JP5848826B2 - 動力装置 - Google Patents

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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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Description

本発明は、輸送機関を推進するための被駆動部を駆動するための動力装置に関する。
従来、この種の動力装置として、例えば特許文献１に開示されたものが知られている。この動力装置では、いわゆるシングルプラネタリタイプの第１および第２遊星歯車機構の組合わせによって第１〜第４回転要素を有する差動装置が構成されており、第１〜第４回転要素の回転数は、共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係を満たしている。具体的には、第１遊星歯車機構は、第１サンギヤ、第１キャリアおよび第１リングギヤを有しており、第２遊星歯車機構は、第２サンギヤ、第２キャリアおよび第２リングギヤを有している。第１サンギヤと第２キャリアが、中空の第１回転軸を介して互いに連結されており、第１キャリアと第２サンギヤが、中実の第２回転軸を介して互いに連結されている。第２回転軸は、第１回転軸の内側に回転自在に配置されている。
以上の構成の差動装置では、第１リングギヤは第１回転要素に相当し、互いに連結された第１キャリアおよび第２サンギヤは第２回転要素に、互いに連結された第１サンギヤおよび第２キャリアは第３回転要素に、第２リングギヤは第４回転要素に、それぞれ相当する。また、この従来の動力装置は、四輪の車両に搭載されており、第１回転要素は第１回転電機に、第２回転要素は左駆動輪に、第３回転要素は右駆動輪に、第４回転要素は第２回転電機に、それぞれ連結されている。動力装置では、第１および第２回転電機を制御することによって、左右の駆動輪に分配されるトルクが制御される。
また、従来のこの種の動力装置として、例えば特許文献２に開示されたものが知られている。この従来の動力装置の差動装置は、いずれもシングルプラネタリタイプの第１〜第３遊星歯車機構の組合せで構成されており、互いの間で動力を伝達可能な第１〜第５要素を有している。図８８に示すように、これらの第１〜第５要素は、それらの回転数が共線関係を満たし、該共線関係を表す共線図において、第１〜第５要素の回転数が単一の直線上にこの順で並ぶように構成されている。具体的には、第１遊星歯車機構は、第１サンギヤ、第１キャリアおよび第１リングギヤを有しており、第２遊星歯車機構は、第２サンギヤ、第２キャリアおよび第２リングギヤを、第３遊星歯車機構は、第３サンギヤ、第３キャリアおよび第３リングギヤを、それぞれ有している。これらの第１キャリアおよび第３リングギヤを互いに一体に、第３キャリア、第１および第２リングギヤを互いに一体に、第２キャリアおよび第３サンギヤを互いに一体に、それぞれ連結することによって、上記の第１〜第５要素が構成される。
また、従来の動力装置は、四輪の車両に搭載されており、第１要素は第１回転電機に連結され、第２要素は左駆動輪に、第３要素はエンジンに、第４要素は右駆動輪に、第５要素は第２回転電機に、それぞれ連結されている。これらの第１および第２回転電機を制御することによって、左右の駆動輪に分配されるトルクが制御される。
特許第４６３７１３６号 特許第５１５３５８７号
上述した特許文献１の動力装置では、第１〜第４回転要素を構成するために、第１および第２サンギヤ、第１および第２キャリア、ならびに、第１および第２リングギヤから成る６つの回転要素と、第１サンギヤと第２キャリアを互いに連結する第１回転軸と、第１キャリアと第２サンギヤを互いに連結する第２回転軸が必要である。これにより、装置を構成する要素の数が比較的多く、装置の大型化、重量化および製造コストの増大を招いてしまう。
また、特許文献２の動力装置では、上述したように第１〜第３遊星歯車機構から成る３つの遊星歯車機構を組み合わせることによって、第１〜第５要素が構成されるので、その部品点数が多くなることは避けられず、その結果、特許文献１と同様、装置の大型化、重量化および製造コストの増大を招いてしまう。
本発明は、以上のような課題を解決するためになされたものであり、装置を簡易に構成できるとともに、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図ることができる動力装置を提供することを目的とする。
上記目的を達成するために、請求項１に係る発明は、輸送機関（実施形態における（以下、本項において同じ）車両ＶＦＲ、ＶＦＦ、ＶＡＷ）を推進するための２つの被駆動部（左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲ、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲ）を駆動するための動力装置であって、回転エネルギを入出力可能な第１エネルギ入出力装置（第１回転電機１１）と、回転エネルギを入出力可能な第２エネルギ入出力装置（第２回転電機１２）と、互いに噛み合う第１ピニオンギヤＰ１（図８２、図８４、ピニオンギヤＰ１Ｂ、図８６、ピニオンギヤＰ１Ｄ）および第２ピニオンギヤＰ２（図７８、ピニオンギヤＰＡ、図８２、図８４、ピニオンギヤＰ２Ｂ、図８６ピニオンギヤＰ２Ｄ）を回転自在に支持する回転自在のキャリア（図７６、図７８、図８０、キャリア部材９１、図８２、図８４、キャリア部材９５、図８６、キャリア部材１０１）、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の一方と噛み合う第１ギヤ（図７６、図８４、第１サンギヤＳ１、図７８、図８２、第２サンギヤＳ２、図８０、第２サンギヤＳ２Ｘ、図８６、第２サンギヤＳ２Ｄ）および第２ギヤ（図７６、第１リングギヤＲ１、図７８、第２リングギヤＲ２Ａ、図８０、第２リングギヤＲ２Ｘ、図８２、第２リングギヤＲ２Ｂ、図８４、第１リングギヤＲ１Ｂ、図８６、第２リングギヤＲ２Ｄ）、ならびに、前記第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の他方と噛み合う第３ギヤ（図７６、第２サンギヤＳ２、図７８、第１リングギヤＲ１、図８０、第１リングギヤＲ１Ｘ、図８２、第１サンギヤＳ１、図８４、第２リングギヤＲ２Ｂ、図８６、第１リングギヤＲ１Ｄ）を有し、キャリアおよび第１〜第３ギヤから成る４つの回転要素の回転数が共線図において単一の直線上に並ぶ共線関係を満たすように構成された差動装置ＧＳＧ〜ＧＳＬと、を備え、４つの回転要素のうち、共線図において両外側にそれぞれ位置する第１および第２外側回転要素（図７７、図８３、第１サンギヤＳ１、第２サンギヤＳ２、図７９、キャリア部材９１、第２サンギヤＳ２、図８１、第２サンギヤＳ２Ｘ、第１リングギヤＲ１Ｘ、図８５、第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２Ｂ、図８７、第２サンギヤＳ２Ｄ、キャリア部材１０１）は、第１および第２エネルギ入出力装置にそれぞれ機械的に連結されており、第１および第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１および第２準外側回転要素（図７７、キャリア部材９１、第１リングギヤＲ１、図７９、第２リングギヤＲ２Ａ、第１リングギヤＲ１、図８１、第２リングギヤＲ２Ｘ、キャリア部材９１、図８３、第２リングギヤＲ２Ｂ、キャリア部材９５、図８５、第１リングギヤＲ１Ｂ、キャリア部材９５、図８７、第２リングギヤＲ２Ｄ、第１リングギヤＲ１Ｄ）は、２つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ機械的に連結されていることを特徴とする。
この構成によれば、差動装置が、互いに噛み合う第１および第２ピニオンギヤを回転自在に支持する回転自在のキャリアと、第１および第２ピニオンギヤの一方と噛み合う第１および第２ギヤと、第１および第２ピニオンギヤの他方と噛み合う第３ギヤとから成る４つの回転要素を有している。また、これらの４つの回転要素の回転数は、共線図において単一の直線上に並ぶ共線関係にある。
以上のように、前述した従来の場合と異なり、第１および第２ピニオンギヤを互いに噛み合わせるとともに、第１および第２ギヤを第１および第２ピニオンギヤの一方と、第３ギヤを第１および第２ピニオンギヤの他方と、それぞれ噛み合わせるだけで、回転数が互いに共線関係にある４つの回転要素を簡易に構成することができる。また、前述した特許文献１の場合と異なり、第１サンギヤと第２キャリアを互いに連結する第１回転軸と、第１キャリアと第２サンギヤを互いに連結する第２回転軸は不要であり、さらに、特許文献１の６つの回転要素よりも少ない４つの回転要素（キャリア、第１〜第３ギヤ）によって、特許文献１と同等の差動装置を構成することができる。したがって、動力装置全体の部品点数を削減でき、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図ることができる。
また、４つの回転要素のうち、共線図において両外側にそれぞれ位置する第１および第２外側回転要素は、第１および第２エネルギ入出力装置にそれぞれ機械的に連結されており、第１および第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１および第２準外側回転要素は、２つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ機械的に連結されている。これにより、第１および第２エネルギ入出力装置から出力された回転エネルギを、差動装置を介して２つの被駆動部に伝達し、両被駆動部を適切に駆動することができる。この場合、上述したように４つの回転要素の回転数が互いに共線関係にあるので、第１および第２エネルギ入出力装置における回転エネルギの入出力を制御することによって、２つの被駆動部に分配される回転エネルギ（トルク）を適切に制御することができる。
請求項２に係る発明は、請求項１に記載の動力装置において、差動装置ＧＳ、ＧＳＡ、ＧＳＸ、ＧＳＢ〜ＧＳＤ、ＧＳＦは、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の他方と噛み合う第４ギヤ（図２、図７４、第２リングギヤＲ２、図６１、第１サンギヤＳ１、図６５、第１サンギヤＳ１Ｘ、図６７、第１リングギヤＲ１Ｂ、図７０、第２サンギヤＳ２、図７１、第１サンギヤＳ１Ｄ）をさらに有し、第４ギヤ、キャリアおよび第１〜第３ギヤから成る５つの回転要素の回転数は、共線図において単一の直線上に並ぶ共線関係を満たしており、５つの回転要素のうちの第１および第２外側回転要素（図５、図６４、図６９、図７５、第１サンギヤＳ１、第２サンギヤＳ２、図６６、第１リングギヤＲ１Ｘ、第２サンギヤＳ２Ｘ、図７３、キャリア部材１０１、第２サンギヤＳ２Ｄ）は、第１および第２エネルギ入出力装置に機械的にそれぞれ連結され、第１および第２準外側回転要素（図５、図７５、第２リングギヤＲ２、第１リングギヤＲ１、図６４、キャリア部材９１、第１リングギヤＲ１、図６６、キャリア部材９１、第１サンギヤＳ１Ｘ、図６９、第１リングギヤＲ１Ｂ、第２リングギヤＲ２Ｂ、図７３、第１リングギヤＲ１Ｄ、第１サンギヤＳ１Ｄ）は、一方および他方の被駆動部に機械的にそれぞれ連結されていることを特徴とする。
この構成によれば、差動装置が、請求項１に係る発明の説明で述べた第１〜第３ギヤに加え、第１および第２ピニオンギヤの他方と噛み合う第４ギヤをさらに有しており、キャリアおよび第１〜第４ギヤから成る５つの回転要素の回転数は、共線図において単一の直線上に並ぶ共線関係を満たしている。
以上のように、前述した第１〜第３遊星歯車機構を用いる従来の特許文献２の場合と異なり、第１および第２遊星歯車機構から成る２つの遊星歯車機構を組み合わせるだけで、回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素を簡易に構成できるとともに、その部品点数を削減でき、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図ることができる。
また、５つの回転要素のうち、共線図において両外側にそれぞれ位置する第１および第２外側回転要素は、第１および第２エネルギ入出力装置にそれぞれ機械的に連結されており、第１および第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１および第２準外側回転要素は、２つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ機械的に連結されている。これにより、請求項１に係る発明と同様、２つの被駆動部に分配される回転エネルギ（トルク）を適切に制御することができる。
請求項３に係る発明は、請求項２に記載の動力装置において、回転エネルギを出力可能であり、第１および第２エネルギ入出力装置とは別個に設けられたエネルギ出力装置（エンジン３）をさらに備え、５つの回転要素のうちの第１および第２外側回転要素ならびに第１および第２準外側回転要素以外の回転要素である中央回転要素（図５、キャリア部材１３、図６４、第２リングギヤＲ２Ａ、図６６、第２リングギヤＲ２Ｘ、図６９、キャリア部材９５、図７３、第２リングギヤＲ２Ｄ）が、エネルギ出力装置に機械的に連結されていることを特徴とする。
この構成によれば、５つの回転要素のうちの第１および第２外側回転要素ならびに第１および第２準外側回転要素以外の回転要素である中央回転要素が、回転エネルギを出力可能なエネルギ出力装置に機械的に連結されており、このエネルギ出力装置は、第１および第２エネルギ入出力装置とは別個に設けられている。これにより、２つの被駆動部に、第１および第２エネルギ入出力装置からの回転エネルギに加え、エネルギ出力装置からの回転エネルギが伝達されるので、第１および第２エネルギ入出力装置に必要とされるトルクを低減でき、それにより両装置の小型化を図ることができる。
請求項４に係る発明は、請求項１に記載の動力装置において、第１ギヤは、第１ピニオンギヤＰ１の内周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合う第１サンギヤＳ１、および、第２ピニオンギヤＰ２の内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤＰ２と噛み合う第２サンギヤの一方であり、第１ギヤが第１サンギヤＳ１であるときには、第２ギヤは、第１ピニオンギヤＰ１の外周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合う第１リングギヤＲ１であり、第３ギヤは、第２ピニオンギヤＰ２の内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤＰ２と噛み合う第２サンギヤＳ２（図７６）、および、第２ピニオンギヤＰ２の外周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤＰ２と噛み合う第２リングギヤの一方であり、第１ギヤが第２サンギヤであるときには、第２ギヤは第２リングギヤであり、第３ギヤは、第１サンギヤおよび第１リングギヤの一方であることを特徴とする。
この構成によれば、第１および第２ギヤがそれぞれ、第１（第２）ピニオンギヤと噛み合う第１（第２）サンギヤおよび第１（第２）リングギヤである。また、第３ギヤが、第２（第１）ピニオンギヤと噛み合う第２（第１）サンギヤおよび第２（第１）リングギヤの一方である。これにより、回転数が互いに共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置を適切に構成することができ、したがって、請求項１に係る発明による効果を適切に得ることができる。また、例えば、第１ギヤが第１サンギヤで、かつ、第３ギヤが第２サンギヤのときには、第１サンギヤ、キャリア（キャリア部材）、第１リングギヤおよび第２サンギヤから成る４つの回転要素の間の回転数の関係は、後述する図７７のように表される。
この図７７におけるαＡおよびβＡは、第１および第２レバー比（トルク比・速度比）であり、前者αＡは、第１サンギヤに伝達されたトルクに対する、キャリア部材および第１リングギヤに伝達されるトルクの比を表しており、後者βＡは、第２サンギヤに伝達されたトルクに対する、キャリア部材および第１リングギヤに伝達されるトルクの比を表している。また、第１および第２レバー比αＡ、βＡは、後述する式（３）および（４）でそれぞれ表される。
一方、図８８は、前述した従来の特許文献２の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。図８８におけるＡ１およびＡ２は、第１および第２レバー比（トルク比・速度比）であり、前者Ａ１は、第１要素に伝達されたトルクに対する、第１要素を介して第２および第４要素に伝達されるトルクの比を表し、後者Ａ２は、第５要素に伝達されたトルクに対する、第５要素を介して第２および第４要素に伝達されるトルクの比を表す。このため、第１および第２回転電機から差動装置を介して左右の駆動輪に分配されるトルクを精度良くかつ容易に制御する上では、両者Ａ１およびＡ２が互いに同じ値に設定されていることが好ましい。
従来の動力装置では、第１および第２レバー比Ａ１、Ａ２を互いに同じ値に設定するには、各ギヤの歯数の間に、Ｚｒ１／Ｚｓ１＝（Ｚｒ２×Ｚｒ３）／（Ｚｓ２×Ｚｓ３）が成立しなければならない。ここで、Ｚｒ１は第１リングギヤの歯数であり、Ｚｓ１は第１サンギヤの歯数、Ｚｒ２は第２リングギヤの歯数、Ｚｒ３は第３リングギヤの歯数、Ｚｓ２は第２サンギヤの歯数、Ｚｓ３は第３サンギヤの歯数である。このように、第１および第２レバー比Ａ１、Ａ２を互いに同じ値に設定するには、該設定を満足するように、第１〜第３サンギヤおよび第１〜第３リングギヤから成る計６つのギヤの歯数を互いに異なる値に設定しなければならず、その設定が非常に困難であり、また煩雑である。
これに対して、本発明によれば、これらの式（３）および（４）から明らかなように、例えば、第１リングギヤの歯数、第１サンギヤの歯数および第２サンギヤの歯数から成る計３つの歯数を互いに異なる値に設定することによって、第１および第２レバー比αＡ、βＡを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第１および第２エネルギ入出力装置から差動装置を介して第１および第２被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。
なお、図７７は、第１および第２エネルギ入出力装置として後述する第１および第２回転電機１１、１２を、２つの被駆動部として後述する前後の出力軸ＳＦ、ＳＲを、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部を用いてもよいことは、もちろんである。
また、図７７に示すように、２つの被駆動部の一方および他方（前後の出力軸ＳＦ、ＳＲ）に、第１および第２サンギヤではなく、第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当するキャリア（キャリア部材）および第１リングギヤがそれぞれ連結されているので、次のような効果が得られる。
すなわち、本発明と異なり、第１サンギヤを被駆動部に連結した場合には、第１サンギヤに比較的大きなトルクが伝達される場合がある。これに対して、図８９に示すように第１サンギヤの噛合い半径ｒｓが比較的小さいことと、第１サンギヤから被駆動部に伝達されるトルクが、この噛合い半径ｒｓと第１サンギヤに作用する接線方向の噛合い反力ｆｓとの積で表されることから、第１サンギヤには、大きなトルクが被駆動部に伝達されるのに伴って非常に大きな噛合い反力ｆｓが作用する。このため、そのような噛合い反力ｆｓに耐えられるように、第１サンギヤの歯幅を大きな値に設定しなければならず、それにより動力装置が大型化してしまう。
また、図８９に示すように、第１ピニオンギヤを支持する軸受け（以下「第１ピニオン軸受け」という）には、第１ピニオンギヤの回転に伴って遠心力ｇｐが作用する。さらに、第１ピニオンギヤには、第１サンギヤから右出力軸への大きなトルクの伝達に伴って、第１サンギヤからの比較的大きな法線方向の噛合い反力ｐｓが作用し、この噛合い反力ｐｓは、第１ピニオン軸受けに対し、上記の遠心力ｇｐと同じ方向に作用する。なお、図８９には、便宜上、遠心力ｇｐおよび噛合い反力ｐｓを、同図の右下に位置する第１ピニオンギヤについてのみ示している。このように、第１ピニオン軸受けには、第１ピニオンギヤの回転に伴う遠心力ｇｐと、第１サンギヤからの大きな噛合い反力ｐｓとを合わせた非常に大きな合力が作用するので、第１ピニオン軸受けは、その十分な耐久性を確保するために、大型化せざるを得ない。したがって、このことによっても動力装置が大型化してしまう。
本発明によれば、一方および他方の被駆動部に、サンギヤではなく、キャリア部材および第１リングギヤがそれぞれ連結されている。図９０に示すように、第１リングギヤの噛合い半径ｒｒは比較的大きいことと、第１リングギヤから他方の被駆動部に伝達されるトルクが、この噛合い半径ｒｒと第１リングギヤに作用する噛合い反力ＦＲとの積で表されることから、図８９で述べた第１サンギヤの場合と比較して、他方の被駆動部へのトルクの伝達に伴って第１リングギヤに作用する噛合い反力ＦＲは小さくなる。したがって、第１リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
さらに、図９０に示すように、第１ピニオン軸受けには、第１ピニオンギヤの回転に伴って遠心力ＧＰが作用する。また、第１ピニオンギヤには、第１リングギヤから一方の回転軸へのトルクの伝達に伴って、第１リングギヤからの噛合い反力ＰＲが作用し、この噛合い反力ＰＲは、第１ピニオン軸受けに対し、上記の遠心力ＧＰと反対の方向に作用する。その結果、第１ピニオン軸受けに対し、遠心力ＧＰと噛合い反力ＰＲが互いに相殺しあうように作用するので、前述した第１サンギヤを被駆動部に連結した場合と比較して、第１ピニオン軸受けの小型化を図ることができ、このことによっても、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。なお、図９０には、便宜上、遠心力ＧＰおよび噛合い反力ＰＲを、同図の右側に位置する第１ピニオンギヤについてのみ示している。
請求項５に係る発明は、請求項２または３に記載の動力装置において、第１ギヤは、第１ピニオンギヤＰ１の内周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合う第１サンギヤＳ１であり、第２ギヤは、第１ピニオンギヤＰ１の外周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合う第１リングギヤＲ１であり、第３ギヤは、第２ピニオンギヤＰ２の内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤＰ２と噛み合う第２サンギヤＳ２であり、第４ギヤは、第２ピニオンギヤＰ２の外周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤＰ２と噛み合う第２リングギヤＲ２である（図２）ことを特徴とする。
この構成によれば、第１および第２ギヤはそれぞれ、第１ピニオンギヤと噛み合う第１サンギヤおよび第１リングギヤであり、第３および第４ギヤはそれぞれ、第２ピニオンギヤと噛み合う第２サンギヤおよび第２リングギヤである。以上により、第１サンギヤ、第２リングギヤ、キャリア、第１リングギヤおよび第２サンギヤの回転数の関係は、例えば後述する図５のように表される。
また、図５におけるαおよびβは、第１および第２レバー比（トルク比・速度比）であり、前者αは、第１サンギヤに伝達されたトルクに対する、第１サンギヤを介して第１および第２リングギヤに伝達されるトルクの比を表しており、後者βは、第２サンギヤに伝達されたトルクに対する、第２サンギヤを介して第１および第２リングギヤに伝達されるトルクの比を表している。また、第１および第２レバー比α、βは、後述する式（１）および（２）でそれぞれ表される。
これらの式（１）および（２）から明らかなように、例えば、第１および第２リングギヤの歯数同士と、第１および第２サンギヤの歯数同士を、それぞれ同じ値に設定することによって、第１および第２レバー比α、βを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第１および第２エネルギ入出力装置から差動装置を介して第１および第２被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。それに加え、上述した各ギヤの歯数の設定により、共線図におけるキャリア部材から第２リングギヤまでの距離と、キャリア部材から第１リングギヤまでの距離が互いに等しくなる。したがって、キャリア部材から第１および第２リングギヤに伝達（分配）されるトルクの分配比を、１：１に容易に設定することができ、それにより輸送機関の移動安定性を高めることができる。
なお、図５は、第１および第２エネルギ入出力装置として後述する第１および第２回転電機１１、１２を、２つの被駆動部として後述する左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを、エネルギ出力装置としてエンジン３を、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部・エネルギ出力装置を用いてもよいことは、もちろんである。
さらに、第１および第２リングギヤの歯数同士を同じ値に設定した場合において、例えば、第１および第２リングギヤの双方を平歯車で構成する場合には両ギヤを同じカッタで、はすば歯車で構成する場合には両ギヤをねじれ方向のみが異なる同じ諸元のカッタで、それぞれ加工することができるので、その生産性に優れている。このことは、第１および第２サンギヤについても同様である。
また、図５に示すように、２つの被駆動部の一方および他方（左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ）に、第１および第２サンギヤではなく、第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当する第２および第１リングギヤがそれぞれ連結されている。したがって、請求項４に係る発明と同様、第１および第２リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができるとともに、第１ピニオン軸受けの小型化および第２ピニオンギヤを支持する軸受け（以下「第２ピニオン軸受け」という）の小型化を図ることができ、ひいては、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
請求項６に係る発明は、請求項１に記載の動力装置において、第２ピニオンギヤは、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合う第１分割ギヤ（第２ピニオンギヤＰ２）と、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合わずに第１分割ギヤと噛み合う第２分割ギヤ（ピニオンギヤＰＡ）とから成るダブルピニオンギヤであり、第１ギヤは、第１ピニオンギヤＰ１の内周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合う第１サンギヤ、第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２Ｘ、および、第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ａのうちの１つであり、第１ギヤが、第１サンギヤであるときには、第２ギヤは、第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤと噛み合う第１リングギヤであり、第３ギヤは、第２ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第２サンギヤ、および、第２分割ギヤと噛み合う第２リングギヤの一方であり、第１ギヤが、第２ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２Ｘであるとき（図８０）には、第２ギヤは、第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ｘであり、第３ギヤは、第１サンギヤおよび第１リングギヤＲ１Ｘの一方であり、第１ギヤが、第２ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ａであるとき（図７８）には、第２ギヤは、第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２であり、第３ギヤは、第１サンギヤおよび第１リングギヤＲ１の一方であることを特徴とする。
この構成によれば、回転数が互いに共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置を、キャリアおよび第１〜第３ギヤによって適切に構成することができ、ひいては、請求項１に係る発明による効果を適切に得ることができる。また、例えば、第１ギヤが、第２ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第２サンギヤであり、第２ギヤが、第２ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第２リングギヤであり、第３ギヤが、第１ピニオンギヤと噛み合う第１リングギヤであるときには、第２サンギヤ、第２リングギヤ、キャリア部材（キャリア）および第１リングギヤから成る４つの回転要素の間の回転数の関係は、後述する図８１のように表される。
この図８１におけるαＩおよびβＩは、第１および第２レバー比（トルク比・速度比）であり、前者αＩは、第２サンギヤに伝達されたトルクに対する、第２リングギヤおよびキャリア部材に伝達されるトルクの比を表しており、後者βＩは、第１リングギヤに伝達されたトルクに対する、第２リングギヤおよびキャリア部材に伝達されるトルクの比を表している。また、第１および第２レバー比αＩ、βＩは、後述する式（１３）および（１４）でそれぞれ表される。
これらの式（１３）および（１４）から明らかなように、例えば、第２リングギヤの歯数、第２サンギヤの歯数および第１リングギヤの歯数から成る計３つの歯数を互いに異なる値に設定することによって、第１および第２レバー比αＩ、βＩを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第１および第２エネルギ入出力装置から差動装置を介して第１および第２被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。
なお、図８１は、第１および第２エネルギ入出力装置として後述する第１および第２回転電機１１、１２を、２つの被駆動部として後述する左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部を用いてもよいことは、もちろんである。
また、図８１に示すように、被駆動部（左出力軸ＳＲＬ）に、サンギヤではなく、第１準外側回転要素に相当する第２リングギヤが連結されている。したがって、請求項４に係る発明と同様、第２リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができるとともに、第２ピニオン軸受けの小型化を図ることができ、ひいては、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
請求項７に係る発明は、請求項２または３に記載の動力装置において、第２ピニオンギヤは、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合う第１分割ギヤ（第２ピニオンギヤＰ２）と、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合わずに第１分割ギヤと噛み合う第２分割ギヤ（ピニオンギヤＰＡ）とから成るダブルピニオンギヤであり、第１ギヤは、第１ピニオンギヤＰ１の内周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合う第１サンギヤＳ１、Ｓ１Ｘであり、第２ギヤは、第１ピニオンギヤＰ１の外周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤＰ１と噛み合う第１リングギヤＲ１、Ｒ１Ｘであり、第３ギヤは、第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２Ｘ、および、第２ピニオンギヤの外周に設けられるととともに、第２ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ａの一方であり、第４ギヤは、第３ギヤが第２分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２Ｘであるときには、第２ピニオンギヤの外周に設けられるととともに、第２ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ｘであり（図６５）、第３ギヤが第２分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ａであるときには、第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２である（図６１）ことを特徴とする。
この構成によれば、回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素を、キャリアおよび第１〜４ギヤによって適切に構成することができ、ひいては、請求項２または３に係る発明による効果を適切に得ることができる。また、例えば、第１ギヤが、第２ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第２リングギヤであり、第２ギヤが、第２ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第２サンギヤであり、第３および第４ギヤがそれぞれ、第１ピニオンギヤと噛み合う第１サンギヤおよび第１リングギヤであるときには、第１サンギヤ、キャリア（キャリア部材）、第２リングギヤ、第１リングギヤおよび第２サンギヤから成る５つの回転要素の間の回転数の関係は、後述する図６４のように表される。
この図６４におけるαＡおよびβＡは、第１および第２レバー比（トルク比・速度比）であり、前者αＡは、第１サンギヤに伝達されたトルクに対する、キャリア部材および第１リングギヤに伝達されるトルクの比を表しており、後者βＡは、第２サンギヤに伝達されたトルクに対する、キャリア部材および第１リングギヤに伝達されるトルクの比を表している。また、第１および第２レバー比αＡ、βＡは、後述する式（３）および（４）でそれぞれ表される。
これらの式（３）および（４）から明らかなように、例えば、第１リングギヤの歯数、第１サンギヤの歯数および第２サンギヤの歯数から成る計３つの歯数を互いに異なる値に設定することによって、第１および第２レバー比αＡ、βＡを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第１および第２エネルギ入出力装置から差動装置を介して第１および第２被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。
なお、図６４は、第１および第２エネルギ入出力装置として後述する第１および第２回転電機１１、１２を、２つの被駆動部として後述する前後の出力軸ＳＦ、ＳＲを、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部を用いてもよいことは、もちろんである。また、共線図における第１および第２リングギヤの位置は、両者の歯数の設定によって互いに入れ替わる。
また、図６４に示すように、被駆動部（後出力軸ＳＲ）に、サンギヤではなく、第１リングギヤが連結されている。したがって、請求項４に係る発明と同様、第１リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができるとともに、第１ピニオン軸受けの小型化を図ることができ、ひいては、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
請求項８に係る発明は、請求項１に記載の動力装置において、第１ピニオンギヤは、第１分割ギヤ（第１ピニオンギヤＰ１）と、第２ピニオンギヤと噛み合わずに第１分割ギヤと噛み合う第２分割ギヤ（ピニオンギヤＰ１Ｂ、ピニオンギヤＰ１Ｄ）とから成るダブルピニオンギヤであり、第２ピニオンギヤは、第１分割ギヤと噛み合う第３分割ギヤ（第２ピニオンギヤＰ２）と、第１および第２分割ギヤと噛み合わずに第３分割ギヤと噛み合う第４分割ギヤ（ピニオンギヤＰ２Ｂ、Ｐ２Ｄ）とから成るダブルピニオンギヤであり、第１ギヤは、第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１サンギヤ、第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１リングギヤＲ１Ｂ、第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２、Ｓ２Ｄおよび、第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２リングギヤのうちの１つであり、第１ギヤが、第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１サンギヤであるときには、第２ギヤは、第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第１リングギヤであり、第３ギヤは、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２サンギヤ、および、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２リングギヤの一方であり、第１ギヤが、第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１リングギヤＲ１Ｂであるときには、第２ギヤは、第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第１サンギヤＳ１であり、第３ギヤは、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ｂ（図８４）、および、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２サンギヤの一方であり、第１ギヤが、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２、Ｓ２Ｄであるときには、第２ギヤは、第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第３分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ｂ、Ｒ２Ｄであり、第３ギヤは、第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１サンギヤＳ１（図８２）、および、第２分割ギヤと噛み合う第１リングギヤＲ１Ｄ（図８６）の一方であり、第１ギヤが、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２リングギヤであるときには、第２ギヤは、第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第３分割ギヤと噛み合う第２サンギヤであり、第３ギヤは、第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１リングギヤ、および、第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１サンギヤの一方であることを特徴とする。
この構成によれば、回転数が互いに共線関係にある４つの回転要素を、キャリアおよび第１〜第３ギヤによって適切に構成することができ、ひいては、請求項１に係る発明による効果を適切に得ることができる。また、例えば、第１ギヤが、第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１リングギヤであり、第２ギヤが、第１ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第１サンギヤであり、第３ギヤが、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２リングギヤであるときには、第１サンギヤ、第１リングギヤ、キャリア部材（キャリア）および第２リングギヤから成る４つの回転要素の間の回転数の関係は、後述する図８５のように表される。
この図８５におけるαＫおよびβＫは、第１および第２レバー比（トルク比・速度比）であり、前者αＫは、第１サンギヤに伝達されたトルクに対する、第１リングギヤおよびキャリア部材に伝達されるトルクの比を表しており、後者βＫは、第２リングギヤに伝達されたトルクに対する、第１リングギヤおよびキャリア部材に伝達されるトルクの比を表している。また、第１および第２レバー比αＫ、βＫは、後述する式（１７）および（１８）でそれぞれ表される。
これらの式（１７）および（１８）から明らかなように、例えば、第１リングギヤの歯数、第１サンギヤの歯数および第２リングギヤの歯数から成る計３つの歯数を互いに異なる値に設定することによって、第１および第２レバー比αＫ、βＫを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第１および第２エネルギ入出力装置から差動装置を介して第１および第２被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。
なお、図８５は、第１および第２エネルギ入出力装置として後述する第１および第２回転電機１１、１２を、２つの被駆動部として後述する左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部を用いてもよいことは、もちろんである。
また、図８５に示すように、被駆動部（左出力軸ＳＲＬ）に、サンギヤではなく、第１準外側回転要素に相当する第１リングギヤが連結されている。したがって、請求項４に係る発明と同様、第１リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができるとともに、第１ピニオン軸受けの小型化を図ることができ、ひいては、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
請求項９に係る発明は、請求項２または３に記載の動力装置において、第１ピニオンギヤは、第１分割ギヤ（第１ピニオンギヤＰ１）と、第２ピニオンギヤと噛み合わずに第１分割ギヤと噛み合う第２分割ギヤ（ピニオンギヤＰ１Ｂ、Ｐ１Ｄ）とから成るダブルピニオンギヤであり、第２ピニオンギヤは、第１分割ギヤと噛み合う第３分割ギヤ（第２ピニオンギヤＰ２）と、第１および第２分割ギヤと噛み合わずに第３分割ギヤと噛み合う第４分割ギヤ（ピニオンギヤＰ２Ｂ、Ｐ２Ｄ）とから成るダブルピニオンギヤであり、第１ギヤは、第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１サンギヤＳ１、および、第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ１Ｄの一方であり、第２ギヤは、第１ギヤが第１ピニオンギヤの第２分割ギヤと噛み合う第１サンギヤＳ１であるときには、第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第１リングギヤＲ１Ｂであり（図６７）、第１ギヤが第２分割ギヤと噛み合う第１リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ１Ｄであるときには、第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第１ピニオンギヤの第１分割ギヤと噛み合う第１サンギヤＳ１、Ｓ１Ｄであり（図７０、図７１）、第３ギヤは、第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２、Ｓ２Ｄ、および、第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ｂの一方であり、第４ギヤは、第３ギヤが第２ピニオンギヤの第４分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２、Ｓ２Ｄであるときには、第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第３分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ｂ、Ｒ２Ｄであり（図６７、図７１）、第３ギヤが第４分割ギヤと噛み合う第２リングギヤＲ２Ｂであるときには、第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第２ピニオンギヤの第３分割ギヤと噛み合う第２サンギヤＳ２である（図７０）ことを特徴とする。
この構成によれば、回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素を、キャリアおよび第１〜第４ギヤによって適切に構成することができ、ひいては、請求項２または３に係る発明による効果を適切に得ることができる。また、例えば、第１および第３ギヤが、第１ピニオンギヤの第２および第１分割ギヤとそれぞれ噛み合う第１サンギヤおよび第１リングギヤであり、第２および第４ギヤが、第２ピニオンギヤの第４および第３分割ギヤとそれぞれ噛み合う第２サンギヤおよび第２リングギヤであるときには、第１サンギヤ、第１リングギヤ、キャリア（キャリア部材）、第２リングギヤおよび第２サンギヤから成る５つの回転要素の間の回転数の関係は、後述する図６９のように表される。
また、図６９におけるαＢおよびβＢは、第１および第２レバー比（トルク比・速度比）であり、前者αＢは、第２サンギヤに伝達されたトルクに対する、第１および第２リングギヤに伝達されるトルクの比を表しており、後者βＢは、第１サンギヤに伝達されたトルクに対する、第１および第２リングギヤに伝達されるトルクの比を表している。また、第１および第２レバー比αＢ、βＢは、後述する式（７）および（８）でそれぞれ表される。
これらの式（７）および（８）から明らかなように、例えば、第１および第２リングギヤの歯数同士と、第１および第２サンギヤの歯数同士を、それぞれ同じ値に設定することによって、第１および第２レバー比αＢ、βＢを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第１および第２エネルギ入出力装置から第１および第２被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。それに加え、上述した各ギヤの歯数の設定により、共線図におけるキャリア部材から第２リングギヤまでの距離と、キャリア部材から第１リングギヤまでの距離が互いに等しくなる。したがって、キャリア部材から第１および第２リングギヤに伝達（分配）されるトルクの分配比を、１：１に容易に設定することができ、それにより、輸送機関の移動安定性を高めることができる。
さらに、第１および第２リングギヤの歯数同士を同じ値に設定した場合において、例えば、第１および第２リングギヤの双方を平歯車で構成する場合には両ギヤを同じカッタで、はすば歯車で構成する場合には両ギヤをねじれ方向のみが異なる同じ諸元のカッタで、それぞれ加工することができるので、その生産性に優れている。このことは、第１および第２サンギヤについても同様である。
なお、図６９は、第１および第２エネルギ入出力装置として後述する第１および第２回転電機１１、１２を、２つの被駆動部として後述する左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部を用いてもよいことは、もちろんである。
また、図６９に示すように、２つの被駆動部の一方および他方（左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ）に、第１および第２サンギヤではなく、第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当する第２および第１リングギヤがそれぞれ連結されている。したがって、請求項４に係る発明と同様、第１および第２リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができるとともに、第１および第２ピニオン軸受けの小型化を図ることができ、ひいては、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
本発明の第１実施形態による動力装置を、これを適用した車両とともに概略的に示す図である。 図１の動力装置などを示すスケルトン図である。 図２の差動装置の第１ピニオンギヤ、第２ピニオンギヤおよびキャリア部材を平面的に見たスケルトン図である。 図１の動力装置のＥＣＵなどを示すブロック図である。 図１の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、車両の直進時で且つ減速走行以外の走行状態について示す共線図である。 図１の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、車両の直進時で且つ減速走行中について示す共線図である。 図１の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント増大用の第３トルク分配制御中について示す共線図である。 図１の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント低減用の第３トルク分配制御中について示す共線図である。 本発明の第２実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図９の動力装置のＥＣＵなどを示すブロック図である。 図９の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント増大用の第１トルク分配制御中について示す共線図である。 図９の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント増大用の第２トルク分配制御中について示す共線図である。 図９の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント低減用の第１トルク分配制御中について示す共線図である。 図９の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント低減用の第２トルク分配制御中について示す共線図である。 図９の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、左右の出力軸の差動制限制御中について示す共線図である。 本発明の第３実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図１６の動力装置のＥＣＵなどを示すブロック図である。 図１６の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、ＭＯＴ駆動モード中でかつ車両の右旋回時において、車両の右ヨーモーメントを増大させた場合について示す共線図である。 図１６の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係を、ＭＯＴ駆動モード中について示す共線図である。 本発明の第４実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図２０の動力装置のＥＣＵなどを示すブロック図である。 図２０の動力装置における各種の回転要素の間の連結関係を示す図である。 図２０の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、１ＭＯＴ駆動モード中について示す図である。 図２０の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、１ＭＯＴ駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図２０の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、１ＭＯＴ駆動モードでのトルク分配制御中における、図２４とは異なる動作について示す図である。 図２０の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モード中について示す図である。 図２０の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図２０の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モードでのトルク分配制御中における、図２７とは異なる動作について示す図である。 本発明の第５実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図２９の動力装置における各種の回転要素の間の連結関係を示す図である。 図２９の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、１ＭＯＴ駆動モード中について示す図である。 図２９の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、１ＭＯＴ駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図２９の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、１ＭＯＴ駆動モードでのトルク分配制御中における、図３２とは異なる動作について示す図である。 図２９の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モード中について示す図である。 図２９の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図２９の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モードでのトルク分配制御中における、図３５とは異なる動作について示す図である。 図２９の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モードにおける差動制限制御中について示す図である。 本発明の第６実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図３８の動力装置のＥＣＵなどを示すブロック図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、ＭＯＴ変速モード中について示す共線図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、ＥＣＶＴモード中について示す共線図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、ＥＮＧ増速モード中について示す共線図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間の連結関係を示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、１ＭＯＴ駆動モード中について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、１ＭＯＴ駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、１ＭＯＴ駆動モードでのトルク分配制御中における、図４５とは異なる動作について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モード中について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モードでのトルク分配制御中における、図４８とは異なる動作について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、２ＭＯＴ駆動モードにおける差動制限制御中について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、動力分割モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、動力分割モードにおける差動制限制御中について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、ＥＮＧ駆動モード中について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、ＥＮＧ駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、減速回生モード中について示す図である。 図３８の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、減速回生モードにおける制動トルク分配制御中について示す図である。 本発明の第７実施形態による動力装置を、これを適用した車両とともに概略的に示す図である。 図５７の動力装置などを示すスケルトン図である。 図５７の動力装置のＥＣＵなどを示すブロック図である。 本発明の第８実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 本発明の第９実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図６１の動力装置を、これを適用した車両とともに概略的に示す図である。 図６１の差動装置の第１ピニオンギヤ、第２ピニオンギヤおよびキャリア部材を平面的に見たスケルトン図である。 図６１の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第１０実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図６５の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第１１実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図６７の差動装置の第１ピニオンギヤ、第２ピニオンギヤおよびキャリア部材を平面的に見たスケルトン図である。 図６７の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第１２実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 本発明の第１３実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図７１の差動装置の第１ピニオンギヤ、第２ピニオンギヤおよびキャリア部材を平面的に見たスケルトン図である。 図７１の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第１４実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図７４の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第１５実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図７６の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第１６実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図７８の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第１７実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図８０の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第１８実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図８２の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第１９実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図８４の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第２０実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図８６の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 従来の差動装置における各種の回転要素の間の回転数の関係を示す共線図である。 本発明の効果を説明するための図である。 本発明の効果を説明するための、図８９とは異なる図である。
以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図１および図２に示す第１実施形態による動力装置は、四輪の車両ＶＦＲの左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを駆動するためのものである。これらの左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲは、互いに同軸状に配置されるとともに、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲにそれぞれ連結されている。
動力装置は、動力源としての内燃機関（以下「エンジン」という）３と、エンジン３の動力を変速するための第１変速機４を備えており、両者３、４は、車両ＶＦＲの前部に配置されている。このエンジン３は、ガソリンエンジンであり、そのクランク軸（図示せず）が第１変速機４の入力軸（図示せず）に連結されている。第１変速機４は、有段式の自動変速機であり、上記の入力軸に伝達されたエンジン３の動力を変速し、その変速機出力軸（図示せず）に出力する。変速機出力軸は、前後方向に延びるプロペラシャフトＳに連結されており、プロペラシャフトＳには、ギヤ５（図２参照）が連結されている。
また、動力装置は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配される動力を制御するための配分装置ＤＳ１を備えている。配分装置ＤＳ１は、差動装置ＧＳ、第１回転電機１１および第２回転電機１２などで構成されており、車両ＶＦＲの後部に配置されている。この差動装置ＧＳは、エンジン３、第１および第２回転電機１１、１２と左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲとの間で動力を伝達するためのものである。差動装置ＧＳは、２つのシングルプラネタリタイプの第１および第２遊星歯車機構を互いに組み合わせ、キャリアを共通化するとともに、両遊星歯車機構のピニオンギヤを互いに噛み合わせたものである。
具体的には、差動装置ＧＳは、キャリア部材１３、第１サンギヤＳ１、第１ピニオンギヤＰ１、第１リングギヤＲ１、第２サンギヤＳ２、第２ピニオンギヤＰ２、および第２リングギヤＲ２を有している。これらの第１サンギヤＳ１、第１ピニオンギヤＰ１、第１リングギヤＲ１およびキャリア部材１３によって、上記の第１遊星歯車機構が構成され、第２サンギヤＳ２、第２ピニオンギヤＰ２、第２リングギヤＲ２およびキャリア部材１３によって、上記の第２遊星歯車機構が構成されている。差動装置ＧＳは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、左後輪ＷＲＬと右後輪ＷＲＲの間に位置している。
キャリア部材１３は、ドーナツ板状の第１基部１３ａおよび第２基部１３ｂと、両基部１３ａ、１３ｂに一体に設けられた４つの第１支軸１３ｃおよび第２支軸１３ｄ（いずれも２つのみ図示）で構成されている。また、キャリア部材１３は、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されており、その内側には、後述する第１回転軸１４および第３回転軸１６が相対的に回転自在に配置されている。
上記の第１および第２基部１３ａ、１３ｂは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、その軸線方向において互いに対向している。また、第２基部１３ｂは、第１基部１３ａよりも右後輪ＷＲＲ側に配置されており、第２基部１３ｂには、リング状のギヤ１３ｅが一体に設けられている。このギヤ１３ｅは、前述したギヤ５に噛み合っている。第１および第２支軸１３ｃ、１３ｄは、第１および第２基部１３ａ、１３ｂの間に設けられており、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの軸線方向に延びている。また、第１および第２支軸１３ｃ、１３ｄは、第１基部１３ａの周方向に、交互に且つ互いに等間隔に配置されている。
また、前記第１サンギヤＳ１、第１ピニオンギヤＰ１および第１リングギヤＲ１は、径方向に内側からこの順で並んでいる。第１サンギヤＳ１は、中空の第１回転軸１４の一端部に一体に取り付けられている。第１回転軸１４は、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されており、第１回転軸１４の他端部には、第１回転電機１１の後述する第１ロータ１１ｂが一体に取り付けられている。これにより、第１サンギヤＳ１は、第１ロータ１１ｂと一体に回転自在である。また、第１回転軸１４の内側には、右出力軸ＳＲＲが相対的に回転自在に配置されている。
第１ピニオンギヤＰ１の数は、キャリア部材１３の前述した第１支軸１３ｃと同じ値４（２つのみ図示）である。各第１ピニオンギヤＰ１は、第１支軸１３ｃに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、第１サンギヤＳ１および第１リングギヤＲ１の双方に噛み合っている。なお、第１ピニオンギヤＰ１および第１支軸１３ｃの数は値４に限らず、任意である。また、第１リングギヤＲ１は、中空の第２回転軸１５およびフランジを介して右出力軸ＳＲＲに連結されており、右出力軸ＳＲＲと一体に回転自在である。
前記第２サンギヤＳ２、第２ピニオンギヤＰ２および第２リングギヤＲ２は、径方向に内側からこの順で並んでおり、これらの歯車組は、上述した第１サンギヤＳ１、第１ピニオンギヤＰ１および第１リングギヤＲ１から成る歯車組と右後輪ＷＲＲとの間に配置されている。第２サンギヤＳ２は、中空の第３回転軸１６の一端部に一体に取り付けられている。第３回転軸１６は、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されており、第３回転軸１６の他端部には、第２回転電機１２の後述する第２ロータ１２ｂが一体に取り付けられている。これにより、第２サンギヤＳ２は、第２ロータ１２ｂと一体に回転自在である。また、第３回転軸１６の内側には、前述した第１回転軸１４が相対的に回転自在に配置されている。
第２ピニオンギヤＰ２の数は、キャリア部材１３の前述した第２支軸１３ｄと同じ値４（２つのみ図示）である。各第２ピニオンギヤＰ２は、第２支軸１３ｄに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、第２サンギヤＳ２および第２リングギヤＲ２の双方に噛み合っている。また、図３に示すように、第２ピニオンギヤＰ２は、第２サンギヤＳ２の周方向において、第１ピニオンギヤＰ１と部分的に重なるように配置されており、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合っている。なお、第２ピニオンギヤＰ２および第２支軸１３ｄの数は値４に限らず、任意である。図３では、便宜上、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２ならびに第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２を省略している。
また、第２リングギヤＲ２は、中空の第４回転軸１７およびフランジを介して左出力軸ＳＲＬに連結されており、左出力軸ＳＲＬと一体に回転自在である。第４回転軸１７の内側には、キャリア部材１３および第２回転軸１５が相対的に回転自在に配置されている。
さらに、第１ピニオンギヤＰ１と第２ピニオンギヤＰ２は、互いに同じ径および同じ歯数を有している。それに応じて、第１サンギヤＳ１の径と第２サンギヤＳ２の径、および第１リングギヤＲ１の径と第２リングギヤＲ２の径が、それぞれ互いに同じ値に設定されている。また、第１ピニオンギヤＰ１と第２ピニオンギヤＰ２は、互いに同じ歯形および同じ歯幅を有している。以上のように、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の径、歯数、歯形および歯幅の各々は、互いに同じになっており、すなわち両ギヤＰ１、Ｐ２の諸元は互いに同一に設定されている。
前記第１回転電機１１は、ＡＣモータであり、複数の鉄芯やコイルなどで構成された第１ステータ１１ａと、複数の磁石などで構成された第１ロータ１１ｂを有している。第１回転電機１１は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、差動装置ＧＳと右後輪ＷＲＲの間に位置している。この第１ステータ１１ａは、不動のケースＣＡに固定されている。第１ロータ１１ｂは、第１ステータ１１ａに対向するように配置されており、前述したように第１サンギヤＳ１と一体に回転自在である。第１回転電機１１では、第１ステータ１１ａに電力が供給されると、供給された電力は、動力に変換され、第１ロータ１１ｂに出力される。また、第１ロータ１１ｂに動力が入力されると、この動力は、電力に変換され（発電）、第１ステータ１１ａに出力される。
また、第１ステータ１１ａは、第１パワードライブユニット（以下「第１ＰＤＵ」という）２１を介して、充電・放電可能なバッテリ２３に電気的に接続されており、バッテリ２３との間で電気エネルギを授受可能である。この第１ＰＤＵ２１は、インバータなどの電気回路で構成されている。図４に示すように、第１ＰＤＵ２１には、後述するＥＣＵ２が電気的に接続されている。このＥＣＵ２は、第１ＰＤＵ２１を制御することによって、第１ステータ１１ａに供給する電力と、第１ステータ１１ａで発電する電力と、第１ロータ１１ｂの回転数を制御する。
前記第２回転電機１２は、第１回転電機１１と同様、ＡＣモータであり、第２ステータ１２ａおよび第２ロータ１２ｂを有している。また、第２回転電機１２は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、第１回転電機１１と差動装置ＧＳの間に位置している。これらの第２ステータ１２ａおよび第２ロータ１２ｂはそれぞれ、第１ステータ１１ａおよび第１ロータ１１ｂと同様に構成されている。また、第２ロータ１２ｂは、前述したように第２サンギヤＳ２と一体に回転自在である。さらに、第２回転電機１２は、第１回転電機１１と同様、第２ステータ１２ａに供給された電力を動力に変換し、第２ロータ１２ｂに出力可能であり、第２ロータ１２ｂに入力された動力を電力に変換し、第２ステータ１２ａに出力可能である。
また、第２ステータ１２ａは、第２パワードライブユニット（以下「第２ＰＤＵ」という）２２を介してバッテリ２３に電気的に接続されており、バッテリ２３との間で電気エネルギを授受可能である。この第２ＰＤＵ２２は、第１ＰＤＵ２１と同様、インバータなどの電気回路で構成されており、第２ＰＤＵ２２には、ＥＣＵ２が電気的に接続されている。ＥＣＵ２は、第２ＰＤＵ２２を制御することによって、第２ステータ１２ａに供給する電力と、第２ステータ１２ａで発電する電力と、第２ロータ１２ｂの回転数を制御する。
以下、第１ステータ１１ａ（第２ステータ１２ａ）に供給された電力を動力に変換し、第１ロータ１１ｂ（第２ロータ１２ｂ）から出力することを適宜「力行」という。また、第１ロータ１１ｂ（第２ロータ１２ｂ）に入力された動力を用いて第１ステータ１１ａ（第２ステータ１２ａ）で発電し、該動力を電力に変換することを適宜「回生」という。
以上の構成の動力装置では、差動装置ＧＳが前述したように構成されているため、第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２、キャリア部材１３、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２は、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にある。ここで、共線関係とは、共線図においてそれぞれの回転数が単一の直線上に並ぶ関係のことである。
また、キャリア部材１３を固定した状態で、第１サンギヤＳ１を正転させたときには、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２が逆転するとともに、第２リングギヤＲ２が正転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第１サンギヤＳ１の回転数は第２リングギヤＲ２よりも高くなり、第２サンギヤＳ２の回転数は第１リングギヤＲ１よりも低くなる。以上から、回転数の関係を表す共線図において、第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２、キャリア部材１３、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２は、この順で並ぶ。
また、第１サンギヤＳ１および第１ロータ１１ｂは、第１回転軸１４を介して互いに連結されているので、第１サンギヤＳ１の回転数および第１ロータ１１ｂの回転数は、互いに等しい。さらに、第２リングギヤＲ２は、第４回転軸１７およびフランジを介して左出力軸ＳＲＬに連結されてるので、第２リングギヤＲ２の回転数および左出力軸ＳＲＬの回転数は、互いに等しい。また、キャリア部材１３のギヤ１３ｅが、第１変速機４の変速機出力軸に連結されたギヤ５に噛み合っているので、これらのギヤ１３ｅおよびギヤ５による変速を無視すれば、キャリア部材１３の回転数および変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。また、第１リングギヤＲ１は、第２回転軸１５およびフランジを介して右出力軸ＳＲＲに連結されているので、第１リングギヤＲ１の回転数および右出力軸ＳＲＲの回転数は、互いに等しい。さらに、第２サンギヤＳ２および第２ロータ１２ｂは、第３回転軸１６を介して互いに連結されているので、第２サンギヤＳ２の回転数および第２ロータ１２ｂの回転数は、互いに等しい。
以上から、動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図５に示す共線図のように表される。同図および後述する他の共線図では、値０を示す横線から縦線上の白丸までの距離が、各回転要素の回転数に相当する。図５から明らかなように、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲは、互いに差回転が可能である。
また、図５におけるαおよびβはそれぞれ、第１レバー比および第２レバー比（トルク比・速度比）であり、次式（１）および（２）で表される。
α＝｛ＺＲ１（ＺＲ２−ＺＳ１）｝／｛ＺＳ１（ＺＲ２＋ＺＲ１）｝
……（１）
β＝｛ＺＲ２（ＺＲ１−ＺＳ２）｝／｛ＺＳ２（ＺＲ２＋ＺＲ１）｝
……（２）
ここで、ＺＲ１は第１リングギヤＲ１の歯数であり、ＺＲ２は第２リングギヤＲ２の歯数、ＺＳ１は第１サンギヤＳ１の歯数、ＺＳ２は第２サンギヤＳ２の歯数である。
本実施形態では、第１リングギヤＲ１の歯数ＺＲ１、第２リングギヤＲ２の歯数ＺＲ２、第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１、および第２サンギヤＳ２の歯数ＺＳ２（以下「各ギヤの歯数」という）は、次のように設定されている。すなわち、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの差回転が可能な範囲内で第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂの一方が逆転しないことを条件として、第１および第２レバー比α、βが比較的大きな値になるように、各ギヤの歯数は設定されている。
また、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２の歯数ＺＲ１、ＺＲ２同士と、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の歯数ＺＳ１、ＺＳ２同士と、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の歯数同士は、それぞれ同じ値に設定されている。これにより、上記式（１）および（２）から明らかなように、第１および第２レバー比α、βは、互いに同じ値に設定されている。それに加え、共線図（図５）におけるキャリア部材１３から左出力軸ＳＲＬまでの距離と、キャリア部材１３から右出力軸ＳＲＲまでの距離は、互いに等しい。
また、図４に示すように、ＥＣＵ２には、操舵角センサ３１から車両ＶＦＲのハンドル（図示せず）の操舵角θを表す検出信号が、車速センサ３２から車両ＶＦＲの車速ＶＰを表す検出信号が、アクセル開度センサ３３から車両ＶＦＲのアクセルペダル（図示せず）の操作量（以下「アクセル開度」という）ＡＰを表す検出信号が、入力される。ＥＣＵ２にはさらに、電流電圧センサ３４から、バッテリ２３に入出力される電流・電圧値を表す検出信号が入力される。ＥＣＵ２は、電流電圧センサ３４からの検出信号に基づいて、バッテリ２３の充電状態を算出する。
ＥＣＵ２は、Ｉ／Ｏインターフェース、ＣＰＵ、ＲＡＭおよびＲＯＭなどから成るマイクロコンピュータで構成されている。ＥＣＵ２は、上述した各種のセンサ３１〜３４からの検出信号に応じ、ＲＯＭに記憶された制御プログラムに従って、第１および第２回転電機１１、１２を制御する。これにより、配分装置ＤＳ１の各種の動作が行われる。以下、車両ＶＦＲの直進時および左右の旋回時における配分装置ＤＳ１の動作について説明する。
［直進時］
車両ＶＦＲの直進時で、かつ定速走行中または加速走行中には、第１および第２回転電機１１、１２の双方で力行を行うとともに、バッテリ２３から第１および第２ステータ１１ａ、１２ａに供給される電力を制御する。図５は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。
図５において、ＴＭ１およびＴＭ２はそれぞれ、第１および第２回転電機１１、１２での力行に伴って第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂに発生した出力トルク（以下、それぞれ「第１モータ出力トルク」「第２モータ出力トルク」という）である。また、ＲＬＭ１およびＲＲＭ１はそれぞれ、第１回転電機１１での力行に伴って左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲに作用する反力トルクであり、ＲＬＭ２およびＲＲＭ２はそれぞれ、第２回転電機１２での力行に伴って左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲに作用する反力トルクである。さらに、ＴＥは、エンジン３から第１変速機４を介してキャリア部材１３に伝達されるトルク（以下「変速後エンジントルク」という）であり、ＲＬＥおよびＲＲＥは、キャリア部材１３への変速後エンジントルクＴＥの伝達に伴って左出力軸ＳＦＬおよび右出力軸ＳＦＲにそれぞれ作用する反力トルクである。
また、左出力軸ＳＲＬに伝達されるトルク（以下「左出力軸伝達トルク」という）は、ＲＬＥ＋ＲＬＭ１−ＲＬＭ２（ＲＬＭ１＞ＲＬＭ２）で表されるともに、右出力軸ＳＲＲに伝達されるトルク（以下「右出力軸伝達トルク」という）は、ＲＲＥ＋ＲＲＭ２−ＲＲＭ１（ＲＲＭ２＞ＲＲＭ１）で表され、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲが、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲとともに正転方向に駆動される。この場合、共線図（図５）におけるキャリア部材１３から左出力軸ＳＲＬまでの距離と、キャリア部材１３から右出力軸ＳＲＲまでの距離が互いに等しいので、キャリア部材１３から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクの分配比は１：１であり、互いに等しい。さらに、左右の出力軸伝達トルクが互いに同じ要求トルクになるように、第１および第２ステータ１１ａ、１２ａに供給する電力が制御される。この要求トルクは、検出されたアクセル開度ＡＰに応じ、所定のマップ（図示せず）を検索することによって算出される。
また、上記の左出力軸伝達トルクのうちのＲＬＭ１−ＲＬＭ２は、ＴＭ１×（α＋１）−ＴＭ２×βで表され、右出力軸伝達トルクのうちのＲＲＭ２−ＲＲＭ１は、ＴＭ２×（β＋１）−ＴＭ１×αで表される。これらの式から明らかなように、第１レバー比αは、第１モータ出力トルクＴＭ１に対する、第１回転電機１１から差動装置ＧＳを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達されるトルクの比を表す。また、第２レバー比βは、第２モータ出力トルクＴＭ２に対する、第２回転電機１２から差動装置ＧＳを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達されるトルクの比を表す。これに対して、前述したように第１および第２レバー比α、βが互いに同じ値に設定されているので、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２を互いに同じ大きさに制御するだけで、第１および第２回転電機１１、１２から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを、互いに同じ大きさに精度良くかつ容易に制御することができる。
さらに、上述した第１および第２回転電機１１、１２の力行を実行するための実行条件は、例えば、第１および第２回転電機１１、１２によるエンジン３のアシスト中（以下「モータアシスト中」という）、または、エンジン３を用いずに第１および第２回転電機１１、１２のみによる車両ＶＦＲの駆動中（以下「ＥＶ走行中」という）であり、かつ、算出されたバッテリ２３の充電状態が下限値よりも大きいという条件である。この場合、バッテリ２３の充電状態が下限値よりも大きいということは、バッテリ２３が放電可能であることを表している。なお、図５は、モータアシスト中における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示しているが、ＥＶ走行中には、エンジン３が停止しているため、変速後エンジントルクＴＥ、反力トルクＲＬＥおよび反力トルクＲＲＥは発生しない。
さらに、車両ＶＦＲの直進時で、かつ減速走行中（エンジン３のフューエルカット運転中）には、車両ＶＦＲの慣性エネルギを用いて第１および第２回転電機１１、１２の双方で回生を行い、回生した電力をバッテリ２３に充電するとともに、該回生電力を制御する。図６は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。同図において、ＴＧ１およびＴＧ２はそれぞれ、第１および第２回転電機１１、１２での回生に伴って第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂに発生した制動トルク（以下、それぞれ「第１モータ制動トルク」「第２モータ制動トルク」という）である。また、ＲＬＧ１およびＲＲＧ１はそれぞれ、第１回転電機１１での回生に伴って左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲに作用する反力トルクであり、ＲＬＧ２およびＲＲＧ２はそれぞれ、第２回転電機１２での回生に伴って左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲに作用する反力トルクである。
この場合、左出力軸伝達トルクは、−ＲＬＧ１＋ＲＬＧ２（ＲＬＧ１＞ＲＬＧ２）で表されるとともに、右出力軸伝達トルクは、−ＲＲＧ２＋ＲＲＧ１（ＲＲＧ２＞ＲＲＧ１）で表され、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに制動トルクが作用し、車両ＶＦＲが減速される。また、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに作用する制動トルクが互いに同じになるように、第１および第２回転電機１１、１２で回生する電力が制御される。
また、上記の左出力軸伝達トルクのうちの−ＲＬＧ１＋ＲＬＧ２は、−ＴＧ１×（α＋１）＋ＴＧ２×βで表され、右出力軸伝達トルクのうちの−ＲＲＧ２＋ＲＲＧ１は、−ＴＧ２×（β＋１）＋ＴＧ１×αで表される。前述したように第１および第２レバー比α、βが互いに同じ値に設定されており、それにより、第１回転電機１１から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達されるトルクのトルク比と、第２回転電機１２から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達されるトルクのトルク比が互いに同じ値に設定されている。したがって、第１および第２モータ制動トルクＴＧ１、ＴＧ２を互いに同じ大きさに制御するだけで、第１および第２回転電機１１、１２から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配される制動トルクを、互いに同じ大きさに精度良くかつ容易に制御することができる。
さらに、上述した第１および第２回転電機１１、１２の回生を実行するための実行条件は、例えば、バッテリ２３の充電状態が上限値よりも小さいという条件である。この場合、バッテリ２３の充電状態が上限値よりも小さいということは、バッテリ２３が充電可能であることを表している。
［右旋回時］
車両ＶＦＲの前進中の右旋回時において、車両ＶＦＲを右旋回させる時計回り方向のヨーモーメント（以下「右ヨーモーメント」という）を増大させるときには、右ヨーモーメント増大用のトルク分配制御が実行され、このトルク分配制御として、第１〜第４トルク分配制御が用意されている。以下、これらの右ヨーモーメント増大用の第１〜第４トルク分配制御について順に説明する。この第１トルク分配制御中には、第１および第２回転電機１１、１２の双方で力行を行うとともに、第１モータ出力トルクＴＭ１が第２モータ出力トルクＴＭ２よりも大きくなるように、第１および第２ステータ１１ａ、１２ａに供給される電力を制御する。
これにより、前述した図５に示すトルクの釣り合い関係から明らかなように、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが増大する。この場合、第１および第２ステータ１１ａ、１２ａに供給する電力は、検出された操舵角θや車速ＶＰ、アクセル開度ＡＰに応じて制御される。なお、右ヨーモーメント増大用の第１トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、モータアシスト中（第１および第２回転電機１１、１２によるエンジン３のアシスト中）またはＥＶ走行中（第１および第２回転電機１１、１２のみでの車両ＶＦＲの駆動中）であり、かつバッテリ２３の充電状態が下限値よりも大きいという条件である。
次に、右ヨーモーメント増大用の第２トルク分配制御について説明する。この第２トルク分配制御中には、第１および第２回転電機１１、１２の双方で回生を行うとともに、両回転電機１１、１２で回生した電力をバッテリ２３に充電する。この場合、第２モータ制動トルクＴＧ２が第１モータ制動トルクＴＧ１よりも大きくなるように、第１および第２回転電機１１、１２で回生される電力を制御する。
これにより、前述した図６に示すトルクの釣り合い関係から明らかなように、右出力軸ＳＲＲに作用する制動トルクが左出力軸ＳＲＬのそれよりも大きくなる結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが増大する。この場合、第１および第２回転電機１１、１２で回生する電力は、操舵角θや車速ＶＰなどに応じて制御される。なお、右ヨーモーメント増大用の第２トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、車両ＶＦＲの減速走行中であり、かつバッテリ２３の充電状態が上限値よりも小さいという条件である。
次に、右ヨーモーメント増大用の第３トルク分配制御について説明する。この第３トルク分配制御中には、第１回転電機１１で力行を行うとともに、第２回転電機１２で回生を行う。図７は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。図５を用いて前述したように、図７におけるＴＭ１は、第１モータ出力トルクであり、ＲＬＭ１およびＲＲＭ１はそれぞれ、第１回転電機１１での力行に伴って左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲに作用する反力トルクである。また、ＴＥは、変速後エンジントルクであり、ＲＬＥおよびＲＲＥは、キャリア部材１３への変速後エンジントルクＴＥの伝達に伴って左出力軸ＳＦＬおよび右出力軸ＳＦＲにそれぞれ作用する反力トルクである。さらに、図６を用いて前述したように、図７におけるＴＧ２は、第２モータ制動トルクであり、ＲＬＧ２およびＲＲＧ２はそれぞれ、第２回転電機１２での回生に伴って左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲに作用する反力トルクである。
この場合、左出力軸伝達トルクは、ＲＬＥ＋ＲＬＭ１＋ＲＬＧ２で表されるとともに、右出力軸伝達トルクは、ＲＲＥ−（ＲＲＭ１＋ＲＲＧ２）で表される。このように、左出力軸ＳＲＬに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに制動トルクが作用する結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが増大する。この場合にも、操舵角θや車速ＶＰ、アクセル開度ＡＰに応じて、第１ステータ１１ａに供給する電力および第２回転電機１２で回生する電力が制御される。
また、上記の左出力軸伝達トルクのうちのＲＬＭ１＋ＲＬＧ２は、ＴＭ１×（α＋１）＋ＴＧ２×βで表され、右出力軸伝達トルクのうちの−（ＲＲＭ２＋ＲＲＭ１）は、−｛ＴＧ２×（β＋１）＋ＴＭ１×α｝で表される。第１および第２レバー比α、βが互いに同じ値に設定されているので、第１モータ出力トルクＴＭ１および第２モータ制動トルクＴＧ２を介して、第１および第２回転電機１１、１２から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを、精度良くかつ容易に制御することができる。
なお、右ヨーモーメント増大用の第３トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、次の第１増大条件または第２増大条件である。
第１増大条件：エンジン３による車両ＶＦＲの駆動中であり、かつバッテリ２３の充電状態が上限値以上であること。
第２増大条件：エンジン３による車両ＶＦＲの駆動中であり、充電状態が上限値よりも小さく、かつ第２回転電機１２に要求される制動トルクが所定の第１上限トルク以上であること。
この場合、第１増大条件の成立時であり、バッテリ２３の充電状態が上限値以上のときには、バッテリ２３を充電できないので、第２回転電機１２で回生した電力がすべて、バッテリ２３に充電されずに、第１ステータ１１ａに供給される。一方、第２増大条件の成立時には、第２回転電機１２で回生した電力の一部がバッテリ２３に充電されるとともに、残りが第１ステータ１１ａに供給される。この場合、要求される制動トルクに対する第２モータ制動トルクＴＧ２の不足分を補うように、第１モータ出力トルクＴＭ１が制御される。
次に、右ヨーモーメント増大用の第４トルク分配制御について説明する。この第４トルク分配制御中には、第１回転電機１１に対してゼロトルク制御を実行するとともに、第２回転電機１２で回生を行い、第２回転電機１２で回生した電力をバッテリ２３に充電する。このゼロトルク制御は、第１回転電機１１で回生が行われることによる引きずり損失が発生するのを回避するためのものである。この場合、第２モータ制動トルクＴＧ２のみが発生するので、図７から明らかなように、左出力軸伝達トルクはＲＬＥ＋ＲＬＧ２で表されるとともに、右出力軸伝達トルクはＲＲＥ−ＲＲＧ２で表される。このように、左出力軸ＳＲＬに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに制動トルクが作用する結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが増大する。換言すれば、右出力軸ＳＲＲのトルクの一部が、第２モータ制動トルクＴＧ２を反力として、左出力軸ＳＲＬに伝達される。この場合にも、操舵角θや車速ＶＰ、アクセル開度ＡＰに応じて、第２回転電機１２で回生する電力が制御される。
なお、右ヨーモーメント増大用の第４トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、エンジン３による車両ＶＦＲの駆動中であり、バッテリ２３の充電状態が上限値よりも小さく、かつ第２回転電機１２に要求される制動トルクが前記第１上限トルクよりも小さいという条件である。
なお、右ヨーモーメントを増大させるために、第２回転電機１２に対してゼロトルク制御を実行するとともに、第１回転電機１１で力行を行ってもよい。この場合、第１モータ出力トルクＴＭ１のみが発生するので、図７から明らかなように、左出力軸伝達トルクはＲＬＥ＋ＲＬＭ１で表されるとともに、右出力軸伝達トルクはＲＲＥ−ＲＲＭ１で表される。このように、左出力軸ＳＲＬに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに制動トルクが作用する結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが増大する。換言すれば、右出力軸ＳＲＲのトルクの一部が、第１モータ出力トルクＴＭ１を反力として、左出力軸ＳＲＬに伝達される。この場合にも、操舵角θや車速ＶＰ、アクセル開度ＡＰに応じて、第１ステータ１１ａに供給される電力が制御される。
また、車両ＶＦＲの右旋回時において、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントを低減するときには、右ヨーモーメント低減用のトルク分配制御が実行され、この右ヨーモーメント低減用のトルク分配制御として、第１〜第４トルク分配制御が用意されている。以下、これらの右ヨーモーメント低減用の第１〜第４トルク分配制御について順に説明する。この第１トルク分配制御中には、第１および第２回転電機１１、１２の双方で力行を行うとともに、第２モータ出力トルクＴＭ２が第１モータ出力トルクＴＭ１よりも大きくなるように、第１および第２ステータ１１ａ、１２ａに供給される電力を制御する。
これにより、前述した図５に示すトルクの釣り合い関係から明らかなように、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなる結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが低減される。この場合、第１および第２ステータ１１ａ、１２ａに供給する電力は、操舵角θや車速ＶＰ、アクセル開度ＡＰに応じて制御される。なお、右ヨーモーメント低減用の第１トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、モータアシスト中またはＥＶ走行中であり、かつバッテリ２３の充電状態が下限値よりも大きいという条件である。
次に、右ヨーモーメント低減用の第２トルク分配制御について説明する。この第２トルク分配制御中には、第１および第２回転電機１１、１２の双方で回生を行うとともに、両回転電機１１、１２で回生した電力をバッテリ２３に充電する。この場合、第１モータ制動トルクＴＧ１が第２モータ制動トルクＴＧ２よりも大きくなるように、第１および第２回転電機１１、１２で回生される電力を制御する。
これにより、前述した図６に示すトルクの釣り合い関係から明らかなように、左出力軸ＳＲＬに作用する制動トルクが右出力軸ＳＲＲに作用する制動トルクよりも大きくなる結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが低減される。この場合、第１および第２回転電機１１、１２で回生する電力は、操舵角θや車速ＶＰに応じて制御される。なお、右ヨーモーメント低減用の第２トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、車両ＶＦＲの減速走行中であり、かつバッテリ２３の充電状態が上限値よりも小さいという条件である。
次に、右ヨーモーメント低減用の第３トルク分配制御について説明する。この第３トルク分配制御中には、第１回転電機１１で回生を行うとともに、第２回転電機１２で力行を行う。図８は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。図６を用いて前述したように、図８におけるＴＧ１は、第１モータ制動トルクであり、ＲＬＧ１およびＲＲＧ１はそれぞれ、第１回転電機１１での回生に伴って左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲに作用する反力トルクである。また、図５を用いて前述したように、図８におけるＴＭ２は、第２モータ出力トルクであり、ＲＬＭ２およびＲＲＭ２はそれぞれ、第２回転電機１２での力行に伴って左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲに作用する反力トルクである。
この場合、左出力軸伝達トルクは、−（ＲＬＧ１＋ＲＬＭ２）で表されるとともに、右出力軸伝達トルクは、ＲＲＭ２＋ＲＲＧ１で表される。このように、左出力軸ＳＲＬに制動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに駆動トルクが作用する結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが低減される。この場合にも、操舵角θや車速ＶＰに応じて、第１回転電機１１で回生する電力および第２ステータ１２ａに供給する電力が制御される。
また、上記の左出力軸伝達トルクのうちの−（ＲＬＧ１＋ＲＬＭ２）は、−｛ＴＧ１×（α＋１）＋ＴＭ２×β｝で表され、右出力軸伝達トルクのうちのＲＲＭ２＋ＲＲＧ１は、ＴＭ２×（β＋１）＋ＴＧ１×αで表される。第１および第２レバー比α、βが互いに同じ値に設定されているので、第１モータ制動トルクＴＧ１および第２モータ出力トルクＴＭ２を介して、第１および第２回転電機１１、１２から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを、精度良くかつ容易に制御することができる。
なお、右ヨーモーメント低減用の第３トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、次の第１低減条件または第２低減条件である。
第１低減条件：車両ＶＦＲの減速走行中（エンジン３のフューエルカット運転中）であり、かつバッテリ２３の充電状態が上限値以上であること。
第２低減条件：車両ＶＦＲの減速走行中であり、充電状態が上限値よりも小さく、かつ第１回転電機１１に要求される制動トルクが所定の第２上限トルク以上であること。
この場合、第１低減条件の成立時で、バッテリ２３の充電状態が上限値以上のときには、バッテリ２３を充電できないので、第１回転電機１１で回生した電力がすべて、バッテリ２３に充電されずに、第２ステータ１２ａに供給される。一方、第２低減条件の成立時には、第１回転電機１１で回生した電力の一部がバッテリ２３に充電されるとともに、残りが第２ステータ１２ａに供給される。この場合、要求される制動トルクに対する第１モータ制動トルクＴＧ１の不足分を補うように、第２モータ出力トルクＴＭ２が制御される。
次に、右ヨーモーメント低減用の第４トルク分配制御について説明する。この第４トルク分配制御中には、第２回転電機１２に対してゼロトルク制御を実行するとともに、第１回転電機１１で回生を行い、第１回転電機１１で回生した電力をバッテリ２３に充電する。この場合、第１モータ制動トルクＴＧ１のみが発生するので、図８から明らかなように、左出力軸伝達トルクは−ＲＬＧ１で表されるとともに、右出力軸伝達トルクはＲＲＧ１で表される。このように、左出力軸ＳＲＬに制動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに駆動トルクが作用する結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが低減される。この場合にも、操舵角θや車速ＶＰに応じて、第１回転電機１１で回生する電力が制御される。
なお、右ヨーモーメント低減用の第４トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、車両ＶＦＲの減速走行中であり、バッテリ２３の充電状態が上限値よりも小さく、かつ第１回転電機１１に要求される制動トルクが前記第２上限トルクよりも小さいという条件である。
なお、右ヨーモーメントを低減するために、第１回転電機１１に対してゼロトルク制御を実行するとともに、第２回転電機１２で力行を行ってもよい。この場合、第２モータ出力トルクＴＭ２のみが発生するので、図８から明らかなように、左出力軸伝達トルクは−ＲＬＭ２で表されるとともに、右出力軸伝達トルクはＲＲＭ２で表される。このように、左出力軸ＳＲＬに制動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに駆動トルクが作用する結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが低減される。この場合にも、操舵角θや車速ＶＰ、アクセル開度ＡＰに応じて、第２ステータ１２ａに供給される電力が制御される。
なお、車両ＶＦＲの前進中の左旋回時、車両ＶＦＲを左旋回させる反時計回り方向のヨーモーメント（以下「左ヨーモーメント」という）を増大させるときには、左旋回時の左ヨーモーメント増大用の第１〜第４トルク分配制御が実行され、左ヨーモーメントを低減するときには、左旋回時の左ヨーモーメント低減用の第１〜第４トルク分配制御が実行される。これらの左旋回時の左ヨーモーメント増大用および低減用の第１〜第４トルク分配制御はそれぞれ、前述した右旋回時の右ヨーモーメント増大用および低減用の第１〜第４トルク分配制御とほぼ同様にして実行されるので、その詳細な説明については省略する。
また、第１実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第１実施形態における車両ＶＦＲが、本発明における輸送機関に相当し、第１実施形態における左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲが、本発明における２つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ相当するとともに、第１実施形態における第１および第２回転電機１１、１２が、本発明における第１および第２エネルギ入出力装置にそれぞれ相当する。
また、第１実施形態におけるキャリア部材１３が、本発明におけるキャリアに相当し、第１実施形態における第１サンギヤＳ１、第１リングギヤＲ１、第２サンギヤＳ２および第２リングギヤＲ２が、本発明における第１ギヤ、第２ギヤ、第３ギヤおよび第４ギヤにそれぞれ相当するとともに、第１実施形態におけるエンジン３が、本発明におけるエネルギ出力装置に相当する。さらに、第１実施形態における第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２が、本発明における第１および第２外側回転要素にそれぞれ相当し、第１実施形態における第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２が、本発明における第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第１実施形態におけるキャリア部材１３が、本発明における中央回転要素に相当する。
以上のように、第１実施形態によれば、シングルプラネタリタイプの第１および第２遊星歯車機構を互いに組み合わせた差動装置ＧＳによって、回転数が互いに共線関係にある第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２、キャリア部材１３、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２から成る５つの回転要素が構成される。したがって、前述した３つのシングルプラネタリタイプの遊星歯車機構を互いに組み合わせた従来の差動装置と比較して、部品点数を削減することができ、ひいては、差動装置ＧＳを小型化することができる。
また、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２の歯数ＺＲ１、ＺＲ２同士と、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の歯数ＺＳ１、ＺＳ２同士を、それぞれ同じ値に設定するだけで、第１および第２レバー比α、βを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第１および第２回転電機１１、１２を用いた左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルクの分配制御を、精度良くかつ容易に行うことができ、したがって、車両ＶＦＲの旋回性を高めることができる。
さらに、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２の歯数ＺＲ１、ＺＲ２同士が同じ値に設定されている。このため、例えば、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２の双方を平歯車で構成する場合には両ギヤＲ１、Ｒ２を同じカッタで、はすば歯車で構成する場合には両ギヤＲ１、Ｒ２をねじれ方向のみが異なる同じ諸元のカッタで、それぞれ加工することができるので、その生産性に優れている。このことは、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２についても同様である。
また、前述した従来の差動装置では、図８８に示す第１〜第５要素の回転数の関係を表す共線図から明らかなように、第３要素に伝達されたトルクは、第２および第４要素に、Ｇ２：Ｇ１（Ｇ２＞Ｇ１）の分配比で分配される。これに対して、第１実施形態によれば、前述したようにキャリア部材１３から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクの分配比が１：１であるので、エンジン３のみを動力源として用いた車両ＶＦＲの走行中、車両ＶＦＲの良好な直進性を得ることができる。
さらに、第１ピニオンギヤＰ１と第２ピニオンギヤＰ２は、互いに同じ径および同じ歯数を有している。それに応じて、第１サンギヤＳ１の径と第２サンギヤＳ２の径、および第１リングギヤＲ１の径と第２リングギヤＲ２の径が、それぞれ互いに同じ値に設定されている。したがって、差動装置ＧＳの径方向におけるデッドスペースを削減することができる。また、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の径、歯数、歯形および歯幅の各々は、互いに同じになっており、すなわち両ギヤＰ１、Ｐ２の諸元は互いに同一に設定されている。したがって、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２を製造するための金型やカッタなどを共通化できるので、その生産性を向上させることができる。
また、エンジン３がキャリア部材１３に連結されているので、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに、第１および第２回転電機１１、１２からの第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２に加え、エンジン３からの変速後エンジントルクＴＥが伝達される。したがって、第１および第２回転電機１１、１２に必要とされるトルクを低減でき、それにより両装置の小型化を図ることができる。
さらに、一般的な第１および第２回転電機１１、１２を用いるので、格別の装置を用いることなく、動力装置を容易かつより安価に構成することができる。また、前述したように左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルクの分配を制御する場合において、第１および第２回転電機１１、１２により動力を電力に変換することができる。このため、変換した電力を車両ＶＦＲ用の補機に供給することによって、補機の電源を充電するための発電機（いずれも図示せず）の作動負荷および作動頻度を低下させることができる。
また、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２ではなく、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２がそれぞれ連結されている。したがって、図８９および図９０を用いて説明したように、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２の歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置のさらなる小型化を図ることができる。同じ理由により、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２を支持する軸受け（以下、それぞれ「第１ピニオン軸受け」「第２ピニオン軸受け」という）の小型化を図ることができ、このことによっても、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
次に、図９を参照しながら、本発明の第２実施形態による動力装置について説明する。この動力装置の配分装置ＤＳ２は、第１実施形態と比較して、第１および第２回転電機１１、１２に代えて単一の回転電機４１を備えることと、回転電機４１と前述した第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２との間をそれぞれ接続・遮断するための第１クラッチ４２および第２クラッチ４３を備えることが、主に異なっている。図９において、第１実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１実施形態と異なる点を中心に説明する。
図９に示す回転電機４１は、第１および第２回転電機１１、１２と同様、ＡＣモータであり、複数の鉄芯やコイルなどで構成されたステータ４１ａと、複数の磁石などで構成されたロータ４１ｂを有している。回転電機４１は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、差動装置ＧＳと右後輪ＷＲＲの間に位置している。ステータ４１ａは、不動のケースＣＡに固定されており、ロータ４１ｂは、ステータ４１ａに対向するように配置されている。回転電機４１では、ステータ４１ａに電力が供給されると、供給された電力は、動力に変換され、ロータ４１ｂに出力される（力行）。また、ロータ４１ｂに動力が入力されると、この動力は、電力に変換され、ステータ４１ａに出力される（回生）。
また、ステータ４１ａは、パワードライブユニット（以下「ＰＤＵ」という）４４を介して、前述したバッテリ２３に電気的に接続されており、バッテリ２３との間で電気エネルギを授受可能である。このＰＤＵ４４は、前述した第１および第２ＰＤＵ２１、２２と同様、インバータなどの電気回路で構成されている。図１０に示すように、ＰＤＵ４４には、前述したＥＣＵ２が電気的に接続されている。ＥＣＵ２によりＰＤＵ４４を制御することによって、ステータ４１ａに供給する電力と、ステータ４１ａで発電する電力と、ロータ４１ｂの回転数が制御される。
第１クラッチ４２は、油圧式の摩擦クラッチで構成されており、ドーナツ板状のインナー４２ａおよびアウター４２ｂを有している。これらのインナー４２ａおよびアウター４２ｂは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、インナー４２ａは前述した第１回転軸１４の他端部に、アウター４２ｂはロータ４１ｂに、それぞれ一体に取り付けられている。第１クラッチ４２の締結度合はＥＣＵ２により制御され（図１０参照）、それにより、第１回転軸１４とロータ４１ｂの間、すなわち、第１サンギヤＳ１とロータ４１ｂの間が、接続・遮断される。
また、第２クラッチ４３は、第１クラッチ４２と同様、油圧式の摩擦クラッチで構成されており、ドーナツ板状のインナー４３ａおよびアウター４３ｂを有している。これらのインナー４３ａおよびアウター４３ｂは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、インナー４３ａは前述した第３回転軸１６の他端部に、アウター４３ｂはロータ４１ｂに、それぞれ一体に取り付けられている。第２クラッチ４３の締結度合はＥＣＵ２により制御され（図１０参照）、それにより、第３回転軸１６とロータ４１ｂの間、すなわち、第２サンギヤＳ２とロータ４１ｂの間が、接続・遮断される。
以上の構成の動力装置では、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を制御することによって、ロータ４１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の一方との間を選択的に接続するとともに、回転電機４１で力行または回生を行うことによって、第１実施形態と同様、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲのへのトルクの分配を制御でき、車両ＶＦＲの左右のヨーモーメントを増大・低減することができる。以下、第２実施形態による動力装置で実行されるトルク分配制御について説明する。
［トルク分配制御］
車両ＶＦＲの右旋回時において、右ヨーモーメントを増大させるときには、右旋時の右ヨーモーメント増大用の第１および第２トルク分配制御が実行される。この第１トルク分配制御では、第１クラッチ４２の締結によりロータ４１ｂと第１サンギヤＳ１の間を接続し、第２クラッチ４３の解放によりロータ４１ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断するとともに、回転電機４１で力行を行う。図１１は、この右ヨーモーメント増大用の第１トルク分配制御中における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。
図１１において、ＴＭは、回転電機４１での力行に伴ってロータ４１ｂに発生した出力トルク（以下「モータ出力トルク」という）であり、ＲＬＭおよびＲＲＭはそれぞれ、回転電機４１での力行に伴って左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲに作用する反力トルクである。他のパラメータは、第１実施形態で説明したとおりである。この場合、左出力軸伝達トルクはＲＬＥ＋ＲＬＭで表されるとともに、右出力軸伝達トルクはＲＲＥ−ＲＲＭで表される。このように、左出力軸ＳＲＬに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに制動トルクが作用する結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが増大する。
また、前記右ヨーモーメント増大用の第２トルク分配制御では、第１クラッチ４２の解放によりロータ４１ｂと第１サンギヤＳ１の間を遮断し、第２クラッチ４３の締結によりロータ４１ｂと第２サンギヤＳ２の間を接続するとともに、回転電機４１で回生を行う。図１２は、この右ヨーモーメント増大用の第２トルク分配制御中における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。
図１２において、ＴＧは、回転電機４１での回生に伴ってロータ４１ｂに発生した制動トルク（以下「モータ制動トルク」という）であり、ＲＬＧおよびＲＲＧはそれぞれ、回転電機４１での回生に伴って左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲに作用する反力トルクである。他のパラメータは、第１実施形態で説明したとおりである。この場合、左出力軸伝達トルクはＲＬＥ＋ＲＬＧで表されるとともに、右出力軸伝達トルクはＲＲＥ−ＲＲＧで表される。このように、左出力軸ＳＲＬに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに制動トルクが作用する結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが増大する。
また、車両ＶＦＲの右旋回時において、右ヨーモーメントを低減するときには、右旋回時の右ヨーモーメント低減用の第１および第２トルク分配制御が実行される。この右ヨーモーメント低減用の第１トルク分配制御では、第１クラッチ４２の締結によりロータ４１ｂと第１サンギヤＳ１の間を接続し、第２クラッチ４３の解放によりロータ４１ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断するとともに、回転電機４１で回生を行う。図１３は、この右ヨーモーメント低減用の第１トルク分配制御中における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。この場合、左出力軸伝達トルクはＲＬＥ−ＲＬＧで表されるとともに、右出力軸伝達トルクはＲＲＥ＋ＲＲＧで表される。このように、左出力軸ＳＲＬに制動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに駆動トルクが作用する結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが低減される。
また、前記右ヨーモーメント低減用の第２トルク分配制御では、第１クラッチ４２の解放によりロータ４１ｂと第１サンギヤＳ１の間を遮断し、第２クラッチ４３の締結によりロータ４１ｂと第２サンギヤＳ２の間を接続するとともに、回転電機４１で力行を行う。図１４は、この右ヨーモーメント低減用の第２トルク分配制御中における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。この場合、左出力軸伝達トルクはＲＬＥ−ＲＬＭで表されるとともに、右出力軸伝達トルクはＲＲＥ＋ＲＲＭで表される。このように、左出力軸ＳＲＬに制動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに駆動トルクが作用する結果、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが低減される。
さらに、車両ＶＦＲの左旋回時において、左ヨーモーメントを増大・低減するときには、左旋回時の左ヨーモーメント増大用・低減用の第１および第２トルク分配制御が実行される。これらの左旋回時の左ヨーモーメント増大用・低減用の第１および第２トルク分配制御はそれぞれ、前述した右旋回時の右ヨーモーメント増大用・低減用の第１および第２トルク分配制御とほぼ同様にして実行されるので、その詳細な説明については省略する。
以上のように、第２実施形態によれば、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルクの分配制御を、単一の回転電機４１のみを用いて行うことができるので、動力装置の製造コストを削減することができる。また、エンジン３のみを動力源として車両ＶＦＲを駆動する場合には、第１および第２クラッチ４２、４３によりロータ４１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２との間を遮断することによって、エンジン３から回転電機４１に動力が無駄に伝達されることがなく、したがって、回転電機４１を引きずることによる損失が発生することがない。
また、第２実施形態による動力装置によれば、車両ＶＦＲの急旋回時や、高速直進走行時に、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転を制限することができ、それにより、車両ＶＦＲの挙動安定性を高めることができる。以下、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転を制限するための制御動作を適宜、「差動制限制御」といい、この差動制限制御について説明する。
［差動制限制御］
差動制限制御中、基本的には、回転電機４１に対してゼロトルク制御を行うとともに、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を制御することによって、ロータ４１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間を接続する。これにより、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２がロータ４１ｂを介して互いに接続されるので、両者Ｓ１およびＳ２の間で差回転が生じているときには、第１および第２クラッチ４２、４３から第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２を一体に回転させるように作用する。この場合、第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２、キャリア部材１３、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２から成る５つの回転要素の回転数が互いに共線関係にあるため、第１および第２クラッチ４２、４３からの反力は、これらの５つの回転要素を一体に回転させるように作用する。それにより、第２および第１リングギヤＲ２、Ｒ１にそれぞれ連結された左右の出力軸ＳＲＬおよびＳＲＲの差回転が制限される。
図１５は、左出力軸ＳＲＬの回転数が右出力軸ＳＲＲの回転数よりも低い場合において、第１および第２クラッチ４２、４３の双方を締結したときの各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。図１５において、ＲＣ１は、第１および第２クラッチ４２、４３の双方の締結に伴って第１クラッチ４２から第１サンギヤＳ１に作用する反力トルクであり、ＲＬＣ１およびＲＲＣ１は、この反力トルクＲＣ１が第１サンギヤＳ１に作用するのに伴って左右の出力軸ＳＲＬおよびＳＲＲにそれぞれ作用する反力トルクである。また、ＲＣ２は、第１および第２クラッチの双方４２、４３の締結に伴って第２クラッチ４３から第２サンギヤＳ２に作用する反力トルクであり、ＲＬＣ２およびＲＲＣ２は、この反力トルクＲＣ２がキャリア部材に作用するのに伴って左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲにそれぞれ作用する反力トルクである。
この場合、第１および第２クラッチ４２、４３の締結に伴い、左出力軸ＳＲＬに伝達されるトルクは、ＲＬＣ１＋ＲＬＣ２＝ＲＣ１×（α＋１）＋ＲＣ２×βで表され、右出力軸ＳＲＲに伝達されるトルクは、−（ＲＲＣ１＋ＲＲＣ２）＝−｛ＲＣ１×α＋ＲＣ２×（β＋１）｝で表される。このように、回転数が低い左出力軸ＳＲＬに駆動トルクが作用するとともに、回転数が高い右出力軸ＳＲＲに制動トルクが作用する結果、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転が低減され、制限される。右出力軸ＳＲＲの回転数が左出力軸ＳＲＬの回転数よりも低い場合には、これとは逆に、回転数が低い右出力軸ＳＲＲに駆動トルクが作用するとともに、回転数が高い左出力軸ＳＲＬに制動トルクが作用する結果、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転が低減され、制限される。また、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の間を接続することから明らかなように、第１および第２クラッチ４２、４３から第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ作用する反力トルクＲＣ１およびＲＣ２は、その方向が互いに反対であるだけで、互いに同じ大きさである。
以上から、第１および第２クラッチ４２、４３の締結により左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転を制限するように両者ＳＲＬ、ＳＲＲにそれぞれ作用する差動制限トルクの総和（以下「総差動制限トルク」という）は、これらの反力トルクＲＣ１およびＲＣ２を代表してＲＣ１を用いると、ＲＣ１×（α＋１）＋ＲＣ１×β＋｛ＲＣ１×α＋ＲＣ１×（β＋１）｝＝２×ＲＣ１×（α＋β＋１）で表される。この場合、総差動制限トルクは、第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２、キャリア部材１３、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２から成る５つの回転要素のうちの、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２以外の組合せに係る２つの回転要素を、第１および第２クラッチ４２、４３によって互いに接続した場合よりも大きくなる。その詳細については、特願２０１２−０７４２１１号を参照されたい。
このように、５つの回転要素（第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２、キャリア部材１３、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２）のうち、共線図において両外側に位置する回転要素である第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２の間を接続することによって、最も大きな総差動制限トルクを得ることができる。これにより、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転を制限するために第１および第２クラッチ４２、４３に必要とされる反力トルクを低減できるので、第１および第２クラッチ４２、４３の小型化を図ることができる。
この場合、上述した式から明らかなように、総差動制限トルクは、反力トルクＲＣ１およびＲＣ２が大きいほど、より大きくなる。したがって、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合の制御により、第１および第２クラッチ４２、４３の反力トルクを調整することによって、総差動制限トルクを制御することができるので、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転の制限度合を制御することができる。
また、第１および第２クラッチ４２、４３の双方を完全に締結した状態で、回転電機４１で力行を行うことによって、回転電機４１から差動装置ＧＳを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに同じ大きさのトルクを伝達することができる。それにより、回転電機４１のみを動力源として車両ＶＦＲを適切に直進させることができる。
なお、上述したように第１および第２クラッチ４２、４３の双方を締結している場合において、回転電機４１で力行または回生を行ったときには、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御でき、車両ＶＦＲの左右の旋回モーメントを増大または低減することができる。
この場合において、例えば、回転電機４１で力行を行うとともに、第１クラッチ４２の締結度合を第２クラッチ４３のそれよりも大きくなるように制御したとき（例えば、第１クラッチ４２を完全に締結し、第２クラッチ４３を滑らせたとき）には、それにより、回転電機４１から差動装置ＧＳの第１サンギヤＳ１に伝達されるトルクが第２サンギヤＳ２のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第２クラッチ４３の締結度合を第１クラッチ４２のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、回転電機４１から第２サンギヤＳ２に伝達されるトルクが第１サンギヤＳ１のそれよりも大きくなることによって、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
次に、図１６を参照しながら、本発明の第３実施形態による動力装置について説明する。この動力装置の配分装置ＤＳ３は、第２実施形態と比較して、回転電機４１が第２変速機５１を介して前述したキャリア部材１３に連結されていることが、主に異なっている。図１６において、第１および第２実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１および第２実施形態と異なる点を中心に説明する。
第２変速機５１は、遊星歯車式の２段変速機であり、回転電機４１の動力を変速して、前述したキャリア部材１３に伝達するためのものである。第２変速機５１は、サンギヤＳＴと、サンギヤＳＴの外周に回転自在に設けられたリングギヤＲＴと、両ギヤＳＴ，ＲＴに噛み合う複数のピニオンギヤＰＴ（２つのみ図示）と、ピニオンギヤＰＴを回転自在に支持するキャリアＣＴとを有している。サンギヤＳＴは、中空の回転軸５２を介して回転電機４１のロータ４１ｂに連結されており、ロータ４１ｂと一体に回転自在である。また、回転軸５２の内側には、前述した第３回転軸１６が相対的に回転自在に配置されている。さらに、キャリアＣＴは、中空の回転軸５３を介してキャリア部材１３に連結されており、キャリア部材１３と一体に回転自在である。この回転軸５３の内側には、第３回転軸１６が相対的に回転自在に配置されている。
また、第２変速機５１は、変速クラッチ５４および変速ブレーキ５５を有している。変速クラッチ５４は、前述した第１および第２クラッチ４２、４３と同様、油圧式の摩擦クラッチで構成されている。変速クラッチ５４の締結度合はＥＣＵ２により制御され（図１７参照）、それにより、キャリアＣＴと回転軸５２の間、すなわちキャリアＣＴとサンギヤＳＴの間が、接続・遮断される。変速ブレーキ５５は、電磁ブレーキであり、上記のリングギヤＲＴに取り付けられている。変速ブレーキ５５は、ＥＣＵ２によりＯＮまたはＯＦＦされ（図１７参照）、ＯＮ状態のときに、リングギヤＲＴを回転不能に保持するとともに、ＯＦＦ状態のときに、リングギヤＲＴの回転を許容する。
以上の構成の第２変速機５１では、回転電機４１の動力が、次のようにして変速された状態でキャリア部材１３に伝達される。すなわち、変速クラッチ５４を解放することによって、キャリアＣＴとサンギヤＳＴの間を遮断するとともに、変速ブレーキ５５をＯＮすることによって、リングギヤＲＴを回転不能に保持する。これにより、サンギヤＳＴに伝達された回転電機４１の動力は、減速された状態でキャリアＣＴに伝達され、さらに回転軸５３を介してキャリア部材１３に伝達される。以下、サンギヤＳＴに入力された動力を減速した状態でキャリア部材１３に出力する第２変速機５１の動作モードを、「減速モード」という。
また、変速クラッチ５４を締結することによって、キャリアＣＴとサンギヤＳＴの間を接続するとともに、変速ブレーキ５５をＯＦＦすることによって、リングギヤＲＴの回転を許容する。これにより、サンギヤＳＴ、キャリアＣＴおよびリングギヤＲＴが一体に回転することによって、回転電機４１の動力は、変速されずにそのままの状態でキャリア部材１３に伝達される。
さらに、変速クラッチ５４を解放することによって、キャリアＣＴとサンギヤＳＴの間を遮断するとともに、変速ブレーキ５５をＯＦＦすることによって、リングギヤＲＴの回転を許容する。この場合、サンギヤＳＴに回転電機４１の動力が伝達されても、また、キャリアＣＴにキャリア部材１３の動力が伝達されても、リングギヤＲＴが空転するので、回転電機４１とキャリア部材１３の間における第２変速機５１を介した動力の伝達が遮断される。以下、第２変速機５１を介した動力の伝達を遮断する動作モードを、「動力遮断モード」という。
以上の構成の第３実施形態による動力装置は、第２実施形態による動力装置と同じ機能を有しており、回転電機４１、第１および第２クラッチ４２、４３を第２実施形態で述べたように制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルクの分配を制御できるとともに、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転を制限することができる。したがって、第２実施形態による効果、すなわち、トルクの分配制御を単一の回転電機４１のみを用いて行うことによる動力装置の製造コストの削減効果などを、同様に得ることができる。なお、第２実施形態と同様に左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルクの分配制御を行う場合、および左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転を制限する場合には、第２変速機５１が上述した動力遮断モードで駆動され（変速クラッチ５４：解放、変速ブレーキ５５：ＯＦＦ）、それにより、回転電機４１とキャリア部材１３の間における第２変速機５１を介した動力の伝達が遮断される。
さらに、第２変速機５１を前述した減速モードで駆動する（変速クラッチ５４：解放、変速ブレーキ５５：ＯＮ）ことによって、回転電機４１の動力は、第２変速機５１により減速した状態で差動装置ＧＳに伝達され、さらに左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達されるので、両者ＳＲＬ、ＳＲＲを左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲとともに正転方向に駆動することができる。これにより、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを駆動するために必要とされる回転電機４１のトルクを低減できるので、回転電機４１の小型化を図ることができる。
以下、回転電機４１の動力を第２変速機５１で減速した状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達し、両者ＳＲＬ、ＳＲＲを駆動する動作モードを、「ＭＯＴ駆動モード」という。ＭＯＴ駆動モードは、エンジン３を用いずに回転電機４１のみを車両ＶＦＲの動力源として用いる場合や、回転電機４１でエンジン３をアシストする場合に、実行される。また、ＭＯＴ駆動モード中で、かつ車両ＶＦＲの直進時には、基本的には、第１および第２クラッチ４２、４３によりロータ４１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の間が遮断される。
さらに、ＭＯＴ駆動モード中で、かつ車両ＶＦＲの左右の旋回時には、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を制御することにより、ロータ４１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の間を選択的に接続することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。以下、ＭＯＴ駆動モード中のトルク分配制御について、図１８および図１９を参照しながら説明する。
［ＭＯＴ駆動モード中のトルク分配制御］
図１８は、ＭＯＴ駆動モード中で、かつ車両ＶＦＲの右旋回時において、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントを増大させたときの各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係について示している。この場合には、第１クラッチ４２の締結度合を制御し、第１クラッチ４２を滑らせるとともに、第２クラッチ４３の解放によりロータ４１ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断する。
図１８において、ＴＴＭは、回転電機４１から第２変速機５１を介してキャリア部材１３に伝達されるトルク（以下「変速後モータトルク」という）であり、ＲＬＴＭおよびＲＲＴＭは、キャリア部材１３への変速後モータトルクの伝達に伴って左右の出力軸ＳＲＬおよびＳＲＲにそれぞれ作用する反力トルクである。この場合、共線図におけるキャリア部材１３から左出力軸ＳＲＬまでの距離と、キャリア部材１３から右出力軸ＳＲＲまでの距離が互いに等しいので、これらの反力トルクＲＬＴＭおよび反力トルクＲＲＴＭは、互いに等しい。また、第２実施形態において図１５を用いて説明したように、ＲＣ１は、第１クラッチ４２を滑らせるのに伴って第１クラッチ４２から第１サンギヤＳ１に作用する反力トルクであり、ＲＬＣ１およびＲＲＣ１は、この反力トルクＲＣ１が第１サンギヤＳ１に作用するのに伴って左右の出力軸ＳＲＬおよびＳＲＲにそれぞれ作用する反力トルクである。
ＭＯＴ駆動モード中には、回転電機４１の動力が第２変速機５１により大きく減速した状態でキャリア部材１３に伝達されるので、ロータ４１ｂの回転数は、図１９に示すように、キャリア部材１３の回転数よりも高くなっており、また、第１サンギヤＳ１の回転数よりも高くなっている。なお、第２変速機５１の減速比（サンギヤＳＴの歯数およびリングギヤＲＴの歯数）は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの差回転が最大であるときに、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２のうちの回転数がより高い方の回転要素の回転数よりもロータ４１ｂの回転数が高くなるように、設定されている。
このため、図１８に示すように、第１クラッチ４２を滑らせるのに伴って第１クラッチ４２から第１サンギヤＳ１に作用する反力トルクＲＣ１は、第１サンギヤＳ１の回転数を上昇させるように作用する。また、左出力軸伝達トルクは、ＲＬＴＭ＋ＲＬＣ１で表され、右出力軸伝達トルクは、ＲＲＴＭ−ＲＲＣ１で表される。このように、この反力トルクＲＣ１が第１サンギヤＳ１に作用することによって、左出力軸ＳＲＬに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが右出力軸ＳＲＲに作用する結果、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなり、車両ＶＦＲの右ヨーモーメントが増大する。以上から明らかなように、ＭＯＴ駆動モード中における車両ＶＦＲの左右の旋回時、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２のうちの回転数が高い方の回転要素を、第１または第２クラッチ４２、４３の締結によりロータ４１ｂに接続することによって、車両ＶＦＲの左右のヨーモーメントを増大させることができる。
上記とは逆に、ＭＯＴ駆動モード中における車両ＶＦＲの左右の旋回時、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２のうちの回転数が低い方の回転要素に接続された第１または第２クラッチ４２、４３を滑らせた場合には、第１および第２クラッチ４２、４３から第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ作用する反力トルクは、該回転数が低い方の回転要素の回転数を上昇させるように作用する。したがって、この場合には、車両ＶＦＲの左右のヨーモーメントを低減することができる。なお、上述したようにＭＯＴ駆動モード中に左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルクの分配を制御する場合には、第１および第２クラッチ４２、４３を完全に締結すると、それにより左右の出力軸伝達トルクの差が過大になってしまうので、両クラッチ４２、４３は、完全に締結されずに、滑らせるように制御される。
次に、図２０を参照しながら、本発明の第４実施形態による動力装置について説明する。この動力装置の配分装置ＤＳ４は、第３実施形態と比較して、回転電機４１に代えて第１および第２回転電機１１、１２を備える点が、主に異なっている。図２０において、第１〜第３実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１〜第３実施形態と異なる点を中心に説明する。
第２および第３実施形態と同様、第１クラッチ４２のインナー４２ａは、第１回転軸１４の他端部に一体に取り付けられている。一方、第１クラッチ４２のアウター４２ｂは、第２および第３実施形態と異なり、第１回転電機１１の第１ロータ１１ｂに一体に取り付けられている。第１クラッチ４２の締結度合はＥＣＵ２により制御され（図２１参照）、それにより、第１回転軸１４と第１ロータ１１ｂの間、すなわち、第１サンギヤＳ１と第１ロータ１１ｂの間が、接続・遮断される。
また、第２および第３実施形態と同様、第２クラッチ４３のインナー４３ａは、第３回転軸１６の他端部に一体に取り付けられている。一方、第２クラッチ４３のアウター４３ｂは、第２回転電機１２の第２ロータ１２ｂに一体に取り付けられている。第２クラッチ４３の締結度合はＥＣＵ２により制御され（図２１参照）、それにより、第３回転軸１６と第２ロータ１２ｂの間、すなわち、第２サンギヤＳ２と第２ロータ１２ｂの間が、接続・遮断される。
さらに、第３実施形態と同様、第２変速機５１のキャリアＣＴは、回転軸５３を介してキャリア部材１３に連結されており、キャリア部材１３と一体に回転自在である。一方、第２変速機５１のサンギヤＳＴは、第３実施形態と異なり、回転軸５２を介して第２回転電機１２の第２ロータ１２ｂに連結されており、第２ロータ１２ｂと一体に回転自在である。
また、第４実施形態による配分装置ＤＳ４は、第３クラッチ６１を備えている。この第３クラッチ６１は、第１および第２クラッチ４２、４３と同様、油圧式の摩擦クラッチで構成されており、ドーナツ板状のインナー６１ａおよびアウター６１ｂを有している。これらのインナー６１ａおよびアウター６１ｂはそれぞれ、第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂに一体に取り付けられている。第３クラッチ６１の締結度合はＥＣＵ２により制御され（図２１参照）、それにより、第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間が、接続・遮断される。
以上の構成により、第４実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の連結関係は、例えば図２２のように示される。この動力装置は、第１〜第３実施形態による動力装置のすべての機能を備えている。以下、図２２〜図２８を参照しながら、第４実施形態による動力装置の動作について説明する。
動力装置において、第１実施形態による動力装置と同じ動作を行わせるには、各種のクラッチが次のように制御される。すなわち、第１および第２クラッチ４２、４３の締結によって、第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間、および第２ロータ１２ｂと第２サンギヤＳ２の間の双方を接続するとともに、第３クラッチ６１の解放によって、第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を遮断する。また、第２変速機５１を動力遮断モードで駆動する（変速クラッチ５４：解放、変速ブレーキ５５：ＯＦＦ、第３実施形態を参照）ことによって、第２ロータ１２ｂ（第２回転電機１２）とキャリア部材１３の間における第２変速機５１を介した動力の伝達を遮断する。以上により、図２２から明らかなように、第４実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の連結関係は、第１実施形態による動力装置のそれと同じになる。したがって、この場合には、第１実施形態による動力装置と同じ動作を行うことができる。
また、第２回転電機１２の動力を、第２変速機５１により減速した状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達することによって、両者ＳＲＬ、ＳＲＲを左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲとともに駆動することができる。以下、この動作モードを「１ＭＯＴ駆動モード」といい、この１ＭＯＴ駆動モードについて説明する。
［１ＭＯＴ駆動モード］
図２３は、１ＭＯＴ駆動モード中における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。同図、および後述するトルクの伝達状況を示す図では、トルクの流れを矢印付きの太い線で示している。１ＭＯＴ駆動モード中、基本的には、第１〜第３クラッチ４２、４３、６１をいずれも解放し、それにより、第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間、第２ロータ１２ｂと第２サンギヤＳ２の間、および第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を遮断する。また、第２変速機５１を減速モードで駆動する（変速クラッチ５４：解放、変速ブレーキ５５：ＯＮ、第３実施形態を参照）。
以上により、図２３に示すように、第２モータ出力トルクＴＭ２は、第２変速機５１を介して差動装置ＧＳ（キャリア部材１３）に伝達され、さらに左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。この場合、第２回転電機１２の動力は、第２変速機５１により減速された状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。また、共線図（図５参照）における差動装置ＧＳのキャリア部材１３から左出力軸ＳＲＬまでの距離と、キャリア部材１３から右出力軸ＳＲＲまでの距離が互いに等しいので、キャリア部材１３から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクの分配比は１：１であり、左右の出力軸伝達トルクは互いに等しい。
［１ＭＯＴ駆動モード中のトルク分配制御］
また、１ＭＯＴ駆動モード中、第１回転電機１１を用いて左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。この場合、それまでに解放されていた第１クラッチ４２の締結により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を接続し、第２クラッチ４３の解放の維持により第２ロータ１２ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断状態に維持するとともに、第１回転電機１１で力行または回生を行う。図２４は、第１回転電機１１で力行を行った場合における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。上記の第１クラッチ４２および第１回転電機１１の制御により、第１モータ出力トルクＴＭ１が第１サンギヤＳ１に伝達されることによって、第１実施形態で説明した右ヨーモーメント増大用のトルク分配制御の内容から明らかなように、左出力軸ＳＲＬに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに制動トルクが作用する。その結果、図２４に示すように、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両ＶＦＲの右旋回時には右ヨーモーメントが増大し、左旋回時には左ヨーモーメントが低減される。
また、図２４は第１回転電機１１で力行を行った場合の例であるが、第１回転電機１１で回生を行った場合には、各種の回転要素の間のトルクの伝達状況は、図２５のように示される。同図に示すように、差動装置ＧＳから第１ロータ１１ｂにトルクが伝達されることによって、すなわち、第１モータ制動トルクＴＧ１が第１サンギヤＳ１に伝達されることによって、第１実施形態で説明した右ヨーモーメント低減用のトルク分配制御の内容から明らかなように、左出力軸ＳＲＬに制動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲＲに駆動トルクが作用する。その結果、図２５に示すように、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両ＶＦＲの右旋回時には右ヨーモーメントが低減され、左旋回時には左ヨーモーメントが増大する。
また、第１および第２回転電機１１、１２の動力を第２変速機５１により減速した状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達し、両者ＳＲＬ、ＳＲＲを左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲとともに駆動することができる。以下、この動作モードを「２ＭＯＴ駆動モード」といい、この２ＭＯＴ駆動モードについて説明する。
［２ＭＯＴ駆動モード］
図２６は、２ＭＯＴ駆動モード中におけるトルクの伝達状況を示している。２ＭＯＴ駆動モード中、基本的には、第１および第２クラッチ４２、４３の双方を解放することによって、第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間、および第２ロータ１２ｂと第２サンギヤＳ２の間の双方を遮断する。また、第３クラッチ６１を締結することによって、第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を接続し、第２変速機５１を減速モードで駆動するとともに、第１および第２回転電機１１、１２で力行を行う。
以上により、図２６に示すように、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２は、第２変速機５１を介して差動装置ＧＳ（キャリア部材１３）に伝達され、さらに左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。この場合、第１および第２回転電機１１、１２の動力は、第２変速機５１で減速された状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。また、キャリア部材１３から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクの分配比は１：１であり、左右の出力軸伝達トルクは互いに等しい。
［２ＭＯＴ駆動モード中のトルク分配制御］
また、２ＭＯＴ駆動モード中、それまでに解放されていた第１および第２クラッチ４２、４３の一方の締結度合を選択的に制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。図２７は、２ＭＯＴ駆動モード中、第１クラッチ４２の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第２クラッチ４３の解放の維持により第２ロータ１２ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。
２ＭＯＴ駆動モード中、第１回転電機１１の動力は、第２変速機５１により大きく減速した状態でキャリア部材１３に伝達される。このため、第３実施形態において図１８および図１９を用いて説明したように、第１ロータ１１ｂの回転数は、キャリア部材１３の回転数よりも高くなっており、また、第１サンギヤＳ１の回転数よりも高くなっている。このため、上記のように第１クラッチ４２を滑らせるのに伴って第１クラッチ４２から第１サンギヤＳ１に作用する反力トルクＲＣ１は、第１サンギヤＳ１の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、左出力軸ＳＲＬに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが右出力軸ＳＲＲに作用する。その結果、図２７に示すように、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両ＶＦＲの右旋回時には右ヨーモーメントが増大し、左旋回時には左ヨーモーメントが低減される。
また、図２８は、２ＭＯＴ駆動モード中、図２７の場合とは逆に、それまでに解放されていた第２クラッチ４３の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第１クラッチ４２の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。上述した図２７の場合と同様、第２ロータ１２ｂの回転数は、キャリア部材１３の回転数よりも高くなっており、また、第２サンギヤＳ２の回転数よりも高くなっている。このため、第２クラッチ４３を滑らせるのに伴って第２クラッチ４３から第２サンギヤＳ２に作用する反力トルクＲＣ２は、第２サンギヤＳ２の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、右出力軸ＳＲＲに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが左出力軸ＳＲＬに作用する。その結果、図２８に示すように、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両ＶＦＲの左旋回時には左ヨーモーメントが増大し、右旋回時には右ヨーモーメントが低減される。
［差動制限制御］
さらに、第２および第３実施形態と同様、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転を制限することができる。この場合、基本的には、第１および第２回転電機１１、１２に対してゼロトルク制御を行うとともに、第２変速機５１を動力遮断モードで駆動する（変速クラッチ５４：解放、変速ブレーキ５５：ＯＦＦ）。また、第１〜第３クラッチ４２、４３、６１の締結度合を制御することによって、第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間、第２ロータ１２ｂと第２サンギヤＳ２の間、および第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を接続する。
上述した第１〜第３クラッチ４２、４３、６１の締結度合の制御により、第２実施形態と同様、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２は、第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂを介して互いに接続されるので、両者Ｓ１およびＳ２の間で差回転が生じているときには、第１および第２クラッチ４２、４３から第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２を一体に回転させるように作用し、それにより、左右の出力軸ＳＲＬおよびＳＲＲの差回転が制限される。
この場合にも、第２実施形態と同様、第１〜第３クラッチ４２、４３、６１の締結度合の制御により、第１および第２クラッチ４２、４３の反力トルクを調整することによって、総差動制限トルク（左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに作用する差動制限トルクの総和）を制御することができるので、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転の制限度合を制御することができる。
なお、上述したように第１〜第３クラッチ４２、４３、６１をいずれも締結している場合において（第２変速機５１は動力遮断モード）、第１および／または第２回転電機１１、１２で力行または回生を行ったときには、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御でき、車両ＶＦＲの左右の旋回モーメントを増大または低減することができる。
また、この場合において、例えば、第１回転電機１１で力行を行うとともに、第１クラッチ４２の締結度合を第２クラッチ４３のそれよりも大きくなるように制御したとき（例えば、第１クラッチ４２を完全に締結し、第２クラッチ４３を滑らせたとき）には、それにより、第１回転電機１１から差動装置ＧＳの第１サンギヤＳ１に伝達されるトルクが第２サンギヤＳ２のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第２クラッチ４３の締結度合を第１クラッチ４２のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第１回転電機１１から第２サンギヤＳ２に伝達されるトルクが第１サンギヤＳ１のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
以上のように、第４実施形態によれば、第１および第２回転電機１１、１２の双方を用いて、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを駆動できる（２ＭＯＴ駆動モード）とともに、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルクの分配を行うことができるので、単一の回転電機４１を用いる第２および第３実施形態の場合と比較して、動力装置の動力性能および左右配分性能を向上させることができる。
次に、図２９を参照しながら、本発明の第５実施形態による動力装置について説明する。この動力装置の配分装置ＤＳ５は、第４実施形態と比較して、第２クラッチ４３のアウター４３ｂが第２ロータ１２ｂではなく、第１ロータ１１ｂに一体に取り付けられている点が、主に異なっている。図２９において、第１〜第４実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１〜第４実施形態と異なる点を中心に説明する。
第２〜第４実施形態と同様、第１および第２クラッチ４２、４３のインナー４２ａおよび４３ａはそれぞれ、第１および第３回転軸１４、１６に一体に取り付けられている。一方、第１および第２クラッチ４２、４３のアウター４２ｂおよび４３ｂは、第２〜第４実施形態と異なり、第１回転電機１１の第１ロータ１１ｂに一体に取り付けられている。第１クラッチ４２の締結度合はＥＣＵ２により制御され、それにより、第１回転軸１４と第１ロータ１１ｂの間、すなわち、第１サンギヤＳ１と第１ロータ１１ｂの間が、接続・遮断される。また、第２クラッチ４３の締結度合はＥＣＵ２により制御され、それにより、第３回転軸１６と第１ロータ１１ｂの間、すなわち、第２サンギヤＳ２と第１ロータ１１ｂの間が、接続・遮断される。なお、ＥＣＵ２などのブロック図は、第４実施形態の図２１と同じであるため、省略する。
また、第４実施形態と同様、第２変速機５１のキャリアＣＴは、キャリア部材１３に連結されており、キャリア部材１３と一体に回転自在である。サンギヤＳＴは、第２回転電機１２の第２ロータ１２ｂに連結されており、第２ロータ１２ｂと一体に回転自在である。さらに、第４実施形態と同様、第３クラッチ６１のインナー６１ａおよびアウター６１ｂはそれぞれ、第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂに一体に取り付けられている。第３クラッチ６１の締結度合はＥＣＵ２により制御され、それにより、第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間が、接続・遮断される。
以上の構成により、動力装置における各種の回転要素の間の連結関係は、例えば図３０のように示される。第５実施形態による動力装置は、第２および第３実施形態による動力装置の機能をすべて備えており、主として、第１回転電機１１は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルク分配用に、第２回転電機１２は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの駆動用に、それぞれ用いられる。以下、図３０〜図３７を参照しながら、第５実施形態による動力装置の動作について説明する。
この動力装置では、第２実施形態による動力装置と同じ動作を行わせるには、各種のクラッチが次のように制御される。すなわち、第３クラッチ６１の解放によって、第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を遮断する。また、第２変速機５１を動力遮断モードで駆動する（変速クラッチ５４：解放、変速ブレーキ５５：ＯＦＦ）ことによって、第２ロータ１２ｂ（第２回転電機１２）とキャリア部材１３の間における第２変速機５１を介した動力の伝達を遮断する。図３０から明らかなように、以上の各種のクラッチの制御によって、第５実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の連結関係は、第１ロータ１１ｂをロータ４１ｂに置き換えれば、第２実施形態による動力装置のそれと同じになる。したがって、この場合には、第２実施形態による動力装置と同じ動作を行うことができる。
また、第５実施形態による動力装置では、その動作モードとして、第４実施形態と同様、１ＭＯＴ駆動モードおよび２ＭＯＴ駆動モードが用意されている。以下、これらの１ＭＯＴ駆動モードおよび２ＭＯＴ駆動モードについて、順に説明する。
［１ＭＯＴ駆動モード］
図３１は、１ＭＯＴ駆動モード中におけるトルクの伝達状況を示している。１ＭＯＴ駆動モード中、基本的には、第４実施形態（図２３）と同様、第１〜第３クラッチ４２、４３、６１をいずれも解放し、それにより、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間ならびに第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を遮断する。また、第２変速機５１を減速モードで駆動するとともに、第２回転電機１２で力行を行う。以上により、図３１に示すように、第２モータ出力トルクＴＭ２は、第２変速機５１を介して差動装置ＧＳ（キャリア部材１３）に伝達され、さらに左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。この場合、第２回転電機１２の動力は、第２変速機５１で減速された状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。また、共線図（図５参照）における差動装置ＧＳのキャリア部材１３から左出力軸ＳＲＬまでの距離と、キャリア部材１３から右出力軸ＳＲＲまでの距離が互いに等しいので、キャリア部材１３から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクの分配比は１：１であり、左右の出力軸伝達トルクは互いに等しい。
［１ＭＯＴ駆動モード中のトルク分配制御］
また、１ＭＯＴ駆動モード中、第１回転電機１１を用いて左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。この場合、それまでに解放されていた第１および第２クラッチ４２、４３の一方を選択的に締結することによって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の一方との間を選択的に接続するとともに、第１回転電機１１で力行または回生を行う。図３２は、１ＭＯＴ駆動モード中に、第１クラッチ４２の締結により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を接続し、第２クラッチ４３の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断状態に維持するとともに、第１回転電機１１で力行を行った場合における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。図３２に示すように、第１モータ出力トルクＴＭ１が差動装置ＧＳ（第１サンギヤＳ１）に伝達されることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなり、その結果、車両ＶＦＲの右旋回時には右ヨーモーメントが増大し、左旋回時には左ヨーモーメントが低減される。
また、１ＭＯＴ駆動モード中、図３２の場合と異なり、それまでに解放されていた第２クラッチ４３の締結により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を接続し、第１クラッチ４２の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を遮断状態に維持するとともに、第１回転電機１１で力行を行った場合には、各種の回転要素の間のトルクの伝達状況は、図３３のように示される。同図に示すように、第１モータ出力トルクＴＭ１が差動装置ＧＳ（第２サンギヤＳ２）に伝達されることによって、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなり、その結果、車両ＶＦＲの左旋回時には左ヨーモーメントが増大し、右旋回時には右ヨーモーメントが低減される。
なお、図３２および図３３は、第１回転電機１１で力行を行った場合の例であるが、第１回転電機１１で回生を行った場合には、力行を行った場合と左右の出力軸伝達トルクの大小関係が逆になるだけで、ほぼ同様の動作が行われる。このため、その詳細な説明については、省略する。また、１ＭＯＴ駆動モード中の差動制限制御については後述する。
［２ＭＯＴ駆動モード］
図３４は、２ＭＯＴ駆動モード中における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。２ＭＯＴ駆動モード中、基本的には、第１および第２クラッチ４２、４３の解放によって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間が遮断される。また、第３クラッチ６１の締結によって、第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間が接続されるとともに、第２変速機５１が減速モードで駆動される。以上により、図３４に示すように、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２は、第２変速機５１を介して差動装置ＧＳ（キャリア部材１３）に伝達され、さらに左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。この場合、第１および第２回転電機１１、１２の動力は、第２変速機５１により減速した状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。また、キャリア部材１３から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクの分配比は１：１であり、左右の出力軸伝達トルクは互いに等しい。
［２ＭＯＴ駆動モード中のトルク分配制御］
また、２ＭＯＴ駆動モード中、第４実施形態（図２７および図２８）と同様、それまでに解放されていた第１および第２クラッチ４２、４３の一方の締結度合を選択的に制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。図３５は、２ＭＯＴ駆動モード中、第１クラッチ４２の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第２クラッチ４３の解放の維持により第２ロータ１２ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。
この場合にも、第３実施形態で説明したように（図１８および図１９参照）、第１および第２回転電機１１、１２の動力が第２変速機５１により大きく減速した状態でキャリア部材１３に伝達されるので、第１ロータ１１ｂの回転数は、キャリア部材１３の回転数よりも高くなっており、また、第１サンギヤＳ１の回転数よりも高くなっている。このため、上記のように第１クラッチ４２を滑らせるのに伴って第１クラッチ４２から第１サンギヤＳ１に作用する反力トルクＲＣ１は、第１サンギヤＳ１の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、左出力軸ＳＲＬに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが右出力軸ＳＲＲに作用する。その結果、図３５に示すように、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両ＶＦＲの右旋回時には右ヨーモーメントが増大し、左旋回時には左ヨーモーメントが低減される。
また、図３６は、２ＭＯＴ駆動モード中、図３５の場合とは逆に、それまでに解放されていた第２クラッチ４３の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第１クラッチ４２の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。上述した図３５の場合と同様、第１ロータ１１ｂの回転数は、キャリア部材１３の回転数よりも高くなっており、また、第２サンギヤＳ２の回転数よりも高くなっている。このため、第２クラッチ４３を滑らせるのに伴って第２クラッチ４３から第２サンギヤＳ２に作用する反力トルクＲＣ２は、第２サンギヤＳ２の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、右出力軸ＳＲＲに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが左出力軸ＳＲＬに作用する。その結果、図３６に示すように、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両ＶＦＲの左旋回時には左ヨーモーメントが増大し、右旋回時には右ヨーモーメントが低減される。
［２ＭＯＴ駆動モード中の差動制限制御］
さらに、２ＭＯＴ駆動モード中、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転を制限することができる。この場合、基本的には、第１〜第３クラッチ４２、４３、６１をいずれも締結することによって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間ならびに第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を接続する。この場合、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を、互いに同じ大きさに制御する。また、第２変速機５１を動力遮断モードで駆動する（変速クラッチ５４：解放、変速ブレーキ５５：ＯＦＦ）とともに、第１および第２回転電機１１、１２で力行を行う。
以上により、図３７に示すように、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２は、差動装置ＧＳに伝達され、さらに左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。また、上述した第１および第２クラッチ４２、４３の制御によって、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２が第１ロータ１１ｂを介して互いに接続されるので、両者Ｓ１およびＳ２の間で差回転が生じているときには、第１および第２クラッチ４２、４３から第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２を一体に回転させるように作用し、それにより、第２および第１リングギヤＲ２、Ｒ１にそれぞれ連結された左右の出力軸ＳＲＬおよびＳＲＲの差回転が制限される。
なお、上述したように第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２を差動装置ＧＳに伝達する場合において、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を互いに同じ大きさに制御せずに、前者４２の締結度合を後者４３のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、差動装置ＧＳの第１サンギヤＳ１に伝達されるトルクが第２サンギヤＳ２のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第２クラッチ４３の締結度合を第１クラッチ４２のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第２サンギヤＳ２に伝達されるトルクが第１サンギヤＳ１のそれよりも大きくなることによって、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなる。以上のように、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。
［差動制限制御］
また、１ＭＯＴ駆動モード中（図３１）およびエンジン３のみを動力源とした車両ＶＦＲの走行中に、第２〜第４実施形態と同様、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転を制限することができる。この場合、基本的には、第１回転電機１１に対してゼロトルク制御を行うとともに、第３クラッチ６１の解放により第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を遮断する。また、第１および第２クラッチ４２、４３の双方の締結度合を制御することによって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間を接続する。
上述した第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合の制御により、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２は、第１ロータ１１ｂを介して互いに接続されるので、第２実施形態と同様、両者Ｓ１およびＳ２の間で差回転が生じているときには、第１および第２クラッチ４２、４３から第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ反力トルクＲＣ１およびＲＣ２が作用する。これらの反力トルクＲＣ１およびＲＣ２は、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２を一体に回転させるように作用し、それにより、左右の出力軸ＳＲＬおよびＳＲＲの差回転が制限される。
この場合にも、第２実施形態の場合と同様、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合の制御により、第１および第２クラッチ４２、４３の反力トルクを調整することによって、総差動制限トルク（左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに作用する差動制限トルクの総和）を制御することができるので、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの間の差回転の制限度合を制御することができる。
なお、上述したように第１および第２クラッチ４２、４３の双方を締結している場合において（第３クラッチ６１は解放）、第１回転電機１１で力行または回生を行ったときには、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御でき、車両ＶＦＲの左右の旋回モーメントを増大または低減することができる。
この場合において、例えば、第１回転電機１１で力行を行うとともに、第１クラッチ４２の締結度合を第２クラッチ４３のそれよりも大きくなるように制御したとき（例えば、第１クラッチ４２を完全に締結し、第２クラッチ４３を滑らせたとき）には、それにより、第１回転電機１１から差動装置ＧＳの第１サンギヤＳ１に伝達されるトルクが第２サンギヤＳ２のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第２クラッチ４３の締結度合を第１クラッチ４２のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第１回転電機１１から第２サンギヤＳ２に伝達されるトルクが第１サンギヤＳ１のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
以上のように、第５実施形態によれば、第４実施形態と同様、第１および第２回転電機１１、１２の双方を用いて、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを駆動できる（２ＭＯＴ駆動モード）とともに、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルクの分配を行うことができるので、単一の回転電機４１を用いる第２および第３実施形態の場合と比較して、動力装置の動力性能および左右配分性能を向上させることができる。
次に、図３８を参照しながら、本発明の第６実施形態による動力装置について説明する。この動力装置は、第１〜第５実施形態と異なり、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲではなく、全輪駆動式の車両の前後の出力軸ＳＦ、ＳＲを駆動するためのものである。図３８において、第１〜第５実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１〜第５実施形態と異なる点を中心に説明する。
前後の出力軸ＳＦおよびＳＲは、互いに平行に並んでおり、車両の前後の車輪（いずれも図示せず）にそれぞれ連結されている。また、後出力軸ＳＲは、エンジン３のクランク軸３ａと同軸状に配置されている。クランク軸３ａには、発進クラッチＣＬを介して、変速機７１が連結されている。発進クラッチＣＬは、第１および第２クラッチ４２、４３と同様、油圧式の摩擦クラッチであり、その締結度合はＥＣＵ２により制御される（図３９参照）。
上記の変速機７１は、エンジン３および第２回転電機１２の動力を変速した状態で前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達するためのものである。変速機７１は、キャリア部材７２、２連ピニオンギヤ７３、サンギヤＳｔ、ピニオンギヤＰｔ、第１リングギヤＲｔ１および第２リングギヤＲｔ２から成る変速歯車装置ＧＴを有しており、エンジン３と後出力軸ＳＲの間に配置されている。キャリア部材７２は、円板状の基部７２ａと、基部７２ａと一体の４つの第１支軸７２ｂおよび第２支軸７２ｃ（いずれも２つのみ図示）で構成されている。また、基部７２ａは、中実の出力軸７４の一端部に一体に取り付けられており、両者７２ａおよび７４は、後出力軸ＳＲと同軸状に配置されている。出力軸７４は、変速機７１で変速された動力を配分装置ＤＳ６に出力するためのものであり、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されており、キャリア部材７２と一体に回転自在である。
さらに、第１および第２支軸７２ｂ、７２ｃは、後出力軸ＳＲの軸線方向に延びており、第１支軸７２ｂは基部７２ａの径方向の中央部に、第２支軸７２ｃは径方向の外端部に、それぞれ配置されている。さらに、第１および第２支軸７２ｂ、７２ｃは、基部７２ａの周方向に、交互に且つ互いに等間隔に配置されている。
前記２連ピニオンギヤ７３は、互いに一体に形成された第１ピニオンギヤＰｔ１および第２ピニオンギヤＰｔ２で構成されている。２連ピニオンギヤ７３の数は、上述した第１支軸７２ｂと同じ値４であり（２つのみ図示）、各２連ピニオンギヤ７３は、第１支軸７２ｂに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されている。なお、２連ピニオンギヤ７３および第１支軸７２ｂの数は値４に限らず、任意である。また、第１ピニオンギヤＰｔ１は、第１支軸７２ｂのエンジン３側の部位に、第２ピニオンギヤＰｔ２は、第１支軸７２ｂの後出力軸ＳＲ側の部位に、それぞれ位置しており、両者Ｐｔ１、Ｐｔ２は互いに異なるピッチ円直径を有している。
また、第１ピニオンギヤＰｔ１、前記ピニオンギヤＰｔおよび第１リングギヤＲｔ１は、径方向に内側からこの順で並んでいる。ピニオンギヤＰｔの数は、キャリア部材７２の第２支軸７２ｃと同じ値４に設定されており（２つのみ図示）、各ピニオンギヤＰｔは、第２支軸７２ｃに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されている。また、ピニオンギヤＰｔは、第１ピニオンギヤＰｔ１および第１リングギヤＲｔ１の双方に噛み合っている。なお、ピニオンギヤＰｔおよび第２支軸７２ｃの数は値４に限らず、任意である。さらに、第１リングギヤＲｔ１は、中空の回転軸やフランジを介して発進クラッチＣＬに連結されており、この発進クラッチＣＬの締結度合がＥＣＵ２で制御されることによって、エンジン３のクランク軸３ａと第１リングギヤＲｔ１の間が接続・遮断される。
また、前記サンギヤＳｔ、第２ピニオンギヤＰｔ２および第２リングギヤＲｔ２は、径方向に内側からこの順で並んでいる。サンギヤＳｔは、中空の回転軸を介して、第２回転電機１２の第２ロータ１２ｂに連結されている。この回転軸の内側には、前述したキャリア部材７２と一体の出力軸７４が、相対的に回転自在に配置されている。また、第２ピニオンギヤＰｔ２は、サンギヤＳｔおよび第２リングギヤＲｔ２の双方に噛み合っている。
さらに、変速機７１は、電磁ブレーキで構成された第１ブレーキ７５および第２ブレーキ７６を有している。第１ブレーキ７５は、第２ロータ１２ｂに取り付けられており、ＥＣＵ２によりＯＮまたはＯＦＦされる（図３９参照）。第１ブレーキ７５は、ＯＮ状態のときに、第２ロータ１２ｂを回転不能に保持するとともに、ＯＦＦ状態のときに、第２ロータ１２ｂの回転を許容する。第２ブレーキ７６は、第２リングギヤＲｔ２に取り付けられており、ＥＣＵ２によりＯＮまたはＯＦＦされる（図３９参照）。第２ブレーキ７６は、ＯＮ状態のときに、第２リングギヤＲｔ２を回転不能に保持するとともに、ＯＦＦ状態のときに、第２リングギヤＲｔ２の回転を許容する。
以上の構成の変速機７１では、サンギヤＳｔ、第１リングギヤＲｔ１、キャリア部材７２および第２リングギヤＲｔ２は、それらの回転数が互いに共線関係にあり、共線図においてこの順で並ぶ。また、サンギヤＳｔは、中空の回転軸を介して、第２ロータ１２ｂに連結されているので、サンギヤＳｔの回転数および第２ロータ１２ｂの回転数は、互いに等しい。さらに、第１リングギヤＲｔ１は、発進クラッチＣＬの締結によりクランク軸３ａに直結されるので、その場合には、第１リングギヤＲｔ１の回転数およびエンジン３の回転数は、互いに等しい。また、キャリア部材７２は、出力軸７４に直結されているので、両者７２、７４の回転数は、互いに等しい。以上から、サンギヤＳｔ、第１リングギヤＲｔ１、キャリア部材７２、第２リングギヤＲｔ２、第２ロータ１２ｂ、クランク軸３ａ、および出力軸７４の間の回転数の関係は、例えば図４０〜図４２に示す共線図のように表される。以下、これらの図４０〜図４２を参照しながら、変速機７１によって第２回転電機１２の動力およびエンジン３の動力をそれぞれ変速する際の変速動作について説明する。
まず、第２回転電機１２の動力を変速するための変速機７１の変速モード（以下「ＭＯＴ変速モード」という）について説明する。このＭＯＴ変速モードでは、第１ブレーキ７５をＯＦＦ状態に制御することによって、第２ロータ１２ｂの回転を許容するとともに、第２ブレーキ７６をＯＮ状態に制御することによって、第２リングギヤＲｔ２を回転不能に保持する。図４０は、ＭＯＴ変速モードにおける各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。
図４０において、ＴＭ２は、前述した第２モータ出力トルク（第２回転電機１２での力行に伴って第２ロータ１２ｂに発生した出力トルク）であり、ＴＯは、出力軸７４に伝達されるトルク、ＲＢ２は、サンギヤＳｔへの第２モータ出力トルクＴＭ２の伝達に伴って、第２リングギヤＲｔ２に作用する反力トルクである。この場合における第２モータ出力ＴＭ２と出力軸７４に伝達されるトルクＴＯとの関係は、ＴＯ＝｛１＋（ＺＲｔ２／ＺＳｔ）｝ＴＭ２で表される。ここで、ＺＲｔ２は、第２リングギヤＲｔ２の歯数であり、ＺＳｔは、サンギヤＳｔの歯数である。図４０から明らかなように、ＭＯＴ変速モード中、第２回転電機１２の動力は、大きく減速した状態で出力軸７４に伝達され、第２モータ出力トルクＴＭ２は、大きく増大した状態で出力軸７４に伝達される。
また、変速機７１では、エンジン３の動力を変速するための変速モードとして、第２回転電機１２を用いる変速モード（以下「ＥＣＶＴモード」という）と、第１ブレーキ７５を用いる変速モード（以下「ＥＮＧ増速モード」という）の２つの変速モードが用意されている。まず、ＥＣＶＴモードについて説明する。このＥＣＶＴモードでは、第１および第２ブレーキ７５、７６の双方をＯＦＦ状態に制御することによって、第２回転電機１２の第２ロータ１２ｂおよび第２リングギヤＲｔ２の双方の回転を許容する。また、エンジン３から変速機７１を介して第２回転電機１２に伝達される動力を用いて、第２回転電機１２で回生を行う。回生した電力は、第１ステータ１１ａに供給され、それにより第１回転電機１１で力行が行われるとともに、第１回転電機１１の動力が、差動装置ＧＳを介して前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。図４１は、ＥＣＶＴモードにおける各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。
図４１において、Ｔｅはエンジン３のトルクであり、ＴＧ２は、前述した第２モータ制動トルク（第２回転電機１２での回生に伴って第２ロータ１２ｂに発生した制動トルク）である。その他のパラメータは図４０と同様である。ＥＣＶＴモードにおけるエンジン３のトルクＴＥと出力軸７４に出力されるトルクＴＯとの関係は、ＴＯ＝｛１−（ＺＳｔ／ＺＲｔ１）｝ＴＥで表される。ここで、ＺＳｔは、前述したようにサンギヤＳｔの歯数であり、ＺＲｔ１は、第１リングギヤＲｔ１の歯数である。また、図４１から明らかなように、ＥＣＶＴモードでは、第２回転電機１２の回転数を制御することによって、出力軸７４の回転数を自由に制御することができる。換言すれば、エンジン３から出力軸７４に伝達される動力を自由に制御でき、エンジン３の動力を自由に変速して出力軸７４から出力することができる。
次に、ＥＮＧ増速モード（第１ブレーキ７５を用いる変速モード）について説明する。このＥＮＧ増速モードでは、第１ブレーキ７５をＯＮ状態に制御することによって、第２ロータ１２ｂをサンギヤＳｔとともに回転不能に保持するとともに、第２ブレーキ７６をＯＦＦ状態に制御することによって、第２リングギヤＲｔ２の回転を許容する。図４２は、ＥＮＧ増速モードにおける各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。同図において、ＲＢ１は、第１リングギヤＲｔ１へのエンジン３のトルクの伝達に伴って、第２ロータ１２ｂおよびサンギヤＳｔに作用する反力トルクである。他のパラメータは、図４１と同じである。ＥＮＧ増速モードにおけるエンジン３のトルクＴＥと出力軸７４に出力されるトルクＴＯとの関係も、ＥＣＶＴモードの場合と同様、ＴＯ＝｛１−（ＺＳｔ／ＺＲｔ１）｝ＴＥで表される。また、図４２から明らかなように、ＥＮＧ増速モードでは、エンジン３の動力は、増速した状態で出力軸７４に伝達される。
また、第６実施形態による配分装置ＤＳ６は、変速機７１と後出力軸ＳＲの間に配置されている。また、差動装置ＧＳの第１サンギヤＳ１、第１ピニオンギヤＰ１および第１リングギヤＲ１は、後出力軸ＳＲ側に、第２サンギヤＳ２、第２ピニオンギヤＰ２および第２リングギヤＲ２は、クランク軸３ａ側に配置されている。さらに、第５実施形態と同様、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２はそれぞれ、第１および第２クラッチ４２、４３の締結・解放により、第１回転電機１１の第１ロータ１１ｂに接続・遮断される。また、第３クラッチ６１の締結・解放により、第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間が接続・遮断される。さらに、差動装置ＧＳのキャリア部材１３の第２基部１３ｆは、円板状に形成されており、前述した出力軸７４の他端部に一体に取り付けられている。これにより、キャリア部材１３は、前述した変速機７１のキャリア部材７２と一体に回転自在である。
また、第１ロータ１１ｂの内側には、差動装置ＧＳの第２リングギヤＲ２と一体の第４回転軸１７が相対的に回転自在に配置されている。第４回転軸１７には、フランジを介して中空の回転軸７７が連結されており、回転軸７７にはリング状のギヤ７７ａがフランジを介して一体に取り付けられている。また、第４回転軸１７、回転軸７７およびギヤ７７ａの内側には、後出力軸ＳＲが相対的に回転自在に配置されている。ギヤ７７ａは、アイドラギヤ７８に噛み合っており、アイドラギヤ７８は、前出力軸ＳＦに一体に取り付けられたギヤ７９に噛み合っている。以上のように、第２リングギヤＲ２は、第４回転軸１７、回転軸７７、ギヤ７７ａ、アイドラギヤ７８およびギヤ７９を介して、前出力軸ＳＦに連結されている。
また、上述した第４回転軸１７の内側には、第１リングギヤＲ１と一体の第２回転軸１５が相対的に回転自在に配置されている。第２回転軸１５は、フランジを介して、後出力軸ＳＲの一端部に連結されており、それにより第１リングギヤＲ１は、後出力軸ＳＲと一体に回転自在である。
以上の構成により、動力装置における各種の回転要素の間の連結関係は、例えば図４３のように示される。動力装置では、その動作モードとして、第５実施形態の場合と同様に１ＭＯＴ駆動モードおよび２ＭＯＴ駆動モードが用意されており、さらに動力分割モード、ＥＮＧ駆動モードおよび減速回生モードが用意されている。以下、図４３〜図５６を参照しながら、これらの動作モードにおける動作について順に説明する。
［１ＭＯＴ駆動モード］
１ＭＯＴ駆動モード中、基本的には、第１〜第３クラッチ４２、４３、６１をいずれも解放し、それにより、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間、ならびに第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を遮断する。また、発進クラッチＣＬによって、エンジン３と第１リングギヤＲｔ１の間を遮断し、変速機７１を前述したＭＯＴ変速モード（図４０参照）で駆動する（第１ブレーキ７５：ＯＦＦ、第２ブレーキ７６：ＯＮ）とともに、第２回転電機１２で力行を行う。
以上により、図４４に示すように、第２モータ出力トルクＴＭ２は、変速歯車装置ＧＴを介して差動装置ＧＳ（キャリア部材１３）に伝達され、さらに前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。この場合、図４０を用いて説明したように、第２回転電機１２の動力は、変速歯車装置ＧＴなどから成る変速機７１で減速した状態で前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。また、共線図（図５参照、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに置換）における差動装置ＧＳのキャリア部材１３から前出力軸ＳＦまでの距離と、キャリア部材１３から後出力軸ＳＲまでの距離が互いに等しい。このため、キャリア部材１３から前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルクの分配比は１：１であり、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達されるトルク（以下、それぞれ「前出力軸伝達トルク」「後出力軸伝達トルク」という）は、互いに等しい。
［１ＭＯＴ駆動モード中のトルク分配制御］
また、１ＭＯＴ駆動モード中、第１回転電機１１を用いて、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルクを制御することができる。この場合、それまでに解放されていた第１および第２クラッチ４２、４３の一方を選択的に締結することによって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の一方との間を選択的に接続するとともに、第１回転電機１１で力行または回生を行う。図４５は、第２クラッチ４３の締結により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を接続し、第１クラッチ４２の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を遮断状態に維持するとともに、第１回転電機１１で力行を行った場合におけるトルクの伝達状況を示している。図４５に示すように、第１モータ出力トルクＴＭ１が差動装置ＧＳ（第２サンギヤＳ２）に伝達されることによって、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
さらに、１ＭＯＴ駆動モード中、図４５の場合と異なり、第１クラッチ４２の締結により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を接続し、第２クラッチ４３の解放により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断するとともに、第１回転電機１１で力行を行った場合には、各種の回転要素の間のトルクの伝達状況は、図４６のように示される。同図に示すように、第１モータ出力トルクＴＭ１が差動装置ＧＳ（第１サンギヤＳ１）に伝達されることによって、前出力軸伝達トルクが後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
なお、図４５および図４６の場合と異なり、第１回転電機１１で回生を行った場合には、力行を行った場合と前後の出力軸伝達トルクの大小関係が逆になるだけで、ほぼ同様の動作が行われるので、その詳細な説明については、省略する。また、１ＭＯＴ駆動モード中の差動制限制御については後述する。
［２ＭＯＴ駆動モード］
２ＭＯＴ駆動モード中、基本的には、第１および第２クラッチ４２、４３の解放によって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間を遮断し、第３クラッチ６１の締結により第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を接続するとともに、発進クラッチＣＬの解放によりエンジン３と第１リングギヤＲｔ１の間を遮断する。また、変速機７１を前述したＭＯＴ変速モードで駆動する（第１ブレーキ７５：ＯＦＦ、第２ブレーキ７６：ＯＮ）とともに、第１および第２回転電機１１、１２の双方で力行を行う。以上により、図４７に示すように、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２は、変速機７１を介して差動装置ＧＳ（キャリア部材１３）に伝達され、さらに前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。この場合、第１および第２回転電機１１、１２の動力は、変速機７１で減速された状態で前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。また、キャリア部材１３から前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルクの分配比は１：１であり、前出力軸伝達トルクおよび後出力軸伝達トルクは、互いに等しい。
［２ＭＯＴ駆動モード中のトルク分配制御］
また、２ＭＯＴ駆動モード中、第４および第５実施形態と同様、それまでに解放されていた第１および第２クラッチ４２、４３の一方の締結度合を選択的に制御することによって、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルクを制御することができる。図４８は、２ＭＯＴ駆動モード中、第２クラッチ４３の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第１クラッチ４２の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。
この場合にも、第１および第２回転電機１１、１２の動力が変速機７１により大きく減速した状態でキャリア部材１３に伝達されるので（図４０参照）、第３実施形態と同様、第１ロータ１１ｂの回転数は、キャリア部材１３の回転数よりも高くなっており、また、第２サンギヤＳ２の回転数よりも高くなっている。このため、第２クラッチ４３を滑らせるのに伴って第２クラッチ４３から第２サンギヤＳ２に作用する反力トルクＲＣ１は、第２サンギヤＳ２の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、後出力軸ＳＲに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが前出力軸ＳＦに作用する。その結果、図４８に示すように、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
また、図４９は、２ＭＯＴ駆動モード中、図４８の場合とは逆に、それまでに解放されていた第１クラッチ４２の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第２クラッチ４３の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。上述した図４８の場合と同様、第１ロータ１１ｂの回転数は、キャリア部材１３の回転数よりも高くなっており、また、第１サンギヤＳ１の回転数よりも高くなっている。このため、第１クラッチ４２を滑らせるのに伴って第１クラッチ４２から第１サンギヤＳ１に作用する反力トルクＲＣ１は、第１サンギヤＳ１の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、前出力軸ＳＦに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが後出力軸ＳＲに作用する。その結果、図４９に示すように、前出力軸伝達トルクが後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
［２ＭＯＴ駆動モード中の差動制限制御］
さらに、２ＭＯＴ駆動モード中、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲの間の差回転を制限することができる。この場合、基本的には、第１〜第３クラッチ４２、４３、６１をいすれも締結することによって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間ならびに第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を接続するとともに、発進クラッチＣＬの解放によりエンジン３と第１リングギヤＲｔ１の間を遮断する。また、変速機７１の第１および第２ブレーキ７５、７６の双方をＯＦＦ状態に制御することによって、第２ロータ１２ｂおよび第２リングギヤＲｔ２の双方の回転を許容するとともに、第１および第２回転電機１１、１２で力行を行う。
以上により、図５０に示すように、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２は、差動装置ＧＳに伝達され、さらに前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。なお、変速歯車装置ＧＴでは、サンギヤＳｔ、第１リングギヤＲｔ１、キャリア部材７２および第２リングギヤＲｔ２が空転するだけで、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２が変速歯車装置ＧＴを介して差動装置ＧＳに伝達されることはない。また、上述した第１および第２クラッチ４２、４３の締結によって、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２が第１ロータ１１ｂを介して互いに接続されるので、両者Ｓ１およびＳ２の間で差回転が生じているときには、第１および第２クラッチ４２、４３から第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２を一体に回転させるように作用し、それにより、第２および第１リングギヤＲ２、Ｒ１にそれぞれ連結された前後の出力軸ＳＦおよびＳＲの差回転が制限される。
なお、上述したように第１および第２回転電機１１、１２の動力を第１および第２クラッチ４２、４３を介して差動装置ＧＳに伝達する場合において、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を互いに同じ大きさに制御せずに、前者４２の締結度合を後者４３のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第１サンギヤＳ１に伝達されるトルクが第２サンギヤＳ２のそれよりも大きくなることによって、前出力軸伝達トルクが後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第２クラッチ４３の締結度合を第１クラッチ４２のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第２サンギヤＳ２に伝達されるトルクが第１サンギヤＳ１のそれよりも大きくなることによって、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。以上のように、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を制御することによって、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルクを制御することができる。
［動力分割モード中のトルク分配制御］
動力分割モードは、エンジン３の動力を変速歯車装置ＧＴで分割して、互いに並列な２つの伝達経路を介して、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達する動作モードであり、その実行中には、トルク分配制御または差動制限制御が行われる。この動力分割モード中のトルク分配制御では、基本的には、発進クラッチＣＬの締結によりエンジン３と変速歯車装置ＧＴの第１リングギヤＲｔ１の間を接続し、変速機７１を前述したＥＣＶＴモード（図４１参照）で駆動する（第１および第２ブレーキ７５、７６の双方：ＯＦＦ）。また、第３クラッチ６１の解放により第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を遮断するとともに、変速歯車装置ＧＴを介して伝達されるエンジン３の動力の一部を用いて、第２回転電機１２で回生を行う。また、回生した電力を、第２および第１ＰＤＵ２２、２１を介して、第１ステータ１１ａに供給し、第１回転電機１１で力行を行うとともに、第１および／または第２クラッチ４２、４３の締結・解放によって、第１ロータ１１ｂと第１および／または第２サンギヤＳ１、Ｓ２の間を接続する。図５１は、第１クラッチ４２の解放により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を遮断するとともに、第２クラッチ４３の締結により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を接続した場合における、各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。
図５１に示すように、エンジン３のトルクは変速歯車装置ＧＴで分割され、分割されたエンジン３のトルクの一部は、差動装置ＧＳを介して、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。また、分割されたエンジン３のトルクの残りは、第２ロータ１２ｂに伝達され、第２回転電機１２での回生によって電気エネルギに一旦、変換される。変換された電気エネルギは、第１ステータ１１ａに供給され、第１回転電機１１での力行により第１モータ出力トルクＴＭ１に変換された後、差動装置ＧＳ（第２サンギヤＳ２）に伝達される。以上により、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。また、図４１を用いて説明したように、エンジン３の動力は、変速した状態で前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。
このように、動力分割モード中、エンジン３の動力は、次の第１伝達経路および第２伝達経路を介して、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。
第１伝達経路：変速歯車装置ＧＴ→差動装置ＧＳ→前後の出力軸ＳＦ、ＳＲ
第２伝達経路：変速歯車装置ＧＴ→第２回転電機１２→第２ＰＤＵ２２→第１ＰＤＵ２１→第１回転電機１１→差動装置ＧＳ→前後の出力軸ＳＦ、ＳＲ
この第２伝達経路では、エンジン３の動力の一部が、一旦電力に変換した後、動力に戻して伝達する、いわゆる電気パスによって伝達される。
また、動力分割モード中、図５１とは逆に、第２クラッチ４３の解放により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断するとともに、第１クラッチ４２の締結により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を接続した場合には、第２回転電機１２での回生によって変換された電気エネルギは、第１回転電機１１での力行により第１モータ出力トルクＴＭ１に変換された後、第１クラッチ４２介して第１サンギヤＳ１に伝達される。以上により、前出力軸伝達トルクが、後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
［動力分割モード中の差動制限制御］
さらに、動力分割モード中、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を互いに同じ大きさに制御することによって、第１ロータ１１ｂから第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２に伝達されるトルクが互いに同じ大きさになる。また、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２が第１ロータ１１ｂを介して互いに接続されるので、両者Ｓ１およびＳ２の間で差回転が生じているときには、第１および第２クラッチ４２、４３から第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２を一体に回転させるように作用し、それにより、第２および第１リングギヤＲ２、Ｒ１にそれぞれ連結された前後の出力軸ＳＦおよびＳＲの差回転が制限される。図５２は、この場合における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。
なお、動力分割モード中、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を互いに異なる大きさに制御することによって、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルクを制御することができる。この場合、第１クラッチ４２の締結度合を、第２クラッチ４３のそれよりも大きな値に制御することにより、第１ロータ１１ｂから第１サンギヤＳ１に伝達されるトルクを、第２サンギヤＳ２に伝達されるトルクよりも増大させることによって、前出力軸伝達トルクが、後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第２クラッチ４３の締結度合を、第１クラッチ４２のそれよりも大きな値に制御することにより、第１ロータ１１ｂから第２サンギヤＳ２に伝達されるトルクを、第１サンギヤＳ１に伝達されるトルクよりも増大させることによって、後出力軸伝達トルクが、前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
［ＥＮＧ駆動モード］
ＥＮＧ駆動モード中、基本的には、第１〜第３クラッチ４２、４３、６１をいずれも解放することによって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間、ならびに第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を遮断する。また、発進クラッチＣＬの締結によりエンジン３と第１リングギヤＲｔ１の間を接続するとともに、変速機７１を前述したＥＮＧ増速モード（図４２参照）で駆動する（第１ブレーキ７５：ＯＮ、第２ブレーキ７６：ＯＦＦ）。
以上により、図５３に示すように、エンジン３のトルクは、変速歯車装置ＧＴおよび差動装置ＧＳ（キャリア部材１３、第２および第１リングギヤＲ２、Ｒ１）を介して、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。この場合、図４２を用いて説明したように、エンジン３の動力が、増速した状態で差動装置ＧＳに伝達され、さらに前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに伝達される。また、キャリア部材１３から前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルクの分配比は１：１であり、前出力軸伝達トルクおよび後出力軸伝達トルクは、互いに等しい。
［ＥＮＧ駆動モード中のトルク分配制御］
また、ＥＮＧ駆動モード中、第１回転電機１１を用いて前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルクを制御することができる。この場合、それまでに解放されていた第１および第２クラッチ４２、４３の一方を選択的に締結することによって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の一方との間を選択的に接続するとともに、第１回転電機１１で力行または回生を行う。図５４は、ＥＮＧ駆動モード中に、第２クラッチ４３の締結により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を接続し、第１クラッチ４２の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を遮断状態に維持するとともに、第１回転電機１１で力行を行った場合におけるトルクの伝達状況を示している。図５４に示すように、第１モータ出力トルクＴＭ１が差動装置ＧＳ（第２サンギヤＳ２）に伝達されることによって、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
図示しないものの、ＥＮＧ駆動モード中、図５４の場合とは逆に、第１クラッチ４２の締結により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を接続し、第２クラッチ４３の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断状態に維持するとともに、第１回転電機１１で力行を行った場合には、前出力軸伝達トルクが後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。また、第１回転電機１１で回生を行った場合には、力行を行った場合と前後の出力軸伝達トルクの大小関係が逆になるだけで、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲへのトルクの分配制御を同様に行うことができる。なお、ＥＮＧ駆動モード中の差動制限制御については後述する。
［減速回生モード］
減速回生モードは、主として、車両ＶＦＲの減速走行中に実行される運転モードであり、車両ＶＦＲの慣性エネルギを用いて、第２および／または第１回転電機１２、１１で回生を行う。減速回生モード中、基本的には、第１〜第３クラッチ４２、４３、６１を解放することによって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間、ならびに第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を遮断する。また、発進クラッチＣＬの解放によりエンジン３と第１リングギヤＲｔ１の間を遮断し、変速機７１をＭＯＴ変速モードで駆動する（第１ブレーキ７５：ＯＦＦ、第２ブレーキ７６：ＯＮ）とともに、第２回転電機１２で回生を行う。
以上により、図５５に示すように、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲのトルクが、差動装置ＧＳおよび変速歯車装置ＧＴを介して、第２ロータ１２ｂに伝達される結果、第２モータ制動トルクＴＧ２が、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに作用する。この場合、共線図における差動装置ＧＳのキャリア部材１３から前出力軸ＳＦまでの距離と、キャリア部材１３から後出力軸ＳＲまでの距離が互いに等しい。このため、キャリア部材１３における前後の出力軸ＳＦ、ＳＲのトルクの合成比は１：１であり、第２回転電機１２から前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに作用する制動トルクは、互いに等しい。
［減速回生モード中の制動トルク分配制御］
また、減速回生モード中、第１回転電機１１を用いて、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに作用する（分配される）制動トルクを制御することができる。この場合、それまでに解放されていた第１および第２クラッチ４２、４３の一方を選択的に締結することによって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の一方との間を選択的に接続するとともに、第１回転電機１１で力行または回生を行う。図５６は、第２クラッチ４３の締結により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を接続し、第１クラッチ４２の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を遮断状態に維持するとともに、第１回転電機１１で回生を行った場合におけるトルクの伝達状況を示している。
図５６に示すように、差動装置ＧＳの第２サンギヤＳ２から第１ロータ１１ｂにトルクが伝達されることによって、すなわち、第１モータ制動トルクＴＧ１が第２サンギヤＳ２に伝達されることによって、後出力軸ＳＲから差動装置ＧＳに伝達されるトルクが、前出力軸ＳＦから差動装置ＧＳに伝達されるトルクよりも大きくなる。換言すれば、後出力軸ＳＲに作用する制動トルクが、前出力軸ＳＦに作用する制動トルクよりも大きくなる。
図示しないものの、減速回生モード中、図５６の場合とは逆に、第１クラッチ４２の締結により第１ロータ１１ｂと第１サンギヤＳ１の間を接続し、第２クラッチ４３の解放の維持により第１ロータ１１ｂと第２サンギヤＳ２の間を遮断状態に維持するとともに、第１回転電機１１で回生を行った場合には、前出力軸ＳＦから差動装置ＧＳに伝達されるトルクが、後出力軸ＳＲから差動装置ＧＳに伝達されるトルクよりも大きくなる。換言すれば、前出力軸ＳＦに作用する制動トルクが、後出力軸ＳＲに作用する制動トルクよりも大きくなる。また、第１回転電機１１で力行を行った場合には、回生を行った場合と前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに作用する制動トルクの大小関係が逆になるだけで、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲへの制動トルクの分配制御を同様に行うことができる。なお、減速回生モード中の差動制限制御については後述する。
［差動制限制御］
１ＭＯＴ駆動モード中（図４４）、ＥＮＧ駆動モード中（図５３）および減速回生モード中（図５５）に、第２〜第５実施形態と同様、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲの間の差回転を制限することができる。この場合、基本的には、第３クラッチ６１の解放により第１ロータ１１ｂと第２ロータ１２ｂの間を遮断し、第１回転電機１１に対してゼロトルク制御を行うとともに、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を制御することによって、第１ロータ１１ｂと第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の双方との間を接続する。これにより、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２が第１ロータ１１ｂを介して互いに接続されるので、両者Ｓ１およびＳ２の間で差回転が生じているときには、第１および第２クラッチ４２、４３から第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２を一体に回転させるように作用し、それにより、第２および第１リングギヤＲ２、Ｒ１にそれぞれ連結された前後の出力軸ＳＦおよびＳＲの差回転が制限される。
この場合にも、第２実施形態の場合と同様、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合の制御により、第１および第２クラッチ４２、４３の反力トルクを調整することによって、総差動制限トルク（前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに作用する差動制限トルクの総和）を制御することができるので、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲの間の差回転の制限度合を制御することができる。
なお、１ＭＯＴ駆動モード中、ＥＮＧ駆動モード中および減速回生モード中、上述したように第１および第２クラッチ４２、４３の双方を締結している場合において（第３クラッチ６１は解放）、第１回転電機１１で力行または回生を行ったときには、第１および第２クラッチ４２、４３の締結度合を制御することによって、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルク（制動トルク）を制御することができる。
この場合において、例えば、１ＭＯＴ駆動モード中およびＥＮＧ駆動モード中に第１回転電機１１で力行を行うとともに、第１クラッチ４２の締結度合を第２クラッチ４３のそれよりも大きくなるように制御したとき（例えば、第１クラッチ４２を完全に締結し、第２クラッチ４３を滑らせたとき）には、それにより、第１回転電機１１から差動装置ＧＳの第１サンギヤＳ１に伝達されるトルクが第２サンギヤＳ２のそれよりも大きくなることによって、前出力軸伝達トルクが後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第２クラッチ４３の締結度合を第１クラッチ４２のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第１回転電機１１から第２サンギヤＳ２に伝達されるトルクが第１サンギヤＳ１のそれよりも大きくなることによって、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
次に、図５７〜図５９を参照しながら、本発明の第７実施形態による動力装置について説明する。図５７に示す動力装置は、四輪の車両ＶＦＦの左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲを駆動するためのものである。これらの左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲは、互いに同軸状に配置されるとともに、左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲにそれぞれ連結されている。また、図５８に示す配分装置ＤＳ７は、前述した第１実施形態と比較して、第１および第２回転電機１１、１２がそれぞれ、減速ギヤを介して第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２に連結されていることと、第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂの間が、第３クラッチ６１の締結・解放によって接続・遮断されることが、主に異なっている。図５７〜図５９において、第１実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１実施形態と異なる点を中心に説明する。
第１ロータ１１ｂおよび第１回転軸１４にはそれぞれ、第１ギヤ８１および第２ギヤ８２が一体に取り付けられており、これらのギヤ８１、８２は互いに噛み合っている。第１ギヤ８１の歯数は、第２ギヤ８２の歯数よりも小さな値に設定されており、それにより、第１回転電機１１の動力は、両ギヤ８１、８２によって減速された状態で、第１サンギヤＳ１に伝達される。また、第２ロータ１２ｂおよび第３回転軸１６にはそれぞれ、第３ギヤ８３および第４ギヤ８４が一体に取り付けられており、これらのギヤ８３、８４は互いに噛み合っている。第３ギヤ８３の歯数は、第４ギヤ８４の歯数よりも小さな値に設定されており、それにより、第２回転電機１２の動力は、両ギヤ８３、８４によって減速された状態で、第２サンギヤＳ２に伝達される。
第３クラッチ６１のインナー６１ａは第１ロータ１１ｂに、アウター６１ｂは第２ロータ１２ｂに、それぞれ一体に取り付けられている。第３クラッチ６１の締結度合はＥＣＵ２により制御され（図５９）、それにより、第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂの間が接続・遮断される。また、キャリア部材１３の第２基部１３ｂには、ギヤ１３ｇが一体に設けられている。このギヤ１３ｇは、第１変速機４の変速機出力軸に一体に設けられたギヤ４ａに噛み合っている。さらに、第１リングギヤＲ１は、第２回転軸１５およびフランジを介して右出力軸ＳＦＲに連結されており、右出力軸ＳＦＲと一体に回転自在である。第２リングギヤＲ２は、第４回転軸１７およびフランジを介して左出力軸ＳＦＬに連結されており、左出力軸ＳＦＬと一体に回転自在である。
以上の構成の第７実施形態による動力装置では、差動装置ＧＳの第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２、キャリア部材１３、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２に対する、第１ロータ１１ｂ、左出力軸ＳＦＬ、変速機出力軸、右出力軸ＳＦＲおよび第２ロータ１２ｂの間の連結関係は、前側の左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲを後側の左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに置き換えれば、第１実施形態（図２や図５などを参照）と同様である。このため、第７実施形態による動力装置によれば、第１実施形態による作用・効果を同様に得ることができる。
また、第１ロータ１１ｂが、第１および第２ギヤ８１、８２から成る減速ギヤを介して第１サンギヤＳ１に連結されており、第２ロータ１２ｂが、第３および第４ギヤ８３、８４から成る減速ギヤを介して第２サンギヤＳ２に連結されている。これにより、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２ならびに第１および第２モータ制動トルクＴＧ１、ＴＧ２を、増大させた状態で第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ伝達することができるので、第１および第２回転電機１１、１２の小型化を図ることができる。
また、第３クラッチ６１の締結により、第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂを介して第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の間を接続することによって、前述した第２実施形態と同様（図１５参照）、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲの間の差回転を制限することができる。この場合にも、第３クラッチ６１の締結度合の制御によって、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲの差回転の制限度合を制御することができる。
さらに、第３クラッチ６１が、第１ギヤ８１および第２ギヤ８２を介して第１サンギヤＳ１に、第３ギヤ８３および第４ギヤ８４を介して第２サンギヤＳ２に、それぞれ連結されている。第２実施形態の説明から明らかなように、総差動制限トルクは、第３クラッチ６１から第１サンギヤＳ１および第２サンギヤＳ２に作用する反力トルクが大きいほど、より大きくなる。第７実施形態によれば、これらの第１〜第４ギヤ８１〜８４によって、第３クラッチ６１からの反力トルクを増大させた状態で第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２に伝達できるので、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲの間の差回転を制限するために第３クラッチ６１に必要とされる反力トルクを低減でき、それにより、第３クラッチ６１のさらなる小型化を図ることができる。
次に、図６０を参照しながら、本発明の第８実施形態による動力装置について説明する。この動力装置の配分装置ＤＳ８は、第２実施形態と比較して、回転電機４１と第１および第２クラッチ４２、４３の間に減速機ＲＧが設けられている点が、主に異なっている。図６０において、第２および第７実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第２実施形態と異なる点を中心に説明する。
減速機ＲＧは、シングルプラネタリタイプの遊星歯車機構であり、サンギヤＳｒと、サンギヤＳｒの外周に設けられたリングギヤＲｒと、両ギヤＳｒ、Ｒｒに噛み合う複数のピニオンギヤＰｒと、ピニオンギヤＰｒを回転自在に支持するキャリアＣｒを有している。サンギヤＳｒは、中空の回転軸を介してロータ４１ｂに連結されており、ロータ４１ｂと一体に回転自在である。また、キャリアＣｒには、第１クラッチ４２のアウター４２ｂおよび第２クラッチ４３のアウター４３ｂが一体に取り付けられている。さらに、リングギヤＲｒは、不動のケースＣＡに固定されている。この減速機ＲＧによって、回転電機４１の動力は、減速された状態で第１および／または第２サンギヤＳ１、Ｓ２に伝達される。
また、キャリア部材１３の第２基部１３ｂには、ギヤ１３ｇが一体に設けられている。このギヤ１３ｇは、第１変速機４の変速機出力軸に一体に設けられたギヤ４ａに噛み合っている。さらに、第１リングギヤＲ１は、第２回転軸１５およびフランジを介して右出力軸ＳＦＲに連結されており、右出力軸ＳＦＲと一体に回転自在である。第２リングギヤＲ２は、第４回転軸１７およびフランジを介して左出力軸ＳＦＬに連結されており、左出力軸ＳＦＬと一体に回転自在である。
以上の構成の第８実施形態による動力装置では、差動装置ＧＳの第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２、キャリア部材１３、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２に対する、ロータ４１ｂ、左出力軸ＳＦＬ、変速機出力軸および右出力軸ＳＦＲの間の連結関係は、前側の左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲを後側の左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに置き換えれば、第２実施形態（図９や図１１などを参照）と同様である。このため、第８実施形態による動力装置によれば、第２実施形態による作用・効果を同様に得ることができる。
また、ロータ４１ｂが、減速機ＲＧを介して第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２に連結されている。これにより、モータ出力トルクＴＭならびにモータ制動トルクＴＧを、増大させた状態で第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２にそれぞれ伝達することができるので、回転電機４１の小型化を図ることができる。
次に図６１を参照しながら、本発明の第９実施形態による動力装置について説明する。図６１に示す動力装置の配分装置ＤＳ９は、図６２に示す全輪駆動式の車両ＶＡＷに搭載されており、第１実施形態の差動装置ＧＳに代えて差動装置ＧＳＡを用いるとともに、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲを駆動するように構成されている。前出力軸ＳＦは、前側の左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲを介して、左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲに連結されており、後出力軸ＳＲは、プロペラシャフトＳ、終減速装置ＤＦおよび後ろ側の左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを介して、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに連結されている。図６１において、第１実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第９実施形態による動力装置について、第１実施形態と異なる点を中心に、順に説明する。
図６１に示す差動装置ＧＳＡは、シングルプラネタリタイプの第１遊星歯車機構とダブルプラネタリタイプの第２遊星歯車機構を組み合わせ、キャリアを共通化するとともに、両遊星歯車機構のピニオンギヤを互いに噛み合わせたものであり、差動装置ＧＳと比較して、ピニオンギヤＰＡをさらに備えることと、キャリア部材９１および第２リングギヤＲ２Ａの構成が主に異なっている。差動装置ＧＳＡでは、第１サンギヤＳ１、第１ピニオンギヤＰ１、第１リングギヤＲ１およびキャリア部材９１によって、上記の第１遊星歯車機構が構成され、第２サンギヤＳ２、第２ピニオンギヤＰ２、ピニオンギヤＰＡ、第２リングギヤＲ２Ａおよびキャリア部材９１によって、上記の第２遊星歯車機構が構成されている。前後の出力軸ＳＦ、ＳＲおよび差動装置ＧＳＡは、互いに同軸状に配置されている。
キャリア部材９１は、円板状の第１基部９１ａと、ドーナツ板状の第２基部９１ｂと、両基部９１ａおよび９１ｂに一体に設けられた４つの第１支軸９１ｃおよび第２支軸９１ｄ（いずれも２つのみ図示）と、第２基部９１ｂに一体に設けられた４つの第３支軸９１ｅ（２つのみ図示）で構成されている。また、キャリア部材９１は、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されており、その内側には、第１および第３回転軸１４、１６が相対的に回転自在に配置されている。
第１および第２基部９１ａ、９１ｂは、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲと同軸状に配置されており、その軸線方向において互いに対向している。また、第１基部９１ａは、第２基部９１ｂよりも後出力軸ＳＲ側（図６１の左側）に配置されており、前出力軸ＳＦに一体に取り付けられている。これにより、キャリア部材９１は、前出力軸ＳＦと一体に回転自在である。
第１および第２支軸９１ｃ、９１ｄは、第１および第２基部９１ａ、９１ｂの間に設けられており、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲの軸線方向に延びている。また、第１および第２支軸９１ｃ、９１ｄは、第２基部９１ｂの径方向の内端部に位置している。さらに、第１および第２支軸９１ｃ、９１ｄは、第１基部９１ａの周方向に、交互に且つ互いに等間隔に配置されている。第３支軸９１ｅは、第２基部９１ｂの径方向の外端部に位置しており、後出力軸ＳＲの軸線方向に、後出力軸ＳＲ側に延びている。また、４つの第３支軸９１ｅは、周方向に互いに等間隔に位置している。
差動装置ＧＳＡの第１サンギヤＳ１、第１ピニオンギヤＰ１および第１リングギヤＲ１は、径方向に内側からこの順で並んでいる。第１サンギヤＳ１は、第１実施形態と同様、第１回転軸１４を介して第１ロータ１１ｂに連結されており、第１ロータ１１ｂと一体に回転自在である。また、第１ピニオンギヤＰ１の数は、第１支軸９１ｃと同じ値４である（２つのみ図示）。各第１ピニオンギヤＰ１は、第１支軸９１ｃに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、第１サンギヤＳ１および第１リングギヤＲ１の双方に噛み合っている。第１リングギヤＲ１は、第２回転軸１５およびフランジを介して、後出力軸ＳＲに連結されており、後出力軸ＳＲと一体に回転自在である。なお、第１ピニオンギヤＰ１および第１支軸９１ｃの数は値４に限らず、任意である。
また、差動装置ＧＳＡの第２サンギヤＳ２、第２ピニオンギヤＰ２、ピニオンギヤＰＡおよび第２リングギヤＲ２Ａは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第２サンギヤＳ２は、第１実施形態と同様、第３回転軸１６を介して第２ロータ１２ｂに連結されている。また、第２ピニオンギヤＰ２の数は、第２支軸９１ｄと同じ値４である。各第２ピニオンギヤＰ２は、第２支軸９１ｄに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、第２サンギヤＳ２に噛み合っている。また、図６３に示すように、第２ピニオンギヤＰ２は、第２サンギヤＳ２の周方向において、第１ピニオンギヤＰ１と部分的に重なるように配置されており、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合っている。なお、第２ピニオンギヤＰ２および第２支軸９１ｄの数は値４に限らず、任意である。図６３では、便宜上、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２、ピニオンギヤＰＡならびに第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２Ａを省略している。
さらに、ピニオンギヤＰＡの数は、第３支軸９１ｅと同じ値４である。各ピニオンギヤＰＡは、第３支軸９１ｅに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、第２ピニオンギヤＰ２および第２リングギヤＲ２Ａの双方に噛み合っている。なお、ピニオンギヤＰＡおよび第３支軸９１ｅの数は値４に限らず、任意である。第２リングギヤＲ２Ａの歯数は、第１リングギヤＲ１の歯数よりも大きな値に設定されている。また、第２リングギヤＲ２Ａの外周部には、ギヤＧが形成されており、このギヤＧは、前述した第１変速機４の変速機出力軸に一体に設けられたギヤ４ａに噛み合っている。
以上の構成により、第１サンギヤＳ１、キャリア部材９１、第２リングギヤＲ２Ａ、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２は、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリア部材９１を固定した状態で、第１サンギヤＳ１を正転させたときには、第２サンギヤＳ２、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２Ａはいずれも逆転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第２サンギヤＳ２の回転数、第１リングギヤＲ１の回転数および第２リングギヤＲ２Ａの回転数の間に、「第２リングギヤＲ２Ａの回転数＞第１リングギヤＲ１の回転数＞第２サンギヤＳ２の回転数」という関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、第１サンギヤＳ１、キャリア部材９１、第２リングギヤＲ２Ａ、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２は、この順で並ぶ。
また、第１サンギヤＳ１および第１ロータ１１ｂは、第１回転軸１４を介して互いに連結されているので、第１サンギヤＳ１の回転数および第１ロータ１１ｂの回転数は、互いに等しい。さらに、キャリア部材９１は、前出力軸ＳＦに直結されているので、キャリア部材９１の回転数および前出力軸ＳＦの回転数は、互いに等しい。また、第２リングギヤＲ２Ａは、ギヤＧおよびギヤ４ａを介して、第１変速機４の変速機出力軸に連結されているので、これらのギヤＧ、４ａによる変速を無視すれば、第２リングギヤＲ２Ａの回転数および変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。さらに、第１リングギヤＲ１は、第２回転軸１５およびフランジを介して後出力軸ＳＲに連結されているので、第１リングギヤＲ１の回転数および後出力軸ＳＲの回転数は、互いに等しい。また、第２サンギヤＳ２および第２ロータ１２ｂは、第３回転軸１６を介して互いに連結されているので、第２サンギヤＳ２の回転数および第２ロータ１２ｂの回転数は、互いに等しい。
以上から、第９実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図６４に示す共線図のように表される。同図において、ＲｆＭ１およびＲｒＭ１はそれぞれ、第１回転電機１１での力行に伴って前出力軸ＳＦおよび後出力軸ＳＲに作用する反力トルクであり、ＲｆＧ２およびＲｒＧ２はそれぞれ、第２回転電機１２での回生に伴って前出力軸ＳＦおよび後出力軸ＳＲに作用する反力トルクである。さらに、ＲｆＥおよびＲｒＥは、第２リングギヤＲ２Ａへの変速後エンジントルクＴＥの伝達に伴って前出力軸ＳＦおよび後出力軸ＳＲにそれぞれ作用する反力トルクである。その他のパラメータは、第１実施形態と同様である。図６４から明らかなように、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲは、互いに差回転が可能である。また、この図６４と、第１実施形態の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図５との比較から明らかなように、この第９実施形態による動力装置は、第１実施形態による作用・効果を同様に得ることができる。
また、図６４におけるαＡおよびβＡはそれぞれ、第１レバー比および第２レバー比であり、次式（３）および（４）で表される。
αＡ＝ＺＲ１／ＺＳ１ ……（３）
βＡ＝（ＺＲ１−ＺＳ２）／ＺＳ２ ……（４）
第１実施形態で述べたように、ＺＲ１は第１リングギヤＲ１の歯数であり、ＺＳ１は第１サンギヤＳ１の歯数、ＺＳ２は第２サンギヤＳ２の歯数である。
これらの第１リングギヤＲ１の歯数ＺＲ１、第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１および第２サンギヤＳ２の歯数ＺＳ２は、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲの差回転が可能な範囲内で第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂの一方が逆転しないことを条件として、第１および第２レバー比αＡ、βＡが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第１リングギヤＲ１の歯数ＺＲ１、第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１および第２サンギヤＳ２の歯数ＺＳ２は、第１および第２レバー比αＡ、βＡが互いに同じ値になるように、すなわち、上記式（３）および（４）から、ＺＲ１／ＺＳ１＝（ＺＲ１−ＺＳ２）／ＺＳ２が成立するように、設定されている。
前述したように、従来の差動装置では、差動装置の第１および第２レバー比Ａ１、Ａ２（トルク比）を互いに同じ値に設定するには、第１〜第３サンギヤおよび第１〜第３リングギヤから成る計６つのギヤの歯数を互いに異なる値に設定しなければならない。これに対し、この第９実施形態では、上述したように第１リングギヤＲ１、第１サンギヤＳ１および第２サンギヤＳ２から成る計３つのギヤの歯数を設定するだけで、第１および第２レバー比αＡ、βＡを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第１および第２回転電機１１、１２を用いた前後の出力軸ＳＦ、ＳＲへのトルクの分配制御を、精度良くかつ容易に行うことができ、したがって、車両ＶＡＷの走行安定性を高めることができる。
また、シングルプラネタリタイプの第１遊星歯車機構とダブルプラネタリタイプの第２遊星歯車機構を互いに組み合わせた差動装置ＧＳＡによって、回転数が互いに共線関係にある第１サンギヤＳ１、キャリア部材９１、第２リングギヤＲ２Ａ、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２から成る５つの回転要素が構成される。したがって、前述した３つのシングルプラネタリタイプの遊星歯車機構を互いに組み合わせた従来の差動装置と比較して、部品点数を削減することができ、ひいては、差動装置ＧＳＡを小型化することができる。なお、図６４に示す共線図における第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２Ａの並び順は、それらの歯数の設定によって互いに入れ替わる。
さらに、エンジン３がキャリア部材９１に連結されているので、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに、第１および第２回転電機１１、１２からの第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２に加え、エンジン３からの変速後エンジントルクＴＥが伝達される。したがって、第１および第２回転電機１１、１２に必要とされるトルクを低減でき、それにより両装置の小型化を図ることができる。
さらに、一般的な第１および第２回転電機１１、１２を用いるので、格別の装置を用いることなく、動力装置を容易かつより安価に構成することができる。また、前述したように前後の出力軸ＳＦ、ＳＲへのトルクの分配を制御する場合において、第１および第２回転電機１１、１２により動力を電力に変換することができる。このため、変換した電力を車両ＶＡＷ用の補機に供給することによって、補機の電源を充電するための発電機（いずれも図示せず）の作動負荷および作動頻度を低下させることができる。
また、第１リングギヤＲ１が後出力軸ＳＲに連結されているので、第１実施形態と同様、図８９および図９０を用いて説明したように、第１リングギヤＲ１の歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置のさらなる小型化を図ることができる。同じ理由により、第１ピニオン軸受け（第１ピニオンギヤＰ１を支持する軸受け）の小型化を図ることができ、このことによっても、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
また、第９実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第９実施形態における車両ＶＡＷが、本発明における輸送機関に相当し、第９実施形態における前後の出力軸ＳＦ、ＳＲが、本発明における２つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ相当するとともに、第９実施形態における第１および第２回転電機１１、１２が、本発明における第１および第２エネルギ入出力装置にそれぞれ相当する。また、第９実施形態におけるエンジン３が、本発明におけるエネルギ出力装置に相当する。
さらに、第９実施形態におけるキャリア部材９１が、本発明におけるキャリアに相当し、第９実施形態における第２サンギヤＳ２、第２リングギヤＲ２Ａ、第１サンギヤＳ１および第１リングギヤＲ１が、本発明における第１ギヤ、第２ギヤ、第３ギヤおよび第４ギヤにそれぞれ相当するとともに、第９実施形態における第２ピニオンギヤＰ２およびピニオンギヤＰＡが、本発明における第１分割ギヤおよび第２分割ギヤにそれぞれ相当する。また、第９実施形態における第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２が、本発明における第１および第２外側回転要素にそれぞれ相当し、第９実施形態におけるキャリア部材９１および第１リングギヤＲ１が、本発明における第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第９実施形態における第２リングギヤＲ２Ａが、本発明における中央回転要素に相当する。
なお、第９実施形態では、第１ピニオンギヤＰ１を、第２ピニオンギヤＰ２に噛み合わせているが、ピニオンギヤＰＡに噛み合わせてもよい。この場合、第１サンギヤＳ１、第２サンギヤＳ２、第２リングギヤＲ２Ａ、キャリア部材９１および第１リングギヤＲ１は、それらの回転数が互いに共線関係にあり、この共線関係を表す共線図においてこの順で並ぶ。また、第１サンギヤが第１ロータ１１ｂに連結され、第２サンギヤＳ２が前出力軸ＳＦに、第２リングギヤＲ２Ａが変速機出力軸に、キャリア部材９１が後出力軸ＳＲに、第１リングギヤＲ１が第２ロータ１２ｂに、それぞれ連結される。
次に、図６５を参照しながら、本発明の第１０実施形態による動力装置について説明する。図６５に示す第１０実施形態による配分装置ＤＳ１０は、第９実施形態の差動装置ＧＳＡに代えて、差動装置ＧＳＸを用いたものである。図６５において、第１および第９実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１および第９実施形態と異なる点を中心に説明する。
図６５に示す差動装置ＧＳＸは、第９実施形態の差動装置ＧＳＡと同様、シングルプラネタリタイプの第１遊星歯車機構とダブルプラネタリタイプの第２遊星歯車機構を互いに組み合わせたものである。また、差動装置ＧＳＸは、第９実施形態（図６１）と比較して、ピニオンギヤＰＡが、第２ピニオンギヤＰ２と第２リングギヤＲ２Ａの間ではなく、第２ピニオンギヤＰ２と第２サンギヤＳ２Ｘの間に設けられるとともに、両者Ｐ２、Ｓ２Ｘに噛み合っている点が主に異なっている。さらに、第１サンギヤＳ１Ｘの歯数は、第２サンギヤＳ２Ｘの歯数よりも大きな値に設定されている。
以上の構成の差動装置ＧＳＸでは、第１リングギヤＲ１Ｘ、キャリア部材９１、第２リングギヤＲ２Ｘ、第１サンギヤＳ１Ｘおよび第２サンギヤＳ２Ｘは、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリア部材９１を固定した状態で、第１リングギヤＲ１Ｘを正転させたときには、第２リングギヤＲ２Ｘ、第１サンギヤＳ１Ｘおよび第２サンギヤＳ２Ｘはいずれも逆転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第２リングギヤＲ２Ｘの回転数＞第１サンギヤＳ１Ｘの回転数＞第２サンギヤＳ２Ｘの回転数という関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、第１リングギヤＲ１Ｘ、キャリア部材９１、第２リングギヤＲ２Ｘ、第１サンギヤＳ１Ｘおよび第２サンギヤＳ２Ｘは、この順で並ぶ。
また、差動装置ＧＳＸでは、第９実施形態と異なり、第１リングギヤＲ１Ｘが、後出力軸ＳＲに連結されておらず、第１ロータ１１ｂに連結されており、キャリア部材９１が、前出力軸ＳＦに連結されておらず、左出力軸ＳＲＬに連結されている。また、第２リングギヤＲ２Ｘが、ギヤＧＸおよび４ａを介して、変速機出力軸に連結されている。さらに、第１サンギヤＳ１Ｘが、第１ロータ１１ｂに連結されておらず、右出力軸ＳＲＲに連結されており、第２サンギヤＳ２Ｘが、第９実施形態と同様に第２ロータ１２ｂに連結されている。
以上から、第１０実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図６６に示す共線図のように表される。図６６から明らかなように、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲは、互いに差回転が可能である。また、この図６６と、第１実施形態の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図５との比較から明らかなように、この第１０実施形態による動力装置は、第１および第９実施形態による動力装置と同様の作用・効果を得ることができる。
また、図６６におけるαＸおよびβＸはそれぞれ、第１レバー比および第２レバー比であり、次式（５）および（６）で表される。
αＸ＝ＺＳ１Ｘ／ＺＲ１Ｘ ……（５）
βＸ＝（ＺＳ１Ｘ／ＺＳ２Ｘ）−１ ……（６）
ここで、ＺＳ１Ｘは第１サンギヤＳ１Ｘの歯数であり、ＺＲ１Ｘは第１リングギヤＲ１Ｘの歯数、ＺＳ２Ｘは第２サンギヤＳ２Ｘの歯数である。
これらの第１サンギヤＳ１Ｘの歯数ＺＳ１Ｘ、第１リングギヤＲ１Ｘの歯数ＺＲ１Ｘおよび第２サンギヤＳ２Ｘの歯数ＺＳ２Ｘは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの差回転が可能な範囲内で第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂの一方が逆転しないことを条件として、第１および第２レバー比αＸ、βＸが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第１サンギヤＳ１Ｘの歯数ＺＳ１Ｘ、第１リングギヤＲ１Ｘの歯数ＺＲ１Ｘおよび第２サンギヤＳ２Ｘの歯数ＺＳ２Ｘは、第１および第２レバー比αＸ、βＸが互いに同じ値になるように、すなわち、上記式（５）および（６）から、ＺＳ１Ｘ／ＺＲ１Ｘ＝（ＺＳ１Ｘ／ＺＳ２Ｘ）−１が成立するように、設定されている。
なお、図６６に示す共線図における第１および第２サンギヤＳ１Ｘ、Ｓ２Ｘの並び順は、それらの歯数の設定によって互いに入れ替わる。
また、第１０実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は、次のとおりである。すなわち、第１０実施形態におけるキャリア部材９１が、本発明におけるキャリアに相当し、第１０実施形態における第１サンギヤＳ１Ｘ、第１リングギヤＲ１Ｘ、第２サンギヤＳ２Ｘおよび第２リングギヤＲ２Ｘが、本発明における第１ギヤ、第２ギヤ、第３ギヤおよび第４ギヤにそれぞれ相当するとともに、第１０実施形態における第２ピニオンギヤＰ２およびピニオンギヤＰＡが、本発明における第１分割ギヤおよび第２分割ギヤにそれぞれ相当する。
また、第１０実施形態における第１リングギヤＲ１Ｘおよび第２サンギヤＳ２Ｘが、本発明における第１および第２外側回転要素にそれぞれ相当し、第１０実施形態におけるキャリア部材９１および第１サンギヤＳ１Ｘが、本発明における第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第１０実施形態における第２リングギヤＲ２Ｘが、本発明における中央回転要素に相当する。その他の対応関係は、第１実施形態と同様である。
次に、図６７を参照しながら、本発明の第１１実施形態による動力装置について説明する。図６７に示す動力装置の配分装置ＤＳ１１は、第１実施形態の差動装置ＧＳに代えて差動装置ＧＳＢを用いたものである。図６７において、第１実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１１実施形態による動力装置について、第１実施形態と異なる点を中心に説明する。
図６７に示す差動装置ＧＳＢは、ダブルプラネタリタイプの第１および第２遊星歯車機構を互いに組み合わせ、キャリアを共通化するとともに、両遊星歯車機構のピニオンギヤを互いに噛み合わせたものであり、差動装置ＧＳと比較して、ピニオンギヤＰ１ＢおよびＰ２Ｂをさらに備えることと、キャリア部材９５、第１および第２リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂの構成が主に異なっている。差動装置ＧＳＢでは、第１サンギヤＳ１、ピニオンギヤＰ１Ｂ、第１ピニオンギヤＰ１、第１リングギヤＲ１Ｂおよびキャリア部材９５によって、上記の第１遊星歯車機構が構成され、第２サンギヤＳ２、ピニオンギヤＰ２Ｂ、第２ピニオンギヤＰ２、第２リングギヤＲ２Ｂおよびキャリア部材９５によって、上記の第２遊星歯車機構が構成されている。左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲおよび差動装置ＧＳＢは、互いに同軸状に配置されている。
キャリア部材９５は、ドーナツ板状の第１基部９５ａおよび第２基部９５ｂと、両基部９５ａおよび９５ｂに一体に設けられた４つの第１支軸９５ｃおよび第２支軸９５ｄ（いずれも２つのみ図示）と、第２基部９５ｂに一体に設けられた４つの第３支軸９５ｅ（２つのみ図示）で構成されている。また、キャリア部材９５は、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されており、その内側には、第１および第３回転軸１４、１６が相対的に回転自在に配置されている。第１および第２基部９５ａ、９５ｂは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、その軸線方向において互いに対向している。また、第２基部９５ｂは、第１基部９５ａよりも右後輪ＷＲＲ側に配置されており、第２基部９５ｂには、リング状のギヤ９５ｆが一体に設けられている。このギヤ９５ｆは、前述した第１変速機４の変速機出力軸に連結されたギヤ５に噛み合っている。
第１および第２支軸９５ｃ、９５ｄは、第１および第２基部９５ａ、９５ｂの間に設けられており、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの軸線方向に延びている。また、第１および第２支軸９５ｃ、９５ｄは、第２基部９５ｂの径方向の中央に位置している。さらに、第１および第２支軸９５ｃ、９５ｄは、第１基部９５ａの周方向に、交互に且つ互いに等間隔に配置されている。第３支軸９５ｅは、第２基部９５ｂの径方向の内端部に位置しており、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの軸線方向に、左後輪ＷＲＬ側に延びている。また、４つの第３支軸９５ｅは、周方向に互いに等間隔に位置している。
差動装置ＧＳＢの第１サンギヤＳ１、ピニオンギヤＰ１Ｂ、第１ピニオンギヤＰ１および第１リングギヤＲ１Ｂは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第１サンギヤＳ１は、第１実施形態と同様、第１回転軸１４を介して第１ロータ１１ｂに連結されており、第１ロータ１１ｂと一体に回転自在である。また、ピニオンギヤＰ１Ｂの数は、第３支軸９５ｅと同じ値４である（２つのみ図示）。各ピニオンギヤＰ１Ｂは、第３支軸９５ｅに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、第１サンギヤＳ１に噛み合っている。
さらに、第１ピニオンギヤＰ１の数は、第１支軸９５ｃと同じ値４である（２つのみ図示）。各第１ピニオンギヤＰ１は、第１支軸９５ｃに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、ピニオンギヤＰ１Ｂおよび第１リングギヤＲ１Ｂの双方に噛み合っている。第１リングギヤＲ１Ｂは、第２回転軸１５およびフランジを介して、右出力軸ＳＲＲに連結されており、右出力軸ＳＲＲと一体に回転自在である。なお、ピニオンギヤＰ１Ｂ、第１ピニオンギヤＰ１、第３支軸９５ｅおよび第１支軸９５ｃの数は値４に限らず、任意である。
また、差動装置ＧＳＢの第２サンギヤＳ２、ピニオンギヤＰ２Ｂ、第２ピニオンギヤＰ２および第２リングギヤＲ２Ｂは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第２サンギヤＳ２は、第１実施形態と同様、第３回転軸１６を介して第２ロータ１２ｂに連結されている。また、ピニオンギヤＰ２Ｂの数は、第３支軸９５ｅと同じ値４である（２つのみ図示）。各ピニオンギヤＰ２Ｂは、第３支軸９５ｅに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、第２サンギヤＳ２に噛み合っている。
さらに、第２ピニオンギヤＰ２の数は、第２支軸９５ｄと同じ値４である（２つのみ図示）。各第２ピニオンギヤＰ２は、第２支軸９５ｄに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、ピニオンギヤＰ２Ｂおよび第２リングギヤＲ２Ｂの双方に噛み合っている。また、図６８に示すように、第２ピニオンギヤＰ２は、第２サンギヤＳ２の周方向において、第１ピニオンギヤＰ１と部分的に重なるように配置されており、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合っている。図６８では、便宜上、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２ならびに第１および第２リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂを省略している。
また、第２リングギヤＲ２Ｂは、第４回転軸１７およびフランジを介して、左出力軸ＳＲＬに連結されており、左出力軸ＳＲＬと一体に回転自在である。なお、ピニオンギヤＰ２Ｂ、第２ピニオンギヤＰ２および第２支軸９５ｄの数は値４に限らず、任意である。
さらに、第１ピニオンギヤＰ１と第２ピニオンギヤＰ２、および、ピニオンギヤＰ１ＢとピニオンギヤＰ２Ｂは、それぞれ互いに同じ径および同じ歯数を有している。それに応じて、第１サンギヤＳ１の径と第２サンギヤＳ２の径、および、第１リングギヤＲ１Ｂの径と第２リングギヤＲ２Ｂの径は、互いに同じ値に設定されている。また、第１ピニオンギヤＰ１と第２ピニオンギヤＰ２、および、ピニオンギヤＰ１ＢとピニオンギヤＰ２Ｂは、それぞれ互いに同じ歯形および同じ歯幅を有している。以上のように、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の径、歯数、歯形および歯幅の各々は、互いに同じになっており、すなわち両ギヤＰ１、Ｐ２の諸元は互いに同一に設定されている。このことは、ピニオンギヤＰ１ＢおよびＰ２Ｂについても同様である。
以上の構成の差動装置ＧＳＢでは、第１サンギヤＳ１、第１リングギヤＲ１Ｂ、キャリア部材９５、第２リングギヤＲ２Ｂおよび第２サンギヤＳ２は、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリア部材９５を固定した状態で、第１サンギヤＳ１を正転させたときには、第１リングギヤＲ１Ｂは正転するとともに、第２サンギヤＳ２および第２リングギヤＲ２Ｂは逆転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第１サンギヤＳ１の回転数は、第１リングギヤＲ１Ｂよりも高くなるとともに、第２サンギヤＳ２の回転数は、第２リングギヤＲ２Ｂよりも低くなる。以上から、回転数の関係を表す共線図において、第１サンギヤＳ１、第１リングギヤＲ１Ｂ、キャリア部材９５、第２リングギヤＲ２Ｂおよび第２サンギヤＳ２は、この順で並ぶ。
また、第１サンギヤＳ１および第１ロータ１１ｂは、第１回転軸１４を介して互いに連結されているので、第１サンギヤＳ１の回転数および第１ロータ１１ｂの回転数は、互いに等しい。さらに、第１リングギヤＲ１Ｂは、第２回転軸１５およびフランジを介して右出力軸ＳＲＲに連結されているので、第１リングギヤＲ１Ｂの回転数および右出力軸ＳＲＲの回転数は、互いに等しい。また、キャリア部材９５は、ギヤ９５ｆおよびギヤ５を介して、第１変速機４の変速機出力軸に連結されているので、これらのギヤ９５ｆ、５による変速を無視すれば、キャリア部材９５の回転数および変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。さらに、第２リングギヤＲ２Ｂは、第４回転軸１７およびフランジを介して左出力軸ＳＲＬに連結されているので、第２リングギヤＲ２Ｂの回転数および左出力軸ＳＲＬの回転数は、互いに等しい。また、第２サンギヤＳ２および第２ロータ１２ｂは、第３回転軸１６を介して互いに連結されているので、第２サンギヤＳ２の回転数および第２ロータ１２ｂの回転数は、互いに等しい。
以上から、第１１実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図６９に示す共線図のように表される。図６９から明らかなように、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲは、互いに差回転が可能である。また、この図６９と、第１実施形態の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図５との比較から明らかなように、この第１１実施形態による動力装置は、第１実施形態による動力装置と同様の作用・効果を得ることができる。
また、図６９におけるαＢおよびβＢはそれぞれ、第１レバー比および第２レバー比であり、次式（７）および（８）で表される。
αＢ＝｛ＺＲ１Ｂ（ＺＲ２Ｂ−ＺＳ２）｝
／｛ＺＳ２（ＺＲ１Ｂ＋ＺＲ２Ｂ）｝ ……（７）
βＢ＝｛ＺＲ２Ｂ（ＺＲ１Ｂ−ＺＳ１）｝
／｛ＺＳ１（ＺＲ１Ｂ＋ＺＲ２Ｂ）｝ ……（８）
ここで、ＺＲ１Ｂは第１リングギヤＲ１Ｂの歯数であり、ＺＲ２Ｂは第２リングギヤＲ２Ｂの歯数、ＺＳ２は第２サンギヤＳ２の歯数、ＺＳ１は第１サンギヤＳ１の歯数である。
これらの第１リングギヤＲ１Ｂの歯数ＺＲ１Ｂ、第２リングギヤＲ２Ｂの歯数ＺＲ２Ｂ、第２サンギヤＳ２の歯数ＺＳ２および第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１は、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの差回転が可能な範囲内で第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂの一方が逆転しないことを条件として、第１および第２レバー比αＢ、βＢが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第１および第２リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂの歯数ＺＲ１Ｂ、ＺＲ２Ｂ同士と、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の歯数ＺＳ１、ＺＳ２同士は、それぞれ同じ値に設定されている。これにより、上記式（７）および（８）から明らかなように、第１および第２レバー比αＢ、βＢは、互いに同じ値に設定されている。
それに加え、共線図（図６９）におけるキャリア部材９５から左出力軸ＳＲＬまでの距離と、キャリア部材９５から右出力軸ＳＲＲまでの距離が互いに等しいので、キャリア部材９５から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクの分配比は、１：１である。
このように、第１１実施形態によれば、第１および第２リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂの歯数ＺＲ１Ｂ、ＺＲ２Ｂ同士と、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の歯数ＺＳ１、ＺＳ２同士を、それぞれ同じ値に設定するだけで、第１および第２レバー比αＢ、βＢを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第１および第２回転電機１１、１２を用いた左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルクの分配制御を、精度良くかつ容易に行うことができ、したがって、車両ＶＦＲの旋回性を高めることができる。
さらに、第１および第２リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂの歯数ＺＲ１Ｂ、ＺＲ２Ｂ同士が同じ値に設定されている。このため、例えば、第１および第２リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂの双方を平歯車で構成する場合には両ギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂを同じカッタで、はすば歯車で構成する場合には両ギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂをねじれ方向のみが異なる同じ諸元のカッタで、それぞれ加工することができるので、その生産性に優れている。このことは、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２についても同様である。
また、キャリア部材９５から左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクの分配比が１：１であるので、エンジン３のみを動力源として用いた車両ＶＦＲの走行中、車両ＶＦＲの良好な直進性を得ることができる。
さらに、ダブルプラネタリタイプの第１および第２遊星歯車機構を互いに組み合わせた差動装置ＧＳＢによって、回転数が互いに共線関係にある第２サンギヤＳ２、第２リングギヤＲ２Ｂ、キャリア部材９５、第１リングギヤＲ１Ｂおよび第１サンギヤＳ１から成る５つの回転要素が構成される。したがって、前述した３つのシングルプラネタリタイプの遊星歯車機構を互いに組み合わせた従来の差動装置と比較して、部品点数を削減することができ、ひいては、差動装置ＧＳＢを小型化することができる。
さらに、第１ピニオンギヤＰ１と第２ピニオンギヤＰ２、およびピニオンギヤＰ１ＢおよびＰ２Ｂは、それぞれ互いに同じ径および同じ歯数を有している。それに応じて、第１サンギヤＳ１の径と第２サンギヤＳ２の径、および第１リングギヤＲ１Ｂの径と第２リングギヤＲ２Ｂの径が、それぞれ互いに同じ値に設定されている。したがって、差動装置ＧＳＢの径方向におけるデッドスペースを削減することができる。また、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の径、歯数、歯形および歯幅の各々は、互いに同じになっており、すなわち両ギヤＰ１、Ｐ２の諸元は互いに同一に設定されている。したがって、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２を製造するための金型やカッタなどを共通化できるので、その生産性を向上させることができる。このことは、ピニオンギヤＰ１ＢおよびＰ２Ｂについても同様である。
また、エンジン３がキャリア部材９５に連結されているので、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに、第１および第２回転電機１１、１２からの第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２に加え、エンジン３からの変速後エンジントルクＴＥが伝達される。したがって、第１および第２回転電機１１、１２に必要とされるトルクを低減でき、それにより両装置の小型化を図ることができる。
さらに、一般的な第１および第２回転電機１１、１２を用いるので、格別の装置を用いることなく、動力装置を容易かつより安価に構成することができる。また、前述したように左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲへのトルクの分配を制御する場合において、第１および第２回転電機１１、１２により動力を電力に変換することができる。このため、変換した電力を車両ＶＦＲ用の補機に供給することによって、補機の電源を充電するための発電機の作動負荷および作動頻度を低下させることができる。
さらに、第１実施形態と同様、第２および第１リングギヤＲ２Ｂ、Ｒ１Ｂが、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲにそれぞれ連結されているので、図８９および図９０を用いて説明したように、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２の歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置のさらなる小型化を図ることができる。同じ理由により、第１および第２ピニオン軸受け（第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２をそれぞれ支持する軸受け）の小型化を図ることができ、このことによっても、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
なお、上述した第１１実施形態では、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２を互いに噛み合わせているが、これに代えて、またはこれとともに、ピニオンギヤＰ１ＢおよびＰ２Ｂを互いに噛み合わせてもよい。
また、第１１実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第１１実施形態における左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲが、本発明における２つの被駆動部の他方および一方にそれぞれ相当する。また、第１１実施形態におけるキャリア部材９５が、本発明におけるキャリアに相当し、第１１実施形態における第１サンギヤＳ１、第１リングギヤＲ１Ｂ、第２サンギヤＳ２および第２リングギヤＲ２Ｂが、本発明における第１ギヤ、第２ギヤ、第３ギヤおよび第４ギヤにそれぞれ相当する。さらに、第１１実施形態における第１ピニオンギヤＰ１、ピニオンギヤＰ１Ｂ、第２ピニオンギヤＰ２およびピニオンギヤＰ２Ｂが、本発明における第１分割ギヤ、第２分割ギヤ、第３分割ギヤおよび第４分割ギヤにそれぞれ相当する。
また、第１１実施形態における第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２が、本発明における第１および第２外側回転要素にそれぞれ相当し、第１１実施形態における第１および第２リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂが、本発明における第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第１１実施形態におけるキャリア部材９５が、本発明における中央回転要素に相当する。その他の対応関係は、第１実施形態と同様である。
次に、図７０を参照しながら、本発明の第１２実施形態による動力装置について説明する。図７０に示す動力装置の配分装置ＤＳ１２は、第１１実施形態の差動装置ＧＳＢに代えて、差動装置ＧＳＣを用いたものである。図７０において、第１および第１１実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１および第１１実施形態と異なる点を中心に説明する。
図７０に示す差動装置ＧＳＣは、第１１実施形態の差動装置ＧＳＢと同様、ダブルプラネタリタイプの第１遊星歯車機構とダブルプラネタリタイプの第２遊星歯車機構を互いに組み合わせたものである。また、差動装置ＧＳＣは、第１１実施形態と比較して、次の点のみが異なっている。すなわち、ピニオンギヤＰ１Ｂが、第１サンギヤＳ１と第１ピニオンギヤＰ１の間ではなく、第１ピニオンギヤＰ１と第１リングギヤＲ１Ｂの間に設けられるとともに、両者Ｐ１、Ｒ１Ｂに噛み合っており、ピニオンギヤＰ２Ｂが、第２サンギヤＳ２と第２ピニオンギヤＰ２の間ではなく、第２ピニオンギヤＰ２と第２リングギヤＲ２Ｂの間に設けられるとともに、両者Ｐ２、Ｒ２Ｂに噛み合っている。
以上の構成の差動装置ＧＳＣでは、第１１実施形態と同様、第１サンギヤＳ１、第１リングギヤＲ１Ｂ、キャリア部材９５、第２リングギヤＲ２Ｂおよび第２サンギヤＳ２は、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にあり、回転数の関係を表す共線図において、第１サンギヤＳ１、第１リングギヤＲ１Ｂ、キャリア部材９５、第２リングギヤＲ２Ｂおよび第２サンギヤＳ２は、この順で並ぶ。また、第１サンギヤＳ１、第１リングギヤＲ１Ｂ、キャリア部材９５、第２リングギヤＲ２Ｂおよび第２サンギヤＳ２に対する、第１ロータ１１ｂ、右出力軸ＳＲＲ、変速機出力軸、左出力軸ＳＲＬおよび第２ロータ１２ｂの連結関係は、第１１実施形態と同様である。
以上から、第１２実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、第１１実施形態（図６９）と同じである。したがって、この第１２実施形態による動力装置は、第１１実施形態による動力装置と同様の作用・効果を得ることができる。
また、第１２実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第１２実施形態における第１リングギヤＲ１Ｂ、第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２Ｂおよび第２サンギヤＳ２が、本発明における第１ギヤ、第２ギヤ、第３ギヤおよび第４ギヤにそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第１１実施形態と同様である。
次に、図７１を参照しながら、本発明の第１３実施形態による動力装置について説明する。図７１に示す動力装置の配分装置ＤＳ１３は、第１実施形態の差動装置ＧＳに代えて差動装置ＧＳＤを用いたものである。図７１において、第１実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１３実施形態による動力装置について、第１実施形態と異なる点を中心に説明する。
図７１に示す差動装置ＧＳＤは、第１０および第１１実施形態と同様、ダブルプラネタリタイプの第１および第２遊星歯車機構を組み合わせたものである。差動装置ＧＳＤでは、第１サンギヤＳ１Ｄ、第１ピニオンギヤＰ１、ピニオンギヤＰ１Ｄ、第１リングギヤＲ１Ｄおよびキャリア部材１０１によって、上記の第１遊星歯車機構が構成され、第２サンギヤＳ２Ｄ、ピニオンギヤＰ２Ｄ、第２ピニオンギヤＰ２、第２リングギヤＲ２Ｄおよびキャリア部材１０１によって、上記の第２遊星歯車機構が構成されている。左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲおよび差動装置ＧＳＤは、互いに同軸状に配置されている。
キャリア部材１０１は、ドーナツ板状の第１基部１０１ａおよび第２基部１０１ｂと、両基部１０１ａおよび１０１ｂに一体に設けられた４つの第１支軸１０１ｃ、第２支軸１０１ｄ、第３支軸１０１ｅおよび第４支軸１０１ｆ（いずれも２つのみ図示）で構成されている。また、キャリア部材１０１は、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されており、その内側には、第１回転軸１４が、相対的に回転自在に配置されている。第１および第２基部１０１ａ、１０１ｂは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されている。第２基部１０１ｂは、第１基部１０１ａと比較して、径方向の内側で、かつ右後輪ＷＲＲ側に配置されており、第３回転軸１６の一端部に一体に取り付けられている。第３回転軸１６の他端部には、第１ロータ１１ｂが一体に設けられている。
第１支軸１０１ｃは、第２基部１０１ｂの径方向の内端部に取り付けられており、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの軸線方向に、左後輪ＷＲＬ側に延びている。第２支軸１０１ｄおよび第３支軸１０１ｅは、第１および第２基部１０１ａ、１０１ｂの間に設けられており、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの軸線方向に延びている。第２および第３支軸１０１ｄ、１０１ｅは、第１基部１０１ａの周方向に、交互に且つ互いに等間隔に配置されている。第４支軸１０１ｆは、第１基部１０１ａの径方向の外端部に取り付けられており、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの軸線方向に、右後輪ＷＲＲ側すなわち第１支軸１０１ｃとは反対側に延びている。
また、前記第１サンギヤＳ１Ｄ、第１ピニオンギヤＰ１、ピニオンギヤＰ１Ｄおよび第１リングギヤＲ１Ｄは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第１サンギヤＳ１Ｄは、右出力軸ＳＲＲに一体に設けられており、右出力軸ＳＲＲと一体に回転自在である。また、第１ピニオンギヤＰ１の数は、キャリア部材１０１の第２支軸１０１ｄと同じ値４（２つのみ図示）であり、各第１ピニオンギヤＰ１は、第２支軸１０１ｄに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、第１サンギヤＳ１Ｄに噛み合っている。
さらに、ピニオンギヤＰ１Ｄの数は、第４支軸１０１ｆと同じ値４である（２つのみ図示）。各ピニオンギヤＰ１Ｄは、第４支軸１０１ｆに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、第１ピニオンギヤＰ１および第１リングギヤＲ１Ｄの双方に噛み合っている。第１リングギヤＲ１Ｄは、第２回転軸１５やフランジを介して、左出力軸ＳＲＬに連結されており、左出力軸ＳＲＬと一体に回転自在である。なお、第１ピニオンギヤＰ１、ピニオンギヤＰ１Ｄ、第２支軸１０１ｄおよび第４支軸１０１ｆの数は値４に限らず、任意である。
また、前記第２サンギヤＳ２Ｄ、ピニオンギヤＰ２Ｄ、第２ピニオンギヤＰ２および第２リングギヤＲ２Ｄは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第２サンギヤＳ２Ｄの歯数は、第１サンギヤＳ１Ｄの歯数よりも小さな値に設定されており、第１回転軸１４を介して第２ロータ１２ｂに連結されている。また、ピニオンギヤＰ２Ｄの数は、第１支軸１０１ｃと同じ値４である（２つのみ図示）。各ピニオンギヤＰ２Ｄは、第１支軸１０１ｃに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、第２サンギヤＳ２Ｄに噛み合っている。
さらに、第２ピニオンギヤＰ２の数は、第３支軸１０１ｅと同じ値４である（２つのみ図示）。各第２ピニオンギヤＰ２は、第３支軸１０１ｅに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、ピニオンギヤＰ２Ｄおよび第２リングギヤＲ２Ｄの双方に噛み合っている。また、図７２に示すように、第２ピニオンギヤＰ２は、第２サンギヤＳ２Ｄの周方向において、第１ピニオンギヤＰ１と部分的に重なるように配置されており、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合っている。なお、第２ピニオンギヤＰ２、ピニオンギヤＰ２Ｄ、第１支軸１０１ｃおよび第３支軸１０１ｅの数は値４に限らず、任意である。図７２では、便宜上、第１および第２サンギヤＳ１Ｄ、Ｓ２Ｄならびに第１および第２リングギヤＲ１Ｄ、Ｒ２Ｄを省略している。
第２リングギヤＲ２Ｄは、第１リングギヤＲ１Ｄよりも小さな歯数を有している。また、第２リングギヤＲ２Ｄの外周部には、ギヤＧＤが形成されており、このギヤＧＤは、前述した第１変速機４の変速機出力軸に一体に設けられたギヤ４ａに噛み合っている。
以上の構成の差動装置ＧＳＤでは、キャリア部材１０１、第１リングギヤＲ１Ｄ、第２リングギヤＲ２Ｄ、第１サンギヤＳ１Ｄおよび第２サンギヤＳ２Ｄは、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリア部材１０１を固定した状態で、第２サンギヤＳ２Ｄを正転させたときには、第１リングギヤＲ１Ｄ、第２リングギヤＲ２Ｄおよび第１サンギヤＳ１Ｄはいずれも正転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第１リングギヤＲ１Ｄの回転数＜第２リングギヤＲ２Ｄの回転数＜第１サンギヤＳ１Ｄの回転数＜第２サンギヤＳ２Ｄの回転数という関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、キャリア部材１０１、第１リングギヤＲ１Ｄ、第２リングギヤＲ２Ｄ、第１サンギヤＳ１Ｄおよび第２サンギヤＳ２Ｄは、この順で並ぶ。
また、キャリア部材１０１および第１ロータ１１ｂは、第３回転軸１６を介して互いに連結されているので、キャリア部材１０１の回転数および第１ロータ１１ｂの回転数は、互いに等しい。さらに、第１リングギヤＲ１Ｄは、第２回転軸１５を介して左出力軸ＳＲＬに連結されているので、第１リングギヤＲ１Ｄの回転数および左出力軸ＳＲＬの回転数は、互いに等しい。また、第２リングギヤＲ２Ｄは、ギヤＧＤおよびギヤ４ａを介して、第１変速機４の変速機出力軸に連結されているので、これらのギヤＧＤ、４ａによる変速を無視すれば、第２リングギヤＲ２Ｄの回転数および変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。さらに、第１サンギヤＳ１Ｄは、右出力軸ＳＲＲに直結されているので、第１サンギヤＳ１Ｄの回転数および右出力軸ＳＲＲの回転数は、互いに等しい。また、第２サンギヤＳ２Ｄおよび第２ロータ１２ｂは、第３回転軸１６を介して互いに連結されているので、第２サンギヤＳ２Ｄの回転数および第２ロータ１２ｂの回転数は、互いに等しい。
以上から、第１３実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図７３に示す共線図のように表される。図７３から明らかなように、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲは、互いに差回転が可能である。また、図７３に示す各種のパラメータは、第１実施形態で説明したとおりである。この図７３と、第１実施形態の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図５との比較から明らかなように、この第１３実施形態による動力装置は、第１実施形態による動力装置とほぼ同様の作用・効果を得ることができる。
また、図７３におけるαＤおよびβＤはそれぞれ、第１レバー比および第２レバー比であり、次式（９）および（１０）で表される。
αＤ＝ＺＳ１Ｄ／（ＺＲ１Ｄ−ＺＳ１Ｄ） ……（９）
βＤ＝｛ＺＲ１Ｄ（ＺＳ１Ｄ−ＺＳ２Ｄ）｝
／｛ＺＳ２Ｄ（ＺＲ１Ｄ−ＺＳ１Ｄ）｝ ……（１０）
ここで、ＺＳ１Ｄは第１サンギヤＳ１Ｄの歯数であり、ＺＲ１Ｄは第１リングギヤＲ１Ｄの歯数、ＺＳ２Ｄは第２サンギヤＳ２Ｄの歯数である。
また、第１３実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第１３実施形態におけるキャリア部材１０１が、本発明におけるキャリアに相当し、第１３実施形態における第１リングギヤＲ１Ｄ、第１サンギヤＳ１Ｄ、第２サンギヤＳ２Ｄおよび第２リングギヤＲ２Ｄが、本発明における第１ギヤ、第２ギヤ、第３ギヤおよび第４ギヤにそれぞれ相当する。また、第１３実施形態における第１ピニオンギヤＰ１、ピニオンギヤＰ１Ｄ、第２ピニオンギヤＰ２およびピニオンギヤＰ２Ｄが、本発明における第１分割ギヤ、第２分割ギヤ、第３分割ギヤおよび第４分割ギヤにそれぞれ相当する。
さらに、第１３実施形態におけるキャリア部材１０１および第２サンギヤＳ２Ｄが、本発明における第１および第２外側回転要素にそれぞれ相当し、第１３実施形態における第１リングギヤＲ１Ｄおよび第１サンギヤＳ１Ｄが、本発明における第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第１３実施形態における第２リングギヤＲ２Ｄが、本発明における中央回転要素に相当する。その他の対応関係は、第１実施形態と同様である。
なお、第１３実施形態では、ピニオンギヤＰ１Ｄを第１ピニオンギヤＰ１と第１リングギヤＲ１Ｄの間に、ピニオンギヤＰ２Ｄを第２サンギヤＳ２Ｄと第２ピニオンギヤＰ２の間に、それぞれ設けているが、ピニオンギヤＰ１Ｄを第１サンギヤＳ１Ｄと第１ピニオンギヤＰ１の間に、ピニオンギヤＰ２Ｄを第２ピニオンギヤＰ２と第２リングギヤＲ２Ｄの間に、それぞれ設けてもよい。すなわち、ピニオンギヤＰ１Ｄを、第１サンギヤＳ１Ｄと第１ピニオンギヤＰ１の双方に噛み合わせるとともに、ピニオンギヤＰ２Ｄを、第２ピニオンギヤＰ２と第２リングギヤＲ２Ｄの双方に噛み合わせてもよい。
また、図７４〜図８７は、本発明の第１４〜第２０実施形態による動力装置を示している。これらの動力装置は、第１実施形態や第９実施形態の動力装置と比較して、配分装置ＤＳ１４〜ＤＳ１８がエンジンに連結されていないことが共通して異なっている。このエンジンは、第１変速機を介して車両の左右の前輪に連結されており、その動力が左右の前輪に伝達される。以下、これらの第１４〜第２０実施形態による動力装置について、第１実施形態などと異なる点を中心に、順に説明する。
図７４に示す第１４実施形態による配分装置ＤＳ１４は、第１実施形態（図２）と比較して、差動装置ＧＳＦのキャリア部材１３がエンジンに連結されていない点のみが異なっている。図７４において、第１実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。図７４と、第１実施形態による配分装置ＤＳ１を示す図２との比較から明らかなように、この第１４実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図７５のように示される。
また、この図７５と、第１実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図５との比較から明らかなように、第１４実施形態は、第１実施形態と比較して、変速後エンジントルクＴＥ、反力トルクＲＬＥおよび反力トルクＲＲＥが作用しないことのみが異なってる。したがって、第１実施形態と同様、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２ならびに第１および第２モータ制動トルクＴＧ１、ＴＧ２を制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。その他、第１実施形態による効果、すなわち、差動装置ＧＳを小型化できることや、差動装置ＧＳの第１および第２レバー比α、βを互いに同じ値に容易に設定することができることなどの効果を同様に得ることができる。
次に、第１５実施形態による動力装置について説明する。この第１５実施形態では、第１実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素（第１サンギヤＳ１、第２リングギヤＲ２、キャリア部材１３、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２（図５参照））のうち、キャリア部材１３以外の４つの回転要素のうちの１つを省略することによって、回転数が共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置が構成される。また、これらの４つの回転要素のうち、回転数の関係を表す共線図において両外側に位置する２つの回転要素に、第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂが、内側に位置する２つの回転要素に、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲ（または左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ、ＳＦＬ、ＳＦＲ）が、それぞれ連結される。
図７６は、第１５実施形態による配分装置ＤＳ１５の一例を示しており、この配分装置ＤＳ１５は、上記のキャリア部材１３以外の４つの回転要素のうちの第２リングギヤＲ２を省略した差動装置ＧＳＧを有している。図７６において、第１および第９実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。
図７６に示すように、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２が、第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂにそれぞれ機械的に連結され、キャリア部材９１および第１リングギヤＲ１が、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲにそれぞれ機械的に連結されている。また、差動装置ＧＳＧは、エンジンに連結されていない。さらに、図７６と、第９実施形態による配分装置ＤＳ９を示す図６１との比較から明らかなように、第１５実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図７７に示す共線図のように表される。
さらに、この図７７と、第９実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図６４との比較から明らかなように、第９実施形態と同様、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２ならびに第１および第２モータ制動トルクＴＧ１、ＴＧ２を制御することによって、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルクを制御することができる。なお、図７７における各種のパラメータは、第９実施形態で説明したとおりである。
以上のように、第１５実施形態によれば、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２を互いに噛み合わせるとともに、第１サンギヤＳ１および第１リングギヤＲ１を第１ピニオンギヤＰ１と、第２サンギヤＳ２を第２ピニオンギヤＰ２と、それぞれ噛み合わせるだけで、回転数が互いに共線関係にある４つの回転要素を簡易に構成することができる。したがって、動力装置全体の部品点数を削減でき、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図ることができる。また、第９実施形態と同様、第１および第２レバー比αＡ、βＡに関する効果を同様に得ることができる。さらに、第１リングギヤＲ１が後出力軸ＳＲに連結されているので、第１リングギヤＲ１の歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置のさらなる小型化を図ることができる。同じ理由により、第１ピニオン軸受け（第１ピニオンギヤＰ１を支持する軸受け）の小型化を図ることができ、このことによっても、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
なお、図７６に示す例では、第２リングギヤＲ２を省略しているが、これに代えて、第１サンギヤＳ１、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２のうちの１つを省略することによって、回転数が共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第１５実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第１５実施形態における第１サンギヤＳ１、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２が、本発明における第１ギヤ、第２ギヤおよび第３ギヤにそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第９実施形態と同様である。
次に、第１６実施形態による動力装置について説明する。この第１６実施形態では、第９実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素（第１サンギヤＳ１、キャリア部材９１、第２リングギヤＲ２Ａ、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２（図６４参照））のうち、第１リングギヤＲ１、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２のうちの１つを省略することによって、回転数が共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置が構成される。
図７８は、第１６実施形態による配分装置ＤＳ１６の一例を示しており、この配分装置ＤＳ１６は、上記の第１リングギヤＲ１、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２のうちの第１サンギヤＳ１を省略した差動装置ＧＳＨを有している。図７８において、第９実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。
図７８に示す配分装置ＤＳ１６は、第９実施形態（図６１）と比較して、第１サンギヤＳ１が省略されていることに加え、次の点ａ）〜ｃ）が異なっている。
ａ）差動装置ＧＳＨがエンジンに連結されていない点。
ｂ）キャリア部材９１が、前出力軸ＳＦに代えて、第１ロータ１１ｂに連結されている点。
ｃ）第２リングギヤＲ２Ａが、エンジン（変速機出力軸）に代えて、第４回転軸１７およびフランジを介して前出力軸ＳＦに連結されている点。
以上の構成により、第１６実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図７９に示す共線図のように表される。この図７９と、第９実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図６４との比較から明らかなように、第９実施形態と同様、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２ならびに第１および第２モータ制動トルクＴＧ１、ＴＧ２を制御することによって、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲに分配されるトルクを制御することができる。
また、図７９におけるαＦおよびβＦはそれぞれ、第１レバー比および第２レバー比であり、次式（１１）および（１２）で表される。
αＦ＝ＺＲ１／（ＺＲ２Ａ−ＺＲ１） ……（１１）
βＦ＝｛ＺＲ２Ａ（ＺＲ１−ＺＳ２）｝
／｛ＺＳ２（ＺＲ２Ａ−ＺＲ１）｝ ……（１２）
第９実施形態で述べたように、ＺＲ１は、第１リングギヤＲ１の歯数であり、ＺＲ２Ａは、第２リングギヤＲ２Ａの歯数、ＺＳ２は、第２サンギヤＳ２の歯数である。
また、近年、例えば特開２０１１−２３７０１９号公報などに開示されるように、２つのピニオンギヤを一体に構成した２連ピニオンギヤを用いた差動装置が知られている。この２連ピニオンギヤは、その加工に際し、各ピニオンギヤ同士の位相を一致させなければならず、その設定が非常に煩雑である。このような不具合は、２連ピニオンギヤの各ギヤの径が互いに異なる場合には、より顕著になる。また、２連ピニオンギヤに加えてさらに別のピニオンギヤを用いて差動装置を構成した場合には、このピニオンギヤを、２連ピニオンギヤとは別個に製造しなければならず、これらのピニオンギヤおよび２連ピニオンギヤとして、互いに異なる２種のギヤが必要になってしまう。
これに対して、上述した第１６実施形態によれば、ピニオンギヤＰＡ、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２を、互いに同じ諸元（歯数、径など）のギヤで構成可能であるので、これらのピニオンギヤＰＡ、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２として、互いに同じ１種のギヤを用意すればよく、したがって、装置を簡易に構成することができる。その他、第１５実施形態による効果を同様に得ることができる。
なお、図７８に示す例では、第１サンギヤＳ１を省略しているが、これに代えて、第１リングギヤＲ１および第２サンギヤＳ２一方を省略することによって、回転数が共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第１６実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第１６実施形態におけるキャリア部材９１が、本発明におけるキャリアに相当し、第１６実施形態における第２リングギヤＲ２Ａ、第２サンギヤＳ２および第１リングギヤＲ１が、本発明における第１ギヤ、第２ギヤおよび第３ギヤにそれぞれ相当するとともに、第１６実施形態における第２ピニオンギヤＰ２およびピニオンギヤＰＡが、本発明における第１分割ギヤおよび第２分割ギヤにそれぞれ相当する。さらに、第１６実施形態におけるキャリア部材９１および第２サンギヤＳ２が、本発明における第１および第２外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第１６実施形態における第２リングギヤＲ２Ａおよび第１リングギヤＲ１が、本発明における第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第９実施形態と同様である。
次に、第１７実施形態による動力装置について説明する。この第１７実施形態では、第１０実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素（第１リングギヤＲ１Ｘ、キャリア部材９１、第２リングギヤＲ２Ｘ、第１サンギヤＳ１Ｘおよび第２サンギヤＳ２Ｘ（図６６参照））のうち、キャリア部材９１および第２サンギヤＳ２Ｘ以外の３つの回転要素、すなわち、第１サンギヤＳ１Ｘ、第１および第２リングギヤＲ１Ｘ、Ｒ２Ｘのうちの１つを省略することによって、回転数が互いに共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置が構成される。
図８０は、第１７実施形態による配分装置ＤＳ１７の一例を示しており、この配分装置ＤＳ１７は、上記の３つの回転要素のうちの第１サンギヤＳ１Ｘを省略した差動装置ＧＳＩを有している。図８０において、第１および第１０実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１および第１０実施形態と異なる点を中心に説明する。なお、図８０では、第１０実施形態と異なり、第１リングギヤＲ１Ｘなどから成る第１遊星歯車装置と、第２サンギヤＳ２Ｘなどから成る第２遊星歯車装置が、左右反対に配置されている。すなわち、第１遊星歯車装置は右後輪ＷＲＲ側に、第２遊星歯車装置は左後輪ＷＲＬ側に、それぞれ配置されている。
図８０に示す配分装置ＤＳ１７は、第１０実施形態（図６５）と比較して、第１サンギヤＳ１Ｘが省略されていることに加え、次の点ａ）〜ｅ）が異なっている。
ａ）差動装置ＧＳＩがエンジンに連結されていない点。
ｂ）第２サンギヤＳ２Ｘが、第２ロータ１２ｂに代えて、第１ロータ１１ｂに連結されている点。
ｃ）第２リングギヤＲ２Ｘが、エンジン（変速機出力軸）に代えて、左出力軸ＳＲＬに連結されている点。
ｄ）キャリア部材９１が、左出力軸ＳＲＬに代えて、右出力軸ＳＲＲに連結されている点。
ｅ）第１リングギヤＲ１Ｘが、第１ロータ１１ｂに代えて、第２ロータ１２ｂに連結されている点。
以上の構成により、第１７実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図８１に示す共線図のように表される。この図８１と、第１０実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図６６との比較から明らかなように、第１０実施形態と同様、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２ならびに第１および第２モータ制動トルクＴＧ１、ＴＧ２を制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。
また、図８１におけるαＩおよびβＩはそれぞれ、第１レバー比および第２レバー比であり、次式（１３）および（１４）で表される。
αＩ＝（ＺＲ２Ｘ／ＺＳ２Ｘ）−１ ……（１３）
βＩ＝ＺＲ２Ｘ／ＺＲ１Ｘ ……（１４）
ここで、ＺＲ２Ｘは第２リングギヤＲ２Ｘの歯数であり、ＺＳ２Ｘは第２サンギヤＳ２Ｘの歯数、ＺＲ１Ｘは第１リングギヤＲ１Ｘの歯数である。
これらの第２リングギヤＲ２Ｘの歯数ＺＲ２Ｘ、第２サンギヤＳ２Ｘの歯数ＺＳ２Ｘおよび第１リングギヤＲ１Ｘの歯数ＺＲ１Ｘは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの差回転が可能な範囲内で第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂの一方が逆転しないことを条件として、第１および第２レバー比αＩ、βＩが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第２リングギヤＲ２Ｘの歯数ＺＲ２Ｘ、第２サンギヤＳ２Ｘの歯数ＺＳ２Ｘおよび第１リングギヤＲ１Ｘの歯数ＺＲ１Ｘは、第１および第２レバー比αＩ、βＩが互いに同じ値になるように、すなわち、上記式（１３）および（１４）から、（ＺＲ２Ｘ／ＺＳ２Ｘ）−１＝ＺＲ２Ｘ／ＺＲ１Ｘが成立するように、設定されている。
また、前述した３つの回転要素のうちの第１および第２リングギヤＲ１Ｘ、Ｒ２Ｘではなく、第１サンギヤＳ１Ｘを省略しているので、上述したように第２リングギヤＲ２Ｘおよびキャリア部材９１を左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲにそれぞれ連結することができる。以上により、第１７実施形態によれば、第１５実施形態による効果を同様に得ることができる。
なお、図８０に示す例では、第１サンギヤＳ１Ｘを省略しているが、これに代えて、第１および第２リングギヤＲ１Ｘ、Ｒ２Ｘの一方を省略することによって、回転数が共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第１７実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第１７実施形態におけるキャリア部材９１が、本発明におけるキャリアに相当し、第１７実施形態における第２サンギヤＳ２Ｘ、第２リングギヤＲ２Ｘおよび第１リングギヤＲ１Ｘが、本発明における第１ギヤ、第２ギヤおよび第３ギヤにそれぞれ相当するとともに、第１７実施形態における第２ピニオンギヤＰ２およびピニオンギヤＰＡが、本発明における第１分割ギヤおよび第２分割ギヤにそれぞれ相当する。また、第１７実施形態における第２サンギヤＳ２Ｘおよび第１リングギヤＲ１Ｘが、本発明における第１および第２外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第１７実施形態における第２リングギヤＲ２Ｘおよびキャリア部材９１が、本発明における第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第１実施形態と同様である。
次に、第１８実施形態による動力装置について説明する。この第１８実施形態では、第１１実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素（第２サンギヤＳ２、第２リングギヤＲ２Ｂ、キャリア部材９５、第１リングギヤＲ１Ｂおよび第１サンギヤＳ１（図６９参照））のうち、キャリア部材９５、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２以外の２つの回転要素の一方を省略することによって、回転数が共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置が構成される。また、これらの４つの回転要素のうち、回転数の関係を表す共線図において両外側に位置する２つの回転要素に、第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂが、内側に位置する２つの回転要素に、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ（または左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲ、前記の出力軸ＳＦ、ＳＲ）が、それぞれ連結される。
図８２は、第１８実施形態による配分装置ＤＳ１８の一例を示しており、この配分装置ＤＳ１８は、上記の２つの回転要素、すなわち第１および第２リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂのうちの第１リングギヤＲ１Ｂを省略した差動装置ＧＳＪを有している。図８２において、第１および第１１実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。
図８２に示す配分装置ＤＳ１８は、第１１実施形態と比較して、第１リングギヤＲ１Ｂが省略されていることに加え、次の点ａ）およびｂ）が異なっている。
ａ）差動装置ＧＳＪがエンジンに連結されていない点。
ｂ）キャリア部材９５が、エンジン（変速機出力軸）に代えて、右出力軸ＳＲＲに連結されている点。
以上の構成により、第１８実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図８３に示す共線図のように表される。この図８３と、第１１実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図６９との比較から明らかなように、第１１実施形態と同様、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２ならびに第１および第２モータ制動トルクＴＧ１、ＴＧ２を制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。
また、図８３におけるαＪおよびβＪはそれぞれ、第１レバー比および第２レバー比であり、第２リングギヤＲ２Ｂの歯数ＺＲ２Ｂ、第２サンギヤＳ２の歯数ＺＳ２、および第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１を用いて、次式（１５）および（１６）で表される。
αＪ＝（ＺＲ２Ｂ／ＺＳ２）−１ ……（１５）
βＪ＝ＺＲ２Ｂ／ＺＳ１ ……（１６）
これらの第２リングギヤＲ２Ｂの歯数ＺＲ２Ｂ、第２サンギヤＳ２の歯数ＺＳ２および第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの差回転が可能な範囲内で第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂの一方が逆転しないことを条件として、第１および第２レバー比αＪ、βＪが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第２リングギヤＲ２Ｂの歯数ＺＲ２Ｂ、第２サンギヤＳ２の歯数ＺＳ２および第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１は、第１および第２レバー比αＪ、βＪが互いに同じ値になるように、すなわち、上記式（１５）および（１６）から、（ＺＲ２Ｂ／ＺＳ２）−１＝ＺＲ２Ｂ／ＺＳ１が成立するように、設定されている。以上により、第１８実施形態によれば、第１５実施形態による効果を同様に得ることができる。
なお、図８２に示す例では、第１リングギヤＲ１Ｂを省略しているが、これに代えて、第２リングギヤＲ２Ｂを省略することによって、回転数が共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第１８実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第１８実施形態におけるキャリア部材９５が、本発明におけるキャリアに相当し、第１８実施形態における第２サンギヤＳ２、第２リングギヤＲ２Ｂおよび第１サンギヤＳ１が、本発明における第１ギヤ、第２ギヤおよび第３ギヤにそれぞれ相当するとともに、第１８実施形態における第２ピニオンギヤＰ２、ピニオンギヤＰ２Ｂ、第１ピニオンギヤＰ１およびピニオンギヤＰ１Ｂが、本発明における第１分割ギヤ、第２分割ギヤ、第３分割ギヤおよび第４分割ギヤにそれぞれ相当する。
さらに、第１８実施形態におけるキャリア部材９５および第２リングギヤＲ２Ｂが、本発明における第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第１１実施形態と同様である。
次に、第１９実施形態による動力装置について説明する。この第１９実施形態では、第１２実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素（第１サンギヤＳ１、第１リングギヤＲ１Ｂ、キャリア部材９５、第２リングギヤＲ２Ｂおよび第２サンギヤＳ２）のうち、キャリア部材９５、第１および第２リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂ以外の２つの回転要素、すなわち、第１および第２サンギヤＳ１、Ｓ２の一方を省略することによって、回転数が共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置が構成される。
図８４は、第１９実施形態による配分装置ＤＳ１９の一例を示しており、この配分装置ＤＳ１９は、上記の２つの回転要素のうちの第２サンギヤＳ２を省略した差動装置ＧＳＫを有している。図８４において、第１および第１２実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１および第１２実施形態と異なる点を中心に説明する。
図８４に示す配分装置ＤＳ１９は、第１２実施形態（図７０）と比較して、第２サンギヤＳ２が省略されていることに加え、次の点ａ）〜ｄ）が異なっている。
ａ）差動装置ＧＳＫがエンジンに連結されていない点。
ｂ）第１リングギヤＲ１Ｂが、右出力軸ＳＲＲに代えて、左出力軸ＳＲＬに連結されている点。
ｃ）キャリア部材９５が、エンジン（変速機出力軸）に代えて、右出力軸ＳＲＲに連結されている点。
ｄ）第２リングギヤＲ２Ｂが、左出力軸ＳＲＬに代えて、第２ロータ１２ｂに連結されている点。
以上の構成により、第１９実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図８５に示す共線図のように表される。この図８５と、第１２実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図６９との比較から明らかなように、第１２実施形態と同様、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２ならびに第１および第２モータ制動トルクＴＧ１、ＴＧ２を制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。
また、図８５におけるαＫおよびβＫはそれぞれ、第１レバー比および第２レバー比であり、第１リングギヤＲ１Ｂの歯数ＺＲ１Ｂ、第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１および第２リングギヤＲ２Ｂの歯数ＺＲ２Ｂを用いて、次式（１７）および（１８）で表される。
αＫ＝（ＺＲ１Ｂ／ＺＳ１）−１ ……（１７）
βＫ＝ＺＲ１Ｂ／ＺＲ２Ｂ ……（１８）
これらの第１リングギヤＲ１Ｂの歯数ＺＲ１Ｂ、第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１および第２リングギヤＲ２Ｂの歯数ＺＲ２Ｂは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの差回転が可能な範囲内で第１および第２ロータ１１ｂ、１２ｂの一方が逆転しないことを条件として、第１および第２レバー比αＫ、βＫが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第１リングギヤＲ１Ｂの歯数ＺＲ１Ｂ、第１サンギヤＳ１の歯数ＺＳ１および第２リングギヤＲ２Ｂの歯数ＺＲ２Ｂは、第１および第２レバー比αＫ、βＫが互いに同じ値になるように、すなわち、上記式（１７）および（１８）から、（ＺＲ１Ｂ／ＺＳ１）−１＝ＺＲ１Ｂ／ＺＲ２Ｂが成立するように、設定されている。以上により、第１９実施形態によれば、第１５実施形態による効果を同様に得ることができる。
なお、図８４に示す例では、第２サンギヤＳ２を省略しているが、これに代えて、第１サンギヤＳ１を省略することによって、回転数が共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第１９実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第１９実施形態におけるキャリア部材９５が、本発明にけるキャリアに相当し、第１９実施形態における第１リングギヤＲ１Ｂ、第１サンギヤＳ１および第２リングギヤＲ２Ｂが、本発明にける第１ギヤ、第２ギヤおよび第３ギヤにそれぞれ相当する。また、第１９実施形態における第１ピニオンギヤＰ１、ピニオンギヤＰ１Ｂ、第２ピニオンギヤＰ２およびピニオンギヤＰ２Ｂが、本発明における第１分割ギヤ、第２分割ギヤ、第３分割ギヤおよび第４分割ギヤにそれぞれ相当する。
さらに、第１９実施形態における第１サンギヤＳ１および第２リングギヤＲ２Ｂが、本発明における第１および第２外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第１９実施形態における第１リングギヤＲ１Ｂおよびキャリア部材９５が、本発明における第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第１実施形態と同様である。
次に、第２０実施形態による動力装置について説明する。この第２０実施形態では、第１３実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素（キャリア部材１０１、第１リングギヤＲ１Ｄ、第２リングギヤＲ２Ｄ、第１サンギヤＳ１Ｄおよび第２サンギヤＳ２Ｄ）のうち、キャリア部材１０１、第１リングギヤＲ１Ｄおよび第２サンギヤＳ２Ｄ以外の回転要素、すなわち、第１サンギヤＳ１Ｄおよび第２リングギヤＲ２Ｄの一方を省略することによって、回転数が互いに共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置が構成される。
図８６は、第２０実施形態による配分装置ＤＳ２０の一例を示しており、この配分装置ＤＳ２０は、上記の２つの回転要素のうちの第１サンギヤＳ１Ｄを省略した差動装置ＧＳＬを有している。図８６において、第１および第１３実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第１および第１３実施形態と異なる点を中心に説明する。
図８６に示す配分装置ＤＳ２０は、第１３実施形態（図７１）と比較して、第１サンギヤＳ１Ｄが省略されていることに加え、次の点ａ）〜ｅ）が異なっている。
ａ）差動装置ＧＳＬがエンジンに連結されていない点。
ｂ）第２サンギヤＳ２Ｄが、第２ロータ１２ｂに代えて、第１ロータ１１ｂに連結されている点。
ｃ）第２リングギヤＲ２Ｄが、エンジン（変速機出力軸）に代えて、左出力軸ＳＲＬに連結されている点。
ｄ）第１リングギヤＲ１Ｄが、左出力軸ＳＲＬに代えて、右出力軸ＳＲＲに連結されている点。
ｅ）キャリア部材１０１が、第１ロータ１１ｂに代えて、第２ロータ１２ｂに連結されている点。
以上の構成により、第２０実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図８７に示す共線図のように表される。この図８７と、第１３実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図７３との比較から明らかなように、第１３実施形態と同様、第１および第２モータ出力トルクＴＭ１、ＴＭ２ならびに第１および第２モータ制動トルクＴＧ１、ＴＧ２を制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに分配されるトルクを制御することができる。
また、図８７におけるαＬおよびβＬはそれぞれ、第１レバー比および第２レバー比であり、次式（１９）および（２０）で表される。
αＬ＝｛ＺＲ１Ｄ（ＺＲ２Ｄ−ＺＳ２Ｄ）｝
／｛ＺＳ２Ｄ（ＺＲ１Ｄ−ＺＲ２Ｄ）｝ ……（１９）
βＬ＝ＺＲ２Ｄ／（ＺＲ１Ｄ−ＺＲ２Ｄ） ……（２０）
ここで、第１３実施形態で述べたように、ＺＲ１Ｄは第１リングギヤＲ１Ｄの歯数であり、ＺＲ２Ｄは第２リングギヤＲ２Ｄの歯数、ＺＳ２Ｄは第２サンギヤＳ２Ｄの歯数である。以上により、第２０実施形態によれば、第１５実施形態による効果を同様に得ることができる。
なお、図８６に示す例では、第１サンギヤＳ１Ｄを省略しているが、これに代えて、第２リングギヤＲ２Ｄを省略することによって、回転数が共線関係にある４つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第２０実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第２０実施形態におけるキャリア部材１０１が、本発明におけるキャリアに相当するととも、第２０実施形態における第２サンギヤＳ２Ｄ、第２リングギヤＲ２Ｄおよび第１リングギヤＲ１Ｄが、本発明における第１ギヤ、第２ギヤおよび第３ギヤにそれぞれ相当する。また、第２０実施形態における第２ピニオンギヤＰ２、ピニオンギヤＰ２Ｄ、第１ピニオンギヤＰ１およびピニオンギヤＰ１Ｄが、本発明における第１分割ギヤ、第２分割ギヤ、第３分割ギヤおよび第４分割ギヤにそれぞれ相当する。
さらに、第２０実施形態における第２サンギヤＳ２Ｄおよびキャリア部材１０１が、本発明における第１および第２外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第２および第１リングギヤＲ２Ｄ、Ｒ１Ｄが、本発明における第１および第２準外側回転要素にそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第１実施形態と同様である。
なお、第１３実施形態で述べたように、ピニオンギヤＰ１Ｄを第１サンギヤＳ１Ｄと第１ピニオンギヤＰ１の間に、ピニオンギヤＰ２Ｄを第２ピニオンギヤＰ２と第２リングギヤＲ２Ｄの間に、それぞれ設ける場合には、５つの回転要素（キャリア部材１０１、第１リングギヤＲ１Ｄ、第２リングギヤＲ２Ｄ、第１サンギヤＳ１Ｄおよび第２サンギヤＳ２Ｄ）のうち、キャリア部材１０１、第１サンギヤＳ１Ｄおよび第２リングギヤＲ２Ｄ以外の回転要素、すなわち、第１リングギヤＲ１Ｄおよび第２サンギヤＳ２Ｄの一方が省略される。
なお、第１〜第１３実施形態では、差動装置ＧＳ、ＧＳＡ、ＧＳＸ、ＧＳＢ〜ＧＳＤ、ＧＳＦ、に、エンジン３を連結しているが、エンジン３を連結しなくてもよいことはもちろんである。また、第９〜１３実施形態に示す差動装置ＧＳＡ、ＧＳＸ、ＧＳＢ〜ＧＳＤ、ＧＳＦを、第２〜第８実施形態による動力装置に適用してもよいことは、もちろんである。さらに、第１４〜第２０実施形態による動力装置では、第１および第２回転電機１１、１２を用いているが、両者１１、１２に代えて、第２実施形態で述べた回転電機４１、第１および第２クラッチ４２、４３を用いてもよい。
なお、本発明は、説明した第１〜第２０実施形態（以下、総称して「実施形態」という）に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態では、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲ、および左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲから成る３組の出力軸のうちの１組の出力軸を駆動するように、本発明による動力装置を構成しているが、これらの３組の出力軸のうち、各実施形態で対象とした組以外の１組の出力軸を駆動するように構成してもよい。すなわち、第１実施形態を例にして述べると、第１実施形態では、本発明による動力装置を、後側の左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを駆動するように構成しているが、第６実施形態と同様に前後の出力軸ＳＦ、ＳＲを駆動するように構成してもよく、あるいは、第７実施形態と同様に前側の左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲを駆動するように構成してもよい。また、この場合、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ、前後の出力軸ＳＦ、ＳＲ、および左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲの各ギヤに対する連結関係を逆にしてもよい。すなわち、第１〜第５実施形態を例にして述べると、第１〜第５実施形態では、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２を、左出力軸ＳＲＬおよび右出力軸ＳＲＲにそれぞれ連結しているが、これとは逆に、右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬにそれぞれ連結してもよい。


また、実施形態では、本発明における第１および第２エネルギ入出力装置は、第１および第２回転電機１１、１２であるが、回転エネルギを入出力可能な他の装置、例えば、油圧モータなどでもよい。さらに、実施形態では、第１および第２回転電機１１、１２として、ＡＣモータを用いているが、回転エネルギと電気エネルギの間でエネルギを変換可能な他の装置、例えばＤＣモータを用いてもよい。
また、実施形態では、バッテリ２３が第１および第２回転電機１１、１２に共用されているが、バッテリを別個に設けてもよい。さらに、実施形態では、第１および第２回転電機１１、１２で回生した電力を、バッテリ２３に充電しているが、キャパシタに充電してもよい。あるいは、第１および第２回転電機１１、１２とは異なる他の回転電機と、この他の回転電機に連結されたフライホイールとを用い、第１および第２回転電機１１、１２で回生した電力を他の回転電機で動力に変換するとともに、変換された動力を、運動エネルギとしてフライホイールに蓄積してもよい。あるいは、第１および第２回転電機１１、１２で回生した電力を、他の回転電機やアクチュエータに直接、供給してもよい。あるいは、第１および第２回転電機１１、１２に代えて、上述したように回転エネルギを圧力エネルギに変換可能な油圧モータを用いるとともに、この油圧モータで変換された圧力エネルギをアキュームレータに蓄積してもよい。
また、実施形態では、本発明におけるエネルギ出力装置として、ガソリンエンジンであるエンジン（３）を用いているが、回転エネルギを出力可能な他の装置、例えば、ディーゼルエンジンや、ＬＰＧエンジン、ＣＮＧ（Compressed Natural Gas）エンジン、外燃機関、油圧モータなどを用いてもよい。あるいは、回転エネルギの出力に加え、回転エネルギの入力が可能な装置、例えば、回転電機などを用いてもよい。さらに、実施形態では、動力装置の動力源としてエンジン（３）を用いているが、エンジンを省略してもよいことはもちろんである。また、実施形態は、本発明による動力装置を、車両に適用した例であるが、本発明はこれに限らず、船舶や航空機などにも適用してもよい。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。
産業上の利用の可能性
本発明は、装置を簡易に構成するとともに、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図る上で、極めて有用である。
ＶＦＲ 車両（輸送機関）
ＶＦＦ 車両（輸送機関）
ＶＡＷ 車両（輸送機関）
ＷＲＬ 左後輪（左駆動輪）
ＷＲＲ 右後輪（右駆動輪）
ＷＦＬ 左前輪（左駆動輪）
ＷＦＲ 右前輪（右駆動輪）
ＳＲＬ 左出力軸（２つの被駆動部の一方、２つの被駆動部の他方）
ＳＲＲ 右出力軸（２つの被駆動部の他方、２つの被駆動部の一方）
ＳＦＬ 左出力軸（２つの被駆動部の一方）
ＳＦＲ 右出力軸（２つの被駆動部の他方）
ＳＦ 前出力軸（２つの被駆動部の他方、２つの被駆動部の一方）
ＳＲ 後出力軸（２つの被駆動部の一方、２つの被駆動部の他方）
３ エンジン（エネルギ出力装置）
１１ 第１回転電機（第１エネルギ入出力装置）
１２ 第２回転電機（第２エネルギ入出力装置）
ＧＳ 差動装置
ＧＳＡ 差動装置
ＧＳＢ 差動装置
ＧＳＣ 差動装置
ＧＳＤ 差動装置
ＧＳＦ 差動装置
ＧＳＧ 差動装置
ＧＳＨ 差動装置
ＧＳＩ 差動装置
ＧＳＪ 差動装置
ＧＳＫ 差動装置
ＧＳＬ 差動装置
ＧＳＸ 差動装置
Ｓ１ 第１サンギヤ（第１ギヤ、第２ギヤ、第３ギヤ、第１外側回転要 素）
Ｒ１ 第１リングギヤ（第２ギヤ、第３ギヤ、第４ギヤ、第２準外側回転 要素）
Ｐ１ 第１ピニオンギヤ（第１分割ギヤ、第３分割ギヤ）
Ｓ２ 第２サンギヤ（第３ギヤ、第４ギヤ、第２ギヤ、第１ギヤ、第２外 側回転要素）
Ｒ２ 第２リングギヤ（第４ギヤ、第１準外側回転要素）
Ｐ２ 第２ピニオンギヤ（第１分割ギヤ、第３分割ギヤ）
１３ キャリア部材（キャリア）
ＰＡ ピニオンギヤ（第２ピニオンギヤ、第２分割ギヤ）
Ｒ２Ａ 第２リングギヤ（第２ギヤ、第１ギヤ、中央回転要素、第１準外側 回転要素）
９１ キャリア部材（キャリア、第１準外側回転要素、第１外側回転要素
、第２準外側回転要素）
９５ キャリア部材（キャリア、中央回転要素、第１準外側回転要素、第 ２準外側回転要素）
１０１ キャリア部材（キャリア、第１外側回転要素、第２外側回転要素）
Ｐ１Ｂ ピニオンギヤ（第２分割ギヤ、第４分割ギヤ）
Ｐ２Ｂ ピニオンギヤ（第４分割ギヤ、第２分割ギヤ）
Ｒ１Ｂ 第１リングギヤ（第２ギヤ、第１ギヤ、第１準外側回転要素）
Ｒ２Ｂ 第２リングギヤ（第４ギヤ、第３ギヤ、第２ギヤ、第２準外側回転 要素、第２外側回転要素）
Ｓ１Ｄ 第１サンギヤ（第２ギヤ、第２準外側回転要素）
Ｒ１Ｄ 第１リングギヤ（第１ギヤ、第３ギヤ、第１準外側回転要素、第２ 準外側回転要素）
Ｓ２Ｄ 第２サンギヤ（第３ギヤ、第１ギヤ、第２外側回転要素、第１外側 回転要素）
Ｒ２Ｄ 第２リングギヤ（第４ギヤ、第２ギヤ、中央回転要素、第１準外側 回転要素）
Ｐ１Ｄ ピニオンギヤ（第２分割ギヤ、第４分割ギヤ）
Ｐ２Ｄ ピニオンギヤ（第４分割ギヤ、第２分割ギヤ）
Ｓ１Ｘ 第１サンギヤ（第１ギヤ、第１準外側回転要素）
Ｒ１Ｘ 第１リングギヤ（第２ギヤ、第３ギヤ、第１外側回転要素、第２外 側回転要素）
Ｓ２Ｘ 第２サンギヤ（第３ギヤ、第１ギヤ、第２外側回転要素、第１外側 回転要素）
Ｒ２Ｘ 第２リングギヤ（第４ギヤ、第２ギヤ、中央回転要素、第１準外側 回転要素）

Claims (9)

  1. 輸送機関を推進するための２つの被駆動部を駆動するための動力装置であって、
    回転エネルギを入出力可能な第１エネルギ入出力装置と、
    回転エネルギを入出力可能な第２エネルギ入出力装置と、
    互いに噛み合う第１ピニオンギヤおよび第２ピニオンギヤを回転自在に支持する回転自在のキャリア、前記第１および第２ピニオンギヤの一方と噛み合う第１ギヤおよび第２ギヤ、ならびに、前記第１および第２ピニオンギヤの他方と噛み合う第３ギヤを有し、前記キャリアおよび前記第１〜第３ギヤから成る４つの回転要素の回転数が共線図において単一の直線上に並ぶ共線関係を満たすように構成された差動装置と、を備え、
    前記４つの回転要素のうち、前記共線図において両外側にそれぞれ位置する第１および第２外側回転要素は、前記第１および第２エネルギ入出力装置にそれぞれ機械的に連結されており、前記第１および第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１および第２準外側回転要素は、前記２つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ機械的に連結されていることを特徴とする動力装置。
  2. 前記差動装置は、前記第１および第２ピニオンギヤの前記他方と噛み合う第４ギヤをさらに有し、
    該第４ギヤ、前記キャリアおよび前記第１〜第３ギヤから成る５つの回転要素の回転数は、共線図において単一の直線上に並ぶ共線関係を満たしており、
    前記５つの回転要素のうちの前記第１および第２外側回転要素は、前記第１および第２エネルギ入出力装置に機械的にそれぞれ連結され、前記第１および第２準外側回転要素は、前記一方および他方の被駆動部に機械的にそれぞれ連結されていることを特徴とする、請求項１に記載の動力装置。
  3. 回転エネルギを出力可能であり、前記第１および第２エネルギ入出力装置とは別個に設けられたエネルギ出力装置をさらに備え、
    前記５つの回転要素のうちの前記第１および第２外側回転要素ならびに前記第１および第２準外側回転要素以外の回転要素である中央回転要素が、前記エネルギ出力装置に機械的に連結されていることを特徴とする、請求項２に記載の動力装置。
  4. 前記第１ギヤは、前記第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤと噛み合う第１サンギヤ、および、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤと噛み合う第２サンギヤの一方であり、
    前記第１ギヤが前記第１サンギヤであるときには、
    前記第２ギヤは、前記第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤと噛み合う第１リングギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤと噛み合う第２サンギヤ、および、前記第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤと噛み合う第２リングギヤの一方であり、
    前記第１ギヤが前記第２サンギヤであるときには、
    前記第２ギヤは前記第２リングギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤの一方であることを特徴とする、請求項１に記載の動力装置。
  5. 前記第１ギヤは、前記第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤと噛み合う第１サンギヤであり、
    前記第２ギヤは、前記第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤと噛み合う第１リングギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤと噛み合う第２サンギヤであり、
    前記第４ギヤは、前記第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤと噛み合う第２リングギヤであることを特徴とする、請求項２または３に記載の動力装置。
  6. 前記第２ピニオンギヤは、前記第１ピニオンギヤと噛み合う第１分割ギヤと、前記第１ピニオンギヤと噛み合わずに前記第１分割ギヤと噛み合う第２分割ギヤとから成るダブルピニオンギヤであり、
    前記第１ギヤは、前記第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤと噛み合う第１サンギヤ、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う第２サンギヤ、および、前記第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う第２リングギヤのうちの１つであり、
    前記第１ギヤが、前記第１サンギヤであるときには、
    前記第２ギヤは、前記第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤと噛み合う第１リングギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第２ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う前記第２サンギヤ、および、前記第２分割ギヤと噛み合う前記第２リングギヤの一方であり、
    前記第１ギヤが、前記第２ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う前記第２サンギヤであるときには、
    前記第２ギヤは、前記第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第１分割ギヤと噛み合う第２リングギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤの一方であり、
    前記第１ギヤが、前記第２ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う前記第２リングギヤであるときには、
    前記第２ギヤは、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第１分割ギヤと噛み合う第２サンギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第１サンギヤおよび第１リングギヤの一方であることを特徴とする、請求項１に記載の動力装置。
  7. 前記第２ピニオンギヤは、前記第１ピニオンギヤと噛み合う第１分割ギヤと、前記第１ピニオンギヤと噛み合わずに前記第１分割ギヤと噛み合う第２分割ギヤとから成るダブルピニオンギヤであり、
    前記第１ギヤは、前記第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤと噛み合う第１サンギヤであり、
    前記第２ギヤは、前記第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤと噛み合う第１リングギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う第２サンギヤ、および、前記第２ピニオンギヤの外周に設けられるととともに、該第２ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う第２リングギヤの一方であり、
    前記第４ギヤは、前記第３ギヤが前記第２分割ギヤと噛み合う前記第２サンギヤであるときには、前記第２ピニオンギヤの外周に設けられるととともに、該第２ピニオンギヤの前記第１分割ギヤと噛み合う第２リングギヤであり、前記第３ギヤが前記第２分割ギヤと噛み合う前記第２リングギヤであるときには、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第１分割ギヤと噛み合う第２サンギヤであることを特徴とする、請求項２または３に記載の動力装置。
  8. 前記第１ピニオンギヤは、第１分割ギヤと、前記第２ピニオンギヤと噛み合わずに前記第１分割ギヤと噛み合う第２分割ギヤとから成るダブルピニオンギヤであり、
    前記第２ピニオンギヤは、前記第１分割ギヤと噛み合う第３分割ギヤと、前記第１および第２分割ギヤと噛み合わずに前記第３分割ギヤと噛み合う第４分割ギヤとから成るダブルピニオンギヤであり、
    前記第１ギヤは、前記第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う第１サンギヤ、前記第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う第１リングギヤ、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う第２サンギヤ、および、前記第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う第２リングギヤのうちの１つであり、
    前記第１ギヤが、前記第１ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う前記第１サンギヤであるときには、
    前記第２ギヤは、前記第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤの前記第１分割ギヤと噛み合う第１リングギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う前記第２サンギヤ、および、前記第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う前記第２リングギヤの一方であり、
    前記第１ギヤが、前記第１ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う前記第１リングギヤであるときには、
    前記第２ギヤは、前記第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤの前記第１分割ギヤと噛み合う第１サンギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う前記第２リングギヤ、および、前記第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う前記第２サンギヤの一方であり、
    前記第１ギヤが、前記第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う前記第２サンギヤであるときには、
    前記第２ギヤは、前記第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第３分割ギヤと噛み合う第２リングギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第１ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う前記第１サンギヤ、および、前記第２分割ギヤと噛み合う前記第１リングギヤの一方であり、
    前記第１ギヤが、前記第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う前記第２リングギヤであるときには、
    前記第２ギヤは、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第３分割ギヤと噛み合う前記第２サンギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第１ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う前記第１リングギヤ、および、前記第１ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う前記第１サンギヤの一方であることを特徴とする、請求項１に記載の動力装置。
  9. 前記第１ピニオンギヤは、第１分割ギヤと、前記第２ピニオンギヤと噛み合わずに前記第１分割ギヤと噛み合う第２分割ギヤとから成るダブルピニオンギヤであり、
    前記第２ピニオンギヤは、前記第１分割ギヤと噛み合う第３分割ギヤと、前記第１および第２分割ギヤと噛み合わずに前記第３分割ギヤと噛み合う第４分割ギヤとから成るダブルピニオンギヤであり、
    前記第１ギヤは、前記第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う第１サンギヤ、および、前記第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う第１リングギヤの一方であり、
    前記第２ギヤは、前記第１ギヤが前記第１ピニオンギヤの前記第２分割ギヤと噛み合う前記第１サンギヤであるときには、前記第１ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤの前記第１分割ギヤと噛み合う第１リングギヤであり、前記第１ギヤが前記第２分割ギヤと噛み合う第１リングギヤであるときには、前記第１ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第１ピニオンギヤの前記第１分割ギヤと噛み合う第１サンギヤであり、
    前記第３ギヤは、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う第２サンギヤ、および、前記第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う第２リングギヤの一方であり、
    前記第４ギヤは、前記第３ギヤが前記第２ピニオンギヤの前記第４分割ギヤと噛み合う前記第２サンギヤであるときには、前記第２ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第３分割ギヤと噛み合う第２リングギヤであり、前記第３ギヤが前記第４分割ギヤと噛み合う前記第２リングギヤであるときには、前記第２ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、該第２ピニオンギヤの前記第３分割ギヤと噛み合う第２サンギヤであることを特徴とする、請求項２または３に記載の動力装置。
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