JP2021116821A - 動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】簡単な構成でドグ歯が抜けるなどの不都合が生じることを抑制できる動力伝達装置を提供する。【解決手段】第１回転体は、外周面に第２回転体と噛み合う第１噛み合い歯および内周面に第３回転体と噛み合う第２噛み合い歯が形成され、第２回転体は、内周面に前記第１噛み合い歯に噛み合う第３噛み合い歯が形成され、第３回転体は、外周面に前記第２噛み合い歯に噛み合う第４噛み合い歯が形成され、第１回転体と第２回転体とは、第２回転体を軸線方向に移動させることで係合の状態と解放の状態とを切り替えるように構成され、前記第１噛み合い歯と前記第３噛み合い歯との噛み合い中心の方が、前記第２噛み合い歯と前記第４噛み合い歯との噛み合い中心より前記解放側に位置している。【選択図】図９

Description

この発明は、噛み合い式の係合機構を備えた動力伝達装置に関するものである。

従来、複数のクラッチ機構を備え、そのクラッチ機構の係合状態を切り替えることにより複数の走行モードを設定できる動力伝達装置が知られている。特許文献１には、その種の動力伝達装置を搭載したハイブリッド駆動装置が記載されている。そのハイブリッド駆動装置は、エンジンと第１モータと第２モータとの駆動力源、および、複数の遊星歯車機構からなる差動機構（動力分割機構）を備えている。その差動機構は、エンジンと第１モータとが連結された第１の遊星歯車機構の出力要素（リングギヤ）を、第２の遊星歯車機構の反力要素（サンギヤ）に連結するように構成し、第２の遊星歯車機構の出力要素（リングギヤ）に出力ギヤなどの出力部材を連結するように構成されている。また前記差動機構は、前記第２の遊星歯車機構の入力要素をエンジンもしくは第１の遊星歯車機構における入力要素に選択的に連結する第１クラッチ機構と、第２の遊星歯車機構の全体を一体化するように選択的に係合する第２クラッチ機構とを備えている。それらのクラッチ機構は、ドグクラッチなどの噛み合い式係合機構により構成され、このハイブリッド駆動装置では、第１クラッチ機構と第２クラッチ機構とのうちいずれかのクラッチ機構を係合した状態で第１モータの回転数を変化させることにより、エンジン回転数を変化させることができ、したがって第１モータによってエンジン回転数と出力部材との回転数との比である変速比を連続的に変化させることができ、無段変速機として機能する。そして、この特許文献１に記載されたハイブリッド駆動装置では、上記の無段変速状態において、第１クラッチ機構を係合している場合にはHV-Loモードが設定され、第２クラッチ機構を係合している場合には、HV-Loモードより出力側に伝達されるエンジントルクの割合が小さいHV-Hiモードが設定される。

特開２０１９−０８９４１３号公報

上記の特許文献１に記載されたハイブリッド駆動装置では、第１クラッチ機構と第２クラッチ機構との係合状態を切り替えることにより複数の走行モードを設定できる。上述の第１クラッチ機構および第２クラッチ機構は、噛み合い式の係合機構により構成されており、特に第２クラッチ機構は、外歯（ドグ歯）と第２の遊星歯車機構におけるリングギヤとが噛み合い、内歯（スプライン歯）とキャリヤとが噛み合い、それぞれに対して連結されている。一方、第２の遊星歯車機構のリングギヤはカウンタシャフトに取り付けられたドリブンギヤと噛み合うように構成されている。この動力伝達装置における各ギヤは、通常、歯筋が軸に対して斜めであるはす歯歯車によって構成されており、したがって、リングギヤとドリブンギヤとが噛み合った際には、リングギヤとドリブンギヤとを互いに離す方向に噛み合い反力（分離力）が生じる。また、そのように噛み合い反力が生じると、リングギヤは、キャリヤ軸に対して偏心（芯ずれ）し、ドグクラッチにおける噛み合い負荷が変化する。つまり、第２クラッチ機構における噛み合い長さや噛み合い中心がずれる。そして、そのような状態で、リングギヤおよびキャリヤが回転すると、第２クラッチ機構の噛み合いがずれた状態が連続することになり、ひいては意図せずにドグ歯が抜けるなどの不都合が生じるおそれがある。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、簡単な構成でドグ歯が抜けるなどの不都合が生じることを抑制できる動力伝達装置を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、この発明は、第１回転体と、第２回転体と、第３回転体とを備え、前記第１回転体と前記第２回転体とを選択的に連結する第１噛み合い式係合機構を備えた動力伝達装置において、前記第１回転体は、円筒状に形成され、前記第２回転体は、前記第１回転体と同心円上に配置されかつ前記第１回転体よりも大径の円筒状に形成され、前記第３回転体は、前記第１回転体と同心円上に配置されかつ前記第１回転体よりも小径の円筒状に形成され、前記第１回転体は、外周面に前記第２回転体と噛み合う第１噛み合い歯および内周面に第３回転体と噛み合う第２噛み合い歯が形成され、前記第２回転体は、内周面に前記第１噛み合い歯に噛み合う第３噛み合い歯が形成され、前記第３回転体は、外周面に前記第２噛み合い歯に噛み合う第４噛み合い歯が形成され、前記第１回転体と前記第２回転体とは、前記第２回転体を回転軸線の方向に移動させることで前記第１噛み合い式係合機構の係合の状態と解放の状態とを切り替えるように構成され、前記第１噛み合い歯と前記第３噛み合い歯との噛み合い中心と、前記第２噛み合い歯と前記第４噛み合い歯との噛み合い中心とは、前記第１噛み合い歯と前記第３噛み合い歯との噛み合い中心の方が、前記第２噛み合い歯と前記第４噛み合い歯との噛み合い中心より前記解放側に位置するように構成されていることを特徴とするものである。

また、この発明では、前記第２回転体は、外周面で前記第２回転体の軸とは異なる軸に配置された第４回転体に対してトルク伝達可能に連結されてよい。

また、この発明では、前記第２回転体は、前記動力伝達装置のケーシングとの間に嵌合されたベアリングにより回転可能に保持されてよい。

また、この発明では、前記第１回転体の一方の端部の外周面に前記第１回転体の回転軸線の方向で一体化された押圧部を備え、前記押圧部を前記回転軸線の方向に押圧することにより、前記第１噛み合い歯と前記第２噛み合い歯とが噛み合うように構成されてよい。

また、この発明では、前記第１回転体と前記第３回転体とは常時噛み合って一体に回転するように構成されてよい。

また、この発明では、エンジンと、第１モータと、第２モータとの三つの駆動力源を有し、前記エンジンが連結されている第１回転要素と、前記第１モータが連結されている第２回転要素と、駆動輪にトルクを出力する第３回転要素とによって差動作用を行う第１差動機構と、前記第２モータが連結されている第４回転要素と、前記第３回転要素に連結されている第５回転要素と、第６回転要素とによって差動作用を行う第２差動機構とを更に備え、前記第２回転体は、前記第４回転要素と一体に回転するように構成され、前記第３回転体は、前記第６回転要素と一体に回転するように構成され、前記第１噛み合い式係合機構は、前記第４回転要素と前記第６回転要素との二つの回転要素を連結し、またその連結を解く係合機構であってよい。

そして、この発明では、入力部材と、前記入力部材から伝達されたトルクを出力する出力部材と、前記第６回転要素と前記第１回転要素とを連結し、またその連結を解く第２噛み合い式係合機構とを更に備え、前記第１噛み合い式係合機構を係合することにより前記入力部材と前記出力部材との回転数比である変速比を連続的に変化させることのできる第１無段変速モードを設定し、前記第２噛み合い式係合機構を係合することにより前記入力部材と前記出力部材との回転数比である変速比を連続的に変化させることができかつ前記第１無段変速モードとは異なる第２無段変速モードを設定してよい。

この発明の動力伝達装置によれば、第１回転体の外周面と第２回転体とが噛み合う噛み合い中心と、第１回転体の内周面と第３回転体とが噛み合う噛み合い中心との位置関係が、第１回転体の外周面と第２回転体とが噛み合う噛み合い中心の方が、第１回転体の内周面と第３回転体とが噛み合う噛み合い中心より係合機構の解放側に位置するように構成されている。つまり、第１回転体における外歯と内歯との関係で、外歯の方が内歯より解放側に位置するように構成されている。また、第１回転体の外周面で噛み合う第２回転体は、その第２回転体の外周面で別軸の第４回転体とトルク伝達可能に連結されている。この場合、上述したような所定の回転体が回転軸に対して偏心（あるいは芯ずれ）が生じた場合であっても、第１回転体の外歯と内歯とがその偏心を考慮した所定の位置関係とされているため、噛み合いが外れない方向、言い換えれば噛み合い式係合機構の係合側にモーメントが作用する。したがって、トルクを伝達中にドグ抜けが生じることを抑制もしくは回避できる。

また、この発明によれば、上述したような、外歯と内歯との位置関係を特定するなどの簡単な構成によりドグ抜けを抑制できるため、例えばドグ抜けを抑制する新たな機構を設けることを回避もしくは抑制できる。その結果、そのような新たな機構を設ける場合に比べて、コストが増大することや搭載性が低下するなどの不都合が発生することを回避もしくは抑制できる。

駆動装置の一例を説明するためのスケルトン図である。 各走行モードでのクラッチ機構、ブレーキ機構の係合および解放の状態、モータの運転状態、エンジンの駆動の有無をまとめて示す図表である。 HV-Hiモードでの動作状態を説明するための共線図である。 HV-Loモードでの動作状態を説明するための共線図である。 直結モードでの動作状態を説明するための共線図である。 EV-Loモードでの動作状態を説明するための共線図である。 EV-Hiモードでの動作状態を説明するための共線図である。 シングルモードでの動作状態を説明するための共線図である。 第１クラッチ機構および第２クラッチ機構の構成を説明するための断面図である。 第２クラッチ機構に作用する荷重を説明するための図である。

先ず、この発明の実施形態で対象とする動力伝達装置１の一例について説明する。図１は、車両Ｖｅに搭載された動力伝達装置１の一例を示しており、ここに示す例は、ハイブリッド駆動装置として構成した例である。したがって、この動力伝達装置１は、駆動力源として、内燃機関であるエンジン（ＥＮＧ）２と、発電機能のある二つのモータ３，４とを有している。なお、これら二つのモータ３，４のうちの一方のモータを第１モータ（ＭＧ１）３と記し、他方のモータを第２モータ（ＭＧ２）４と記す。これらモータ３，４は一例として発電機能のあるモータ（モータ・ジェネレータ）であり、永久磁石式の同期モータが採用されている。また、第１モータ３は、エンジン２の回転数を制御するとともに、第１モータ３で発電した電力により第２モータ４を駆動し、その第２モータ４が出力するトルクを走行のための駆動力に加えるように構成されている。

動力伝達装置１は、エンジン２が出力した動力を電力変換を伴って、あるいは電力変換を伴わずに駆動輪５に伝達し、また各モータ３，４のいずれかによって駆動輪５を駆動するように構成されている。図１に示す例では、動力伝達装置１は、動力分割機構６を備えており、その動力分割機構６は、エンジン２が出力したトルクを第１モータ（ＭＧ１）３側と出力側とに分割する機能を主とする分割部７と、その分割部７によるトルクの分割率を変更する機能を主とする変速部８とにより構成されている。

分割部７は、三つの回転要素によって差動作用を行う構成であればよく、遊星歯車機構を採用することができる。図１に示す例では、シングルピニオン型の遊星歯車機構（第１差動機構）によって構成されている。図１に示す分割部７は、サンギヤ９と、サンギヤ９に対して同心円上に配置された、内歯歯車であるリングギヤ１０と、これらサンギヤ９とリングギヤ１０との間に配置されてサンギヤ９とリングギヤ１０とに噛み合っているピニオンギヤ１１と、ピニオンギヤ１１を自転および公転可能に保持するキャリヤ１２とを有している。なお、キャリヤ１２がこの発明の実施形態における「第１回転要素」に相当し、サンギヤ９がこの発明の実施形態における「第２回転要素」に相当し、リングギヤ１０がこの発明の実施形態における「第３回転要素」に相当する。

エンジン２が出力した動力が前記キャリヤ１２に入力されるように構成されている。具体的には、エンジン２の出力軸１３に、この発明の実施形態における「入力部材」に相当する入力軸１４が連結され、その入力軸１４が動力分割機構６におけるキャリヤ１２に連結されている。なお、キャリヤ１２と入力軸１４とを直接連結する構成に替えて、歯車機構などの伝動機構（図示せず）を介してキャリヤ１２と入力軸１４とを連結してもよい。また、その出力軸１３と入力軸１４との間にダンパ機構やトルクコンバータなどの機構（図示せず）を配置してもよい。

サンギヤ９に第１モータ３が連結されている。図１に示す例では、分割部７および第１モータ３は、エンジン２の回転中心軸線と同一の軸線上に配置され、第１モータ３は分割部７を挟んでエンジン２とは反対側に配置されている。さらに、変速部８が、この分割部７とエンジン２との間で、これら分割部７およびエンジン２と同一の軸線上に、その軸線の方向に並んで配置されている。

変速部８は、シングルピニオン型の遊星歯車機構によって構成されている。すなわち、変速部８は、上記の分割部７と同様に、サンギヤ１５と、サンギヤ１５に対して同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤ１６と、これらサンギヤ１５とリングギヤ１６との間に配置されてこれらサンギヤ１５およびリングギヤ１６に噛み合っているピニオンギヤ１７と、ピニオンギヤ１７を自転および公転可能に保持しているキャリヤ１８とを有している。したがって、変速部８は、サンギヤ１５、リングギヤ１６、およびキャリヤ１８の三つの回転要素によって差動作用を行う差動機構（第２差動機構）となっている。この変速部８におけるサンギヤ１５に分割部７におけるリングギヤ１０が連結されている。また、変速部８におけるリングギヤ１６に、この発明の実施形態における「出力部材」に相当する出力ギヤ１９が連結されている。なお、上記のリングギヤ１６がこの発明の実施形態における「第４回転要素」に相当し、サンギヤ１５がこの発明の実施形態における「第５回転要素」に相当し、キャリヤ１８がこの発明の実施形態における「第６回転要素」に相当する。

上記の分割部７と変速部８とが複合遊星歯車機構を構成するように第１クラッチ機構CL1が設けられている。第１クラッチ機構CL1は、変速部８におけるキャリヤ１８を、分割部７におけるキャリヤ１２および入力軸１４に選択的に連結するように構成されている。具体的には、第１クラッチ機構CL1は、互いに係合することによりトルクを伝達し、また互いに解放することによりトルクを遮断する回転部材１２ａ，１２ｂを有している。一方の回転部材１２ａは入力軸１４に連結され、他方の回転部材１２ｂはキャリヤ１８に連結されている。この第１クラッチ機構CL1は、従来知られている湿式多板クラッチなどの摩擦式のクラッチ機構あるいはドグクラッチなどの噛み合い式のクラッチ機構であってもよく、この発明の実施形態では、噛み合い式のクラッチ機構が採用されている。この第１クラッチ機構CL1を係合させることにより分割部７におけるキャリヤ１２と変速部８におけるキャリヤ１８とが連結されてこれらが入力要素となり、また分割部７におけるサンギヤ９が反力要素となり、さらに変速部８におけるリングギヤ１６が出力要素となった複合遊星歯車機構が形成される。すなわち、入力軸１４と第１モータ３の出力軸３ａと、後述するドリブンギヤ２１とが差動回転できるように複合遊星歯車機構が構成されている。

さらに、変速部８の全体を一体化させるための第２クラッチ機構CL2が設けられている。この第２クラッチ機構CL2は、変速部８におけるキャリヤ１８とリングギヤ１６もしくはサンギヤ１５、あるいはサンギヤ１５とリングギヤ１６とを連結するなどの少なくともいずれか二つの回転要素を連結するためのものであって、摩擦式、あるいは噛み合い式のクラッチ機構によって構成することができ、この発明の実施形態では、噛み合い式クラッチ機構が採用されている。図１に示す例では、第２クラッチ機構CL2は、変速部８におけるキャリヤ１８とリングギヤ１６とを連結するように構成されている。具体的には、第２クラッチ機構CL2は、互いに係合することによりトルクを伝達し、また互いに解放することによりトルクを遮断する回転部材１８ａ，１８ｂを有している。一方の回転部材１８ａはキャリヤ１８に連結され、他方の回転部材１８ｂはリングギヤ１６に連結されている。なお、上記の第２クラッチ機構CL2、第１クラッチ機構CL1が、この発明の実施形態における「第１噛み合い式係合機構」、あるいは、「第２噛み合い式係合機構」に相当する。

上記のエンジン２や分割部７あるいは変速部８の回転中心軸線と平行にカウンタシャフト２０が配置されている。前記出力ギヤ１９に噛み合っているドリブンギヤ２１がこのカウンタシャフト２０に取り付けられている。また、カウンタシャフト２０にはドライブギヤ２２が取り付けられており、このドライブギヤ２２が終減速機であるデファレンシャルギヤユニット２３におけるリングギヤ２４に噛み合っている。さらに、前記ドリブンギヤ２１には、第２モータ４におけるロータシャフト２５に取り付けられたドライブギヤ２６が噛み合っている。したがって、前記出力ギヤ１９から出力された動力もしくはトルクに、第２モータ４が出力した動力もしくはトルクを、上記のドリブンギヤ２１の部分で加えるように構成されている。このようにして合成された動力もしくはトルクをデファレンシャルギヤユニット２３から左右のドライブシャフト２７に出力し、その動力やトルクが前輪５に伝達されるように構成されている。

なお、動力伝達装置１には、第１モータ３を走行のための駆動力源とする場合に、エンジン２の回転を止めるための摩擦式あるいは噛み合い式のブレーキ機構（第３係合機構）B1が設けられている。すなわち、ブレーキ機構B1は所定の固定部と出力軸１３または入力軸１４との間に設けられ、係合して出力軸１３または入力軸１４を固定することにより、分割部７におけるキャリヤ１２や、変速部８におけるキャリヤ１８を反力要素として機能させ、分割部７におけるサンギヤ９を入力要素として機能させることができるように構成されている。なお、ブレーキ機構B1は、第１モータ３が駆動トルクを出力した場合に、反力トルクを発生させることができればよく、出力軸１３または入力軸１４を完全に固定する構成に限らず、要求される反力トルクを出力軸１３または入力軸１４に作用させることができればよい。または、出力軸１３や入力軸１４が、エンジン２がその駆動時に回転する方向とは逆方向に回転することを禁止するワンウェイクラッチをブレーキ機構B1として設けてもよい。

第１モータ３にインバータやコンバータなどを備えた第１電力制御装置２８が連結され、第２モータ４にインバータやコンバータなどを備えた第２電力制御装置２９が連結され、それらの各電力制御装置２８，２９は、リチウムイオン電池、キャパシタ、全固体電池などから構成された蓄電装置３０に電気的に連結されている。また、上記第１電力制御装置２８と第２電力制御装置２９とが相互に電力を供給できるように構成されている。具体的には、第１モータ３が反力トルクを出力することに伴って発電機として機能する場合には、第１モータ３で発電された電力を第２モータ４に供給することができるように構成されている。

上記の動力伝達装置１は、エンジン２から駆動トルクを出力して走行するHV走行モードと、エンジン２から駆動トルクを出力することなく、第１モータ３や第２モータ４から駆動トルクを出力して走行するEV走行モードとを設定することが可能である。さらに、HV走行モードは、第１モータ３を低回転数で回転させた場合（「０」回転を含む）において、変速部８のリングギヤ１６の回転数よりもエンジン２（または入力軸１４）の回転数が高回転数となるHV-Loモードと、変速部８のリングギヤ１６の回転数よりもエンジン２（または入力軸１４）の回転数が低回転数となるHV-Hiモードと、変速部８のリングギヤ１６の回転数とエンジン２（または入力軸１４）の回転数が同一である直結モード（固定段モード）とを設定することが可能である。なお、HV-LoモードとHV-Hiモードとでは、トルクの増幅率はHV-Loモードの方が大きくなる。

またさらに、EV走行モードは、第１モータ３および第２モータ４から駆動トルクを出力するデュアルモードと、第１モータ３から駆動トルクを出力せずに第２モータ４のみから駆動トルクを出力するシングルモード（切り離しモード）とを設定することが可能である。更にデュアルモードは、第１モータ３から出力されたトルクの増幅率が比較的大きいEV-Loモードと、第１モータ３から出力されたトルクの増幅率がEV-Loモードより小さいEV-Hiモードとを設定することが可能である。なお、シングルモードでは、第１クラッチ機構CL1を係合した状態で第２モータ４のみから駆動トルクを出力して走行することや、第２クラッチ機構CL2を係合した状態で第２モータ４のみから駆動トルクを出力して走行すること、あるいは各クラッチ機構CL1，CL2を解放した状態で第２モータ４のみから駆動トルクを出力して走行することが可能である。

それらの各走行モードは、第１クラッチ機構CL1、第２クラッチ機構CL2、ブレーキ機構B1、およびエンジン２、各モータ３，４を制御することにより設定される。図２に、これらの走行モードと、各走行モードにおける、第１クラッチ機構CL1、第２クラッチ機構CL2、ブレーキ機構B1の係合および解放の状態、第１モータ３および第２モータ４の運転状態、エンジン２からの駆動トルクの出力の有無の一例を図表として示してある。図中における「●」のシンボルは係合している状態を示し、「−」のシンボルは解放している状態を示し、「Ｇ」のシンボルは主にジェネレータとして運転することを意味し、「Ｍ」のシンボルは主にモータとして運転することを意味し、空欄はモータおよびジェネレータとして機能していない、または第１モータ３や第２モータ４が駆動のために関与していない状態を意味し、「ON」はエンジン２から駆動トルクを出力している状態を示し、「OFF」はエンジン２から駆動トルクを出力していない状態を示している。

各走行モードを設定した場合における動力分割機構６の各回転要素の回転数、およびエンジン２、各モータ３，４のトルクの向きを説明するための共線図を図３ないし図８に示している。共線図は、動力分割機構６における各回転要素を示す直線をギヤ比の間隔をあけて互いに平行に引き、これらの直線に直交する基線からの距離をそれぞれの回転要素の回転数として示す図であり、それぞれの回転要素を示す直線にトルクの向きを矢印で示すとともに、その大きさを矢印の長さで示している。

図３に示すようにHV-Hiモードでは、エンジン２から駆動トルクを出力し、第２クラッチ機構CL2を係合するとともに、第１モータ３から反力トルクを出力する。また、図４に示すようにHV-Loモードでは、エンジン２から駆動トルクを出力し、第１クラッチ機構CL1を係合するとともに、第１モータ３から反力トルクを出力する。上記HV-HiモードやHV-Loモードが設定されている場合の第１モータ３の回転数は、エンジン２の燃費や第１モータ３の駆動効率などを考慮した動力伝達装置１全体としての効率（消費エネルギー量を前輪のエネルギー量で除算した値）が最も良好となるように制御される。上記の第１モータ３の回転数は無段階に連続的に変化させることができ、その第１モータ３の回転数と車速とに基づいてエンジン回転数が定まる。したがって、動力分割機構６は、無段変速機として機能できる。

上記のように第１モータ３から反力トルクを出力することにより、第１モータ３が発電機として機能する場合には、エンジン２の動力の一部が第１モータ３により電気エネルギーに変換される。そして、エンジン２の動力から第１モータ３により電気エネルギーに変換された動力分を除いた動力が変速部８におけるリングギヤ１６に伝達される。その第１モータ３から出力する反力トルクは、動力分割機構６を介してエンジン２から第１モータ３側に伝達されるトルクの分割率に応じて定められる。この動力分割機構６を介してエンジン２から第１モータ３側に伝達されるトルクと、リングギヤ１６側に伝達されるトルクとの比、すなわち動力分割機構６におけるトルクの分割率は、HV-LoモードとHV-Hiモードとで異なる。

具体的には、第１モータ３側に伝達されるトルクを「１」とした場合、HV-Loモードではリングギヤ１６側に伝達されるトルクの割合であるトルク分割率は、「１／（ρ１×ρ２）」となり、HV-Hiモードではそのトルク分割率は、「１／ρ１」となる。すなわち、エンジン２から出力されたトルクのうちリングギヤ１６に伝達されるトルクの割合は、HV-Loモードでは、「１／（１−（ρ１×ρ２））」となり、HV-Hiモードでは、「１／（ρ１＋１）」となる。ここで、「ρ１」は分割部７のギヤ比（リングギヤ１０の歯数とサンギヤ９の歯数との比率）であり、「ρ２」は変速部８のギヤ比（リングギヤ１６の歯数とサンギヤ１５の歯数との比率）である。なお、ρ１およびρ２は、「１」よりも小さい値である。したがって、HV-Loモードが設定されている場合には、HV-Hiモードが設定されている場合と比較して、リングギヤ１６に伝達されるトルクの割合が大きくなる。

なお、エンジン２の出力を増大させてエンジン２の回転数を増大させている場合には、エンジン２の出力のうちエンジン２の回転数を増大させるために要したパワーを減じたパワーに相当するトルクが、エンジン２から出力されるトルクとなる。そして、第１モータ３により発電された電力が第２モータ４に供給される。その場合、必要に応じて蓄電装置３０に充電されている電力も第２モータ４に供給される。

直結モードでは、各クラッチ機構CL1，CL2が係合されることにより、図５に示すように動力分割機構６における各回転要素が同一回転数で回転する。すなわち、エンジン２の動力の全てが動力分割機構６から出力される。言い換えると、エンジン２の動力の一部が、第１モータ３や第２モータ４により電気エネルギーに変換されることがない。したがって、電気エネルギーに変換する際に生じるジュール損などを要因とした損失がないため、動力の伝達効率を向上させることができる。

さらに、図６および図７に示すようにEV-LoモードとEV-Hiモードとでは、ブレーキ機構B1を係合するとともに各モータ３，４から駆動トルクを出力して走行する。具体的には、図６に示すようにEV-Loモードでは、ブレーキ機構B1および第１クラッチ機構CL1を係合するとともに、各モータ３，４から駆動トルクを出力して走行する。すなわち、ブレーキ機構B1により、出力軸１３またはキャリヤ１２が回転することを制限するための反力トルクを作用させる。その場合における第１モータ３の回転方向は、正方向になり、かつ出力トルクの向きは、その回転数を増大させる方向となる。また、図７に示すようにEV-Hiモードでは、ブレーキ機構B1および第２クラッチ機構CL2を係合するとともに、各モータ３，４から駆動トルクを出力して走行する。すなわち、ブレーキ機構B1により、出力軸１３またはキャリヤ１２が回転することを制限するための反力トルクを作用させる。その場合における第１モータ３の回転方向は、エンジン２の回転方向（正方向）とは反対方向（負方向）になり、かつ出力トルクの向きは、その回転数を増大させる方向となる。

また、変速部８のリングギヤ１６の回転数と第１モータ３の回転数との回転数比は、EV-Loモードの方がEV-Hiモードよりも大きくなる。すなわち、同一車速で走行している場合には、EV-Loモードを設定する場合の方が、EV-Hiモードを設定する場合よりも第１モータ３の回転数が高回転数になる。つまり、EV-Loモードの方が、EV-Hiモードよりも減速比が大きい。そのため、EV-Loモードを設定することにより大きな駆動力を得ることができる。なお、上記のリングギヤ１６の回転数は、出力部材（あるいは出力側）の回転数であって、図１のギヤトレーンでは、便宜上リングギヤ１６から駆動輪までの各部材のギヤ比は１とする。そして、シングルモードでは、図８に示すように第２モータ４のみから駆動トルクを出力しており、かつ各クラッチ機構CL1，CL2が解放されていることにより、動力分割機構６の各回転要素は停止した状態になる。したがって、エンジン２や第１モータ３を連れ回すことによる動力損失を低減することができる。なお、上述した各走行モードにおいて、第２クラッチ機構CL2を係合して設定される走行モードが、この発明の実施形態における「第１無段変速モード」に相当し、第１クラッチ機構CL1を係合して設定される走行モードが、この発明の実施形態における「第２無段変速モード」に相当する。

この発明の実施形態における動力伝達装置１は、上述したように第１クラッチ機構CL1と第２クラッチ機構CL2との複数の噛み合い式係合機構を搭載しており、このクラッチ機構におけるドグ歯が意図せずに解放されること、特に第２クラッチ機構CL2におけるドグ抜けが発生することを抑制するように構成されている。その構成を詳細に説明するための断面図を図９に示してある。

図９は、その断面図であり、この図９に示す例では、入力軸１４に被係合部材３１が連結されている。この被係合部材３１は、内周面にスプライン歯３２が形成された円筒状の第１ハブ３３と、第１ハブ３３の一方の端部（エンジン２側の端部）に連結された環状の連結部３４と、連結部３４におけるエンジン２側の側面の外周部に一体化された第１円筒部３５とにより構成されている。この第１円筒部３５の外周面のうち回転軸線Ｌの方向（以下、単に軸線方向と記す）における連結部３４側の部分に、第１円筒部３５の軸線方向に所定の長さを有するドグ歯３６が形成されている。

そして、入力軸１４の外周面には、スプライン歯３７が形成されており、そのスプライン歯３７と、第１ハブ３３に形成されたスプライン歯３２とが噛み合っている。したがって、被係合部材３１は、入力軸１４と一体に回転する。なお、図９に示す例では、第１ハブ３３の位置決めをするために、入力軸１４に段差が形成されており、その段差に第１ハブ３３の端部が当接するように入力軸１４に第１ハブ３３が組み付けられる。その場合、被係合部材３１が入力軸１４の軸線方向に移動しないように、第１ハブ３３におけるエンジン２側の端部の位置決めをするナットなどを設けていてもよい。

また、変速部８におけるキャリヤ１８は、ピニオンギヤ１７を保持するピニオンシャフト（図示せず）の分割部７側の端部に連結された環状の第１キャリヤプレート（図示せず）と、エンジン２側の端部に連結された環状の第２キャリヤプレート３８とを備えている。この第２キャリヤプレート３８におけるエンジン２とは反対側を向いた側面の内周部には、円筒状の第２ハブ３９が一体に形成されており、その第２ハブ３９が、ブッシュ４０を介して第１ハブ３３に嵌合している。また、第２キャリヤプレート３８におけるエンジン２側を向いた側面の外周部、より具体的には、第１円筒部３５の外径よりも半径方向で外側の位置に、第１円筒部３５よりもエンジン２側に延出した第２円筒部４１が一体に形成され、第２円筒部４１の内周面および外周面にスプライン歯４２，４３が形成されている。すなわち、第２円筒部４１は、第１円筒部３５と同心円上に配置されるとともに、第１円筒部３５よりも大径に形成されている。

そして、第１円筒部３５と、第２円筒部４１との間に、円筒状の第１可動部材４４が挿入されている。具体的には、第１可動部材４４の外周面にスプライン歯４５が形成されており、そのスプライン歯４５が、第２円筒部４１の内周面に形成されたスプライン歯４２に噛み合っている。つまり、第１可動部材４４と第２キャリヤプレート３８とは、常時、一体に回転するように連結されている。さらに、第１可動部材４４が第２キャリヤプレート３８側に移動した場合に、第１円筒部３５に形成されたドグ歯３６と噛み合うように、第１可動部材４４の内周面に軸線方向に所定の長さを有するドグ歯４６が形成されている。なお、第１円筒部３５に形成されたドグ歯３６と第１可動部材４４に形成されたドグ歯４６との長さは、同一であってよく、この長さは、各ドグ歯３６，４６が噛み合ってトルクを伝達する際に噛み合い面に作用する応力が許容値以下となるように、設計上定められた最大伝達トルクと噛み合い面に作用する応力の許容値とに基づいて定められている。また、各ドグ歯３６，４６の回転方向の位相が一致した場合であっても各ドグ歯３６，４６を噛み合わせることができるように、ドグ歯３６のうちのドグ歯４６側の端部、およびドグ歯４６のうちのドグ歯３６側の端部には、チャンファが形成されている。

さらに、第１可動部材４４のうちのエンジン２側の端部には、第１フランジ部４７が一体化されている。この第１フランジ部４７は、第１可動部材４４に軸線方向の荷重を伝達するためのものである。したがって、第１可動部材４４のうちのエンジン２側の外周面に環状のスリットを設け、そのスリットに第１フランジ部４７が相対回転可能に係止するように構成してもよい。また、第１可動部材４４に環状のスリットを設けた場合には、第１可動部材４４を押圧する部材は、第１フランジ部４７のように環状に形成されていなくてもよい。具体的には、例えば、第１可動部材４４と軸線方向で一体に移動するように、半径方向に向けて形成されたロッドなどの部材をスリットに係止するように構成してもよい。つまり、第１フランジ部４７は、第１可動部材４４の軸線方向で一体化されていればよい。なお、第１フランジ部４７には、この第１フランジ部４７を介して第１可動部材４４に荷重を伝達するシフトフォークならびにアクチュエータ（共に図示せず）が連結されている。つまり、アクチュエータでシフトフォークを図９の左方向に引き寄せれば、その荷重が、第１フランジ部４７を介して第１可動部材４４に伝達され、その結果、第１円筒部３５に形成されたドグ歯３６と、第１可動部材４４に形成されたドグ歯４６とが噛み合う。また、アクチュエータでシフトフォークを押圧すれば、その荷重が、第１フランジ部４７を介して第１可動部材４４に伝達され、その結果、第１円筒部３５に形成されたドグ歯３６と、第１可動部材４４に形成されたドグ歯４６との噛み合いが解消される。すなわち、第１クラッチ機構CL1は、アクチュエータ、シフトフォーク、第１フランジ部４７、および第１可動部材４４を含んで構成されている。

また、変速部８におけるリングギヤ１６には、エンジン２側に延出した第３円筒部４８が一体化されている。この第３円筒部４８の内径は、第２キャリヤプレート３８の外径よりも大きく形成され、第２キャリヤプレート３８を囲うように配置されている。より具体的には、第３円筒部４８は、第２円筒部４１と同心円上に配置されるとともに、第２円筒部４１よりも大径に形成されている。さらに、第３円筒部４８のエンジン２側の端部は、第２円筒部４１の端部よりも、エンジン２から離れた位置までの長さとなっている。また、第３円筒部４８の内面のうち、第３円筒部４８の軸線方向に所定の長さを有するドグ歯４９が形成されている。なお、動力伝達装置１におけるケーシングＣの端部（エンジン側）の内周面に、ボールベアリング５０が挿入され、そのボールベアリング５０のインナーレースが、第３円筒部４８に嵌合して保持されている。つまり、第２クラッチ機構CL2は、後述する第２可動部材の内周面でスプライン嵌合し、外周面でドグ歯が噛み合い、さら外周面で噛み合った第３円筒部材４８がボールベアリング５０により保持されることで、それぞれ噛み合い反力ならびにラジアル荷重を受けることになり、第３円筒部４８と一体に回転するリングギヤ１６が回転軸線に対して偏心することになる。

そして、第２円筒部４１と、第３円筒部４８との間に、円筒状の第２可動部材５１が挿入されている。具体的には、第２可動部材５１の内周面にスプライン歯５２が形成されており、そのスプライン歯５２が、第２円筒部４１の外周面に形成されたスプライン歯４３に噛み合っている。つまり、第２可動部材５１と第２キャリヤプレート３８とは、常時、一体に回転するように連結されている。さらに、第２可動部材５１が第２キャリヤプレート３８側に移動した場合に、第３円筒部４８に形成されたドグ歯４９と噛み合うように、第２可動部材５１の外周面に軸線方向に所定の長さを有するドグ歯５３が形成されている。なお、第３円筒部４８に形成されたドグ歯４９と第２可動部材５１に形成されたドグ歯５３との長さは、同一であってよく、この長さは、各ドグ歯４９，５３が噛み合ってトルクを伝達する際に噛み合い面に作用する応力が許容値以下となるように、設計上定められた最大伝達トルクと噛み合い面に作用する応力の許容値とに基づいて定められている。また、各ドグ歯４９，５３の回転方向の位相が一致した場合であっても各ドグ歯４９，５３を噛み合わせることができるように、ドグ歯４９のうちのドグ歯５３側の端部、およびドグ歯５３のうちのドグ歯４９側の端部には、チャンファが形成されている。

なお、上記の第２可動部材５１が、この発明の実施形態における「第１回転体」に相当し、上記の第３円筒部４８が、この発明の実施形態における「第２回転体」に相当し、上記の第２円筒部４１が、この発明の実施形態における「第３回転体」に相当し、第３円筒部４８と一体化したリングギヤ１６（ならびにリングギヤ１６に連結された出力ギヤ１９）に噛み合うドリブンギヤ２１が、この発明の実施形態における「第４回転体」に相当する。また、上記のドグ歯５３が、この発明の実施形態における「第１噛み合い歯」に相当し、そのドグ歯５３に噛み合うドグ歯４９が、この発明の実施形態における「第３噛み合い歯」に相当する。そして、上記のスプライン歯５２が、この発明の実施形態における「第２噛み合い歯」に相当し、そのスプライン歯５２に噛み合う第２円筒部４１の外周面に形成されたスプライン歯４３が、この発明の実施形態における「第４噛み合い歯」に相当する。

さらに、第２可動部材５１のうちのエンジン２側の端部には、第２フランジ部５４が一体化されている。この第２フランジ部５４は、第２可動部材５１に軸線方向の荷重を伝達するためのものである。したがって、第２可動部材５１のうちのエンジン２側の外周面に環状のスリットを設け、そのスリットに第２フランジ部５４が相対回転可能に係止するように構成してもよい。また、第２可動部材５１に環状のスリットを設けた場合には、第２可動部材５１を押圧する部材は、第２フランジ部５４のように環状に形成されていなくてもよい。具体的には、例えば、第２可動部材５１と軸線方向で一体に移動するように、半径方向に向けて形成されたロッドなどの部材をスリットに係止するように構成してもよい。つまり、第２フランジ部５４は、第２可動部材５１の軸線方向で一体化されていればよい。この第２フランジ部５４が、この発明の実施形態における「押圧部」に相当する。

なお、第２フランジ部５４には、この第２フランジ部５４を介して第２可動部材５１に荷重を伝達するシフトフォークならびにアクチュエータ（共に図示せず）が連結されている。つまり、アクチュエータでシフトフォークを図９の左方向に引き寄せれば、その荷重が、第２フランジ部５４を介して第２可動部材５１に伝達され、その結果、第３円筒部４８に形成されたドグ歯４９と、第２可動部材５１に形成されたドグ歯５３とが噛み合う。また、アクチュエータでシフトフォークを押圧すれば、その荷重が、第２フランジ部５４を介して第２可動部材５１に伝達され、その結果、第３円筒部４８に形成されたドグ歯４９と、第２可動部材５１に形成されたドグ歯５３との噛み合いが解消される。すなわち、第２クラッチ機構CL2は、アクチュエータ、シフトフォーク、第２フランジ部５４、および第２可動部材５１を含んで構成されている。

ここで、第２クラッチ機構CL2の噛み合いについて説明する。上述のように第２クラッチ機構CL2は、外歯として第３円筒部４８の内周面に形成されたドグ歯４９と第２可動部材５１の外周面に形成されたドグ歯５３とが噛み合い、また内歯として第２可動部材５１の内周面に形成されたスプライン歯５２と第２円筒部４１の外周面に形成されたスプライン歯４３とが噛み合う。一方、この動力伝達装置１における各ギヤは、通常、歯筋が軸に対して斜めであるはす歯歯車によって構成されており、したがって、リングギヤ１６に連結された出力ギヤ１９とドリブンギヤ２１とが噛み合うと、出力ギヤ１９とドリブンギヤ２１とを互いに離す方向に噛み合い反力が生じる。また、そのように噛み合い反力が生じると、リングギヤ１６は、キャリヤ１８の軸に対して偏心あるいは芯ずれし、そのリングギヤ１６とキャリヤ１８とを選択的に連結する第２クラッチ機構CL2における噛み合い負荷が変化する。つまり、第２クラッチ機構CL2におけるドグ歯の噛み合い長さや噛み合い中心がずれ、そのような状態が続くと意図せずにドグ歯が抜けることがある。そこで、この発明の実施形態では、そのようなドグ抜けが生じることを抑制するように構成されている。

図１０は、第２クラッチ機構CL2における外歯と内歯との相対的な位置関係を示しており、具体的には、第３円筒部４８の内周面に形成されたドグ歯４９と第２可動部材５１の外周面に形成されたドグ歯５３との噛み合い位置と、第２可動部材５１の内周面に形成されたスプライン歯５２と第２円筒部４１の外周面に形成されたスプライン歯４３との噛み合い位置との関係を模式的に示している。この図１０から把握できるように、外歯荷重が作用する第３円筒部４８に形成されたドグ歯４９と第２可動部材５１に形成されたドグ歯５３との噛み合い中心が、内歯荷重が作用する第２可動部材５１に形成されたスプライン歯５２と第２円筒部４１に形成されたスプライン歯４３との噛み合い中心より解放側（紙面右側）で噛み合うように構成されている。なお、噛み合い中心とは、図９に示すように、ドグ歯４９とドグ歯５３とにおいて、それぞれ軸線方向で所定の長さをもった歯同士が噛み合っている部分の長さＬ１のうちの中心部分をいう。同様に、スプライン歯５２とスプライン歯４３とにおいて、それぞれ軸線方向で所定の長さをもった歯同士が噛み合っている部分の長さＬ２のうちの中心部分をいう。言い換えれば、図１０に示す、外歯荷重が最も作用するドグ歯４９，５３同士の噛み合い点（噛み合い中心）Ｐ１と、内歯荷重が最も作用するスプライン歯５２，４３同士の噛み合い点（噛み合い中心）Ｐ２とで、ドグ歯４９，５３同士の噛み合い点Ｐ１の方が、スプライン歯５２，４３同士の噛み合い点Ｐ２より、解放側になるように構成されている。つまり、噛み合い点Ｐ１は、噛み合い点Ｐ２に対してエンジン２側に位置する。

なお、この噛み合い位置の関係は、上述した噛み合い反力が生じた場合に、リングギヤ１６がキャリヤ１８の軸に対して偏心して傾いた場合に、第２クラッチ機構CL2が噛み合う係合側にモーメントが作用する配置とされている。言い換えれば、外歯の噛み合い中心点Ｐ１が、内歯の噛み合い中心点Ｐ２より係合側（紙面左側）に位置する場合には、上述した偏心や芯ずれが生じた場合に、第２クラッチ機構CL2における噛み合いが外れる解放側にモーメントが作用することになる。したがって、この発明の実施形態では、そのような噛み合いが外れることを回避もしくは抑制するための噛み合い位置となっている。またこのような噛み合いの位置関係は、はす歯歯車の構造と各ギヤに作用する荷重の関係から所定の方向に傾きや偏心が生じることから決まるものであって、ならびに、本件出願人の発明者により、実験や評価することにより検証されたものである。

したがって、この発明の実施形態では、第３円筒部４８の内周面に形成されたドグ歯４９と第２可動部材５１の外周面に形成されたドグ歯５３との噛み合い位置Ｐ１と、第２可動部材５１の内周面に形成されたスプライン歯５２と第２円筒部４１の外周面に形成されたスプライン歯４３との噛み合い位置Ｐ２との関係で、外歯であるドグ歯４９，５３の噛み合い位置Ｐ１の方が内歯であるスプライン歯５２，４３の噛み合い位置Ｐ２より第２クラッチ機構CL2の解放側、言い換えればエンジン２側で噛み合うように構成することにより、第２クラッチ機構CL2の噛み合いが外れることを回避もしくは抑制できる。つまり、このような噛み合いの位置関係にすることにより、上述の芯ずれあるいは偏心した場合のモーメント（すなわち噛み合い負荷）は係合側に作用するから、ドグ抜けが発生することを回避もしくは抑制できる。つまり、この発明の実施形態では、回転軸線に対して芯ずれが生じる方向、すなわちリングギヤ１６が所定の方向に傾き、それに一体化された第３円筒部４８が同様に所定の方向に傾くことを利用して、噛み合い中心位置を特定することによりドグ抜けを防止するように構成されている。そのため、そのようなドグ抜けを防止できる位置関係を定めて各歯を形成することにより、トルクの伝達中に第２クラッチ機構CL2のドグ歯４９とドグ歯５３との噛み合いが外れることを抑制できる。

また、この発明の実施形態では、第２クラッチ機構CL2におけるドグ歯４９，５３の噛み合い位置と、スプライン歯５２，４３の噛み合い位置とを特定するなどの簡単な構成により、ドグ抜けを回避することができるため、例えば、このようなドグ抜けを防止するために別の機構（例えばアクチュエータ）を設ける場合に比べてコストが増大することを回避できる。なお、ドグ抜けに対する負荷が大きい場合には、上記のドグ歯４９，５３とスプライン歯５２，４３との相対位置を特定する構成に加えて、従来ドグ抜け対策として行われているドグ歯に逆テーパを設ける構成を追加してもよい。そのように逆テーパを設けた場合には、更にドグ抜けを防止することが可能となる。

以上、この発明の実施形態について説明したが、この発明は上述した例に限定されないのであって、この発明の目的を達成する範囲で適宜変更してもよい。上述した実施形態では、特に第２クラッチ機構CL2の回転方向を特定していないが、その回転方向は、特に限定されない。例えば図９に示す例で、解放側から見て時計回りあるいは反時計回りであっても、この発明を適用することが可能である。つまり、どちらの回転方向であっても、第２クラッチ機構CL2における歯の噛み合い位置において、外歯の噛み合い中心Ｐ１の方が内歯の噛み合い中心Ｐ２より解放側に位置すれば、係合側にモーメントが作用し、ドグ抜けが発生することを回避もしくは抑制できる。

１ 動力伝達装置
２ エンジン（ＥＮＧ）
３ 第１モータ
４ 第２モータ
５ 駆動輪
６ 動力分割機構
７ 分割部
８ 変速部
１４ 入力軸
１９ 出力ギヤ
２１ ドリブンギヤ
３２，３７，４２，４３，４５，５２ スプライン歯
３５ 第１円筒部
３６，４６，４９，５３ ドグ歯
３８ 第２キャリヤプレート
４１ 第２円筒部
４４ 第１可動部材
４７ 第１フランジ部
４８ 第３円筒部
５０ ボールベアリング
５１ 第２可動部材
５４ 第２フランジ部
CL1 第１クラッチ機構CL1
CL2 第２クラッチ機構CL2

Claims (7)

1. 第１回転体と、第２回転体と、第３回転体とを備え、前記第１回転体と前記第２回転体とを選択的に連結する第１噛み合い式係合機構を備えた動力伝達装置において、
   前記第１回転体は、円筒状に形成され、
   前記第２回転体は、前記第１回転体と同心円上に配置されかつ前記第１回転体よりも大径の円筒状に形成され、
   前記第３回転体は、前記第１回転体と同心円上に配置されかつ前記第１回転体よりも小径の円筒状に形成され、
   前記第１回転体は、外周面に前記第２回転体と噛み合う第１噛み合い歯および内周面に第３回転体と噛み合う第２噛み合い歯が形成され、
   前記第２回転体は、内周面に前記第１噛み合い歯に噛み合う第３噛み合い歯が形成され、
   前記第３回転体は、外周面に前記第２噛み合い歯に噛み合う第４噛み合い歯が形成され、
   前記第１回転体と前記第２回転体とは、前記第２回転体を回転軸線の方向に移動させることで前記第１噛み合い式係合機構の係合の状態と解放の状態とを切り替えるように構成され、
   前記第１噛み合い歯と前記第３噛み合い歯との噛み合い中心と、前記第２噛み合い歯と前記第４噛み合い歯との噛み合い中心とは、前記第１噛み合い歯と前記第３噛み合い歯との噛み合い中心の方が、前記第２噛み合い歯と前記第４噛み合い歯との噛み合い中心より前記解放側に位置するように構成されている
   ことを特徴とする動力伝達装置。
2. 請求項１に記載の動力伝達装置において、
   前記第２回転体は、外周面で前記第２回転体の軸とは異なる軸に配置された第４回転体に対してトルクを伝達可能に連結されている
   ことを特徴とする動力伝達装置。
3. 請求項１から３のいずれか一項に記載の動力伝達装置において、
   前記第２回転体は、前記動力伝達装置のケーシングとの間に嵌合されたベアリングにより回転可能に保持されている
   ことを特徴とする動力伝達装置。
4. 請求項１から３のいずれか一項に記載の動力伝達装置において、
   前記第１回転体の一方の端部の外周面に前記第１回転体の回転軸線の方向で一体化された押圧部を備え、
   前記押圧部を前記回転軸線の方向に押圧することにより、前記第１噛み合い歯と前記第２噛み合い歯とが噛み合うように構成されている
   ことを特徴とする動力伝達装置。
5. 請求項１から４のいずれか一項に記載の動力伝達装置において、
   前記第１回転体と前記第３回転体とは常時噛み合って一体に回転するように構成されている
   ことを特徴とする動力伝達装置。
6. 請求項１から５のいずれか一項に記載の動力伝達装置において、
   エンジンと、第１モータと、第２モータとの三つの駆動力源を有し、
   前記エンジンが連結されている第１回転要素と、前記第１モータが連結されている第２回転要素と、駆動輪にトルクを出力する第３回転要素とによって差動作用を行う第１差動機構と、
   前記第２モータが連結されている第４回転要素と、前記第３回転要素に連結されている第５回転要素と、第６回転要素とによって差動作用を行う第２差動機構とを更に備え、
   前記第２回転体は、前記第４回転要素と一体に回転するように構成され、
   前記第３回転体は、前記第６回転要素と一体に回転するように構成され、
   前記第１噛み合い式係合機構は、前記第４回転要素と前記第６回転要素との二つの回転要素を連結し、またその連結を解く係合機構である
   ことを特徴とする動力伝達装置。
7. 請求項６に記載の動力伝達装置において、
   入力部材と、前記入力部材から伝達されたトルクを出力する出力部材と、前記第６回転要素と前記第１回転要素とを連結し、またその連結を解く第２噛み合い式係合機構とを更に備え、
   前記第１噛み合い式係合機構を係合することにより前記入力部材と前記出力部材との回転数比である変速比を連続的に変化させることのできる第１無段変速モードを設定し、
   前記第２噛み合い式係合機構を係合することにより前記入力部材と前記出力部材との回転数比である変速比を連続的に変化させることができかつ前記第１無段変速モードとは異なる第２無段変速モードを設定する
   ことを特徴とする動力伝達装置。

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