JP5699227B2 - 動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、第１駆動源の出力軸に接続される第１変速機構と、第２駆動源に接続される第２変速機構と、を備える動力伝達装置に関する。

このような動力伝達装置として、特許文献１には、第１変速機構と第２変速機構とが遊星歯車機構で構成され、互いのリングギヤ同士が相対回転不能に連結された構成が開示されている。リングギヤがプラネタリギヤと噛み合う際、リングギヤには軸方向にスラスト力が作用するが、特許文献１では、この点に対し何ら言及がなされていない。

これに対し、特許文献２では、２段ピニオンの大径ギヤとアイドラギヤとの間に発生するスラスト力と、２段ピニオンの小径ギヤと駆動出力ギヤとの間に発生するスラスト力とを、対向する第１変速機構の２段ピニオンと第２変速機構の２段ピニオンとの間に配置されたスラスト軸受を介して相殺することが記載されている。

また、特許文献３に記載の動力伝達装置では、遊星歯車機構の２段ピニオンの大径ギヤで発生するスラスト力と２段ピニオンの小径ギヤで発生するスラスト力とを、２段ピニオン内で相殺することが記載されている。

日本国特開２０１０−２３５０５１号公報 日本国特開２０１０−４８３７９号公報 日本国特開平７−２９３６４４号公報

しかしながら、特許文献２に記載の動力伝達装置は、２段ピニオン同士でスラスト力をスラスト軸受で相殺するものであるため、２段ピニオン同士がスラスト軸受を介して軸方向に動力伝達可能である装置以外にはそのまま適用することができない。

特許文献３に記載の動力伝達装置は、１つの遊星歯車機構内の２段ピニオンでスラスト力を相殺するものであり、２つの変速機構を備えた動力伝達装置では、他の部材との関係を考慮して更なるスラスト力の低減が望まれている。

本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであり、２つの変速機構を備え、スラスト力を低減することができる動力伝達装置を提供することを目的とする。

上記の目的を達成するために、請求項１に記載の発明は、
第１駆動源（例えば、後述の実施形態の第１電動機２Ａ）の出力軸（例えば、後述の実施形態の円筒軸１６Ａ）に接続される第１変速機構（例えば、後述の実施形態の第１遊星歯車式減速機１２Ａ）と、第２駆動源（例えば、後述の実施形態の第２電動機２Ｂ）の出力軸（例えば、後述の実施形態の円筒軸１６Ｂ）に接続される第２変速機構（例えば、後述の実施形態の第２遊星歯車式減速機１２Ｂ）と、を備え、前記第１変速機構と前記第２変速機構とは夫々複数の回転要素を有し、
前記第１変速機構の第１回転要素（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ａ）と、前記第２変速機構の第１回転要素（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ｂ）とは、互いに一体回転可能に連結されて同一の回転軸線を有する動力伝達装置であって、
前記第１変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ａ）を備え、
該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ｂ）を備え、
該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構と前記第２変速機構とは、それぞれ遊星歯車機構であって、
前記遊星歯車機構は、サンギヤ（例えば、後述の実施形態のサンギヤ２１Ａ、２１Ｂ）と、該サンギヤに噛合するプラネタリギヤ（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂ）と、該プラネタリギヤを支持するプラネタリキャリア（例えば、後述の実施形態のプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂ）と、前記プラネタリギヤの外周側に噛合するリングギヤ（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ａ、２４Ｂ）と、を備え、
前記第１回転要素は、前記リングギヤであり、
前記第２回転要素は、前記プラネタリギヤであることを特徴とする。

また、請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の構成に加えて、
前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第１軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ１）が配置され、
前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第２軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ２）が配置されることを特徴とする。

また、請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の構成に加えて、
前記第１変速機構は、前記第２回転要素と噛合する第３回転要素（例えば、後述の実施形態のサンギヤ２１Ａ）を備え、該第２回転要素と該第３回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第３回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構は、前記第２回転要素と噛合する第３回転要素（例えば、後述の実施形態のサンギヤ２１Ｂ）を備え、該第２回転要素と該第３回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第３回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第３回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構とは反対側に、該第３回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第３軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ３）が配置され、
前記第２変速機構の前記第３回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構とは反対側に、該第３回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第４軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ４）が配置され、
前記第３回転要素は、前記サンギヤであることを特徴とする。

また、請求項４に記載の発明は、請求項１〜３のいずれか１項に記載の構成に加えて、
前記プラネタリギヤは、大径ピニオン（例えば、後述の実施形態の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂ）と小径ピニオン（例えば、後述の実施形態の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂ）とが連接された２段ピニオンであることを特徴とする。

また、請求項５に記載の発明は、
第１駆動源（例えば、後述の実施形態の第１電動機２Ａ）の出力軸（例えば、後述の実施形態の円筒軸１６Ａ）に接続される第１変速機構（例えば、後述の実施形態の第１遊星歯車式減速機１２Ａ）と、第２駆動源（例えば、後述の実施形態の第２電動機２Ｂ）の出力軸（例えば、後述の実施形態の円筒軸１６Ｂ）に接続される第２変速機構（例えば、後述の実施形態の第２遊星歯車式減速機１２Ｂ）と、を備え、前記第１変速機構と前記第２変速機構とは夫々複数の回転要素を有し、
前記第１変速機構の第１回転要素（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ａ）と、前記第２変速機構の第１回転要素（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ｂ）とは、互いに一体回転可能に連結されて同一の回転軸線を有する動力伝達装置であって、
前記第１変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ａ）を備え、
該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ｂ）を備え、
該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第１軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ１）が配置され、
前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第２軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ２）が配置され、
前記第１変速機構の前記第１回転要素と、前記第２変速機構の前記第１回転要素とは、回転方向に動力伝達が可能に、且つ、軸方向で互いに押し合う方向及び軸方向で互いに引き合う方向の動力伝達が可能に連結されることを特徴とする。

また、請求項６に記載の発明は、
第１駆動源（例えば、後述の実施形態の第１電動機２Ａ）の出力軸（例えば、後述の実施形態の円筒軸１６Ａ）に接続される第１変速機構（例えば、後述の実施形態の第１遊星歯車式減速機１２Ａ）と、第２駆動源（例えば、後述の実施形態の第２電動機２Ｂ）の出力軸（例えば、後述の実施形態の円筒軸１６Ｂ）に接続される第２変速機構（例えば、後述の実施形態の第２遊星歯車式減速機１２Ｂ）と、を備え、前記第１変速機構と前記第２変速機構とは夫々複数の回転要素を有し、
前記第１変速機構の第１回転要素（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ａ）と、前記第２変速機構の第１回転要素（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ｂ）とは、互いに一体回転可能に連結されて同一の回転軸線を有する動力伝達装置であって、
前記第１変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ａ）を備え、
該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ｂ）を備え、
該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第１軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ１）が配置され、
前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第２軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ２）が配置され、
前記第１変速機構の前記第１回転要素と、前記第２変速機構の前記第１回転要素とは、回転方向に動力伝達可能に、且つ、軸方向で互いに押し合う方向の動力伝達が可能で、軸方向で互いに引き合う方向の動力伝達が不能に連結されることを特徴とする。

また、請求項７に記載の発明は、請求項５又は６に記載の構成に加えて、
前記第１駆動源が、前記一方向と逆の他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第２駆動源が、前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成されることを特徴とする。

また、請求項８に記載の発明は、請求項７に記載の構成に加えて、
前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第５軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ５、軸受Ｂｒ１３）が配置され、
前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第６軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ６、軸受Ｂｒ１３）が配置されることを特徴とする。

また、請求項９に記載の発明は、請求項８に記載の構成に加えて、
前記第１変速機構は、前記第２回転要素と噛合する第３回転要素（例えば、後述の実施形態のサンギヤ２１Ａ）を備え、該第２回転要素と該第３回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第３回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構は、前記第２回転要素と噛合する第３回転要素（例えば、後述の実施形態のサンギヤ２１Ｂ）を備え、該第２回転要素と該第３回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第３回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第３回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構とは反対側に、該第３回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第７軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ７）が配置され、
前記第２変速機構の前記第３回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構とは反対側に、該第３回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第８軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ８）が配置されることを特徴とする。

また、請求項１０に記載の発明は、請求項９に記載の構成に加えて、
前記第１駆動源と前記第１変速機構との間に、前記第１駆動源と前記第１変速機構とを区画する第１区画壁（例えば、後述の実施形態の隔壁１８Ａ）が設けられ、
前記第２駆動源と前記第２変速機構との間に、前記第２駆動源と前記第２変速機構とを区画する第２区画壁（例えば、後述の実施形態の隔壁１８Ｂ）が設けられ、
前記第１軸受と前記第７軸受とは、前記第１区画壁に配置され、
前記第２軸受と前記第８軸受とは、前記第２区画壁に配置されることを特徴とする。

また、請求項１１に記載の発明は、請求項５〜１０のいずれか１項に記載の構成に加えて、
前記第１変速機構と前記第２変速機構とは、それぞれ遊星歯車機構（例えば、後述の実施形態の第１遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂ）であって、
前記遊星歯車機構は、サンギヤ（例えば、後述の実施形態のサンギヤ２１Ａ、２１Ｂ）と、該サンギヤに噛合するプラネタリギヤ（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂ）と、該プラネタリギヤを支持するプラネタリキャリア（例えば、後述の実施形態のプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂ）と、前記プラネタリギヤの外周側に噛合するリングギヤ（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ａ、２４Ｂ）と、を備え、
前記第１回転要素は、前記リングギヤであり、
前記第２回転要素は、前記プラネタリギヤであることを特徴とする。

また、請求項１２に記載の発明は、請求項１１に記載の構成に加えて、
前記第１変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部（例えば、後述の実施形態のギヤ部２８Ａ）と、該ギヤ部の前記第２変速機側端部から延設される延設部（例えば、後述の実施形態の内径側延設部４１Ａ、軸方向延設部４０Ａ）とを備え、
前記第２変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部（例えば、後述の実施形態のギヤ部２８Ｂ）と、該ギヤ部の前記第１変速機側端部から延設される延設部（例えば、後述の実施形態の内径側延設部４１Ｂ、軸方向延設部４０Ｂ）とを備え、
前記第１変速機構の前記リングギヤと前記第２変速機構の前記リングギヤとは、前記延設部同士で当接することを特徴とする。

また、請求項１３に記載の発明は、請求項１２に記載の構成に加えて、
前記第１変速機構の前記リングギヤの前記延設部は、回転軸線方向に向かって延びる軸方向延設部（例えば、後述の実施形態の軸方向延設部４０Ａ）を含み、
前記第２変速機構の前記リングギヤの前記延設部は、回転軸線方向に向かって延びる軸方向延設部（例えば、後述の実施形態の軸方向延設部４０Ｂ）を含むことを特徴とする。

また、請求項１４に記載の発明は、請求項１１〜１３のいずれか１項に記載の構成に加えて、
前記プラネタリギヤは、大径ピニオン（例えば、後述の実施形態の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂ）と小径ピニオン（例えば、後述の実施形態の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂ）とが連接された２段ピニオンであることを特徴とする。

また、請求項１５に記載の発明は、請求項６に記載の構成に加えて、
前記第１駆動源が、前記一方向と逆の他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第２駆動源が、前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第５軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ５、軸受Ｂｒ１３）が配置され、
前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第６軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ６、軸受Ｂｒ１３）が配置され、
前記第１変速機構と前記第２変速機構とは、それぞれ遊星歯車機構（例えば、後述の実施形態の第１遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂ）であって、
前記遊星歯車機構は、サンギヤ（例えば、後述の実施形態のサンギヤ２１Ａ、２１Ｂ）と、該サンギヤに噛合するプラネタリギヤ（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂ）と、該プラネタリギヤを支持するプラネタリキャリア（例えば、後述の実施形態のプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂ）と、前記プラネタリギヤの外周側に噛合するリングギヤ（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ａ、２４Ｂ）と、を備え、
前記第１回転要素は、前記リングギヤであり、
前記第２回転要素は、前記プラネタリギヤであり、
前記第１変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部（例えば、後述の実施形態
のギヤ部２８Ａ）と、該ギヤ部の前記第２変速機側端部から延設される延設部（例えば、後述の実施形態の内径側延設部４１Ａ、軸方向延設部４０Ａ）とを備え、
前記第２変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部（例えば、後述の実施形態のギヤ部２８Ｂ）と、該ギヤ部の前記第１変速機側端部から延設される延設部（例えば、後述の実施形態の内径側延設部４１Ｂ、軸方向延設部４０Ｂ）とを備え、
前記第１変速機構の前記リングギヤと前記第２変速機構の前記リングギヤとは、前記延設部同士で当接し、
前記第１変速機構の前記リングギヤの前記延設部は、径方向内側に向かって延びる内径側延設部（例えば、後述の実施形態の内径側延設部４１Ａ）を含み、
前記第２変速機構の前記リングギヤの前記延設部は、径方向内側に向かって延びる内径側延設部（例えば、後述の実施形態の内径側延設部４１Ｂ）を含むことを特徴とする。

また、請求項１６に記載の発明は、請求項１５に記載の構成に加えて、
前記第１変速機構の前記リングギヤの前記内径側延設部と、前記第１変速機構の前記プラネタリキャリアとは径方向でオーバーラップするように構成され、
前記第２変速機構の前記リングギヤの前記内径側延設部と、前記第２変速機構の前記プラネタリキャリアとは径方向でオーバーラップするように構成され、
前記第５軸受は、前記第１変速機構の前記リングギヤと前記第１変速機構の前記プラネタリキャリアとの間に配置され、
前記第６軸受は、前記第２変速機構の前記リングギヤと前記第２変速機構の前記プラネタリキャリアとの間に配置されることを特徴とする。

また、請求項１７に記載の発明は、請求項６に記載の構成に加えて、
前記第１駆動源が、前記一方向と逆の他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第２駆動源が、前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第５軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ５、軸受Ｂｒ１３）が配置され、
前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第６軸受（例えば、後述の実施形態の軸受Ｂｒ６、軸受Ｂｒ１３）が配置され、
前記第１変速機構と前記第２変速機構とは、それぞれ遊星歯車機構（例えば、後述の実施形態の第１遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂ）であって、
前記遊星歯車機構は、サンギヤ（例えば、後述の実施形態のサンギヤ２１Ａ、２１Ｂ）と、該サンギヤに噛合するプラネタリギヤ（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂ）と、該プラネタリギヤを支持するプラネタリキャリア（例えば、後述の実施形態のプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂ）と、前記プラネタリギヤの外周側に噛合するリングギヤ（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ａ、２４Ｂ）と、を備え、
前記第１回転要素は、前記リングギヤであり、
前記第２回転要素は、前記プラネタリギヤであり、
前記第１変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部（例えば、後述の実施形態のギヤ部２８Ａ）と、該ギヤ部の前記第２変速機側端部から延設される延設部（例えば、後述の実施形態の内径側延設部４１Ａ、軸方向延設部４０Ａ）とを備え、
前記第２変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部（例えば、後述の実施形態のギヤ部２８Ｂ）と、該ギヤ部の前記第１変速機側端部から延設される延設部（例えば、後述の実施形態の内径側延設部４１Ｂ、軸方向延設部４０Ｂ）とを備え、
前記第１変速機構の前記リングギヤと前記第２変速機構の前記リングギヤとは、前記延設部同士で当接し、
前記第１変速機構の前記リングギヤの延設部は、回転軸線方向に向かって延びる軸方向延設部を含み、
前記第２変速機構の前記リングギヤの延設部は、回転軸線方向に向かって延びる軸方向延設部を含み、
前記第１変速機構の前記リングギヤは、前記回転軸線方向で該リングギヤの前記軸方向延設部と反対側に、該リングギヤが前記回転軸線方向に移動するのを規制するストッパー（例えば、後述の実施形態のストッパー４２Ａ）を備え、
前記第２変速機構の前記リングギヤは、前記回転軸線方向で該リングギヤの前記軸方向延設部と反対側に、該リングギヤが前記回転軸線方向に移動するのを規制するストッパー（例えば、後述の実施形態のストッパー４２Ｂ）を備えることを特徴とする。

また、請求項１８に記載の発明は、
第１駆動源（例えば、後述の実施形態の第１電動機２Ａ）の出力軸（例えば、後述の実施形態の円筒軸１６Ａ）に接続される第１変速機構（例えば、後述の実施形態の第１遊星歯車式減速機１２Ａ）と、第２駆動源（例えば、後述の実施形態の第２電動機２Ｂ）の出力軸（例えば、後述の実施形態の円筒軸１６Ｂ）に接続される第２変速機構（例えば、後述の実施形態の第２遊星歯車式減速機１２Ｂ）と、を備え、前記第１変速機構と前記第２変速機構とは夫々複数の回転要素を有し、
前記第１変速機構の第１回転要素（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ａ）と、前記第２変速機構の第１回転要素（例えば、後述の実施形態のリングギヤ２４Ｂ）とは、互いに一体回転可能に連結されて同一の回転軸線を有する動力伝達装置であって、
前記第１変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ａ）を備え、
該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第２変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素（例えば、後述の実施形態のプラネタリギヤ２２Ｂ）を備え、
該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２変速機構の前記第１回転要素とは、固定部（例えば、後述の実施形態のケース１１）に固定されて回転方向に連結されることを特徴とする。

また、請求項１９に記載の発明は、請求項１〜１８のいずれか１項に記載の構成に加えて、
前記第１及び第２変速機構は、前記第１及び第２駆動源との間に互いに隣接して配置されることを特徴とする。

また、請求項２０に記載の発明は、請求項１〜１９のいずれか１項に記載の構成に加えて、
前記第１駆動源は、前記第１変速機構を介して車両（例えば、後述の実施形態の車両３）の左車輪（例えば、後述の実施形態の左後輪ＬＷｒ）に接続され、
前記第２駆動源は、前記第２変速機構を介して前記車両の右車輪（例えば、後述の実施形態の右後輪ＲＷｒ）に接続され、
前記第１及び第２駆動源が、前記一方向への回転トルクを発生し前記左車輪及び右車輪が前記一方向に回転すると前記車両が前進方向に移動することを特徴とする。

請求項１に記載の発明によれば、第１及び第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するとき、第１及び第２変速機構の第１回転要素には互いに近づく向きに力が働くので、第１変速機構の第１回転要素に作用する第２変速機構に近づく向きの力と、第２変速機構の第１回転要素に作用する第１変速機構に近づく向きの力とを互いに相殺することができる。
また、第１変速機構と前記第２変速機構とは、それぞれ遊星歯車機構で構成されるので、径方向への拡大を抑制しながら高い変速比を実現することができる。

請求項２に記載の発明によれば、第１及び第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するとき、第１回転要素同士が近づく向きに力が働くように噛合を形成したことの反作用で、第２回転要素同士が軸方向で互いに離れる向きに力を受けるので、その力を第１及び第２軸受で受けることで過度に第２回転要素が移動することを防止することができる。

請求項３に記載の発明によれば、第１及び第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するとき、第１回転要素同士が、近づく向きに力が働くように噛合を形成したことの反作用で、第３回転要素同士が軸方向で互いに離れる向きに力を受けるので、その力を第３及び第４軸受で受けることで過度に第３回転要素が移動することを防止することができる。

請求項４に記載の発明によれば、大径ピニオンの噛合部と小径ピニオンの噛合部とで歯面の傾斜などの噛合状態を別個独立に形成可能なので、大径ピニオンの噛合部と小径ピニオンの噛合部とのスラスト力の合計である、プラネタリギヤ全体に働くスラスト力の方向と大きさとを調整することができる。

請求項５に記載の発明によれば、第１及び第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するとき、第１及び第２変速機構の第１回転要素には互いに近づく向きに力が働くので、第１変速機構の第１回転要素に作用する第２変速機構に近づく向きの力と、第２変速機構の第１回転要素に作用する第１変速機構に近づく向きの力とを互いに相殺することができる。
また、第１及び第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するとき、第１回転要素同士が近づく向きに力が働くように噛合を形成したことの反作用で、第２回転要素同士が軸方向で互いに離れる向きに力を受けるので、その力を第１及び第２軸受で受けることで過度に第２回転要素が移動することを防止することができる。
また、第１回転要素が軸方向にも連結されるので、第１回転要素間で回転方向の動力を伝達可能にする一方で、それぞれの第１回転要素に、互いを押し合う及び引き合う回転軸線方向の力が作用した際に、双方で相殺することができる。

請求項６に記載の発明によれば、第１及び第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するとき、第１及び第２変速機構の第１回転要素には互いに近づく向きに力が働くので、第１変速機構の第１回転要素に作用する第２変速機構に近づく向きの力と、第２変速機構の第１回転要素に作用する第１変速機構に近づく向きの力とを互いに相殺することができる。
また、第１及び第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するとき、第１回転要素同士が近づく向きに力が働くように噛合を形成したことの反作用で、第２回転要素同士が軸方向で互いに離れる向きに力を受けるので、その力を第１及び第２軸受で受けることで過度に第２回転要素が移動することを防止することができる。
また、第１回転要素が別体で軸方向に連結しない構成とされるので、第１回転要素間で回転方向の動力を伝達可能にする一方で、それぞれの第１回転要素に、互いを引き合う回転軸線方向の力が作用した際に、互いを分離することができる。

請求項７に記載の発明によれば、第１及び第２駆動源が他方向への回転トルクを発生するとき、第１回転要素には互いに離れる向きに力が働くので、第１及び第２駆動源から発生するトルクが同一でなくても、第１変速機構と第２変速機構とで系を分けることができる。

請求項８に記載の発明によれば、第１及び第２駆動源が他方向への回転トルクを発生するとき、第１回転要素には互いに離れる向きに力が働くように噛合を形成したことの反作用で、第２回転要素同士が軸方向で互いに近づく向きに力を受けるので、その力を第５及び第６軸受で受けることで過度に第２回転要素が移動することを防止することができる。

請求項９に記載の発明によれば、第１及び第２駆動源が他方向への回転トルクを発生するとき、第１回転要素同士が、第１回転要素には互いに離れる向きに力が働くように噛合を形成したことの反作用で、第３回転要素同士が軸方向で互いに近づく向きに力を受けるので、その力を第７及び第８軸受で受けることで過度に第３回転要素が移動することを防止することができる。また、第７及び第８軸受が、配置されない側のスペースを有効に活用することができる。

請求項１０に記載の発明によれば、第１軸受と第７軸受のスラスト力が同一の区画壁に加わるときに、区画壁を介してスラスト力を相殺することができる。同様に、第２軸受と第８軸受のスラスト力が同一の区画壁に加わるときに、区画壁を介してスラスト力を相殺することができる。

請求項１１に記載の発明によれば、第１変速機構と前記第２変速機構とは、それぞれ遊星歯車機構で構成されるので、径方向への拡大を抑制しながら高い変速比を実現することができる。

請求項１２に記載の発明によれば、第１変速機構のリングギヤと第２変速機構のリングギヤとは、延設部同士で当接するので、リングギヤとプラネタリギヤとの噛合部に影響を与えずにリングギヤ同士を当接させることができる。

請求項１３に記載の発明によれば、構成を簡略化することができる。

請求項１４に記載の発明によれば、大径ピニオンの噛合部と小径ピニオンの噛合部とで歯面の傾斜などの噛合状態を別個独立に形成可能なので、大径ピニオンの噛合部と小径ピニオンの噛合部とのスラスト力の合計である、プラネタリギヤ全体に働くスラスト力の方向と大きさとを調整することができる。

請求項１５に記載の発明によれば、第１変速機構と第２変速機構との間に、延設部によって凹部が形成されるので、凹部を利用して他部材を配置することができる。

請求項１６に記載の発明によれば、第１変速機構のプラネタリギヤと第２変速機構のプラネタリギヤに互いに近づく向きに力が働いたとき、第５及び第６軸受を介して第１変速機構のリングギヤと第２変速機構のリングギヤとが支持するので、第１変速機構のプラネタリキャリアと第２変速機構のプラネタリキャリアに働く力を、第１変速機構のリングギヤと第２変速機構のリングギヤで受け止めることができる。

請求項１７に記載の発明によれば、第１及び第２変速機構のリングギヤに互いに離れる向きに力が働いたとき、ストッパーで第１及び第２変速機構のリングギヤの移動を規制することで、リングギヤに働く離れる向きの力をプラネタリキャリアなどの他部材に伝えずにストッパーで吸収することができる。

請求項１８に記載の発明によれば、第１及び第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するとき、第１及び第２変速機構の第１回転要素には互いに近づく向きに力が働くので、第１変速機構の第１回転要素に作用する第２変速機構に近づく向きの力と、第２変速機構の第１回転要素に作用する第１変速機構に近づく向きの力とを互いに相殺することができる。
また、リングギヤが回転不能でよい場合には、両方のリングギヤを共にケースなどの固定部に固定することによって構造を簡素化することができる。

請求項１９に記載の発明によれば、第１及び第２変速機構が隣接して配置されるので、連結される第１回転要素同士を近接配置することができ、連結に必要な部材を小さくすることができる。

請求項２０に記載の発明によれば、前進と後進のうち頻度の高い前進走行時に、一方向への回転トルクを発生するように設定することで、第１回転要素に作用するスラスト力を第１回転要素だけで相殺することができる。

本発明に係る車両用駆動装置を搭載可能な車両の一実施形態であるハイブリッド車両の概略構成を示すブロック図である。 第１実施形態の後輪駆動装置の縦断面図である。 図２に示す後輪駆動装置の部分拡大図である。 図２に示す後輪駆動装置の概略構成図である。 プラネタリギヤの第１ピニオンと第２ピニオンの噛合歯の捩れ方向を説明する模式図である。 直進加速時のスラスト力を示す概略構成図である。 直進減速時のスラスト力を示す概略構成図である。 旋回加速時のスラスト力を示す概略構成図である。 旋回減速時のスラスト力を示す概略構成図である。 旋回時のスラスト力を示す概略構成図である。 第２実施形態の後輪駆動装置の概略構成図である。 第３実施形態の後輪駆動装置の概略構成図である。

本発明に係る動力伝達装置は、車両用駆動装置に好適に用いることができる。以下に示す車両用駆動装置は、電動機を車輪駆動用の駆動源とするものであり、例えば、図１に示すような駆動システムの車両に用いられる。なお、以下の説明では車両用駆動装置を後輪駆動用として用いる場合を例に説明するが、前輪駆動用に用いてもよい。

図１に示す車両３は、内燃機関４と電動機５が直列に接続された駆動装置６（以下、前輪駆動装置と呼ぶ。）を車両前部に有するハイブリッド車両であり、この前輪駆動装置６の動力がトランスミッション７を介して前輪Ｗｆに伝達される一方で、この前輪駆動装置６と別に車両後部に設けられた駆動装置１（以下、後輪駆動装置と呼ぶ。）の動力が後輪Ｗｒ（ＲＷｒ、ＬＷｒ）に伝達されるようになっている。前輪駆動装置６の電動機５と後輪Ｗｒ側の後輪駆動装置１の第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂは、バッテリ９に接続され、バッテリ９からの電力供給と、バッテリ９へのエネルギー回生が可能となっている。図１中、符号８は車両全体を制御するための制御装置である。

＜第１実施形態＞
先ず、本発明に係る動力伝達装置を搭載した第１実施形態の車両用駆動装置について、図２〜図４に基づいて説明する。図中の矢印は、後輪駆動装置１が車両に搭載された状態における位置関係を示している。
図２は、後輪駆動装置１の全体の縦断面図を示すものであり、図３は、図２の上部部分の拡大断面図である。同図において、符号１１は、後輪駆動装置１のケースであり、ケース１１は、車幅方向略中央部に配置される中央ケース１１Ｍと、中央ケース１１Ｍを挟むように中央ケース１１Ｍの左右に配置される側方ケース１１Ａ、１１Ｂと、から構成され、全体が略円筒状に形成される。ケース１１の内部には、後輪Ｗｒ用の車軸１０Ａ、１０Ｂと、車軸駆動用の第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂと、この第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂの駆動回転を減速する第１及び第２変速機構としての第１及び第２遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂとが、それらの回転軸線Ｏが同一直線上に位置するように配置されている。この車軸１０Ａ、第１電動機２Ａ及び第１遊星歯車式減速機１２Ａは左後輪ＬＷｒを駆動制御し、車軸１０Ｂ、第２電動機２Ｂ及び第２遊星歯車式減速機１２Ｂは右後輪ＲＷｒを駆動制御する。車軸１０Ａ、第１電動機２Ａ及び第１遊星歯車式減速機１２Ａと、車軸１０Ｂ、第２電動機２Ｂ及び第２遊星歯車式減速機１２Ｂは、ケース１１内で車幅方向（左右方向）の中間面Ｍに左右対称に配置されている。

側方ケース１１Ａ、１１Ｂの中央ケース１１Ｍ側には、それぞれ径方向内側に延びる隔壁１８Ａ、１８Ｂが設けられ、側方ケース１１Ａ、１１Ｂと隔壁１８Ａ、１８Ｂとに囲まれた空間には、それぞれ第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂが配置される。また、中央ケース１１Ｍと隔壁１８Ａ、１８Ｂとに囲まれた空間には、第１及び第２遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂが隣接して配置されている。言い換えると、隔壁１８Ａ、１８Ｂによって、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂを収容する空間と第１及び第２遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂを収容する空間が区画されている。

第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂは、ステータ１４Ａ、１４Ｂがそれぞれ側方ケース１１Ａ、１１Ｂに固定され、このステータ１４Ａ、１４Ｂの内周側に環状のロータ１５Ａ、１５Ｂが回転可能に配置されている。ロータ１５Ａ、１５Ｂの内周部には車軸１０Ａ、１０Ｂの外周を囲繞する第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂの出力軸としての円筒軸１６Ａ、１６Ｂが結合され、この円筒軸１６Ａ、１６Ｂが、それぞれ車軸１０Ａ、１０Ｂと同軸上に相対回転可能となるように側方ケース１１Ａ、１１Ｂの端部壁１７Ａ、１７Ｂに軸受Ｂｒ３、Ｂｒ４を介して支持されるとともに、隔壁１８Ａ、１８Ｂに軸受Ｂｒ７、Ｂｒ８を介して支持されている。また、円筒軸１６Ａ、１６Ｂの軸方向内側には、後述する第１及び第２遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂのサンギヤ２１Ａ、２１Ｂが一体に形成され、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂよりもさらに軸方向内側に延出部１３Ａ、１３Ｂが形成される。

また、第１及び第２遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂは、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂと、このサンギヤ２１Ａ、２１Ｂに噛合する複数のプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂと、これらのプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂを支持するプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂと、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂの外周側に噛合するリングギヤ２４Ａ、２４Ｂと、を備え、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂから第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂの駆動力が入力され、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂを通して車軸１０Ａ、１０Ｂに出力されるようになっている。

プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂは、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに直接噛合する大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂと、この第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂよりも小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂとを有する２連ピニオンであり、これらの第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂと第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂとが同軸にかつ軸方向にオフセットした状態で一体に形成されている。このプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂは、軸受Ｂｒ９、Ｂｒ１０を介してプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂのピニオンシャフト２３０に支持される。

また、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂにおいては、軸方向に延設されたピニオンシャフト２３０の内側端部が、内側腕部２３１に保持される。内側腕部２３１は、径方向に延設されたキャリアプレート２３１ａと、キャリアプレート２３１ａの内径側に一体に取り付けられて車軸１０Ａ、１０Ｂと一体回転可能にスプライン嵌合するキャリアベース２３１ｂとから構成される。キャリアベース２３１ｂは、円筒軸１６Ａ、１６Ｂの延出部１３Ａ、１３Ｂと軸方向でオーバーラップするように延出部１３Ａ、１３Ｂ側に延びており、延出部１３Ａ、１３Ｂに軸受Ｂｒ１１、Ｂｒ１２を介して支持される。さらに、キャリアベース２３１ｂは、後述するリングギヤ２４Ａ、２４Ｂの小径部２９Ａ、２９Ｂと軸方向でオーバーラップするように延出部１３Ａ、１３Ｂとは反対側にも延びている。

一方、ピニオンシャフト２３０の外側端部は、外側腕部２３２により軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２を介して隔壁１８Ａ、１８Ｂに支持されている。即ち、隔壁１８Ａ、１８Ｂには、それぞれプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂを支持する軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２と、円筒軸１６Ａ、１６Ｂを支持する軸受Ｂｒ７、Ｂｒ８とが配置されている。

また、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂの軸方向内側端部は、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂの内側腕部２３１に支持されており、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂの軸方向外側端部は、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂの外側腕部２３２に支持されている。そのため、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂとプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂとの間でスラスト力が伝達される。

リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは、その内周面が小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂに噛合するギヤ部２８Ａ、２８Ｂと、ギヤ部２８Ａ、２８Ｂから径方向内側に延びる内径側延設部４１Ａ、４１Ｂとを備えて構成され、内径側延設部４１Ａ、４１Ｂは、ケース１１の中間位置で互いに対向配置される小径部２９Ａ、２９Ｂと、ギヤ部２８Ａ、２８Ｂの軸方向内側端部と小径部２９Ａ、２９Ｂの軸方向外側端部を径方向に連結する連結部３０Ａ、３０Ｂとを備えて構成されている。連結部３０Ａ、３０Ｂは、それぞれプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂのキャリアプレート２３１ａに径方向でオーバラップするように対向して配置されており、キャリアプレート２３１ａの内径側には、キャリアプレート２３１ａとの間に軸受Ｂｒ５、Ｂｒ６が設けられている。

ギヤ部２８Ａ、２８Ｂは、中央ケース１１Ｍの左右分割壁４５の内径側端部に形成された円筒壁４６を挟んで軸方向に対向している。内径側延設部４１Ａ、４１Ｂを構成する小径部２９Ａ、２９Ｂは、その外周面がそれぞれ後述する一方向クラッチ５０のインナーレース５１とスプライン嵌合し、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは一方向クラッチ５０のインナーレース５１と一体回転するように構成されている。また、小径部２９Ａ、２９Ｂは、軸方向には、対向する端部同士は固定されずに当接可能に配置されている。即ち、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは、回転方向に動力伝達可能に連結され、且つ、軸方向で互いに押し合う方向の動力伝達が可能で、軸方向で互いに引き合う方向の動力伝達が不能に連結される。

ケース１１を構成する中央ケース１１Ｍには、リングギヤ２４Ｂに対する制動手段を構成する油圧ブレーキ６０と、一方向クラッチ５０とが設けられている。油圧ブレーキ６０は、中央ケース１１Ｍの円筒壁４４の内周面にスプライン嵌合された複数の固定プレート３５と、リングギヤ２４Ｂのギヤ部２８Ｂの外周面にスプライン嵌合された複数の回転プレート３６が軸方向に交互に配置され、これらのプレート３５、３６が環状のピストン３７によって締結及び解放操作されるようになっている。従って、両プレート３５、３６がピストン３７によって押し付けられると、両プレート３５、３６間の摩擦締結によってリングギヤ２４Ｂに制動力が作用し固定される。その状態からピストン３７による締結が解放されると、リングギヤ２４Ｂの自由な回転が許容される。なお、上述したように、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは互いに連結されているため、油圧ブレーキ６０が締結することによりリングギヤ２４Ａにも制動力が作用し固定され、油圧ブレーキ６０が解放することによりリングギヤ２４Ａも自由な回転が許容される。

一方向クラッチ５０は、インナーレース５１とアウターレース５２との間に多数のスプラグ５３を介在させたものであって、そのインナーレース５１がスプライン嵌合によりリングギヤ２４Ａ、２４Ｂの小径部２９Ａ、２９Ｂと一体回転するように構成されている。またアウターレース５２は、中央ケース１１Ｍの円筒壁４６により位置決めされるとともに、回り止めされている。

一方向クラッチ５０は、車両３が第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂの動力で前進する際に係合してリングギヤ２４Ａ、２４Ｂの回転をロックするように構成されている。より具体的に説明すると、一方向クラッチ５０は、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂ側の順方向（車両３を前進させる際の回転方向）の回転動力が後輪Ｗｒ側に入力されるときに係合状態となるとともに第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂ側の逆方向の回転動力が後輪Ｗｒ側に入力されるときに非係合状態となり、後輪Ｗｒ側の順方向の回転動力が第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂ側に入力されるときに非係合状態となるとともに後輪Ｗｒ側の逆方向の回転動力が第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂ側に入力されるときに係合状態となる。

このように本実施形態の後輪駆動装置１では、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂと後輪Ｗｒとの動力伝達経路上に一方向クラッチ５０と油圧ブレーキ６０とが並列に設けられている。なお、油圧ブレーキ６０は、車両の走行状態や一方向クラッチ５０の係合・非係合状態に応じて、不図示の電動オイルポンプから供給されるオイルの圧力により、解放状態、弱締結状態、締結状態に制御される。例えば、車両３が第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂの力行駆動により前進する時（低車速時、中車速時）は、油圧ブレーキ６０の状態に関わらず一方向クラッチ５０が締結するため動力伝達可能な状態となり、車両３が内燃機関４及び/又は第１及び第２電動機５の力行駆動により前進する時（高車速時）は、一方向クラッチ５０が非係合となりさらに油圧ブレーキが解放状態に制御されることで、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂの過回転が防止される。一方、車両３の後進時や回生時には、一方向クラッチ５０が非係合となるため油圧ブレーキ６０が締結状態に制御されることで、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂ側からの逆方向の回転動力が後輪Ｗｒ側に出力され、又は後輪Ｗｒ側の順方向の回転動力が第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂ側に入力される。

また、本実施形態の後輪駆動装置１において、軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２は、それぞれプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂに作用する軸方向外側へのスラスト力を受けることができるアンギュラ玉軸受が使用されており、軸受Ｂｒ３、Ｂｒ４は、それぞれサンギヤ２１Ａ、２１Ｂに作用する軸方向外側へのスラスト力を受けることができるアンギュラ玉軸受が使用されており、軸受Ｂｒ５、Ｂｒ６は、それぞれプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂに作用する軸方向内側及び外側へのスラスト力を受けることができるようにスラスト軸受が使用されており、軸受Ｂｒ７、Ｂｒ８は、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに作用する軸方向内側へのスラスト力を受けることができるアンギュラ玉軸受が使用されている。これに対し、軸受Ｂｒ９〜１２は、スラスト力を受けることのできないニードル軸受が使用されている。なお、軸受Ｂｒ１〜Ｂｒ４及び軸受Ｂｒ７、Ｂｒ８は、スラスト力を受けることができる軸受であればアンギュラ玉軸受の代わりに円すいころ軸受等の軸受を適宜選択して用いてもよく、また、軸方向内側及び軸方向外側の両方向のスラスト力を受けることができる深溝玉軸受等の軸受を適宜選択して用いてもよい。

ここで、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂの噛み合いについて説明する。
プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂは、図５に示すように、それぞれサンギヤ２１Ａ、２１Ｂに噛合される大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂと、小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂとの噛合歯の捩れ方向が同一方向になっており、これにより捩れに起因して大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂ及び小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂに発生するスラスト力が互いに反対向きとなる。

また、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに噛合される大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂのねじれ角θ１が、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂのギヤ部２８Ａ、２８Ｂと噛合される小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂのねじれ角θ２より大きくなるように設定されており、それにより、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂで発生するスラスト力が大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂよりも小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂで大きくなっている。

なお、第１遊星歯車式減速機１２Ａのプラネタリギヤ２２Ａと、第２遊星歯車式減速機１２Ｂのプラネタリギヤ２２Ｂとは、第１及び第２遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂの回転軸線Ｏを含む直線と鉛直であり、且つ、第１及び第２遊星歯車式減速機１２Ａ、１２Ｂ間に位置する中間面Ｍに対して鏡対称の関係にあり、噛合歯のねじれ角θ１、θ２についても同様に鏡対称の関係にある。そのため、プラネタリギヤ２２Ａとプラネタリギヤ２２Ｂとでは、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂからの入力トルクが等しい場合には、小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂの噛合部で発生するスラスト力と、大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂの噛合部で発生するスラスト力との合計である、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂに作用するスラスト力（以下、プラネタリギヤ合計スラスト力とも呼ぶ。）が、中間面Ｍに対して鏡対称の関係となる。

図６は、直進加速時、即ち第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂが順方向に略同等の力行トルクを発生した場合の、後輪駆動装置１に発生するスラスト力を示すブロック図である。図６〜図１０において、回転軸線Ｏ周りの矢印は第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂのトルクを示すものであり、時計回りの矢印が順方向のトルク（例えば、車両前進時の力行トルク）を示し、反時計回りの矢印が逆方向のトルク（例えば、車両前進時の回生トルク）を示している。それぞれのギヤにオーバーラップして描かれたハッチング付の矢印は、それぞれのギヤで発生するスラスト力であり、白抜きの矢印はプラネタリギヤ合計スラスト力を示すものであり、黒塗りの矢印は、第１遊星歯車式減速機１２Ａのリングギヤ２４Ａの噛合部で発生するスラスト力と、第２遊星歯車式減速機１２Ｂのリングギヤ２４Ｂの噛合部で発生するスラスト力との合計で、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用するスラスト力（以下、リングギヤ合計スラスト力とも呼ぶ。）を示すものである。また、スラスト力を受ける軸受にはドットを付すことで、スラスト力を受けない軸受と区別している。

図６に示すように、直進加速時に第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂから順方向の力行トルクが入力されると、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂには、大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂとの噛合により、軸方向外側へのスラスト力（離れる向きの力）が作用し、大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂには、軸方向内側へのスラスト力（近づく向きの力）が作用する。また、小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂには、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂとの噛合により、軸方向外側へのスラスト力が作用し、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂには、軸方向内側へのスラスト力が作用する。上述したように、捩れ角の違いからスラスト力は、大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂよりも小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂで大きくなっており、これにより、それぞれのプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂでは、軸方向外側へのプラネタリギヤ合計スラスト力が作用することとなる。

このプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂに作用する軸方向外側へのプラネタリギヤ合計スラスト力は、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂを介してそれぞれ軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２で受けられる。また、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに作用する軸方向外側へのスラスト力は、それぞれ軸受Ｂｒ３、Ｂｒ４で受けられる。そして、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用する軸方向内側へのスラスト力は、小径部２９Ａ、２９Ｂで互いに押し合うことで相殺される。即ち、この直進加速時には、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用する軸方向内側へのスラスト力は、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂの力行トルクが等しいことから等しくなり、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂの小径部２９Ａ、２９Ｂでスラスト力が打ち消される。これにより、第１遊星歯車式減速機１２Ａと第２遊星歯車式減速機１２Ｂとで、閉じた系をなし、閉じた系の中でスラスト力が支持される。

図７は、直進減速時、即ち第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂが逆方向に略同等の回生トルクを発生した場合の、後輪駆動装置１に発生するスラスト力を示すブロック図である。
図７に示すように、直進減速時に第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂから逆方向の回生トルクが入力されると、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂには、大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂとの噛合により、軸方向内側へのスラスト力が作用し、大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂには、軸方向外側へのスラスト力が作用する。また、小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂには、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂとの噛合により、軸方向内側へのスラスト力が作用し、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂには、軸方向外側へのスラスト力が作用する。上述したように、捩れ角の違いからスラスト力は、大径の第１ピニオン２６Ａ、２６Ｂよりも小径の第２ピニオン２７Ａ、２７Ｂで大きくなっており、これにより、それぞれのプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂでは、軸方向内側へのプラネタリギヤ合計スラスト力が作用することとなる。

このプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂに作用する軸方向内側へのプラネタリギヤ合計スラスト力は、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂを介してそれぞれ軸受Ｂｒ５、Ｂｒ６で受けられ、さらにリングギヤ２４Ａ、２４Ｂに伝達される。そして、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用する軸方向外側へのスラスト力から、この軸受Ｂｒ５、Ｂｒ６を介してリングギヤ２４Ａ、２４Ｂに伝達された軸方向内側へのスラスト力を差し引いたスラスト力が、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂの小径部２９Ａ、２９Ｂを互いに離間するように移動させる。また、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに作用する軸方向内側へのスラスト力は、それぞれ軸受Ｂｒ７、Ｂｒ８で受けられる。即ち、この直進減速時には、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用する軸方向外側へのスラスト力が、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂの小径部２９Ａ、２９Ｂを離間させる。これにより、第１遊星歯車式減速機１２Ａと第２遊星歯車式減速機１２Ｂとで、それぞれ独立して閉じた系をなし、閉じた系の中でスラスト力が支持される。

なお、図７のスラスト力の関係は、直進減速時のみならず、後進加速時にも同様の関係となる。この場合は、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂにより逆方向の力行トルクが入力される。

図８は、旋回加速時であって、第１電動機２Ａの順方向の力行トルクが、第２電動機２Ｂの順方向の力行トルクより大きい場合（右旋回）の、後輪駆動装置１に発生するスラスト力を示すブロック図である。
図８に示すように、このときの各ギヤに作用するスラスト力の方向は、図６の直進加速時と同様であるが、第１電動機２Ａの順方向の力行トルクが、第２電動機２Ｂの順方向の力行トルクより大きいため、第１遊星歯車式減速機１２Ａに作用するプラネタリギヤ合計スラスト力が、第２遊星歯車式減速機１２Ｂに作用するプラネタリギヤ合計スラスト力より大きくなっている。また、リングギヤ２４Ａに作用するスラスト力も、リングギヤ２４Ｂに作用するスラスト力より大きく、その差分が相殺されずにリングギヤ合計スラスト力として、第１遊星歯車式減速機１２Ａの小径部２９Ａから第２遊星歯車式減速機１２Ｂの小径部２９Ｂに向かって作用している。このリングギヤ合計スラスト力は、軸受Ｂｒ６で受けられ、さらにプラネタリキャリア２３Ｂに伝達される。そしてこのリングギヤ合計スラスト力に、プラネタリギヤ２２Ｂに作用する軸方向外側へのプラネタリギヤ合計スラスト力を加えたスラスト力が軸受Ｂｒ２で受けられる。即ち、この旋回加速時には、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂの小径部２９Ａ、２９Ｂでスラスト力の一部が相殺されずに、スラスト力の差分が第１遊星歯車式減速機１２Ａと第２遊星歯車式減速機１２Ｂとの間で移動することとなる。

なお、図示は省略するが、第２電動機２Ｂの順方向の力行トルクが、第１電動機２Ａの順方向の力行トルクより大きい場合（左旋回）は、リングギヤ２４Ｂに作用する軸方向内側へのスラスト力が、リングギヤ２４Ａに作用する軸方向内側へのスラスト力より大きく、その差分が相殺されずリングギヤ合計スラスト力として、小径部２９Ｂから小径部２９Ａに向かって作用する。このリングギヤ合計スラスト力は、軸受Ｂｒ５で受けられ、さらにリングギヤ合計スラスト力にプラネタリギヤ合計スラスト力を加えたスラスト力が軸受Ｂｒ１で受けられることとなる。

図９は、旋回減速時であって、第１電動機２Ａの逆方向の回生トルクが、第２電動機２Ｂの逆方向の回生トルクより大きい場合（左旋回）の、後輪駆動装置１に発生するスラスト力を示すブロック図である。
図９に示すように、このときの各ギヤに作用するスラスト力の方向は、図７の直進減速時と同様であるが、第１電動機２Ａの逆方向の回生トルクが、第２電動機２Ｂの逆方向の回生トルクより大きいため、第１遊星歯車式減速機１２Ａに作用するプラネタリギヤ合計スラスト力が、第２遊星歯車式減速機１２Ｂに作用するプラネタリギヤ合計スラスト力より大きくなっている。また、リングギヤ２４Ａに作用するスラスト力も、リングギヤ２４Ｂに作用するスラスト力より大きく、小径部２９Ａの移動量が小径部２９Ｂの移動量より大きくなる。ただし、この旋回減速時には、小径部２９Ａ、２９Ｂは互いに離間するため、リングギヤ合計スラスト力が、第１遊星歯車式減速機１２Ａと第２遊星歯車式減速機１２Ｂとの間で作用することはなく、第１遊星歯車式減速機１２Ａと第２遊星歯車式減速機１２Ｂとで、それぞれ独立して閉じた系をなし、閉じた系の中でスラスト力が支持される。

なお、図示は省略するが、第２電動機２Ｂの逆方向の回生トルクが、第１電動機２Ａの逆方向の回生トルクより大きい場合（右旋回）は、第２遊星歯車式減速機１２Ｂに作用するプラネタリギヤ合計スラスト力が、第１遊星歯車式減速機１２Ａに作用するプラネタリギヤ合計スラスト力より大きくなるが、図９の場合と同様に、小径部２９Ａ、２９Ｂは互いに離間するため、リングギヤ合計スラスト力が、第１遊星歯車式減速機１２Ａと第２遊星歯車式減速機１２Ｂとの間で作用することはない。

図１０は、旋回時であって、第１電動機２Ａが順方向の力行トルクを発生し、第２電動機２Ｂが逆方向の回生トルクを発生した場合（右旋回）の、後輪駆動装置１に発生するスラスト力を示すブロックである。

図１０に示すように、第１電動機２Ａから順方向の力行トルクを作用させると、サンギヤ２１Ａには、大径の第１ピニオン２６Ａとの噛合により、軸方向外側へのスラスト力が作用し、大径の第１ピニオン２６Ａには、軸方向内側へのスラスト力が作用する。また、小径の第２ピニオン２７Ａには、リングギヤ２４Ａとの噛合により、軸方向外側へのスラスト力が作用し、リングギヤ２４Ａには、軸方向内側へのスラスト力が作用する。上述したように、捩れ角の違いからスラスト力は、大径の第１ピニオン２６Ａよりも小径の第２ピニオン２７Ａで大きくなっており、これにより、プラネタリギヤ２２Ａでは、軸方向外側へのプラネタリギヤ合計スラスト力が作用することとなる。

一方、第２電動機２Ｂから逆方向の回生トルクを作用させると、サンギヤ２１Ｂには、大径の第１ピニオン２６Ｂとの噛合により、軸方向内側へのスラスト力が作用し、大径の第１ピニオン２６Ｂには、軸方向外側へのスラスト力が作用する。また、小径の第２ピニオン２７Ｂには、リングギヤ２４Ｂとの噛合により、軸方向内側へのスラスト力が作用し、リングギヤ２４Ｂには、軸方向外側へのスラスト力が作用する。上述したように、捩れ角の違いからスラスト力は、大径の第１ピニオン２６Ｂよりも小径の第２ピニオン２７Ｂで大きくなっており、これにより、プラネタリギヤ２２Ｂでは、軸方向内側へのプラネタリギヤ合計スラスト力が作用することとなる。

このとき、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは同じ方向、即ち第１遊星歯車式減速機１２Ａ側から第２遊星歯車式減速機１２Ｂ側に向かって移動するが、リングギヤ２４Ｂは軸受Ｂｒ６によって移動が規制されるため、小径部２９Ａが小径部２９Ｂに当接し、リングギヤ２４Ａに作用する軸方向内側へのスラスト力とリングギヤ２４Ｂに作用する軸方向外側へのスラスト力の合力であるスラスト力リングギヤ合計スラスト力が作用することとなる。

このリングギヤ合計スラスト力は、軸受Ｂｒ６で受けられ、さらにプラネタリキャリア２３Ｂに伝達される。そしてこのリングギヤ合計スラスト力から、プラネタリギヤ２２Ｂに作用する軸方向内側へのプラネタリギヤ合計スラスト力を差し引いたスラスト力が、軸受Ｂｒ２で受けられる。また、プラネタリギヤ２２Ａに作用する軸方向外側へのプラネタリギヤ合計スラスト力は、プラネタリキャリア２３Ａを介して軸受Ｂｒ１で受けられる。また、サンギヤ２１Ａに作用する軸方向外側へのスラスト力は、軸受Ｂｒ３で受けられる。さらに、サンギヤ２１Ｂに作用する軸方向内側へのスラスト力は、軸受Ｂｒ８で受けられる。即ち、この旋回時には、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂの小径部２９Ａ、２９Ｂでスラスト力が足し合わされて、足し合わされたスラスト力が第１遊星歯車式減速機１２Ａと第２遊星歯車式減速機１２Ｂとの間で移動することとなる。

このように構成された本実施形態の後輪駆動装置１では、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂが順方向にトルクを発生するとき、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂには、互いに近づく向きの力である軸方向内側へのスラスト力が作用するので、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用するスラスト力を相殺することができる。特に、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂが順方向に等しいトルクを発生するとき、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用するスラスト力を完全に打ち消しあうことができる。そして、車両の走行頻度が一番多い前進加速時に、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用するスラスト力を打ち消しあうように設定することで、軸受の負荷を軽減させることができる。

また、このとき、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂには、それぞれ軸方向外側へのスラスト力が作用し、これを軸受Ｂｒ３、Ｂｒ４で受けるようにしたことで、過度にサンギヤ２１Ａ、２１Ｂが移動することを防止することができる。さらに、このとき、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂには、それぞれ軸方向外側へのプラネタリギヤ合計スラスト力が作用し、これを軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２で受けるようにしたことで、過度にプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂが移動することを防止することができる。なお、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂを２段ピニオンとすることで、歯面の傾斜などの噛合状態を別個独立に形成することができ、プラネタリギヤ合計スラスト力の方向と大きさを調整することができる。

一方、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂが逆方向にトルクを発生するとき、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂには、互いに離れる向きの力である軸方向外側へのスラスト力が作用するので、第１遊星歯車式減速機１２Ａと第２遊星歯車式減速機１２Ｂとで系を分けることができる。系を分けることで、一方側に過度にスラスト力が作用するのを抑制することができる。

また、このとき、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂには、それぞれ軸方向内側へのスラスト力が作用し、これを軸受Ｂｒ７、Ｂｒ８で受けるようにしたことで、過度にサンギヤ２１Ａ、２１Ｂが移動することを防止することができる。さらに、このとき、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂには、それぞれ軸方向内側へのプラネタリギヤ合計スラスト力が作用し、これを軸受Ｂｒ５、Ｂｒ６で受けるようにしたことで、過度にプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂが移動するのを抑制することができる。

なお、旋回時には、軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２に比較的大きなスラスト力が作用する場合もあるが、旋回加速時等は、車両の走行モードにおいて頻度が低いため、軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２の負荷は少なくてすむ。逆に言うと、軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２のみ比較的大きなスラスト力を受けることができるようにしておくことで、信頼性を確保することができる。

＜第２実施形態＞
続いて、本発明に係る動力伝達装置を搭載した第２実施形態の車両用駆動装置について、図１１に基づいて説明する。なお、第１実施形態と同一又は同等の構成については、同一又は同等の符号を付してその説明を省略する。

本実施形態の後輪駆動装置１Ａでは、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂが、小径部２９Ａ、２９Ｂ及び連結部３０Ａ、３０Ｂ（を有さず、第１遊星歯車式減速機１２Ａのギヤ部２８Ａの第２遊星歯車式減速機１２Ｂ側の端部から延設される軸方向延設部４０Ａと、第２遊星歯車式減速機１２Ｂのギヤ部２８Ｂの第１遊星歯車式減速機１２Ａ側の端部から延設される軸方向延設部４０Ｂとが、当接するように一体に構成されている点で第１実施形態の後輪駆動装置１と異なっている。

即ち、本実施形態の後輪駆動装置１Ａでは、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは、回転方向に動力伝達可能に連結され、且つ、軸方向で互いに押し合う方向及び軸方向で互いに引き合う方向の動力伝達が可能に連結される。従って、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは、軸方向で互いに押し合う又は引き合う方向のスラスト力であって、リングギヤ２４Ａに作用するスラスト力とリングギヤ２４Ｂに作用するスラスト力とに差がある場合には、連結された状態で移動可能となっている。

また、プラネタリキャリア２３Ａの内側腕部２３１と、プラネタリキャリア２３Ｂの内側腕部２３１との間には、スラスト軸受である軸受Ｂｒ１３が設けられており、軸受Ｂｒ１３が、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂ間のスラスト力を受けるように構成される。即ち、第１実施形態における軸受Ｂｒ５、Ｂｒ６の役割を軸受Ｂｒ１３が担っている。

このように構成された本実施形態の後輪駆動装置１Ａでも、第１実施形態と同様に、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂが順方向にトルクを発生するとき、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂには、互いに近づく向きの力である軸方向内側へのスラスト力が作用するので、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用するスラスト力を相殺することができる。

また、このとき、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂには、それぞれ軸方向外側へのスラスト力が作用し、これを軸受Ｂｒ３、Ｂｒ４で受けるようにしたことで、過度にサンギヤ２１Ａ、２１Ｂが移動することを防止することができる。さらに、このとき、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂには、それぞれ軸方向外側へのプラネタリギヤ合計スラスト力が作用し、これを軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２で受けるようにしたことで、過度にプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂが移動することを防止することができる。

一方、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂが逆方向に等しいトルクを発生するとき、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂには、互いに離れる向きの力である軸方向外側へのスラスト力が作用するものの、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂが軸方向にも連結されているので、スラスト力を相殺することができる。

また、このとき、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂには、それぞれ軸方向内側へのスラスト力が作用し、これを軸受Ｂｒ７、Ｂｒ８で受けるようにしたことで、過度にサンギヤ２１Ａ、２１Ｂが移動することを防止することができる。さらに、このとき、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂには、それぞれ軸方向内側へのプラネタリギヤ合計スラスト力が作用し、これを軸受Ｂｒ１３で受けるようにしたことで、過度にプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂが移動するのを抑制することができる。

ただし、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂで発生するトルクの大きさが異なる場合、例えば図８〜図１０に示した旋回加速時、旋回減速時、旋回時には、第１実施形態と異なり、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂが軸方向にも連結されて移動可能になっているので、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用するスラスト力の差分がリングギヤ合計スラスト力として、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂを移動させることで、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂなどの他部材に伝えずにスラスト力を解放させることができる。

これらの場合であっても、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに作用する軸方向外側へのスラスト力はそれぞれ軸受Ｂｒ３、Ｂｒ４で受けられ、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに作用する軸方向内側へのスラスト力はそれぞれ軸受Ｂｒ７、Ｂｒ８で受けられ、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂに作用する軸方向外側へのスラスト力はそれぞれ軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２で受けられ、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂに作用する軸方向内側へのスラスト力は軸受Ｂｒ１３で受けられ、さらにプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂを介してそれぞれ軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２で受けられる。

なお、本実施形態では、軸方向延設部４０Ａと軸方向延設部４０Ｂとは必ずしも一体に構成されていなくてもよく、軸方向に連結されていればよい。

＜第３実施形態＞
続いて、本発明に係る動力伝達装置を搭載した第３実施形態の車両用駆動装置について、図１２に基づいて説明する。なお、第２実施形態と同一又は同等の構成については、同一又は同等の符号を付してその説明を省略する。

本実施形態の後輪駆動装置１Ｂでは、第１遊星歯車式減速機１２Ａのギヤ部２８Ａの第２遊星歯車式減速機１２Ｂ側の端部から延設される軸方向延設部４０Ａと、第２遊星歯車式減速機１２Ｂのギヤ部２８Ｂの第１遊星歯車式減速機１２Ａ側の端部から延設される軸方向延設部４０Ｂとが、別体で当接するように配置されており、さらに、軸方向延設部４０Ａの軸方向延設部４０Ｂとは反対側に軸方向への移動を規制するストッパー４２Ａが設けられ、軸方向延設部４０Ｂの軸方向延設部４０Ａとは反対側に軸方向への移動を規制するストッパー４２Ｂが設けられている点で第２実施形態の後輪駆動装置１Ｂと異なっている。

即ち、本実施形態の後輪駆動装置１Ｂでは、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは、軸方向で互いに押し合う方向の動力伝達が可能で、軸方向で互いに引き合う方向の動力伝達が不能に連結される。そして、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂは、軸方向で異なる大きさの近づく向きのスラスト力が作用する、又は互いに離れる向きのスラスト力が作用すると、少なくとも一方のストッパー４２Ａ、４２Ｂにより、その移動が規制されるようになっている。

また、一方向クラッチ５０及び油圧ブレーキ６０がいずれも設けられておらず、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂが、ケース１１に固定されて回転不能に連結されている。従って、プラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂに連結される車軸１０Ａ、１０Ｂが回転している限り、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに連結されている第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂも回転することとなるが、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂとしてインダクションモータを用いることで、逆起電力の発生を防止することができる。

このように構成された本実施形態の後輪駆動装置１Ｂでも、第２実施形態と同様に、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂが順方向にトルクを発生するとき、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂには、互いに近づく向きの力である軸方向内側へのスラスト力が作用するので、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに作用するスラスト力を相殺することができる。

また、このとき、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂには、それぞれ軸方向外側へのスラスト力が作用し、これを軸受Ｂｒ３、Ｂｒ４で受けるようにしたことで、過度にサンギヤ２１Ａ、２１Ｂが移動することを防止することができる。さらに、このとき、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂには、それぞれ軸方向外側へのプラネタリギヤ合計スラスト力が作用し、これを軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２で受けるようにしたことで、過度にプラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂが移動することを防止することができる。

一方、第１及び第２電動機２Ａ、２Ｂの少なくとも一方が逆方向にトルクを発生するとき若しくは順方向にトルクを発生するときであってもトルクの大きさが異なる場合、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂには、いずれか一方に又は互いに軸方向外側へのスラスト力が作用するものの、それぞれのストッパー４２Ａ、４２Ｂで軸方向外側へのスラスト力を受けることで、リングギヤ２４Ａ、２４Ｂに働く軸方向外側へのスラスト力をプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂなどの他部材に伝えずにストッパー４２Ａ、４２Ｂで吸収することができる。

この場合であっても、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに作用する軸方向外側へのスラスト力はそれぞれ軸受Ｂｒ３、Ｂｒ４で受けられ、サンギヤ２１Ａ、２１Ｂに作用する軸方向内側へのスラスト力はそれぞれ軸受Ｂｒ７、Ｂｒ８で受けられ、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂに作用する軸方向外側へのスラスト力はそれぞれ軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２で受けられ、プラネタリギヤ２２Ａ、２２Ｂに作用する軸方向内側へのスラスト力は軸受Ｂｒ１３で受けられ、さらにプラネタリキャリア２３Ａ、２３Ｂを介してそれぞれ軸受Ｂｒ１、Ｂｒ２で受けられる。

なお、軸方向延設部４０Ａと軸方向延設部４０Ｂとは必ずしも別体に構成されていなくてもよく、一体に構成されていてもよい。

尚、本発明は、上述した実施形態に限定されるものではなく、適宜、変形、改良、等が可能である。
例えば、変速機構として遊星歯車式減速機を例示したがこれに限らず、通常の歯車式変速機等を用いてもよい。
また、第１及び第２実施形態においても、一方向クラッチ５０及び/又は油圧ブレーキ６０を省略してもよく、反対に、第３実施形態において、一方向クラッチ５０及び/又は油圧ブレーキ６０を設けてもよい。

なお、本出願は、２０１１年１２月１日出願の日本特許出願（特願２０１１−２６３９４２）に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。

２Ａ 第１電動機（第１駆動源）
２Ｂ 第２電動機（第２駆動源）
３ 車両
１１ ケース（固定部）
１２Ａ 第１遊星歯車式減速機（第１変速機構）
１２Ｂ 第２遊星歯車式減速機（第２変速機構）
１６Ａ、１６Ｂ 円筒軸（出力軸）
１８Ａ 隔壁（第１区画壁）
１８Ｂ 隔壁（第２区画壁）
２１Ａ、２１Ｂ サンギヤ（第３回転要素）
２２Ａ、２２Ｂ プラネタリギヤ（第２回転要素）
２３Ａ、２３Ｂ プラネタリキャリア
２４Ａ、２４Ｂ リングギヤ（第１回転要素）
２６Ａ、２６Ｂ 第１ピニオン（大径ピニオン）
２７Ａ、２７Ｂ 第２ピニオン（小径ピニオン）
２８Ａ、２８Ｂ ギヤ部
４０Ａ、４０Ｂ 軸方向延設部（延設部）
４１Ａ、４１Ｂ 内径側延設部（延設部）
４２Ａ、４２Ｂ ストッパー
Ｂｒ１ 軸受（第１軸受）
Ｂｒ２ 軸受（第２軸受）
Ｂｒ３ 軸受（第３軸受）
Ｂｒ４ 軸受（第４軸受）
Ｂｒ５ 軸受（第５軸受）
Ｂｒ６ 軸受（第６軸受）
Ｂｒ７ 軸受（第７軸受）
Ｂｒ８ 軸受（第８軸受）
Ｂｒ１３ 軸受（第５軸受、第６軸受）
ＬＷｒ 左後輪（左車輪）
ＲＷｒ 右後輪（右車輪）

Claims (20)

1. 第１駆動源の出力軸に接続される第１変速機構と、第２駆動源の出力軸に接続される第２変速機構と、を備え、前記第１変速機構と前記第２変速機構とは夫々複数の回転要素を有し、
   前記第１変速機構の第１回転要素と、前記第２変速機構の第１回転要素とは、互いに一体回転可能に連結されて同一の回転軸線を有する動力伝達装置であって、
   前記第１変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素を備え、
   該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
   前記第２変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素を備え、
   該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
   前記第１変速機構と前記第２変速機構とは、それぞれ遊星歯車機構であって、
   前記遊星歯車機構は、サンギヤと、該サンギヤに噛合するプラネタリギヤと、該プラネタリギヤを支持するプラネタリキャリアと、前記プラネタリギヤの外周側に噛合するリングギヤと、を備え、
   前記第１回転要素は、前記リングギヤであり、
   前記第２回転要素は、前記プラネタリギヤであることを特徴とする動力伝達装置。
2. 前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
   前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
   前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第１軸受が配置され、
   前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第２軸受が配置されることを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 前記第１変速機構は、前記第２回転要素と噛合する第３回転要素を備え、該第２回転要素と該第３回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第３回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
   前記第２変速機構は、前記第２回転要素と噛合する第３回転要素を備え、該第２回転要素と該第３回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第３回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
   前記第１変速機構の前記第３回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構とは反対側に、該第３回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第３軸受が配置され、
   前記第２変速機構の前記第３回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構とは反対側に、該第３回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第４軸受が配置され、
   前記第３回転要素は、前記サンギヤであることを特徴とする請求項２に記載の動力伝達装置。
4. 前記プラネタリギヤは、大径ピニオンと小径ピニオンとが連接された２段ピニオンであることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
5. 第１駆動源の出力軸に接続される第１変速機構と、第２駆動源の出力軸に接続される第２変速機構と、を備え、前記第１変速機構と前記第２変速機構とは夫々複数の回転要素を有し、
   前記第１変速機構の第１回転要素と、前記第２変速機構の第１回転要素とは、互いに一体回転可能に連結されて同一の回転軸線を有する動力伝達装置であって、
   前記第１変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素を備え、
   該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
   前記第２変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素を備え、
   該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
   前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
   前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
   前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第１軸受が配置され、
   前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第２軸受が配置され、
   前記第１変速機構の前記第１回転要素と、前記第２変速機構の前記第１回転要素とは、回転方向に動力伝達が可能に、且つ、軸方向で互いに押し合う方向及び軸方向で互いに引き合う方向の動力伝達が可能に連結されることを特徴とする動力伝達装置。
6. 第１駆動源の出力軸に接続される第１変速機構と、第２駆動源の出力軸に接続される第２変速機構と、を備え、前記第１変速機構と前記第２変速機構とは夫々複数の回転要素を有し、
   前記第１変速機構の第１回転要素と、前記第２変速機構の第１回転要素とは、互いに一体回転可能に連結されて同一の回転軸線を有する動力伝達装置であって、
   前記第１変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素を備え、
   該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
   前記第２変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素を備え、
   該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
   前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
   前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
   前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第１軸受が配置され、
   前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構とは反対側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第２軸受が配置され、
   前記第１変速機構の前記第１回転要素と、前記第２変速機構の前記第１回転要素とは、回転方向に動力伝達可能に、且つ、軸方向で互いに押し合う方向の動力伝達が可能で、軸方向で互いに引き合う方向の動力伝達が不能に連結されることを特徴とする動力伝達装置。
7. 前記第１駆動源が、前記一方向と逆の他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
   前記第２駆動源が、前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成されることを特徴とする請求項５又は６に記載の動力伝達装置。
8. 前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
   前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
   前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第５軸受が配置され、
   前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第６軸受が配置されることを特徴とする請求項７に記載の動力伝達装置。
9. 前記第１変速機構は、前記第２回転要素と噛合する第３回転要素を備え、該第２回転要素と該第３回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第３回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
   前記第２変速機構は、前記第２回転要素と噛合する第３回転要素を備え、該第２回転要素と該第３回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第３回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
   前記第１変速機構の前記第３回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構とは反対側に、該第３回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第７軸受が配置され、
   前記第２変速機構の前記第３回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構とは反対側に、該第３回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第８軸受が配置されることを特徴とする請求項８に記載の動力伝達装置。
10. 前記第１駆動源と前記第１変速機構との間に、前記第１駆動源と前記第１変速機構とを区画する第１区画壁が設けられ、
    前記第２駆動源と前記第２変速機構との間に、前記第２駆動源と前記第２変速機構とを区画する第２区画壁が設けられ、
    前記第１軸受と前記第７軸受とは、前記第１区画壁に配置され、
    前記第２軸受と前記第８軸受とは、前記第２区画壁に配置されることを特徴とする請求項９に記載の動力伝達装置。
11. 前記第１変速機構と前記第２変速機構とは、それぞれ遊星歯車機構であって、
    前記遊星歯車機構は、サンギヤと、該サンギヤに噛合するプラネタリギヤと、該プラネタリギヤを支持するプラネタリキャリアと、前記プラネタリギヤの外周側に噛合するリングギヤと、を備え、
    前記第１回転要素は、前記リングギヤであり、
    前記第２回転要素は、前記プラネタリギヤであることを特徴とする請求項５〜１０のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
12. 前記第１変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部と、該ギヤ部の前記第２変速機側端部から延設される延設部とを備え、
    前記第２変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部と、該ギヤ部の前記第１変速機側端部から延設される延設部とを備え、
    前記第１変速機構の前記リングギヤと前記第２変速機構の前記リングギヤとは、前記延設部同士で当接することを特徴とする請求項１１に記載の動力伝達装置。
13. 前記第１変速機構の前記リングギヤの延設部は、回転軸線方向に向かって延びる軸方向延設部を含み、
    前記第２変速機構の前記リングギヤの延設部は、回転軸線方向に向かって延びる軸方向延設部を含むことを特徴とする請求項１２に記載の動力伝達装置。
14. 前記プラネタリギヤは、大径ピニオンと小径ピニオンとが連接された２段ピニオンであることを特徴とする請求項１１〜１３のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
15. 前記第１駆動源が、前記一方向と逆の他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
    前記第２駆動源が、前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
    前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
    前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
    前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第５軸受が配置され、
    前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第６軸受が配置され、
    前記第１変速機構と前記第２変速機構とは、それぞれ遊星歯車機構であって、
    前記遊星歯車機構は、サンギヤと、該サンギヤに噛合するプラネタリギヤと、該プラネタリギヤを支持するプラネタリキャリアと、前記プラネタリギヤの外周側に噛合するリングギヤと、を備え、
    前記第１回転要素は、前記リングギヤであり、
    前記第２回転要素は、前記プラネタリギヤであり、
    前記第１変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部と、該ギヤ部の前記第２変速機側端部から延設される延設部とを備え、
    前記第２変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部と、該ギヤ部の前記第１変速機側端部から延設される延設部とを備え、
    前記第１変速機構の前記リングギヤと前記第２変速機構の前記リングギヤとは、前記延設部同士で当接し、
    前記第１変速機構の前記リングギヤの前記延設部は、径方向内側に向かって延びる内径側延設部を含み、
    前記第２変速機構の前記リングギヤの前記延設部は、径方向内側に向かって延びる内径側延設部を含むことを特徴とする請求項６に記載の動力伝達装置。
16. 前記第１変速機構の前記リングギヤの前記内径側延設部と、前記第１変速機構の前記プラネタリキャリアとは径方向でオーバーラップするように構成され、
    前記第２変速機構の前記リングギヤの前記内径側延設部と、前記第２変速機構の前記プラネタリキャリアとは径方向でオーバーラップするように構成され、
    前記第５軸受は、前記第１変速機構の前記リングギヤと前記第１変速機構の前記プラネタリキャリアとの間に配置され、
    前記第６軸受は、前記第２変速機構の前記リングギヤと前記第２変速機構の前記プラネタリキャリアとの間に配置されることを特徴とする請求項１５に記載の動力伝達装置。
17. 前記第１駆動源が、前記一方向と逆の他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
    前記第２駆動源が、前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構から離れる向きに力が働くように形成され、
    前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
    前記第２変速機構の前記第１回転要素と前記第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が前記他方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第２回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
    前記第１変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第２変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第５軸受が配置され、
    前記第２変速機構の前記第２回転要素に対し、前記回転軸線方向で前記第１変速機構側に、該第２回転要素に加わる前記回転軸線方向の力を受けることのできる第６軸受が配置され、
    前記第１変速機構と前記第２変速機構とは、それぞれ遊星歯車機構であって、
    前記遊星歯車機構は、サンギヤと、該サンギヤに噛合するプラネタリギヤと、該プラネタリギヤを支持するプラネタリキャリアと、前記プラネタリギヤの外周側に噛合するリングギヤと、を備え、
    前記第１回転要素は、前記リングギヤであり、
    前記第２回転要素は、前記プラネタリギヤであり、
    前記第１変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部と、該ギヤ部の前記第２変速機側端部から延設される延設部とを備え、
    前記第２変速機構の前記リングギヤは、ギヤ部と、該ギヤ部の前記第１変速機側端部から延設される延設部とを備え、
    前記第１変速機構の前記リングギヤと前記第２変速機構の前記リングギヤとは、前記延設部同士で当接し、
    前記第１変速機構の前記リングギヤの延設部は、回転軸線方向に向かって延びる軸方向延設部を含み、
    前記第２変速機構の前記リングギヤの延設部は、回転軸線方向に向かって延びる軸方向延設部を含み、
    前記第１変速機構の前記リングギヤは、前記回転軸線方向で該リングギヤの前記軸方向延設部と反対側に、該リングギヤが前記回転軸線方向に移動するのを規制するストッパーを備え、
    前記第２変速機構の前記リングギヤは、前記回転軸線方向で該リングギヤの前記軸方向延設部と反対側に、該リングギヤが前記回転軸線方向に移動するのを規制するストッパーを備えることを特徴とする請求項６に記載の動力伝達装置。
18. 第１駆動源の出力軸に接続される第１変速機構と、第２駆動源の出力軸に接続される第２変速機構と、を備え、前記第１変速機構と前記第２変速機構とは夫々複数の回転要素を有し、
    前記第１変速機構の第１回転要素と、前記第２変速機構の第１回転要素とは、互いに一体回転可能に連結されて同一の回転軸線を有する動力伝達装置であって、
    前記第１変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素を備え、
    該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第１駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第１変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第２変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
    前記第２変速機構は、前記第１回転要素と噛合する第２回転要素を備え、
    該第１回転要素と、該第２回転要素との噛合部は、前記第２駆動源が一方向への回転トルクを発生するときに、前記第２変速機構の前記第１回転要素に、前記回転軸線方向で前記第１変速機構に近づく向きに力が働くように形成され、
    前記第１変速機構の前記第１回転要素と前記第２変速機構の前記第１回転要素とは、固定部に固定されて回転方向に連結されることを特徴とする動力伝達装置。
19. 前記第１及び第２変速機構は、前記第１及び第２駆動源との間に互いに隣接して配置されることを特徴とする請求項１〜１８のいずれか１項に記載の動力伝達装置。
20. 前記第１駆動源は、前記第１変速機構を介して車両の左車輪に接続され、
    前記第２駆動源は、前記第２変速機構を介して前記車両の右車輪に接続され、
    前記第１及び第２駆動源が、前記一方向への回転トルクを発生し前記左車輪及び右車輪が前記一方向に回転すると前記車両が前進方向に移動することを特徴とする請求項１〜１９のいずれか１項に記載の動力伝達装置。

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