JP2012030706A - 車載動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】動力循環を生じるものを利用することで、ＣＶＴ２２に要求される耐量が大きくなること。
【解決手段】動力分割機構２０は、１の遊星歯車機構にて構成される。動力分割機構２０のサンギアＳには、ＣＶＴ２２を介してモータジェネレータ１０が機械的に連結されるとともに、ＣＶＴ２２、クラッチＣ１、ギアＧ２α，Ｇ２βを介してキャリアＣに機械的に連結されている。また、リングギアＲには、ギアＧ５，Ｇ６およびディファレンシャルギア２４を介して駆動輪１４に機械的に連結されている。こうした構成において、クラッチＣ１を締結状態とすることで、サンギアＳおよびキャリアＣ間で動力循環が生じる。駆動輪１４を反転させる場合、モータジェネレータ１０の回転方向を反転させる。
【選択図】 図１

Description

本発明は、駆動源および駆動輪間の動力分割のための回転体であっ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と、該動力分割用回転体に機械的に連結される変速装置とを備える車載動力伝達装置に関する。

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段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、動力循環を利用して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が実現可能とされている。また、無段変速装置の変速比を操作することで、ギアードニュートラル状態を挟んで、出力軸を正回転および逆回転の双方に回転させることができるとしている。

特開２００６−３０８０３９号公報

ところで、車両の低速運転時には、例えば坂道発進等、大きなトルクが要求される。このため、低速運転時には、無段変速装置に加わるトルクも大きくなる傾向がある。このため、無段変速装置に要求される耐量は、大きくなりやすい。特に無段変速装置に加わるトルクは、無段変速装置の変速比を変化させる際に駆動源から駆動輪までのトータルの変速比が変化する量が大きいほど大きくなることが発明者らによって見出されている。このため、トータルの変速比を十分に確保することと無段変速装置の耐量の抑制とを両立させることは困難なものとなりやすい。

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、動力循環を生じるものにあって、変速装置に要求される耐量を好適に抑制することのできる車載動力伝達装置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、およ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、駆動源および駆動輪間の動力分割のための回転体であっ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と、該動力分割用回転体に機械的に連結される変速装置と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、前記駆動輪に機械的に連結される回転体と、該回転体以外の一対の回転体とを備え、前記動力分割用回転体のうちの他の回転体を介して前記駆動輪に機械的に連結される回転体へと前記駆動源の動力を前記駆動輪に伝達可能な状態において前記駆動源から動力を出力することで前記一対の回転体の一方から他方に動力が流動する動力循環が生じて且つ、この際の前記駆動源の回転軸の回転速度に対する前記駆動輪の回転速度の比である変速比として利用する値を、ゼロを境とした正および負のいずれか１の領域内に制限したことを特徴とする。

上記動力循環によれば、駆動源の回転方向を固定しつつもギアードニュートラル状態の実現や駆動輪の反転（上記変速比のとり得る値を上記双方の領域とすること）が可能となる。しかし、本発明では、敢えて、上記変速比の利用する値を上記１の領域内に制限したために、双方の領域の値を利用することを前提としたものと比較して、上記変速比の可変量を低減することが可能となる。このため、変速装置に加わるトルクを低減することができ、ひいては変速装置に要求される耐量を低減することができる。

請求項２記載の発明は、請求項１記載の発明において、前記動力分割用回転体のうちの他の回転体を介して前記駆動輪に機械的に連結される回転体へと前記駆動源の動力を前記駆動輪に伝達可能な状態において前記駆動源から動力を出力することで前記一対の回転体の一方から他方に動力が流動する動力循環が生じて且つ、この際の前記駆動源の回転軸の回転速度に対する前記駆動輪の回転速度の比である変速比が構造上とり得る値を、ゼロを境とした正および負のいずれか１の領域内に設定する設定手段を備えることを特徴とする。

上記発明では、変速比が構造上とり得る値を上記１の領域内に設定したために、上記１の領域内で上記変速比を操作するに際し、変速装置の構造上の変速可能範囲を十分に有効活用することができる。

請求項３記載の発明は、請求項２記載の発明において、前記駆動源は、回転電機であることを特徴とする。

請求項４記載の発明は、請求項３記載の発明において、前記回転電機の回転方向を双方向とする双方向制御手段をさらに備えることを特徴とする。

上記発明では、双方向制御手段を備えるため、上記変速比のとり得る値が上記１の領域内とされるにもかかわらず、駆動輪の回転方向を反転させることができる。

請求項５記載の発明は、請求項２または３記載の発明において、前記駆動源および前記駆動輪の少なくとも一方と前記動力分割用回転体との間の機械的な連結態様を変更することで、前記変速比の符号を反転させる反転手段をさらに備えることを特徴とする。

上記発明では、反転手段を備えることで、上記変速比のとり得る値が上記１の領域内とされるにもかかわらず、駆動輪の回転方向を反転させることができる。

請求項６記載の発明は、請求項２〜５のいずれか１項に記載の発明において、前記設定手段は、前記いずれか１の領域における前記変速比の絶対値の最低値をゼロよりも大きく設定するものであることを特徴とする。

上記発明では、ギアードニュートラルを実現できない構造とすることで、駆動輪の所定の回転方向について構造上クリープ力が生じる設定とすることができる。このため、クリープ力による駆動輪の回転方向が経年変化等によって反転する事態を好適に回避することができる。また、従来のオートマティックトランスミッション車の車両になれたユーザにとって、特に親近感のある車両を実現することも可能となる。

請求項７記載の発明は、請求項２〜６のいずれか１項に記載の発明において、前記変速装置は、プーリとベルトとを備えるベルト式の無段変速装置であり、前記設定手段は、経年変化によって、前記いずれか１の領域における前記変速比の絶対値の最小値とゼロとの間の距離が拡大するように前記変速装置を構成することを特徴とする。

上記発明では、経年変化によってクリープ現象が顕著となるように設定されるため、クリープ現象によって駆動輪が回転する際の回転方向が経年変化によって反転する事態を確実に回避することができる。

請求項８記載の発明は、駆動源としての回転電機および駆動輪間の動力分割のための回転体であっ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と、該動力分割用回転体に機械的に連結される変速装置と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、前記駆動輪に機械的に連結される回転体と、該回転体以外の一対の回転体とを備え、前記動力分割用回転体のうちの他の回転体を介して前記駆動輪に機械的に連結される回転体へと前記駆動源の動力を前記駆動輪に伝達可能な状態において前記駆動源から動力を出力することで前記一対の回転体の一方から他方へ動力が流動する動力循環を実現するように前記一対の回転体の符号を互いに逆となるように設定する手段と、前記回転電機の回転方向を双方向とする双方向制御手段とを備えることを特徴とする。

上記動力循環によれば、駆動源の回転方向を固定しつつもギアードニュートラル状態の実現や駆動輪の反転（駆動源の回転速度に対する駆動輪の回転速度の比である変速比のとり得る値を上記双方の領域とすること）が可能となる。しかし、本発明では、敢えて、双方向制御手段を備えることで、回転電機の回転方向の反転によって駆動輪の回転を反転させる。この場合、上記変速比のとり得る値の範囲を上記双方の領域のそれぞれにおいて十分な範囲とする必要がないため、上記変速比の可変量を低減することが可能となる。このため、変速装置に加わるトルクを低減することができ、ひいては変速装置に要求される耐量を低減することができる。

請求項９記載の発明は、駆動源および駆動輪間の動力分割のための回転体であっ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と、該動力分割用回転体に機械的に連結される変速装置と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のうちの他の回転体を介して前記駆動輪に機械的に連結される回転体へと前記駆動源の動力を前記駆動輪に伝達可能な状態において前記駆動源から動力を出力することで前記一対の回転体の一方から他方へ動力が流動する動力循環を実現すべく前記一対の回転体の符号を互いに逆となるように設定する手段と、前記駆動源および前記駆動輪の少なくとも一方と前記動力分割用回転体との間の機械的な連結態様を変更することで、前記駆動源の回転軸の回転速度に対する前記駆動輪の回転速度の比である変速比の符号を反転させる反転手段とを備えることを特徴とする。

上記動力循環によれば、駆動源の回転方向を固定しつつもギアードニュートラル状態の実現や駆動輪の反転（上記変速比のとり得る値を上記双方の領域とすること）が可能となる。しかし、本発明では、敢えて、反転手段を備えて駆動輪の回転を反転させる。この場合、上記変速比のとり得る値の範囲を上記双方の領域のそれぞれにおいて十分な範囲とする必要がないため、上記変速比の可変量を低減することが可能となる。このため、変速装置に加わるトルクを低減することができ、ひいては変速装置に要求される耐量を低減することができる。

請求項１０記載の発明は、請求項９記載の発明において、前記駆動源は、回転電機であることを特徴とする。

請求項１１記載の発明は、請求項８〜１０のいずれか１項に記載の発明において、前記駆動源の回転軸の回転速度に対する前記駆動輪の回転速度の比である変速比として利用する範囲を、ゼロを境とした正および負のいずれか１の領域内とする変速比制御手段をさらに備えることを特徴とする。

請求項１２記載の発明は、請求項８〜１１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のうち前記駆動輪の回転速度がゼロとなる際に回転可能な回転体に、車載補機が機械的に連結されていることを特徴とする。

上記発明では、ギアードニュートラル状態を利用することで、駆動輪の停止中であっても動力分割用回転体を用いて補機を駆動することができる。

請求項１３記載の発明は、請求項８〜１２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のうちの他の回転体を介して前記駆動輪に機械的に連結される回転体へと前記駆動源の動力を前記駆動輪に伝達可能な状態において前記駆動源から動力を出力することで前記一対の回転体の一方から他方へと動力が流動する動力循環が生じて且つ、この際の前記駆動源の回転軸の回転速度に対する前記駆動輪の回転速度の比である変速比が構造上とり得る値の範囲が、ゼロを境とする双方の領域にまたがることを特徴とする。

上記発明では、上記変速比が構造上とり得る値の範囲が上記双方の領域にまたがるため、ギアードニュートラル状態を確実に実現することができる。

請求項１４記載の発明は、請求項２〜１３のいずれか１項に記載の発明において、前記駆動源は、回転電機であり、前記動力分割用回転体のうちの１の回転体には、前記回転電機以外の駆動源としての内燃機関が機械的に連結され、前記内燃機関と前記１の回転体との間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さらに備えることを特徴とする。

上記発明では、動力伝達制御手段を備えることで、１の回転体の動力を用いて内燃機関を起動させることができる。

請求項１５記載の発明は、請求項１４記載の発明において、前記動力伝達制御手段は、前記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１６記載の発明は、請求項１５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１７記載の発明は、請求項１４〜１６のいずれか１項に記載の発明において、前記内燃機関と前記１の回転体との間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１の回転体以外の回転体と前記内燃機関との間の動力の伝達を制御する第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、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、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１８記載の発明は、請求項１〜１７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は、遊星歯車機構を構成するサンギア、キャリアおよびリングギアであることを特徴とする。

請求項１９記載の発明は、請求項１〜１８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は、前記一対の回転体としての第１の回転体および第２の回転体と、前記駆動輪に機械的に連結される第３の回転体とを備え、前記第１の回転体および前記第２の回転体が他の動力分割用回転体を介すことなく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、前記変速装置を備える経路を備え、前記駆動源は、前記変速装置を備える経路に機械的に連結されていることを特徴とする。

上記発明では、変速装置を備える上記経路を介して一対の回転体の一方から出力された動力が他方へと流動する動力循環が生じる。

請求項２０記載の発明は、請求項１９記載の発明において、前記第１の回転体および前記第２の回転体に機械的に連結される前記駆動源は、回転電機であり、前記動力分割用回転体のうちの１の回転体に、前記回転電機とは別の駆動源としての内燃機関が機械的に連結され、前記第１の回転体、前記第２の回転体および前記第３の回転体が１の遊星歯車機構を構成し、前記第１の回転体および前記第２の回転体の双方に変速装置を機械的に連結した第１モードと、前記第２の回転体および前記第３の回転体の双方に変速装置を機械的に連結した第２モードとを切り替える切替機構をさらに備え、前記内燃機関から前記駆動輪まで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について、前記第１モードおよび前記第２モードのそれぞれにおける前記独立変数による前記関数の１階の微分値同士の符号が互いに逆となるように設定されていることを特徴とする。

第１の実施形態にかかるシステム構成図。 同実施形態における車両発進時の動力伝達態様を示す図。 同実施形態にかかるＥＶ走行時の動力伝達態様を示す図。 同実施形態にかかるエンジン始動時の動力伝達態様を示す図。 同実施形態にかかるエンジン走行時の動力伝達態様を示す図。 同実施形態にかかる動力伝達装置の変速比と伝達効率とを示す図。 同実施形態にかかる後退時の動力伝達態様を示す図。 同実施形態にかかるＣＶＴの設定を説明するための図。 第２の実施形態にかかるＣＶＴの設定を説明するための図。 第３の実施形態にかかるシステム構成図。 第４の実施形態にかかるシステム構成図。 第５の実施形態にかかるシステム構成図。 第６の実施形態にかかるシステム構成図。 第７の実施形態にかかるシステム構成図。 上記各実施形態にかかる変形例を示す図。 上記各実施形態にかかる変形例を示す図。 上記各実施形態にかかる変形例を示す図。 上記各実施形態にかかる変形例を示す図。 上記各実施形態にかかる変形例を示す図。 上記各実施形態にかかる変形例を示す図。 上記第１の実施形態における定量的な説明に用いる図。

＜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分割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。この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、動力分割機構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。

動力分割機構２０は、１の遊星歯車機構からなり、動力分割用回転体としてのサンギアＳ，キャリアＣ、およびリングギアＲを備えている。そして、動力分割機構２０のサンギアＳには、無段変速装置（ＣＶＴ２２）を介して、モータジェネレータ１０の回転軸１０ａが機械的に連結されている。また、サンギアＳには、ＣＶＴ２２、クラッチＣ２、ギアＧ５を介してリングギアＲが機械的に連結されている。このため、モータジェネレータ１０も、クラッチＣ２およびギアＧ５を介してリングギアＲ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とリングギアＲ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、動力分割機構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、ＣＶＴ２２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Ｇ５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。さらに、クラッチＣ２は、入力側および出力側間の動力の伝達を遮断すべく油圧駆動される電子制御式の遮断手段である。なお、入力側、出力側は、それぞれエネルギの入力側とエネルギの出力側とを意味するが、この関係は、固定されたものではなく変化しうるものである。

動力分割機構２０のリングギアＲには、駆動輪１４が機械的に連結されている。詳しくは、リングギアＲには、ギアＧ５、Ｇ６およびディファレンシャルギア２４を介して駆動輪１４が機械的に連結されている。ここで、ギアＧ６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。

動力分割機構２０のキャリアＣには、ギアＧ２α、ギアＧ２β、クラッチＣ１およびＣＶＴ２２を介してサンギアＳが機械的に連結されている。ここで、ギアＧ２αおよびギアＧ２β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いずれも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、クラッチＣ１は、入力側および出力側間の動力の伝達を遮断すべく油圧駆動される電子制御式の遮断手段である。なお、クラッチＣ１とクラッチＣ２とは、その入力側および出力側のいずれか一方が同一の１の回転軸に直結されている。

上記キャリアＣには、さらに、ワンウェイベアリング２６およびクラッチＣ３を介してエンジン１２のクランク軸（回転軸１２ａ）が機械的に連結されている。ワンウェイベアリング２６は、回転軸１２ａ側（出力側）の回転速度に対するキャリアＣ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。一方、クラッチＣ３は、入力側および出力側間の動力の伝達を遮断させるための電子制御式の遮断手段である。詳しくは、本実施形態では、ノーマリーオープン式のものを用いている。

エンジン１２の回転軸１２ａには、さらに、クラッチ２８を介してサンギアＳが機械的に連結可能とされている。ここで、クラッチ２８は、入力側および出力側間の動力の伝達を遮断すべく油圧駆動される電子制御式の遮断手段である。このため、エンジン１２は、クラッチ２８、ＣＶＴ２２，クラッチＣ２およびギアＧ５を介してリングギアＲに機械的に連結されている。

なお、ギアＧ２α、Ｇ２β、Ｇ５，Ｇ６は、実際には、複数の歯車を備えて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もよい。

制御装置４０は、上記動力伝達装置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やクラッチ２８、ＣＶＴ２２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、さらには、電力変換回路４２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、次に「モード１からモード２への切替」処理について説明し、最後に「車両の後退処理」について説明する。
「モード１」
図２に、本実施形態にかかるモータジェネレータ１０による車両の発進処理について説明する。ここで、図２（ａ）に、発進時における動力伝達経路を示し、図２（ｂ）に、このときの動力分割機構２０の共線図を、エンジン１２の回転速度とともに示す。なお、図２（ｂ）において、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Ｇ５がカウンタギアであるためである。また、共線図において、矢印は、トルクの向きを示すものである。

図示されるように、この場合には、上記クラッチＣ３を解除状態とし、エンジン１２を停止状態とする。この場合、動力分割機構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、ＣＶＴ２２の変速比とによって制御される。すなわち、共線図において、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の回転速度は、一直線上に並ぶ。このため、サンギアＳの回転速度とキャリアＣの回転速度とを定めることで、残りの回転体であるリングギアＲの回転速度が一義的に定まることとなる。

ここで、本実施形態では、モード１において、図２（ｃ）に示すように、動力分割機構２０を構成するリングギア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およびキャリアＣ間で動力循環が生じる。すなわち、キャリアＣから出力される動力がギアＧ２α，Ｇ２βおよびＣＶＴ２２を備える経路を介してサンギアＳに流動する。この動力循環が生じる場合、モータジェネレータ１０を稼働した状態で、駆動輪１４の回転速度を極低速にすることができ、この際、駆動輪１４に付与されるトルクを高トルクとすることができる。このため、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。ちなみに、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動力分割機構２０の外部に対して仕事をする場合を正と定義する。また、駆動輪１４に付与されるトルクが高トルクとなる定量的な説明については、本明細書最後部の＜備考＞における「モード１における高トルクの生成について」の欄を参照のこと。

なお、動力循環が生じるモード１では、通常、駆動源（モータジェネレータ１０）を稼動させた状態で駆動輪１４の回転速度をゼロとするいわゆるギアードニュートラル状態を実現したり、駆動源の回転速度の符号を固定した状態で駆動輪１４の回転速度を双方向としたりすることが可能となり、これが動力循環を生じさせるメリットの１つとなっている。ただし、本実施形態では、後述する理由により、動力循環を利用した駆動輪１４の回転速度の符号を反転させる処理を行わない。
「モード２」
図３（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、解除状態とされている。

図示されるように、この場合には、動力分割機構２０を介すことなく、クラッチＣ２およびギアＧ６を介してモータジェネレータ１０および駆動輪１４間で動力が伝達される。これは、キャリアＣ、サンギアＳおよびリングギアＲのトルクが互いに比例関係にあることから（本明細書最後部の＜備考＞の式（ｃ１），（ｃ２）参照）、キャリアＣにトルクが加わらない場合、サンギアＳおよびリングギアＲについてもトルクが加わらないためである。

この状態では、モータジェネレータ１０の動力がＣＶＴ２２を介すことなくダイレクトに駆動輪１４に伝達されるため、動力損失を低減することができる。

図４（ａ）に、モード２におけるエンジン１２の始動時の動力伝達経路を示し、図４（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、動力分割機構２０を介した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２６によって、エンジン１２を起動するための起動用回転体（キャリアＣ）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４（ｃ）に、動力分割機構２０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、サンギアＳの動力の符号とリングギアＲの動力の符号とが互いに相違し、サンギアＳおよびリングギアＲ間で動力循環が生じる。すなわち、リングギアＲから出力される動力がサンギアＳに流入する。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、キャリアＣの回転速度をゼロや極低速とすることや、キャリアＣ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２６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分割機構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。

ちなみに、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にもかかわらずキャリアＣの回転速度をゼロとするためには、上記動力循環が生じることが条件となる。これは、リングギアＲとサンギアＳとの間のループ経路において動力循環状態が実現されないにもかかわらずキャリアＣの回転速度がゼロとなるなら、エネルギ保存則の観点から、モータジェネレータ１０や駆動輪１４の動力は、動力分割機構２０内において熱エネルギとして全て消費されなければならないこととなるためである。

図５（ａ）に、モード２におけるエンジン１２による車両走行時における動力伝達経路を示し、図５（ｂ）に、その際の共線図を示す。

図示されるように、エンジン１２の回転速度が上昇し、クラッチ２８の入力側の回転速度が出力側の回転速度となるときに、クラッチ２８を締結状態に切り替えることで、エンジン１２の駆動力がクラッチ２８の出力側に出力される。ただし、この場合、クラッチＣ３を解除状態とすることで、動力分割機構２０を介すことなく、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の動力は、その回転速度がＣＶＴ２２によって変速された後、駆動輪１４に伝達され、モータジェネレータ１０の動力はＣＶＴ２２を介すことなく駆動輪１４に伝達される。

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６（ａ）に、エンジン１２から駆動輪１４までのトータルの変速比と、ＣＶＴ２２の変速比との関係を示し、図６（ｂ）に、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と、ＣＶＴ２２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、ＣＶＴ２２の変速比を連続的に変化させていくことで、極低速から高速側へと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、エンジン１２に関しては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６（ａ）に示すように、モード１においてＣＶＴ２２の変速比を変化させることで、エンジン１２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ＣＶＴ２２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、ＣＶＴ２２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、ＣＶＴ２２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Ｇ２α、Ｇ２β、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＞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によって連結される一対の回転体の回転速度と、クラッチＣ２によって連結される一対の回転体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間の切替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Ｇ２α，Ｇ２β、Ｇ５である。すなわち、動力分割機構２０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。ここで、本実施形態では、サンギアＳおよびリングギアＲの回転速度の符号が共線図上互いに逆となる設定のため、回転速度がゼロとなる場合以外には、サンギアＳ、キャリアＣおよびリングギアＲの回転速度は全て相違する。このため、ＣＶＴ２２のみでは、クラッチＣ１によって連結される一対の回転体の回転速度とクラッチＣ２によって連結される一対の回転体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、動力分割機構２０のリングギアＲおよびクラッチＣ２間のギアＧ５と動力分割機構２０のキャリアＣおよびクラッチＣ１間のギアＧ２α、Ｇ２β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Ｇ２α，Ｇ２β、Ｇ５とＣＶＴ２２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との切替を行うことで、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、ＣＶＴ２２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６（ｃ）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６（ｃ）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、駆動輪１４に付与するトルクを大きくすることができることから、モータジェネレータ１０の小型化が可能となる。そして駆動輪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。しかも、モード２に切り換えた場合、動力分割機構２０は、駆動輪１４へ駆動力を伝達させる上で必要がなくなるのであるが、利用されなくなったキャリアＣを用いてエンジン１２に初期回転を付与することが可能となる。このため、エンジン１２の起動のための手段を、モード２において利用されない部材を流用して構成することができる。
「車両の後退処理」
図６（ａ）および図６（ｂ）に示すように、本実施形態では、モード１において動力循環が生じるにもかかわらずトータル変速比の符号が反転しないような設定とする。
より詳しくは、ギアードニュートラル状態を実現することもできないように、トータル変速比の最低値をゼロよりも僅かに大きく（マージン量Δだけ大きく）設定する。これは、ＣＶＴ２２に要求される耐量を低減するための設定である。すなわち、車両に要求される最高速の変速比が定まっていることに鑑みれば、モード１の最高変速比（切替点Ｐにおける変速比）もおのずと制約を受け、これをむやみに低減することはできない。このため、モード１においてトータル変速比の符号を反転させ駆動輪１４の反転までをも賄う場合には、モード１におけるトータル変速比の可変量が大きくなる。一方、トータル変速比の可変量が大きくなるほどＣＶＴ２２に加わるトルクが大きくなることが発明者らによって見出されている。このため、トータル変速比の可変量を低減することで、ＣＶＴ２２の耐量を低減することができる。ちなみに、トータル変速比の可変量が大きくなるほどＣＶＴ２２に加わるトルクが大きくなることの定量的な説明は、明細書最後部の備考における「トータル変速比の可変量とＣＶＴ耐量との関係について」に記載してある。

図７に、本実施形態にかかる車両の後退処理を示す。図７（ａ）に示すように、車両の後退時においてもモード１が利用される。ただし、図７（ｂ）に示すように、この場合、モータジェネレータ１０の回転方向を車両の前進時とは逆とする。なお、本実施形態では、クラッチ２８を備えるため、これを解除状態とすることで、エンジン１２が連れまわされる事態を回避することができる。

先の図６（ａ）および図６（ｂ）に示したマージン量Δは、ＣＶＴ２２の経年変化にかかわらず、トータル変速比の符号が反転することがないように設定されたものである。このように、マージン量Δを設けることで、車両のブレーキを解除してモータジェネレータ１０を起動することで、車両を前進させるクリープ力が生じる。そして経年変化によっては、このクリープ力が車両を後退させるものに反転することが無いようにすることができる。しかも、車両を前進させるクリープ力は、オートマティックトランスミッション（ＡＴ）を搭載した従来の車両におけるものと同様であるため、ＡＴを搭載した車両になれたユーザにとっては特に親近感のある車両を実現しやすい。

次に、図８を用いて、ＣＶＴ２２の経年変化の影響について説明する。本実施形態では、図８（ａ）および図８（ｂ）に示すように、ＣＶＴ２２の出力側（動力分割機構２０のキャリアＣ側）のプーリ（セカンダリプーリ２２ｂ）に、その変位を規制するストッパを設けている。ちなみに、図８（ａ）および図８（ｂ）は、ストッパを模式的に記載したものであり、実際には、トルクカム等を備えた周知の構成を採用する。

上記構成の場合、図８（ｃ）および図８（ｄ）に示すように、ＣＶＴ２２のベルト２２ｃが磨耗してその幅が小さくなることで、ストッパを有する側におけるベルト２２ｃの位置が回転中心側にずれることとなる。ただし、ベルト２２ｃの長さ自体は変化しないため、ストッパを有しない側（ＣＶＴ２２の入力側のプーリ：プライマリプーリ２２ａ）におけるベルト２２ｃの位置は外周側にずれることとなる。このため、セカンダリプーリ２２ｂの中心からベルト２２ｃまでの距離Ｒｓに対するプライマリプーリ２２ａの中心からベルト２２ｃまでの距離Ｒｐの比で定義される変速比（Ｒｐ／Ｒｓ）は、大きい側にずれることとなる。換言すれば、高速ギア側にずれることとなる。このため、先の図６に示したトータル変速比の最低値は、ＣＶＴ２２の経年変化によってより小さい値側にずれることとなる。こうした現象に鑑み、上記マージン量Δは、経年変化によってもトータル変速比の最低値がゼロを下回らないように設定される。

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）モード１におけるトータル変速比が構造上とり得る値を、ゼロよりも大きい領域内とした。これにより、ＣＶＴ２２に要求される耐量を好適に低減することができる。

（２）モータジェネレータ１０の回転方向を双方向に制御可能とした。これにより、モード１において駆動輪１４の回転方向を反転させることができる。

（３）トータル変速比の最低値をゼロよりも大きく設定した。これにより、構造上、車両の前進方向にクリープ現象が生じる設定とすることができる。

（４）動力分割機構２０の起動用回転体（キャリアＣ）のトルクをエンジン１２に付与することでエンジン１２を始動させる場合、動力分割機構２０の備える他の動力分割用回転体であるサンギアＳおよびリングギアＲ間で動力循環が生じるようにした。これにより、エンジン１２の起動用回転体（キャリアＣ）の回転速度をゼロや極低速とすることが容易となり、ひいては、エンジン１２への初期回転の付与に際して動力分割機構２０に振動が生じることを好適に抑制することができる。

（５）モード２において、動力分割用回転体のうちの起動用回転体（キャリアＣ）以外の回転体をＣＶＴ２２によって機械的に連結した。これにより、ＣＶＴ２２の変速比を操作することで、動力分割用回転体の回転速度に関する共線図の傾きを制御することができるため、駆動輪１４が様々な速度をとる場合であっても、変速比の操作によって起動用回転体（キャリアＣ）の回転速度を制御することができる。

（６）モード２において、エンジン１２の始動時を除きクラッチＣ３を解除状態とした。これにより、モータジェネレータ１０やエンジン１２と駆動輪１４との動力の伝達を、動力分割機構２０を介すことなく行なうことができる。

（７）モード２において、ＣＶＴ２２を介在させることなくモータジェネレータ１０を駆動輪１４に直結した。これにより、モータジェネレータ１０および駆動輪１４間の動力伝達効率を高めることができる。

（８）エンジン１２とサンギアＳとを機械的に連結し、エンジン１２の始動後、エンジン１２のトルクをサンギアＳ側（ＣＶＴ２２）に付与するようにした。このように、エンジン１２の起動時に機械的に連結される起動用回転体と、エンジン１２の駆動力を伝達させる際に機械的に連結される伝達用回転体とを相違させることで、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。

（９）モード２において、エンジン１２および駆動輪１４間にＣＶＴ２２を介在させた。これにより、モード２において、エンジン１２の出力を駆動輪１４に伝達させるに際し、エンジン１２の回転速度をＣＶＴ２２によって変速することができる。

（１０）エンジン１２とサンギアＳとの間に、クラッチ２８を備えた。これにより、エンジン１２の駆動力を伝達させることができ、また後退時においてエンジン１２が連れまわされることを回避することもできる。

（１１）モード１およびモード２の切替を行なった。これにより、モータジェネレータ１０、エンジン１２、および駆動輪１４のそれぞれと動力分割用回転体との機械的な連結を、これら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。

（１２）第１モード、第２モードの双方で、共通のＣＶＴ２２を利用可能とした。これにより、部品点数を低減することができる。

（１３）駆動源（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ＣＶＴ２２の変速比を独立変数とする関数について、第１モードおよび第２モードのそれぞれにおける上記独立変数による上記関数の１階の微分値同士の符号が互いに逆となるように設定した。これにより、折り返し処理が可能となり、トータルの変速比の可変領域を拡大することができる。さらに、このように変速比を拡大することができることから、ＣＶＴ２２自体を小型化することも可能となる。

（１４）第１モードと第２モードとの間の切替に際し、キャリアＣとリングギアＲとの回転速度の差を補償する手段（ギアＧ２α、Ｇ２β、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。

（１５）エンジン１２の起動用回転体（キャリアＣ）とエンジン１２との間の動力の伝達を遮断するための電子制御式のクラッチＣ３を備えた。これにより、エンジン１２を始動させる以前において起動用回転体（キャリアＣ）からエンジン１２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、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。

（１６）出力側であるエンジン１２側の回転速度に対する入力側である起動用回転体（キャリアＣ）側の相対的な回転速度が負でないことを条件に動力を伝達させるワンウェイベアリング２６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、起動用回転体へとエンジン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２６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２６の出力側から入力側への動力伝達ができない状態となるためである。そしてこれにより、起動用回転体を介してドライバにトルク脈動が体感されることを好適に回避することができる。

（１７）１つの回転軸にクラッチＣ１およびクラッチＣ２を直結させた。これにより、クラッチＣ１およびクラッチＣ２を近接配置することができ、ひいては動力伝達装置自体の小型化が容易となる。
＜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ＣＶＴ２２の設定を示す。

図９（ａ）および図９（ｂ）に示されるように、本実施形態では、プライマリプーリ２２ａ側にストッパを備えることで、経年変化によってＣＶＴ２２の変速比が低速ギア側にずれるように設定した。この場合、図９（ｃ）に示されるように、トータル変速比の最低値は、ＣＶＴ２２の経年変化によって高速側にずれる。このため、本実施形態では、製品出荷時においては、トータル変速比の最低値をゼロに設定しておいたとしても、経年変化によって車両を後退させる意図しないクリープ現象が生じるような事態は生じないと考えられる。もっとも、製品出荷時においても最低値をゼロより僅かに大きく設定しておいてもよい。

以上説明した本実施形態によれば、先の第１の実施形態に準じた効果に加えて、さらに以下の効果が得られるようになる。

（１８）ＣＶＴ２２の経年変化によって、トータル変速比の最小値が大きくなるようにＣＶＴ２２のストッパを備える軸側を選択した。これにより、経年変化によってクリープ時に駆動輪１４が反転する事態を確実に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（ａ）に、本実施形態にかかるシステム構成を示す。なお、図１０（ａ）において、先の図１（ａ）に示した部材と対応する部材については、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、サンギアＳとＣＶＴ２２との間にクラッチＣ４を設けて且つ、サンギアＳと車体との間にクラッチＣ５を設けた。ここで、クラッチＣ４，Ｃ５は、入力側および出力側間の動力の伝達を遮断すべく油圧駆動される電子制御式の遮断手段である。これにより、クラッチＣ４を解除状態として且つクラッチＣ５を締結状態とすることで、モータジェネレータ１０に機械的に連結される一対の回転体（サンギアＳおよびキャリアＣ）の一方（ここではサンギアＳ）を固定することができる。これにより、図１０（ｂ）に示すように、共線図上において、駆動輪１４に機械的に連結される回転体（リングギアＲ）と上記一対の回転体（サンギアＳおよびキャリアＣ）とのそれぞれの回転速度を結ぶ直線の傾きの符号を反転させることができ、ひいては車両を後退させることができる。

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）、（３）〜（１７）の各効果に準じた効果に加えて、さらに以下の効果が得られるようになる。

（１９）動力分割用回転体の機械的な連結態様を変更することで、トータル変速比の符号を反転させた。これにより、駆動輪１４の回転方向を反転させることができる。
＜第４の実施形態＞
以下、第４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１１（ａ）に、本実施形態にかかるシステム構成を示す。なお、図１１（ａ）において、先の図１（ａ）に示した部材と対応する部材については、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、車載空調装置のコンプレッサ５０を、動力分割機構２０のサンギアＳに機械的に連結した。そして、車両の停止時においてもコンプレッサ５０の駆動を可能とすべく、図１１（ｂ）に示すように、トータル変速比の最低値が負となるようにする。これにより、経年変化にかかわらず、ギアードニュートラル状態を確実に実現することができる。このため、駆動輪１４を停止させた状態で、モータジェネレータ１０の動力をサンギアＳを介してコンプレッサ５０に伝達することができる。

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）、（２）、（４）〜（１７）の各効果に準じた効果に加えて、さらに以下の効果が得られるようになる。

（２０）トータル変速比の最低値が負となるようにした。これにより、ギアードニュートラル状態を確実に実現することができ、ひいては駆動輪１４を停止しつつ動力分割用回転体を動力源としてコンプレッサ５０を駆動することができる。

（２１）コンプレッサ５０とモータジェネレータ１０との間にＣＶＴ２２を介在させた。これにより、ＣＶＴ２２によってコンプレッサ５０の可変容量制御を行うことができる。
＜第５の実施形態＞
以下、第５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１２に、本実施形態にかかるシステム構成図を示す。なお、図１２において、先の図１に示した部材と対応するものについては、便宜上同一の符号を付している。

図示されるように、本実施形態にかかる動力分割機構２０は、第１遊星歯車機構２０ａおよび第２遊星歯車機構２０ｂを備えて構成されている。ここで、第１遊星歯車機構２０ａのリングギアＲと第２遊星歯車機構２０ｂのキャリアＣとは、機械的に連結されており、また、第１遊星歯車機構２０ａのサンギアＳと第２遊星歯車機構２０ｂのサンギアＳとは、機械的に連結されている。そして、第２遊星歯車機構２０ｂのリングギアＲには、モータジェネレータ１０の回転軸１０ａが機械的に連結されている。また、第１遊星歯車機構２０ａのリングギアＲおよび第２遊星歯車機構２０ｂのキャリアＣには、ギアＧ６およびディファレンシャルギア２４を介して駆動輪１４が機械的に連結されている。

また、第１遊星歯車機構２０ａのキャリアＣは、ワンウェイベアリング２６およびクラッチＣ３を介してエンジン１２のクランク軸（回転軸１２ａ）に機械的に連結可能とされている。第１遊星歯車機構２０ａのサンギアＳおよび第２遊星歯車機構２０ｂのサンギアＳとエンジン１２の回転軸１２ａとの間には、クラッチ２８が設けられている。第１遊星歯車機構２０ａのサンギアＳおよび第２遊星歯車機構２０ｂのサンギアＳは、ＣＶＴ２２、クラッチＣ１およびギアＧ３を介して、モータジェネレータ１０の回転軸１０ａに機械的に連結されている。ここで、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２０ａのサンギアＳおよび第２遊星歯車機構２０ｂのサンギアＳは、ＣＶＴ２２、クラッチＣ２およびギアＧ４を介して、第１遊星歯車機構２０ａのリングギアＲおよび第２遊星歯車機構２０ｂのキャリアＣに機械的に連結されている。

こうした構成によっても、クラッチＣ１を締結状態として且つクラッチＣ２を解除状態とするモード１において、動力循環を生じさせることができる。すなわち、この場合、第２遊星歯車機構２０ｂのサンギアＳから出力される動力がＣＶＴ２２、クラッチＣ１およびギアＧ３を介して第２遊星歯車機構２０ｂのリングギアＲに入力される。このため、第２遊星歯車機構２０ｂのキャリアＣの極低速回転時（駆動輪１４の極低速回転時）において、駆動輪１４に高トルクを付与することができる。ただし、本実施形態でも動力循環を、モータジェネレータ１０の回転方向を反転させることなく駆動輪１４の回転速度の符号を反転させるためには利用せず、トータル変速比の下限値がゼロよりも僅かに大きい設定とする。これにより、上記第１の実施形態と同様、ＣＶＴ２２の耐量を低減することなどができる。
＜第６の実施形態＞
以下、第６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１３に、本実施形態にかかるシステム構成図を示す。なお、図１３において、先の図１に示した部材と対応するものについては、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、動力分割用回転体として、第１遊星歯車機構２０ａ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２０ｂのサンギアＳ，キャリアＣおよびリングギアＲの６つの回転体を備え、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２０ａ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２０ｂのキャリアＣに機械的に連結され、またＣＶＴ２２を介して第２遊星歯車機構２０ｂのサンギアＳに機械的に連結されている。ここで、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、ディファレンシャルギア２４およびギアＧ７を介して第１遊星歯車機構２０ａ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２０ａのキャリアＣと第２遊星歯車機構２０ｂ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２０ａのキャリアＣと第２遊星歯車機構２０ｂ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、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２０ｂのリングギアＲには、ワンウェイベアリング２６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、クラッチ２８を介して第２遊星歯車機構２０ｂのキャリアＣに機械的に連結されている。

こうした構成によっても、クラッチＣ１を締結状態として且つクラッチＣ２を解除状態とするモード１において、動力循環を生じさせることができる。すなわち、この場合、第１遊星歯車機構２０ａのキャリアＣから出力される動力が、クラッチＣ１、第２遊星歯車機構２０ｂのリングギアＲ、第２遊星歯車機構２０ｂのサンギアＳ、ＣＶＴ２２を介して第１遊星歯車機構２０ａのサンギアＳに入力される。このため、第１遊星歯車機構２０ａのキャリアＣの極低速回転時（駆動輪１４の極低速回転時）において、駆動輪１４に高トルクを付与することができる。ただし、本実施形態でも動力循環を、モータジェネレータ１０の回転方向を反転させることなく駆動輪１４の回転速度の符号を反転させるためには利用せず、モード１においてモータジェネレータ１０を反転させることで駆動輪１４を反転させる。そして、トータル変速比の下限値がゼロよりも僅かに大きい設定とする。これにより、上記第１の実施形態と同様、ＣＶＴ２２の耐量を低減することなどができる。
＜第７の実施形態＞
以下、第７の実施形態について、先の第６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１４に、本実施形態にかかるシステム構成図を示す。なお、図１４において、先の図１３に示した部材と対応するものについては、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、ディファレンシャルギア２４およびギアＧ７間に、クラッチＣ４を設けるとともに、これらに並列に、ギアＧ８およびクラッチＣ５を接続する。ここで、ギアＧ８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。また、クラッチＣ４，Ｃ５は、入力側および出力側間の動力の伝達を遮断するための電子制御式の遮断手段である。

こうした構成によれば、モータジェネレータ１０の回転方向を固定しつつも、クラッチＣ４を締結状態として且つクラッチＣ５を解除状態とする場合とクラッチＣ４を解除状態として且つクラッチＣ５を締結状態とする場合とで、駆動輪１４の回転方向を反転させることができる。
＜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。
「双方向制御手段について」
双方向制御手段としては、モード１において行うものに限らず、例えばモード２において行うものであってもよい。
「反転手段について」
反転手段としては、上記各実施形態において例示したものに限らない。例えば、共線図において、モータジェネレータ１０に機械的に連結される一対の回転体の回転速度と駆動輪１４に機械的に連結される回転体の回転速度とが１直線上に並ぶものにおいて、上記直線の傾きを変更するよう一対の回転体間に介在する変速比固定の変速手段のギア比を変更するものであってもよい。図１５（ａ）に、上記第１の実施形態においてこうした手法を採用した例を示す。すなわち、クラッチＣ１等に並列に、クラッチＣ４およびギアＧ７を接続し、このギアＧ７を、モータジェネレータ１０側の回転速度よりもキャリアＣ側の回転速度が大きくなる設定とする（特に、ギアＧ２βも同様のギアの場合、これよりも上記大きくなる度合いを大きくする）。これにより、クラッチＣ１，Ｃ２を解除状態として且つクラッチＣ４を締結状態とすることで、図１５（ｂ）に示す動力伝達経路が形成され、図１５（ｃ）に示すように、モータジェネレータ１０を反転させることなく後退処理を行うことができる。

また例えば、クラッチＣ１，Ｃ２を解除状態とした場合にモータジェネレータ１０と駆動輪１４とを直結する経路を構成し、この経路に、回転速度を反転させる変速比固定の変速手段を備えるものであってもよい。図１６（ａ）に、上記第１の実施形態においてこうした手法を採用した例を示す。すなわち、クラッチＣ２に並列に、ギアＧ７とクラッチＣ４を接続して且つ、ギアＧ７を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、回転速度の符号を反転させる手段とする。これにより、クラッチＣ１，Ｃ２を解除状態として且つクラッチＣ４を締結状態とすることで、図１６（ｂ）に示す動力伝達経路が形成され、図１６（ｃ）に示すように、モータジェネレータ１０を反転させることなく後退処理を行うことができる。なお、この構成の場合、クラッチ２８を締結状態とすることでエンジン１２によって後退処理を行うことも可能である。

また例えば、共線図上において３つの回転体の回転速度が直線上に並ぶものであって且つ駆動輪に機械的に連結される回転体の回転速度の符号とそれ以外の少なくとも１つの回転体の回転速度の符号とが相違する構成において、３つの回転体の回転速度が等しくなるようにこれら回転体に対する機械的な連結態様を変更するものであってもよい。図１７（ａ）に、上記第１の実施形態においてこうした手法を採用した例を示す。具体的には、リングギアＲとサンギアＳとの締結および解除を行うクラッチＣ４を設けた。これにより、クラッチＣ１，Ｃ２を解除状態として且つクラッチＣ４を締結状態とすることで、図１７（ｂ）に示す動力伝達経路が形成され、図１７（ｃ）に示すように、モータジェネレータ１０を反転させることなく後退処理を行うことができる。なお、この構成の場合、クラッチ２８を締結状態とすることでエンジン１２によって後退処理を行うことも可能である。

なお、この手法は、サンギアＳおよびリングギアＲ間にクラッチを設けることで実現されるのみならず、図１８（ａ）に示すように、キャリアＣおよびサンギアＳ間にクラッチＣ４を設けたり、図１８（ｃ）に示すように、キャリアＣおよびリングギアＲ間にクラッチＣ４を設けたりしても実現することができる。

さらに、例えば、上記第３の実施形態において、上記第７の実施形態における反転手段を用いてもよい。
「トータル変速比の可変範囲の設定について」
トータル変速比の最低値が正となる設定としては、従来のＡＴ車程度のクリープ力を生成するものに限らない。例えばギア比の設定によっては最低値をゼロに設定することが物理的に不可能な場合がある。この場合、最低値が正となるように設定するなら、クリープ力が駆動輪１４を反転させるものとなることを回避することができる。

トータル変速比の最低値が負となる設定としては、動力分割用回転体の回転力を補機の駆動源とする場合に限らない。こうした用途がない場合であっても、例えば、トータル変速比の最低値が負となるようにするなら、ギアードニュートラル状態を確実に実現することができるため、制御によってクリープが生じない車両を意図的に設計する場合等には、上記設定は有効である。また、ギアードニュートラル状態の実現が必須でない車両であっても、トータル変速比がゼロ以上である領域のみを利用するなら、トータル変速比が負となる領域を低減することができるため、ＣＶＴ２２の耐量を低減することができる等のメリットが生じる。

また、上記第４の実施形態において、トータル変速比の最低値をゼロとしてもよい。この場合であっても、上記第１の実施形態において例示したように、ＣＶＴ２２のセカンダリプーリ２２ｂ側にストッパを設けるなら、経年変化によってトータル変速比の最低値が小さくなる側にずれるため、ギアードニュートラル状態を確実に実現することができる。
「補機に機械的に連結される動力分割用回転体について」
例えば、図１１に示した構成に代えて、図１９に示した構成を採用してもよい。ここでは、モータジェネレータ１０とＣＶＴ２２との間にコンプレッサ５０を機械的に連結する例を示した。この構成は、モータジェネレータ１０からコンプレッサ５０への動力伝達効率を向上させるうえで優れている。すなわち、ＣＶＴ２２を介して動力伝達を行う場合、その効率が低下しやすい。このため、図１９に例示するように、ＣＶＴ２２を介在させないようにすることで、伝達効率を向上させることができる。
「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。
「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と動力分割機構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動力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２６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に急増するトルクが動力分割機構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２６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２６の入力側にクラッチ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）に対する動力分割機構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２６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分割機構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に付与すべく動力分割機構２０の伝達用回転体とエンジン１２との間の動力の伝達を制御する第２動力伝達制御手段としては、クラッチ２８に限らない。例えばワンウェイクラッチやワンウェイベアリング等の一方向伝達機構であってもよい。図２０（ａ）に、上記第１の実施形態においてワンウェイベアリング２９を追加した例を示し、図２０（ｂ）に、上記第１の実施形態においてクラッチ２８をワンウェイベアリング２９に変更した例を示す。なお、図２０（ｂ）に示した例では、後退処理時においてエンジン１２が逆回転方向に連れまわされるため、逆回転時であっても潤滑用オイルを潤滑可能な構成とすることが望ましい。さらに、エンジン１２の負荷を低減すべく、吸気バルブや排気バルブを電磁駆動バルブとして且つ、後退処理時においてこれら双方を開弁状態に固定してもよい。
「動力分割機構について」
動力分割機構としては、上記各実施形態に例示したものに限らない。例えば、先の図１や、図１２、図１３に例示した構成において、サンギアＳ、キャリアＣおよびリングギアＲを入れ替えてもよい。この場合であっても、遊星歯車機構とモータジェネレータ１０、エンジン１２、駆動輪１４との間に介在するギアの設定によって、上記各実施形態と同様の効果を奏することが可能となる。
「動力分割用回転体について」
上記実施形態では、動力分割用回転体を構成する遊星歯車機構として、サンギアＳとリングギアＲの回転速度の符号が互いに相違する場合にキャリアＣの回転速度がゼロとなりうるものを採用したが、これに限らない。例えば、サンギアＳとリングギアＲとの回転速度の符号が同一である場合にキャリアＣの回転速度がゼロとなり得るものを用いてもよい。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。

また、遊星歯車機構を構成するものにも限らず、例えばデフギアを構成するものであってもよい。
「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。
「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。

・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＞
上記第１の実施形態に記載の構成について、様々な関係を導出する場合、図２１に示す一般的な構成において導出すれば足りる。ここで、ギアＧ１は、ＣＶＴ２２に対応している。ちなみに、図２１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Ｇ４が無く、ギアＧ２ａ、Ｇ２ｂを有する点である。図の構成は、第１の実施形態の構成を一般化したものであるにもかかわらず、ギアＧ２ａ，Ｇ２ｂをギアＧ２にまとめることとしたのは、クラッチＣ１およびキャリアＣ間に介在するギアをギアＧ２として一般化することができるためである。すなわち、この図の構成から第１の構成にいたるには、第１の実施形態のギアＧ２ａ，Ｇ２ｂのトータルのギア比を図２１の構成のギアＧ２のギア比ｒ２として且つ、ギアＧ４のギア比ｒ４を「１」とすればよい。なお、ギア比ｒｉ（ｉ＝１〜６）は、図中、ａの回転速度に対するｂの回転速度の比である。

ここで、動力分割機構２０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として且つこれらの回転速度を回転速度ｗＲ，ｗＳ，ｗＣとすると、以下の式が成立する。

Ｔｒ＝−Ｔｃ／（１＋ρ） …（ｃ１）
Ｔｓ＝−ρＴｃ／（１＋ρ） …（ｃ２）
ρｗＳ−（１＋ρ）ｗＣ＋ｗＲ＝０ …（ｃ３）
「モード１における高トルクの生成について」
モータジェネレータ１０を駆動源とする場合、図中、ＩＮ２が供給動力となる。今、モータジェネレータ１０のトルクをトルクＴｍとし、先の図２（ｃ）に示した関係からエネルギ保存則を立てると、以下の式が成立する（ただし、ギアＧ２の質量を無視する理想化を行っている）。

ｗＣ（Ｔｍ＋ｒ１Ｔｃ）＝−ｗＳＴｓ …（ｃ４）
上記の式（ｃ１）および式（ｃ２）を用いて上記式（ｃ４）からトルクＴｓ，Ｔｃを消去することで、下記の式（ｃ５）を得る。

Ｔｒ＝１／｛ｒ２（１+ρ）−ρ（ｗＳ／ｗＣ）｝ …（ｃ５）
上記の式（ｃ５）によれば、比「ｗＳ／ｗＣ」を「ｒ２（１＋ρ）／ρ」に近似させることで、リングギアＲのトルクＴｒは、非常に大きなものとなり得ることがわかる。換言すれば、駆動輪１４に伝達されるトルクが非常に大きなものとなり得ることがわかる。

「モード１のトータルの変速比について」
１．駆動源がエンジンの場合
モード１においては、サンギアＳの回転速度ｗＳと、キャリアＣの回転速度ｗＣとの間には、以下の式（ｃ６）にて表現される関係がある。

ｗＣ＝ｒ１・ｒ２・ｗＳ …（ｃ６）
一方、ギアＧ６の出力側の回転速度ｗＧ６ｂは、以下の式（ｃ７）にて表現できる。

ｗＧ６ｂ＝ｒ６・ｒ５・ｗＲ …（ｃ７）
上記の式（ｃ６）、（ｃ７）を上記の式（ｃ３）に代入することで以下の式（ｃ８）を得る。

ｗＧ６ｂ＝ｒ６・ｒ５・｛ｒ１・ｒ２・（１＋ρ）−ρ｝ｗＳ …（ｃ８）
したがって、トータルの変速比は、以下の式（ｃ９）となる。

（トータル変速比）＝ｒ６・ｒ５・｛ｒ１・ｒ２・（１＋ρ）−ρ｝ …（ｃ９）
２．駆動源がモータジェネレータ１０の場合
この場合、入力軸がギアＧ１の出力側となるため、上記の式（ｃ８）の右辺のｗＳをギア比ｒ１で除算したものを用いることで、以下の式が導出できる。

（トータル変速比）＝ｒ６・ｒ５・｛ｒ２・（１＋ρ）−ρ／ｒ１｝ …（ｃ１０）
「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、駆動源がエンジンの場合、ギアＧ１，Ｇ４，Ｇ６の経路を考えることで、トータル変速比は、以下の式（ｃ１１）となる。

（トータルの変速比）＝ｒ１・ｒ４・ｒ６ …（ｃ１１）
「トルク抜けの生じない切替条件」
ギアＧ１の回転速度ｗＧ１ｂが、ギアＧ２の回転速度ｗＧ２ａとギアＧ４の回転速度ｗＧ４ａとの双方と一致することが条件となる。これは、以下の式にて表現することができる。

ｗＣ／ｒ２＝ｗＳ・ｒ１＝ｗＲ・ｒ５／ｒ４ …（ｃ１２）
上記の式（ｃ１２）において、例えばサンギアＳおよびリングギアＲの回転速度ｗＳ，ｗＲをキャリアＣの回転速度ｗＣで表現して且つ、上記の式（ｃ３）に代入することで以下の式（ｃ１３）を得る。

ｒ１=ρｒ５／｛ｒ２ｒ５（１＋ρ）−ｒ４｝ …（ｃ１３）
すなわち、ＣＶＴ２２（ギアＧ１）のギア比ｒ１が上記の式（ｃ１３）の右辺の値をとりうる設定とすれば、上記（ｃ１３）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（ｃ１４）に示す条件となる。

｛ｒ６・ｒ５・ｒ２・（１＋ρ）｝・｛ｒ４・ｒ６｝＜０
すなわち、ｒ５・ｒ４・ｒ２＜０ …（ｃ１４）
ちなみに、上記第１の実施形態では、ギアＧ５やギアＧ２ａ、Ｇ２ｂをカウンタギアとしたため、ギア比ｒ２＞０、ギア比ｒ５＜０であり、またギアＧ４を除いたため、ギア比ｒ４＝１であり、この条件を満たす。

「トータル変速比の可変量とＣＶＴ耐量との関係について」
この考察は、ギアードニュートラルを実現可能とし、ギアードニュートラルが実現される場合にＣＶＴ２２に加わるトルクを算出することが簡易な手法である。なぜなら、駆動源の出力が一定であるとすると、エネルギ保存則の関係から駆動輪１４に加わるトルクが最大となるのは、ギアードニュートラル状態となるときであると考えられるため、ＣＶＴ２２に加わるトルクが最大となるのもギアードニュートラル状態であると考えられるためである。

この場合、駆動輪１４のトルクＴＯＵＴを用いると、ギアＧ１の入力側および出力側のトルクＴ（Ｇ１ａ）、Ｔ（Ｇ１ｂ）は、それぞれ以下のようになる。

Ｔ（Ｇ１ａ）＝Ｔｓ＝ρＴｒ＝ρｒ５ｒ６ＴＯＵＴ …（ｃ１５）
Ｔ（Ｇ１ｂ）＝Ｔ（Ｇ１ａ）／ｒ１＝ρｒ５ｒ６ＴＯＵＴ／ｒ１ …（ｃ１６）
ここで、上記の式（ｃ１０）からわかるように、トータル変速比の可変量は、「ρｒ５ｒ６」に比例する。一方、上記トルクＴ（Ｇ１ａ）、Ｔ（Ｇ１ｂ）も「ρｒ５ｒ６」に比例する。このため、トータル変速比の可変量を大きくするほどＣＶＴ２２に加わるトルクが大きくなる。

なお、このようにトルク等の式を導出してトータル変速比の可変量とＣＶＴの耐量との関係を論ずる手法は、先の第７の実施形態にかかる構成等においても、同様に適用できる。

２０…動力分割機構、Ｓ…サンギア（動力分割用回転体の一実施形態）、Ｃ…キャリア（動力分割用回転体の一実施形態）、Ｒ…リングギア（動力分割用回転体の一実施形態）、Ｃ３…クラッチ（遮断手段の一実施形態）、２６…ワンウェイベアリング（一方向伝達機構の一実施形態）、２８…クラッチ（第２動力伝達制御手段の一実施形態）。

Claims (20)

1. 駆動源および駆動輪間の動力分割のための回転体であっ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と、該動力分割用回転体に機械的に連結される変速装置と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、前記駆動輪に機械的に連結される回転体と、該回転体以外の一対の回転体とを備え、
   前記動力分割用回転体のうちの他の回転体を介して前記駆動輪に機械的に連結される回転体へと前記駆動源の動力を前記駆動輪に伝達可能な状態において前記駆動源から動力を出力することで前記一対の回転体の一方から他方に動力が流動する動力循環が生じて且つ、この際の前記駆動源の回転軸の回転速度に対する前記駆動輪の回転速度の比である変速比として利用する値を、ゼロを境とした正および負のいずれか１の領域内に制限したことを特徴とする車載動力伝達装置。
2. 前記動力分割用回転体のうちの他の回転体を介して前記駆動輪に機械的に連結される回転体へと前記駆動源の動力を前記駆動輪に伝達可能な状態において前記駆動源から動力を出力することで前記一対の回転体の一方から他方に動力が流動する動力循環が生じて且つ、この際の前記駆動源の回転軸の回転速度に対する前記駆動輪の回転速度の比である変速比が構造上とり得る値を、ゼロを境とした正および負のいずれか１の領域内に設定する設定手段を備えることを特徴とする請求項１記載の車載動力伝達装置。
3. 前記駆動源は、回転電機であることを特徴とする請求項２記載の車載動力伝達装置。
4. 前記回転電機の回転方向を双方向とする双方向制御手段をさらに備え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. 前記駆動源および前記駆動輪の少なくとも一方と前記動力分割用回転体との間の機械的な連結態様を変更することで、前記変速比の符号を反転させる反転手段をさらに備えることを特徴とする請求項２または３記載の車載動力伝達装置。
6. 前記設定手段は、前記いずれか１の領域における前記変速比の絶対値の最低値をゼロよりも大きく設定するものであることを特徴とする請求項２〜５のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
7. 前記変速装置は、プーリとベルトとを備えるベルト式の無段変速装置であり、
   前記設定手段は、経年変化によって、前記いずれか１の領域における前記変速比の絶対値の最小値とゼロとの間の距離が拡大するように前記変速装置を構成することを特徴とする請求項２〜６のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
8. 駆動源としての回転電機および駆動輪間の動力分割のための回転体であっ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と、該動力分割用回転体に機械的に連結される変速装置と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、前記駆動輪に機械的に連結される回転体と、該回転体以外の一対の回転体とを備え、
   前記動力分割用回転体のうちの他の回転体を介して前記駆動輪に機械的に連結される回転体へと前記駆動源の動力を前記駆動輪に伝達可能な状態において前記駆動源から動力を出力することで前記一対の回転体の一方から他方へ動力が流動する動力循環を実現するように前記一対の回転体の符号を互いに逆となるように設定する手段と、
   前記回転電機の回転方向を双方向とする双方向制御手段とを備えることを特徴とする車載動力伝達装置。
9. 駆動源および駆動輪間の動力分割のための回転体であっ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と、該動力分割用回転体に機械的に連結される変速装置と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のうちの他の回転体を介して前記駆動輪に機械的に連結される回転体へと前記駆動源の動力を前記駆動輪に伝達可能な状態において前記駆動源から動力を出力することで前記一対の回転体の一方から他方へ動力が流動する動力循環を実現すべく前記一対の回転体の符号を互いに逆となるように設定する手段と、
   前記駆動源および前記駆動輪の少なくとも一方と前記動力分割用回転体との間の機械的な連結態様を変更することで、前記駆動源の回転軸の回転速度に対する前記駆動輪の回転速度の比である変速比の符号を反転させる反転手段とを備えることを特徴とする車載動力伝達装置。
10. 前記駆動源は、回転電機であ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. 前記駆動源の回転軸の回転速度に対する前記駆動輪の回転速度の比である変速比として利用する範囲を、ゼロを境とした正および負のいずれか１の領域内とする変速比制御手段をさらに備えることを特徴とする請求項８〜１０のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
12. 前記動力分割用回転体のうち前記駆動輪の回転速度がゼロとなる際に回転可能な回転体に、車載補機が機械的に連結されていることを特徴とする請求項８〜１１のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
13. 前記動力分割用回転体のうちの他の回転体を介して前記駆動輪に機械的に連結される回転体へと前記駆動源の動力を前記駆動輪に伝達可能な状態において前記駆動源から動力を出力することで前記一対の回転体の一方から他方へと動力が流動する動力循環が生じて且つ、この際の前記駆動源の回転軸の回転速度に対する前記駆動輪の回転速度の比である変速比が構造上とり得る値の範囲が、ゼロを境とする双方の領域にまたがることを特徴とする請求項８〜１２のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
14. 前記駆動源は、回転電機であり、
    前記動力分割用回転体のうちの１の回転体には、前記回転電機以外の駆動源としての内燃機関が機械的に連結され、
    前記内燃機関と前記１の回転体との間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さらに備えることを特徴とする請求項２〜１３のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
15. 前記動力伝達制御手段は、前記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１４記載の車載動力伝達装置。
16. 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１５記載の車載動力伝達装置。
17. 前記内燃機関と前記１の回転体との間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１の回転体以外の回転体と前記内燃機関との間の動力の伝達を制御する第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１４〜１６のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
18. 前記動力分割用回転体は、遊星歯車機構を構成するサンギア、キャリアおよびリングギアであることを特徴とする請求項１〜１７のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
19. 前記動力分割用回転体は、前記一対の回転体としての第１の回転体および第２の回転体と、前記駆動輪に機械的に連結される第３の回転体とを備え、
    前記第１の回転体および前記第２の回転体が他の動力分割用回転体を介すことなく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、前記変速装置を備える経路を備え、
    前記駆動源は、前記変速装置を備える経路に機械的に連結されていることを特徴とする請求項１〜１８のいずれか１項に記載の車載動力伝達装置。
20. 前記第１の回転体および前記第２の回転体に機械的に連結される前記駆動源は、回転電機であり、
    前記動力分割用回転体のうちの１の回転体に、前記回転電機とは別の駆動源としての内燃機関が機械的に連結され、
    前記第１の回転体、前記第２の回転体および前記第３の回転体が１の遊星歯車機構を構成し、
    前記第１の回転体および前記第２の回転体の双方に変速装置を機械的に連結した第１モードと、前記第２の回転体および前記第３の回転体の双方に変速装置を機械的に連結した第２モードとを切り替える切替機構をさらに備え、
    前記内燃機関から前記駆動輪まで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について、前記第１モードおよび前記第２モードのそれぞれにおける前記独立変数による前記関数の１階の微分値同士の符号が互いに逆となるように設定されていることを特徴とする請求項１９記載の車載動力伝達装置。

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