力側の相対回転速度が負でないことを条件に動力を伝達させる一方向伝達機構（ワンウェイベアリング３２）を備えた。これにより、エンジン１２の燃焼室における燃焼開始に伴ってトルクが生成されることでエンジン１２の回転軸１２ａの回転速度が急上昇する場合であっても、この際、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲへとエンジン１２のトルクが伝達されない。これは、ワンウェイベアリング３２の入力側の回転速度よりも出力側（エンジン１２側）の回転速度の方が高くなることで、ワンウェイベアリング３２の出力側から入力側への動力伝達ができなくなるためである。そしてこれにより、トルク脈動が動力分割用回転体を介してドライバに体感されることを好適に回避することができる。

（１２）エンジン１２と第２遊星歯車機構２４のリングギアＲ以外の動力分割用回転体側との動力の伝達および遮断を制御する動力伝達制御手段（ワンウェイベアリング３４）を備えた。これにより、エンジン１２の始動後、エンジン１２を極力早期に効率のよい運転領域にて運転させることが可能となる。

（第２の実施形態）
以下、第２の実施形態について、先の第１の実施形態との相違点を中心に図面を参照しつつ説明する。

図９に、本実施形態にかかるシステム構成を示す。なお、図９において、先の図１に示した部材に準じた部材については、便宜上同一の符号を付している。

図示されるように、本実施形態では、車載補機としての空調装置（図中、Ａ／Ｃ）の動力源として、動力伝達装置２０を利用する。詳しくは、図示されるように、空調装置のコンプレッサ５０の従動軸が、第１遊星歯車機構２２のキャリアＣに機械的に連結されている。これにより、コンプレッサ５０の従動軸は、第１遊星歯車機構２２のキャリアＣによって回転力を付与されることとなる。しかも、キャリアＣは、駆動輪１４が停止している場合であってもその回転速度をゼロ以外とすることができるため、車両の停止時においても空調装置を稼動させることが可能となる。

しかも、車両停止時においてコンプレッサ５０を駆動する際のモータジェネレータ１０の効率を高く維持することも可能となる。これは、上述したように、本実施形態の構成が、モータジェネレータ１０を大型化することなく発進時のトルクを確保することができる構成であることによる。すなわち、モータジェネレータ１０を大型化することを回避することができるため、本実施形態では、モータジェネレータ１０の最大出力に占めるコンプレッサ５０の要求最大出力の割合が大きいもの（例えば、「２５〜５０％」程度）となっている。一方、モータジェネレータ１０の効率は、低出力から最大出力よりも小さい規定の出力までの領域において、出力が小さいほど効率が低下する傾向がある。このため、本実施形態の場合には、モータジェネレータ１０をコンプレッサ５０の駆動のためのみに稼動させたとしても、その効率を高く維持することが可能となる。これに対し、従来のハイブリッド車に搭載されるモータジェネレータのように最大出力が大きいもの（例えば「５０ｋＷ以上」）の場合には、これが、コンプレッサ５０に要求される最大出力（例えば「数ｋＷ」）の十倍近くから十数倍程度となる。このため、車両停止時にモータジェネレータ１０を利用してコンプレッサ５０を駆動したのでは、効率の非常に低い状態でモータジェネレータ１０が稼動されることとなる。

さらに、車両に要求される走行性能に応じてモータジェネレータ１０に対する要求出力が大きくなる場合、コンプレッサ５０の駆動エネルギを制限することで、モータジェネレータ１０の出力を車両走行に優先利用することもできる。こうした出力量は、概して、車両の加速走行時におけるドライバビリティの向上を図るうえで要求されるものである。そして、こうした要求に応じるべくモータジェネレータ１０を大型化する場合には、コストアップ等が問題となる。これに対し、上記コンプレッサ５０の駆動エネルギを制限することで、モータジェネレータ１０を大型化することを回避しつつも、加速性能等を向上させることができ、ひいてはドライバビリティを向上させることができる。

なお、第１遊星歯車機構２２のキャリアＣにコンプレッサ５０を機械的に連結することは、上記第１の実施形態における動力循環の有無の議論を何ら変更させるものではない。このため、モード１、モード２のそれぞれのメリットは、本実施形態においても享受される。

以上説明した本実施形態によれば、先の第１の実施形態の上記（１）〜（１２）の効果に加えて、更に以下の効果が得られるようになる。

（１３）動力伝達装置２０の動力分割用回転体をコンプレッサ５０の駆動源として利用した。このため、コンプレッサ５０を稼動させるために新たに電動機を設けることを回避することができる。

（第３の実施形態）
以下、第３の実施形態について、先の第１の実施形態との相違点を中心に図面を参照しつつ説明する。

図１０に、本実施形態にかかるシステム構成を示す。なお、図１０において、先の図１に示した部材に準じた部材については、便宜上同一の符号を付している。

図示されるように、本実施形態では、車載主機としてエンジン１２のみを搭載する車両に動力伝達装置２０を適用する。

ここで、本実施形態では、モード１において、駆動輪１４のギアードニュートラル状態を実現できるため、トルクコンバータを備える必要がない。さらに、エンジン１２の回転方向が固定されていても、駆動輪１４を正転および反転させることができるため、後退のためのギアを別途も受ける必要もない。そして、これらを実現するための条件となる第１遊星歯車機構２２のサンギアＳおよびキャリアＣ間の動力循環は、そのキャリアＣの回転速度の反転によって解消される。さらに、モード２に移行することで、伝達効率がいっそう向上し、また、トータルの変速比を拡大することもできる。

なお、エンジン１２の回転軸１２ａには、スタータ５２によって初期回転が付与される。

（その他の実施形態）
なお、上記各実施形態は、以下のように変更して実施してもよい。
＜動力伝達装置２０の構成について＞
動力伝達装置２０の構成としては、上記第１の実施形態で例示したものに限らない。図１１に、入力ＩＮ（モータジェネレータ１０およびエンジン１２の少なくとも一方）と、出力ＯＵＴ（駆動輪１４）と、第１遊星歯車機構２２や第２遊星歯車機構２４との機械的な連結態様の一般化を示す。ここで、第１遊星歯車機構（図中、Ｐ１）の回転体Ｕ，Ｖ，Ｗには、サンギアＳ，キャリアＣおよびリングギアＲが６通りの仕方で割り振られる。また、第２遊星歯車機構（図中、Ｐ２）の回転体Ｘ、Ｙ，Ｚには、サンギアＳ，キャリアＣおよびリングギアＲが６通りの仕方で割り振られる。すなわち、（Ｕ，Ｖ，Ｗ，Ｘ，Ｙ，Ｚ）は、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）の３６通りのいずれかであればよい。

なお、この際、第１遊星歯車機構２２の回転体同士の機械的な連結経路、第２遊星歯車機構２４の回転体同士の機械的な連結経路、ならびに第１遊星歯車機構２２の回転体と第２遊星歯車機構２４の回転体との機械的な連結経路に適宜ギア（入力側と出力側との回転速度の比を固定された比率で変換する手段）を設けてよい。そして、これらギアの設定によって、第１遊星歯車機構の回転体Ｖおよび回転体Ｗの動力の符号を相違させたり、第２遊星歯車機構の回転体Ｙおよび回転体Ｚの動力の符号を相違させたりすることができる。また、これらギアの設定によって、第２遊星歯車機構の回転体Ｙおよび回転体Ｚを機械的に連結する経路の一部における回転エネルギの方向をＣＶＴ３０のギア比の操作によって逆転制御を可能としてもよい。さらに、これらにおいてもモード２を設けるべくクラッチＣ１，Ｃ２を備えるようにしてもよい。また、回転体Ｘをエンジン１２の起動用回転体としてクラッチＣ３等を接続してもよい。

さらに、動力伝達装置２０としては、上記実施形態や図１１において例示したものに限らない。例えば図１２（ａ）〜図１２（ｄ）に例示するものや、図１３（ａ）〜図１３（ｃ）に例示するものであってもよい。ここで、第１遊星歯車機構（図中、Ｐ１）の回転体Ｕ，Ｖ，Ｗには、サンギアＳ，キャリアＣおよびリングギアＲが６通りの仕方で割り振られる。また、第２遊星歯車機構（図中、Ｐ２）の回転体Ｘ、Ｙ，Ｚには、サンギアＳ，キャリアＣおよびリングギアＲが６通りの仕方で割り振られる。すなわち、（Ｕ，Ｖ，Ｗ，Ｘ，Ｙ，Ｚ）は、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｒ，Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｓ，Ｃ，Ｒ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｓ，Ｒ，Ｃ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｃ，Ｓ，Ｒ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｃ，Ｒ，Ｓ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｒ，Ｓ，Ｃ）、（Ｒ，Ｃ、Ｓ，Ｒ，Ｃ、Ｓ）の３６通りのいずれかであればよい。

なお、この際、第１遊星歯車機構２２の回転体同士の機械的な連結経路、第２遊星歯車機構２４の回転体同士の機械的な連結経路、ならびに第１遊星歯車機構２２の回転体と第２遊星歯車機構２４の回転体との機械的な連結経路に適宜ギア（入力側と出力側との回転速度の比を固定された比率で変換する手段）を設けてよい。そして、これらギアの設定によって、第１遊星歯車機構の回転体Ｖおよび回転体Ｗの動力の符号を相違させたり、第２遊星歯車機構の回転体Ｙおよび回転体Ｚの動力の符号を相違させたりすることができる。また、これらにおいてもモード２を設けるべくクラッチＣ１，Ｃ２を備えるようにしてもよい。この際、回転体Ｘをエンジン１２の起動用回転体としてクラッチＣ３等を接続してもよい。さらに、上記ギアの設定によって、第２遊星歯車機構の回転体Ｙおよび回転体Ｚを機械的に連結する経路の一部における回転エネルギの方向をＣＶＴ３０のギア比の操作によって逆転制御を可能としてもよい。

ただし、例えば図１３（ａ）および図１３（ｂ）については、第２遊星歯車機構（図中、Ｐ２）の回転体Ｙおよび回転体Ｚを、第２遊星歯車機構の回転体Ｘを迂回して機械的に連結する迂回経路から分岐して第１遊星歯車機構（図中、Ｐ１）に機械的に連結される分岐経路が設けられていない。このため、迂回経路において回転エネルギの方向をＣＶＴ３０のギア比の操作によって逆転制御することはできない。

また、図１２（ｄ）は、先の図１１に示した構成において入力の位置を変えたものである。図１４に、図１１の構成に対する図１２（ｄ）の構成の変更点によって、上記第１の実施形態を変更した場合の動力伝達装置のスケルトン図の一例を示す。
＜遊星歯車機構について＞
遊星歯車機構としては、リングギアＲおよびサンギアＳの回転速度がゼロで無いとの条件下、キャリアＣの回転速度がゼロとなるための必要条件が、リングギアＲの回転速度およびサンギアＳの回転速度の符号が互いに相違するとの条件となるものに限らない。例えば、リングギアＲの回転速度およびサンギアＳの回転速度の符号が互いに同一であるとの条件となるものであってもよい。この遊星歯車機構は、いわゆるダブルピニオンを有する遊星歯車機構（例えば特開２００１−１０８０７３号公報参照）によって実現できる。

図１５に、第１遊星歯車機構２２をダブルピニオンを有する遊星歯車機構とした一実施形態を示す。ここで、ギアＧ２、Ｇ３，Ｇ４，Ｇ５，Ｇ６，Ｇ７は、それぞれカウンタギア、正転ギア、カウンタギア、正転ギア、正転ギア、カウンタギアである。これは、第２遊星歯車機構２４のキャリアＣに関してギアードニュートラルを実現可能にして且つ、モード１からモード２への切り替えによって折り返し処理が実現可能な構成の一例である。
＜動力伝達装置を構成する回転体群について＞
回転速度が共線図上において一直線上に並ぶ３つの回転体からなる第１回転体群としては、遊星歯車機構に限らず、例えばデフギアであってもよい。また、回転速度が共線図上において一直線上に並ぶ３つの回転体からなる第２回転体群としては、遊星歯車機構に限らず、例えばデフギアであってもよい。
＜変速装置の種類について＞
機械式の無段変速装置としては、ベルト式のものに限らず、例えばトラクションドライブ式のものであってもよい。また、機械式のものに限らず、油圧式のものであってもよい。更に、無段変速装置にも限らず、有段変速装置であってもよい。
＜エンジンの始動処理について＞
上記第１の実施形態では、モード２においてエンジン１２を始動させたが、これに限らない。例えばモード１においてエンジン１２を始動させてもよい。

また、エンジン１２の始動処理としては、モード１，２のいずれかで行なうものにも限らない。例えば、クラッチＣ１，Ｃ２を解除した状態で行なってもよい。これは、車両停止時に駆動輪１４をブレーキにより固定し、クラッチＣ３を締結状態としつつ、モータジェネレータ１０を駆動することで、モータジェネレータ１０の動力を第２遊星歯車機構２４、ワンウェイベアリング３２およびクラッチＣ３を介して回転軸１２ａに付与することで行なうことができる。

さらに、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲの回転速度と回転軸１２ａの回転速度との差が規定速度以下となるようにしてリングギアＲの動力を回転軸１２ａに付与するものに限らない。回転速度差が大きい場合であっても、クラッチＣ３の締結力を漸増させつつ半クラッチ状態で回転軸１２ａへの動力供給を開始してもよい。
＜クラッチＣ３の連結条件＞
上記第１の実施形態では、エンジン１２の回転速度がエンジン１２を安定して稼動状態に保つための最小回転速度以下である場合であって且つエンジン１２の始動要求が生じた場合にクラッチＣ３を締結状態としたがこれに限らない。例えば車両の制動力が要求されることを条件としてもよい。これは、モータジェネレータ１０を小型化しても、発進トルクを確保することができる上記第１、２の実施形態の構成にとって特に有効である。すなわち、モータジェネレータ１０を小型化（例えば十数ｋＷ）すると、モータジェネレータ１０の回生運転によって生成される車両の制動力を大きくすることができなくなる懸念がある。しかし、こうした場合であっても、クラッチＣ３を締結状態として動力伝達装置２０にエンジン１２の負荷トルクを付与してエンジンブレーキを利用することで、制動力を大きくすることができる。
＜第１動力伝達制御手段について＞
エンジン１２を起動すべくエンジン１２と動力伝達装置２０の起動用回転体との間のトルクの伝達および遮断を行うトルク伝達制御手段としては、クラッチＣ３およびワンウェイベアリング３２を備えて構成されるものに限らない。例えば、クラッチＣ３のみを備えるものであってもよい。この場合、例えばエンジン１２の回転軸１２ａに初期回転を付与した後、エンジン１２の燃焼開始に先立ちクラッチＣ３を遮断するなら、エンジン１２における燃焼開始時のトルクの急増の影響が動力伝達装置２０に伝達されることを好適に回避することができる。また例えばワンウェイベアリング３２のみを備えるものであってもよい。

また、ワンウェイベアリング３２の出力側にクラッチＣ３を設けてもよい。

さらに、エンジン１２の回転軸１２ａ側（出力側）に対する動力伝達装置２０の起動用回転体側（入力側）の相対回転速度が負でないことを条件に動力を伝達させる一方向伝達機構としては、ワンウェイベアリング３２に限らず、ワンウェイクラッチであってもよい。また、入力側によって出力側が滑ることなくつれまわされるものに限らず、滑りつつも動力が付与されるものであってもよい。

エンジン１２を始動するために動力伝達装置２０からエンジン１２の回転軸１２ａへと動力を伝達する経路の動力伝達を遮断する遮断手段としては、ノーマリーオープン式のクラッチＣ３に限らない。例えばノーマリークローズ式のクラッチであってもよい。
＜第２動力伝達制御手段について＞
エンジン１２のトルクを駆動輪１４に付与すべく動力伝達装置２０の伝達用回転体とエンジン１２とを機械的に連結する第２動力伝達制御手段としては、ワンウェイベアリング３４に限らない。例えばワンウェイクラッチであってもよい。また、動力伝達装置２０側（出力側）に対するエンジン１２側（入力側）の相対回転速度が負でないことを条件に動力を伝達させる一方向伝達機構としては、入力側によって出力側が滑ることなくつれまわされるものに限らず、滑りつつも動力が付与されるものであってもよい。

さらに、一方向伝達機構に限らず、例えばクラッチを備えるものであってもよい。この場合であっても、例えばその入力側と出力側との回転速度が一致するようにエンジン１２の回転速度や伝達用回転体の回転速度を制御した状態でクラッチを締結するなら、締結に際して動力伝達装置２０に振動が生じることを好適に回避することができる。
＜動力分割用回転体の回転力を駆動源とする補機について＞
この種の補機としては、車載空調装置のコンプレッサに限らない。例えば駆動輪１４等に制動力を付与するための油圧を生成するブレーキポンプや、エンジン１２の冷却水用のウォータポンプ、冷却ファン等であってもよい。
＜補機に連結される動力分割用回転体について＞
補機に連結される動力分割用回転体としては、第２の実施形態（図９）に示したものに限らない。例えば先の図９に示した第２遊星歯車機構２４のリングギアＲおよびクラッチＣ１間に機械的に連結してもよい。この場合、モード２において、エンジン１２の起動時以外であっても動力循環が生じるために、伝達効率が低下するデメリットはあるものの、リングギアＲの回転速度を車両走行中にゼロおよびゼロ以外の値の双方に制御できるメリットがある。また、モード１、２の双方において、車両の停止中であっても補機に駆動力を付与することができる。
＜停車時、牽引時等＞
停車時、牽引時においては、クラッチＣ１，Ｃ２を解除状態とすればよい。これにより、牽引によってＣＶＴ３０が回転されることを回避することが可能となり、ＣＶＴ３０として金属ベルトを備えるもの等を利用する場合であってもＣＶＴ３０の劣化を抑制することができる。これは、例えば先の図１の構成の場合、クラッチＣ１，Ｃ２の双方を解除状態とすることで、モータジェネレータ１０の負荷等によってＣＶＴ３０が回転することなくクラッチＣ１，Ｃ２が空転する状態を実現可能であるためである。もっとも、図１の構成に限らず、モード１，２の双方においてＣＶＴ３０が一対の動力分割用回転体との間でループを構成するものであって且つ、ＣＶＴ３０の一端にモータジェネレータ１０が機械的に連結されている構成であればよい。図１８に、上記第１の実施形態における停車時の処理を示す。この処理は、制御装置４０によって、例えば所定周期で繰り返し実行される。

この一連の処理では、ステップＳ１０において車両走行許可スイッチがオフであるか否かを判断する。ここで、車両走行許可スイッチは、ユーザによって操作されることで車両の走行の許可がなされるスイッチである。なお、ここで「操作」とは、ユーザの所持する無線機器と、制御装置４０を含む車両制御システムとの距離が近接することを含むものとする。なお、走行許可スイッチがオンされることによる具体的な処理としては、例えば電力変換回路４２とバッテリとの電気的な接続処理がある。ステップＳ１０において肯定判断される場合、ステップＳ１２においてクラッチＣ１，Ｃ２を解除する。なお、ステップＳ１０において否定判断される場合や、ステップＳ１２の処理が完了する場合には、この一連の処理を一旦終了する。

また、クラッチＣ１，Ｃ２を締結状態として且つ、トータル変速比が所定以上の高速変速比となる状態としてもよい。さらに、モード１，２でトータル変速比が相違するようにＣＶＴ３０の変速比を操作した状態で、クラッチＣ１，Ｃ２を締結状態としてもよい。これにより、駆動輪１４をロックさせることができる。図１９に、上記第１の実施形態における停車時の処理を示す。この処理は、制御装置４０によって、例えば所定周期で繰り返し実行される。なお、図１９において、先の図１８に示した処理と同一の処理については、便宜上同一のステップ番号を付している。

この一連の処理では、ステップＳ１０において肯定判断される場合、ステップＳ１４において、ＣＶＴ３０の変速比を操作することで、トータルの変速比を所定以上の高速変速比とするか、モード１とモード２とでトータル変速比が相違する状態とする。続くステップＳ１６では、クラッチＣ１，Ｃ２を締結状態とする。なお、ステップＳ１０において否定判断される場合や、ステップＳ１６の処理が完了する場合には、この一連の処理を一旦終了する。
＜その他＞
・モード１とモード２との間の切り替えに際し、トルク抜けが生じる設定であっても上記第１の実施形態の（１）等の効果を得ることはできる。この場合、クラッチＣ１，Ｃ２のうち解除状態から締結状態へと切り替える側において、締結力を漸増させることで半クラッチを利用すればよい。もっとも、フェールセーフ処理時等、モード切替に伴うショック等よりも迅速なモード切替の優先度の方が高い状況下にあっては、モード１とモード２とでトータル変速比が相違するＣＶＴ３０の変速比において、上記締結力の漸増処理を行うことなく強制的にモード切替を行なってもよい。

・上記第１の実施形態にかかる動力伝達装置２０のスケルトン図としては、図１（ｂ）に例示したものに限らず、例えば図１６に例示するものであってもよい。

・必ずしもモード２を備えなくてもよい。

・車両としては、動力発生装置としてモータジェネレータ１０およびエンジン１２を備えるハイブリッド車や、エンジン１２のみを備えるものに限らない。例えば、モータジェネレータ１０のみを備える電気自動車等であってもよい。また、車両走行用の回転電機を複数備える車両であってもよい。この場合、一部の回転電機については、発電機としてのみ使用されるものであってもよい。この場合、発電機によって発電された電力は、動力発生装置としての電動機に利用される。

・回転電機としては、３相の交流回転電機に限らず、例えばブラシ付ＤＣモータや誘導モータ等であってもよい。

（＊＊＊備考＊＊＊）
＜トータル変速比について＞
上記第１の実施形態のトータル変速比の導出は、図１７に示す一般的な構成におけるトータル変速比を導出することで導出されたこととなる。ここで、ギアＧ１は、ＣＶＴ３０に対応している。ちなみに、図に示す構成と第１の実施形態に示す構成との相違は、第１の実施形態にはギアＧ２、Ｇ６が無い点である。この図１２の構成から第１の構成にいたるには、ギアＧ２、Ｇ６のギア比ｒ２、ｒ６を「１」とすればよい。なお、ギアＧ２〜Ｇ７は、入力側と出力側との回転速度の比を固定された比率で変換する手段であり、１または複数の歯車を備えて構成されてもよいが、これ以外にもチェーンやベルトを備えて構成されてもよい。

今、ギアＧｎ（ｎ＝１〜７）について、ギア比ｒｎを、図中、ａの回転速度に対するｂの回転速度の比として定義する。また、第１遊星歯車機構（図中、Ｐ１）のサンギアＳの歯数をリングギアＲの歯数で除算したものをギア比ρ１とし、第２遊星歯車機構（図中、Ｐ２）のサンギアＳの歯数をリングギアＲの歯数で除算したものをギア比ρ２とする。更に、第１遊星歯車機構のサンギアＳ、リングギアＲおよびキャリアＣの回転速度をそれぞれ、回転速度ｗＳ１，ｗＲ１，ｗＣ１とし、第２遊星歯車機構２４のサンギアＳ、リングギアＲおよびキャリアＣの回転速度をそれぞれ、回転速度ｗＳ２，ｗＲ２，ｗＣ２とする。また、入力の回転速度を回転速度ｗＩＮとする。この場合、下記の式（ｃ３）が成立する。

ρ１ｗＳ１−（１＋ρ１）ｗＣ１＋ｗＲ１＝０ …（ｃ３）
ρ２ｗＳ２−（１＋ρ２）ｗＣ２＋ｗＲ２＝０ …（ｃ４）
１．モード１のトータルの変速比について
モード１においては、第２遊星歯車機構のサンギアＳの回転速度ｗＳ２と、キャリアＣの回転速度ｗＣ２とは、以下の式（ｃ５）、（ｃ６）にて表現される。

ｗＣ２＝ｒ２・ｗＩＮ …（ｃ５）
ｗＳ２＝ｒ３・ｒ１・ｗＩＮ …（ｃ６）
このため、第２遊星歯車機構のリングギアＲの回転速度ｗＲ２は、以下の式（ｃ７）となる。

ｗＲ２＝｛（１＋ρ２）・ｒ２−ρ２・ｒ１・ｒ３｝ｗＩＮ …（ｃ７）
上記の式（ｃ７）を利用しつつ、上記の式（ｃ３）において回転速度ｗＳ１，ｗＣ１，ｗＲ１を消去すると、以下の式（ｃ８）となる。

ρ１・ｒ６・ｒ３・ｗＩＮ−（１＋ρ１）・ｒ５・｛（１＋ρ２）ｒ２
−ρ２・ｒ１・ｒ３｝ｗＩＮ＋ｗＲ２＝０ …（ｃ８）
このため、モード１のトータルの変速比は、以下の式（ｃ９）となる。
−ｒ７［ρ１・ｒ６・ｒ３
−（１＋ρ１）・ｒ５・｛（１＋ρ２）・ｒ２−ρ２・ｒ１・ｒ３｝］
…（ｃ９）
２．モード２のトータル変速比について
モード２においては、上記の式（ｃ３）において、ギアＧ３，Ｇ１，Ｇ４の経路とギアＧ３，Ｇ６の経路とを考えることで、以下の式（ｃ１０）を得る。

ρ１・ｒ３・ｒ６・ｗＩＮ−（１＋ρ１）・ｒ３・ｒ１・ｒ４・ｗＩＮ＋ｗＲ２＝０
…（ｃ１０）
したがって、モード２のトータル変速比は、以下の式（ｃ１１）となる。
−ｒ７・｛ρ１・ｒ３・ｒ６−（１＋ρ１）・ｒ３・ｒ１・ｒ４｝
…（ｃ１１）
＜トルク抜けの生じない切替条件＞
上記モード１におけるトータル変速比とモード２におけるトータル変速比とが等しいことが条件となる。これは、以下の式にて表現することができる。
−ｒ７［ρ１・ｒ６・ｒ３
−（１＋ρ１）・ｒ５・｛（１＋ρ２）・ｒ２−ρ２・ｒ１・ｒ３｝］
＝
−ｒ７・｛ρ１・ｒ３・ｒ６−（１＋ρ１）・ｒ３・ｒ１・ｒ４｝
すなわち、
ｒ１＝｛ｒ２・ｒ５・（ρ２＋１）｝／｛ｒ３・（ｒ５・ρ２＋ｒ４）｝
…（ｃ１２）
すなわち、ＣＶＴ３０（ギアＧ１）のギア比ｒ１が上記の式（ｃ１２）の右辺の値をとりうる設定とすれば、上記（ｃ１２）の条件成立時においてトルク抜けを回避した切替を行うことができる。
＜折り返し処理について＞
これは、トータルの変速比を従属変数としギア比ｒ１を独立変数とする関数をギア比ｒ１によって微分した値についてのモード１とモード２との積が負であることを条件とすればよい。

上記の式（ｃ９）および式（ｃ１１）を用いる場合には、これは以下の式（ｃ１３）に示す条件となる。

｛−（１＋ρ１）・ｒ７・ｒ５・ρ２・ｒ３｝・｛ｒ７・（１＋ρ１）・ｒ３・ｒ４・｝＜０
すなわち、
−ｒ５・ｒ４＜０ …（ｃ１３）
ちなみに、上記第１の実施形態では、ギア比ｒ４＜０、ギア比ｒ５＜０であり、この条件を満たす。

なお、先の図１１等に示した一般的な構成におけるトータル変速比等も同様にして導出可能である。
＜モード１における無限大トルクについて＞
ここでは、一般に、図１７に示される構成について考察する。上記の式（ｃ１）、（ｃ２）より、第１遊星歯車機構２２のリングギアＲの歯数Ｚｒに対するサンギアＳの歯数Ｚｓの比Ｚｓ／Ｚｒを比ρ１とし、リングギアＲ、サンギアＳ、およびキャリアＣのトルクをそれぞれトルクＴｒ１，Ｔｓ１、Ｔｃ１とすると、以下の式（ｃ１４）、（ｃ１５）が成立する。

Ｔｓ１＝ρ１・Ｔｒ１ …（ｃ１４）
Ｔｃ１＝−（１＋ρ１）・Ｔｒ１ …（ｃ１５）
ここで、各ギアＧｎのトルクを、入力側ＧｎａをトルクＴｎａとし、出力側ＴｎｂをトルクＴｎｂとすると、以下の式が成立する。

Ｔ５ａ
＝−ｒ５・Ｔ５ｂ＝ｒ５・Ｔｃ１＝−ｒ５・（１＋ρ１）・Ｔｒ１ …（ｃ１６）
Ｔ６ａ
＝−ｒ６・Ｔ６ｂ＝ｒ６・Ｔｓ１＝ｒ６・ρ１・Ｔｒ１ …（ｃ１７）
上記の式（ｃ１）、（ｃ２）より、第２遊星歯車機構２４のリングギアＲの歯数Ｚｒに対するサンギアＳの歯数Ｚｓの比Ｚｓ／Ｚｒを比ρ２とし、リングギアＲ、サンギアＳ、およびキャリアＣのトルクをそれぞれトルクＴｒ２，Ｔｓ２、Ｔｃ２とすると、以下の式（ｃ１８）、（ｃ１９）が成立する。

Ｔｓ２＝ρ２・Ｔｒ２ …（ｃ１８）
Ｔｃ２＝−（１＋ρ２）・Ｔｒ２ …（ｃ１９）
ここで、トルクＴｒ２は、以下の式（ｃ２０）にて表現される。
Ｔｒ２＝−Ｔ５ａ＝ｒ５・Ｔ５ｂ＝−ｒ５・Ｔ１ｃ
＝ｒ５・（１＋ρ１）・Ｔｒ１ …（ｃ２０）
したがって、以下の式が成立する。
Ｔ１ａ＝−ｒ１・Ｔ１ｂ＝ｒ１・Ｔｓ２
＝ｒ１・ρ２・Ｔｒ２
＝ｒ１・ρ２・ｒ５・（１＋ρ１）・Ｔｒ１…（ｃ２１）
Ｔ２ａ＝−ｒ２・Ｔ２ｂ＝ｒ２・Ｔｃ２
＝−ｒ２・（１＋ρ２）・Ｔｒ２
＝−ｒ２・ｒ５・（１＋ρ２）・（１＋ρ１）・Ｔｒ１ …（ｃ２２）
上記の式（ｃ１７）および式（ｃ２０）より、以下の式（ｃ２２）が成立する。
Ｔ３ｂ＝−（Ｔ１ａ＋Ｔ６ａ）
＝−｛ｒ１・ρ２・ｒ５・（１＋ρ１）＋ｒ６・ρ１｝・Ｔｒ１ …（ｃ２３）
ここで、入力トルクＴＩＮを用いると、以下の式（ｃ２４）が成立する。
ＴＩＮ＝−（Ｔ３ａ＋Ｔ２ａ）
＝−（−ｒ３・Ｔ３ｂ＋Ｔ２ａ）
＝−｛ｒ３・ｒ１・ρ２・ｒ５・（１＋ρ１）
＋ｒ３・ｒ６・ρ１−ｒ２・ｒ５・（１＋ρ２）・（１＋ρ１）｝・Ｔｒ１
…（ｃ２４）
したがって、トルクＴｒ１は、ギア比Ｒ１を調節することでその係数が「０」に近づく際、有限のトルクＴＩＮに対して非常に大きな値となりうることがわかる。なお、上記第１の実施形態では、ギアＧ３およびＣＶＴ３０間にモータジェネレータ１０が機械的に連結される例を示したが、この場合、モータジェネレータ１０の回転速度をｒ３によって変換し、ギア比ｒ２を「ｒ３・ｒ２」に変換し、ｒ３を「１」とした場合に対応するため、ギア比ｒ１の操作によって駆動輪１４のトルク（トルクＴｒ１）を非常に大きくできることに変わりはない。
＜モード１におけるエネルギ反転について＞
ここでは、一般に、図１７に示される構成について考察する。この場合、入力回転速度が固定される限り、第２遊星歯車機構２４のサンギアＳおよびキャリアＣの回転速度の符号は変化しない。このため、入力回転速度を固定しているにもかかわらずギアＧ３において回転エネルギの流動方向が反転することは、トルクの符号が反転することと等価となる。ここで、上記の式（ｃ２３）より、ギア比ｒ１の操作によって符号が反転するための必要条件は、上記の式（ｃ２３）がギア比ｒ１の線形関数であって且つギア比ｒ１＞０であることに鑑みれば、ギア比ｒ１の係数と定数項（右辺第２項）との符号が逆となることである。すなわち、以下の式（ｃ２５）が成立するとの条件となる。
｛ρ２・ｒ５・（１＋ρ１）｝・｛ｒ６・ρ１｝＜０ …（ｃ２５）
ここで、上記第１の実施形態では、ギア比ｒ５＜０、ギア比ｒ６＝１であるため、この条件を満たす。ちなみに、この条件から、ギアＧ６が必須であること、換言すれば、サンギアＳおよびキャリアＣを機械的に連結する迂回経路に、第１遊星歯車機構２２との機械的な連結のための分岐経路が設けられることが必須であることがわかる。詳しくは、上記の式（ｃ２３）がギア比ｒ１の線形関数であることから、トルクＴ３ｂがゼロとなる際のギア比ｒ１（以下の式（ｃ２６））がＣＶＴ３０によって調節可能な領域の中間点（境界以外の点）となることが条件となる。

ｒ１＝（−１）・（ｒ６・ρ１）／｛ρ２・ｒ５・（１＋ρ１）｝ …（ｃ２６）
上記ギア比ｒ１がＣＶＴ３０によって調節可能なギア比領域の中間点となるなら、各ギアのギア比の絶対値を調節することで、ギアＧ３の回転エネルギの符号を反転させることができる。ただし、上記実施形態の場合には、さらに、上記の式（ｃ２６）を満たすギア比ｒ１が車両の前進領域内となることが要求される。

なお、エネルギ反転によって迂回経路の回転エネルギを入力ＩＮの回転エネルギ以下とするためには、第１遊星歯車機構（Ｐ１）との機械的な連結のための分岐経路と迂回経路との接続箇所におけるＴ字路に、駆動源との機械的な連結のための分岐経路を介すことなく連結される第２遊星歯車機構（Ｐ２）の回転体（図１では、サンギアＳ）の動力を正とする。

１０…モータジェネレータ１０、１２…エンジン、１４…駆動輪、２０…動力伝達装置、２２…第１遊星歯車機構（第１回転体群の一実施形態）、２４…第２遊星歯車機構（第２回転体群の一実施形態）。

Claims (18)

1. 駆動源の回転エネルギを車両の駆動輪に伝達して且つ、互いに連動して回転する複数の動力分割用回転体を備える車載動力伝達装置において、
   前記動力分割用回転体は、互いに相違する６つの回転体を含み、該６つの回転体のうちの３つは、それらの回転速度が共線図上において一直線上に並ぶ第１回転体群を構成し、前記６つの回転体のうちの残りの３つは、それらの回転速度が共線図上において一直線上に並ぶ第２回転体群を構成するものであり、
   前記第１回転体群を構成する３つの回転体は、それらのうちの第１の回転体が前記駆動輪に機械的に連結され、前記第１の回転体以外の第２の回転体が前記第２回転体群の３つの回転体のうちの第１の回転体に機械的に連結され、
   前記第２回転体群の前記第１の回転体以外の一対の回転体は、その動力の符号が互いに相違することを特徴とする車載動力伝達装置。
2. 前記第１回転体群の第２の回転体と前記第２回転体群の第１の回転体とは、他の動力分割用回転体を介在させることなく機械的に連結されており、
   前記第２回転体群には、前記駆動源が機械的に連結されており、
   前記第２回転体群の備える前記第１の回転体への前記駆動源の回転エネルギの伝達が前記第２回転体群の他の回転体を介してのみ行われる状態を実現可能としたことを特徴とする請求項１記載の車載動力伝達装置。
3. 前記第２回転体群の３つの回転体のうちの前記第１の回転体以外の一対の回転体である第２の回転体と第３の回転体とを前記第２回転体群を迂回して機械的に連結する連結手段を更に備えることを特徴とする請求項１または２記載の車載動力伝達装置。
4. 前記連結手段を備えて前記第２の回転体と前記第３の回転体とを機械的に連結する迂回経路には、入力側に対する出力側の変速比を可変とする変速装置が設けられていることを特徴とする請求項３記載の車載動力伝達装置。
5. 前記迂回して連結する連結手段には、前記駆動源に機械的に連結される第１分岐経路と、前記第１回転体群の回転体に機械的に連結される第２分岐経路とが機械的に連結されていることを特徴とする請求項３または４記載の車載動力伝達装置。
6. 前記動力分割用回転体同士を機械的に連結する手段であって且つ、入力側に対する出力側の変速比を可変とする変速装置が設けられた手段を更に備え、
   前記迂回経路の少なくとも１箇所における回転エネルギの流動方向が前記変速装置の変速比の可変領域において反転することを特徴とする請求項５記載の車載動力伝達装置。
7. 前記動力分割用回転体同士を機械的に連結する手段であって且つ、入力側に対する出力側の変速比を可変とする変速装置が設けられた手段を備えることを特徴とする請求項１〜６のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
8. 前記第１回転体群の備える３つの回転体のうちの２つと前記第２回転体群の備える３つの回転体のうちの２つとが互いに機械的に連結されていることを特徴とする請求項１〜７のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
9. 前記第１回転体群の備える前記第２の回転体と前記２回転体群の備える前記第１の回転体との機械的な締結状態および解除状態の切り替えを行なう第１切替手段と、
   前記第１回転体群の備える前記第２の回転体と前記２回転体群の備える前記第１の回転体以外の回転体である第２の回転体との機械的な締結状態および解除状態の切り替えを行なう第２切替手段と、
   を更に備えることを特徴とする請求項１〜８のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
10. 前記第２回転体群と前記駆動源とを機械的に連結する経路および前記第１回転体群と前記第２回転体群とを機械的に連結する経路の少なくとも一方に入力側に対する出力側の変速比を可変とする変速装置が設けられ、
    前記第１切替手段が締結状態となって且つ前記第２切替手段が解除状態となる第１モードと、前記第１切替手段が解除状態となって且つ前記第２切替手段が締結状態となる第２モードとで、前記駆動源から前記駆動輪までのトータルの変速比を従属変数とし前記変速装置の変速比を独立変数とする関数の前記独立変数による微分値の符号が互いに逆となることを特徴とする請求項９記載の車載動力伝達装置。
11. 前記第１モードにおける前記第２回転体群の前記第１の回転体の回転速度と、前記第２モードにおける前記第２回転体群の前記第２の回転体の回転速度との間の前記第１モードと前記第２モードとの切替に際しての差を補償すべく、前記第１モードにおける前記第２回転体群の前記第１の回転体と前記第１回転体群の前記第２の回転体との接続経路、および前記第２モードにおける前記第２回転体群の前記第２の回転体と前記第１回転体群の前記第２の回転体との接続経路の少なくとも一方は、回転速度を変速するモード切替用変速手段を備えることを特徴とする請求項１０記載の車載動力伝達装置。
12. 前記駆動源は、回転電機および内燃機関であり、
    前記２回転体群の備える前記第１の回転体と前記内燃機関との動力の伝達および遮断を制御する動力伝達制御手段を更に備えることを特徴とする請求項１〜１１のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
13. 前記動力伝達制御手段は、前記第２回転体群の第１の回転体と前記内燃機関との動力の伝達を遮断するための電子制御式の遮断手段を備えることを特徴とする請求項１２記載の車載動力伝達装置。
14. 前記動力伝達制御手段は、前記遮断手段とは別に、前記内燃機関側である出力側に対する前記第２回転体群の前記第１の回転体側である入力側の相対回転速度が負でないことを条件に動力を伝達させる一方向伝達機構を備えることを特徴とする請求項１３記載の車載動力伝達装置。
15. 前記２回転体群の備える前記第１の回転体と前記内燃機関との動力の伝達および遮断を制御する動力伝達制御手段である第１動力伝達制御手段に加えて、
    前記動力分割用回転体のうちの前記第２回転体群の前記第１の回転体以外の回転体と、前記内燃機関との機械的な締結状態および遮断状態を切り替える第２動力伝達制御手段を更に備えることを特徴とする請求項１２〜１４のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
16. 前記第１回転体群および前記第２回転体群は、サンギア、キャリアおよびリングギアを備える遊星歯車機構であることを特徴とする請求項１〜１５のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
17. 請求項９〜１１のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置と、
    車両の走行許可スイッチがオフされる場合、前記第１切替手段および前記第２切替手段の双方が解除状態となるようにする手段とを備えることを特徴とする車載動力伝達制御システム。
18. 請求項１０または１１記載の車載動力伝達装置と、
    車両の走行許可スイッチがオフされる場合、前記変速装置の変速比を操作することで前記駆動源から前記駆動輪までのトータルの変速比が前記第１モードと前記第２モードとで相違するようにした状態で前記第１切替手段および前記第２切替手段の双方を締結状態にする手段とを備えることを特徴とする車載動力伝達制御システム。

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