JP5867589B2 - 車両用駆動装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両用駆動装置に関する。

従来、動力を伝達可能な複数の軸を備えた車両が公知である。例えば、特許文献１には、第１中間軸の第１クラッチが係合不能になった場合、第２中間軸から第１中間軸を介して出力軸にエンジンのトルクを出力するハイブリッド車両用動力伝達システムの制御方法の技術が開示されている。

特開２００９−３６３５４号公報

ここで、動力を伝達可能な軸を複数備える場合、伝達効率の低下が生じる場合がある。例えば、動力循環による伝達効率の低下が生じる虞がある。伝達効率の低下を抑制できることが望まれている。

本発明の目的は、伝達効率の低下を抑制できる車両用駆動装置を提供することである。

本発明の車両用駆動装置は、回転電機と、それぞれに駆動軸と接続された第１軸および第２軸と、前記回転電機に接続された回転要素と、前記第１軸に接続された回転要素と、前記第２軸に接続された回転要素とを有する差動機構とを備え、前記第１軸および前記第２軸のそれぞれに変速機構を有し、前記第１軸および前記第２軸がそれぞれ変速段を形成し、前記第１軸および前記第２軸を介して前記回転電機と前記駆動軸とを接続し、前記差動機構に力の釣り合いを発生させて前記回転電機から前記駆動軸にトルクを伝達させるＥＶ走行モードと、前記第２軸を介した動力伝達を遮断し、かつ前記差動機構の差動を規制して前記第１軸を介して前記回転電機と前記駆動軸とを接続する所定モードを備えることを特徴とする。

上記車両用駆動装置において、前記第１軸の変速機構の変速比と前記第２軸の変速機構の変速比との比率が所定範囲の値である場合に、前記所定モードとすることが好ましい。

上記車両用駆動装置において、前記第１軸の変速機構の変速比と前記第２軸の変速機構の変速比との比率から決まる伝達効率に基づいて前記所定モードとすることが好ましい。

上記車両用駆動装置において、前記所定モードにおいて前記回転電機による回生を行うことが好ましい。

上記車両用駆動装置において、車両の後進時に、前記所定モードとすることが好ましい。

上記車両用駆動装置において、更に、前記第１軸と接続された機関を備え、前記差動機構の差動が規制されることにより、前記機関から前記第１軸を介して前記駆動軸に伝達される回転の回転方向が、前記車両を後進させる回転方向に切り替わることが好ましい。

上記車両用駆動装置において、更に、クラッチを介して前記第１軸および前記第２軸と接続された機関を備え、前記クラッチを係合して前記機関を動力源として走行中に、前記クラッチを開放して前記回転電機による回生を行うときに前記所定モードとすることが好ましい。

本発明に係る車両用駆動装置は、回転電機と、それぞれに駆動軸と接続された第１軸および第２軸と、回転電機に接続された回転要素と、第１軸に接続された回転要素と、第２軸に接続された回転要素とを有する差動機構とを備え、第１軸および第２軸のそれぞれに変速機構を有し、第１軸および第２軸がそれぞれ変速段を形成し、差動機構に力の釣り合いを発生させて回転電機から駆動軸にトルクを伝達させるＥＶ走行モードと、第２軸を介した動力伝達を遮断し、かつ差動機構の差動を規制して第１軸を介して回転電機と駆動軸とを接続する所定モードを備える。本発明に係る車両用駆動装置によれば、所定モードによって動力循環の発生を抑制し、伝達効率の低下を抑制できるという効果を奏する。

図１は、実施形態に係る車両の概略構成図である。 図２は、シングルピニオン式の遊星歯車機構を備える場合の構成例を示す図である。 図３は、ダブルピニオン式の遊星歯車機構を備える場合の構成例を示す図である。 図４は、実施形態に係る車両のスケルトン図である。 図５は、回転電機の回転数が０であるときの差動機構の共線図である。 図６は、変速比の比率γが１＋ρよりも大であるときの動力伝達の説明図である。 図７は、変速比の比率γが１＋ρよりも大であるときの共線図である。 図８は、変速比の比率γが１＋ρよりも小であるときの動力伝達の説明図である。 図９は、変速比の比率γが１＋ρよりも小であるときの共線図である。 図１０は、変速比の比率γと、動力循環割合δとの関係を示す図である。 図１１は、ダウンシフト待機状態のエンジン走行の説明図である。 図１２は、ダウンシフト待機状態のエンジン走行の共線図である。 図１３は、回生時の動力循環の説明図である。 図１４は、回生時の共線図である。 図１５は、第二変速部の中立状態への切り替えを示す図である。 図１６は、回転電機による回転数制御を示す共線図である。 図１７は、所定モードによる回生の説明図である。 図１８は、所定モードの車両の等価図である。 図１９は、所定モードによる回生に係る共線図である。 図２０は、ＥＶリバース走行に係る共線図である。 図２１は、ＥＶリバース走行からエンジンリバース走行への移行手順の説明図である。 図２２は、ＥＶリバース走行からエンジンリバース走行への移行に係る共線図である。 図２３は、エンジンリバース走行の説明図である。 図２４は、エンジンリバース走行に係る共線図である。 図２５は、所定モードによる後進走行の説明図である。 図２６は、実施形態の第１変形例に係る車両のスケルトン図である。 図２７は、回転電機の回転数が０であるときの差動機構の共線図である。 図２８は、変速比の比率γが１よりも大であるときの動力伝達の説明図である。 図２９は、変速比の比率γが１よりも大であるときの共線図である。 図３０は、変速比の比率γが１よりも小であるときの動力伝達の説明図である。 図３１は、変速比の比率γが１よりも小であるときの共線図である。 図３２は、変速比の比率γと、動力循環割合δとの関係を示す図である。 図３３は、実施形態の第１変形例に係る車両の所定モードの等価図である。 図３４は、第１変形例の所定モードによる回生に係る共線図である。 図３５は、第１変形例の所定モードによる後進走行の説明図である。 図３６は、実施形態の第２変形例に係る車両の概略構成図である。 図３７は、第２変形例に係る車両のスケルトン図である。 図３８は、第２変形例に係る車両の所定モードの等価図である。 図３９は、第２変形例の所定モードによる後進走行の説明図である。 図４０は、車両用駆動装置のギア比の一例を示す図である。 図４１は、車両のトータルギア比の一例を示す図である。 図４２は、変速比の比率γに対する総伝達効率ηおよび動力循環率δを示す図である。 図４３は、各変速段の待機状態に係る動力循環率δおよび総伝達効率ηを示す図である。 図４４は、実施形態の第１変形例に係る車両の各変速段の待機状態に係る動力循環率δおよび総伝達効率ηの一例を示す図である。 図４５は、実施形態の第２変形例に係る車両の各変速段の待機状態に係る動力循環率δおよび総伝達効率ηの一例を示す図である。

以下に、本発明の実施形態に係る車両用駆動装置につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記の実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるものあるいは実質的に同一のものが含まれる。

［実施形態］
図１から図３２を参照して、実施形態について説明する。本実施形態は、車両用駆動装置に関する。図１は、本発明の実施形態に係る車両１００の概略構成図、図２は、シングルピニオン式の遊星歯車機構を備える場合の構成例を示す図、図３は、ダブルピニオン式の遊星歯車機構を備える場合の構成例を示す図、図４は、本実施形態に係る車両１００のスケルトン図である。

図１に示すように、車両１００は、エンジン１、クラッチ２、回転電機３、差動機構１０、第一変速部２０、第二変速部３０、駆動軸４５および駆動輪４６を含んで構成されている。また、本実施形態に係る車両用駆動装置１−１は、回転電機３、第一変速部２０、第二変速部３０および差動機構１０を含んで構成されている。なお、車両用駆動装置１−１は、更に、エンジン１や後述するＥＣＵ５０を含んで構成されてもよい。

回転電機３、第一変速部２０の入力軸６、第二変速部３０の入力軸１７と差動機構１０との接続構成としては、例えば、図２に示すシングルピニオン式の遊星歯車機構を用いた接続構成や、図３に示すダブルピニオン式の遊星歯車機構を用いた接続構成が適用可能である。本実施形態に係る車両用駆動装置１−１の差動機構１０は、図４に示すように、シングルピニオン式の遊星歯車機構である。

エンジン１は、燃料の燃焼エネルギーを回転軸１ａの回転運動に変換して出力する。なお、車両１００の機関として、エンジン１に代えて他の公知の機関が搭載されてもよい。エンジン１の回転軸１ａは、クラッチ２を介して回転軸４と接続されている。回転軸４は、エンジン１の回転軸１ａと同軸上でかつ回転軸１ａの延長線上に配置されている。

クラッチ２は、自動式のクラッチ装置である。クラッチ２は、回転軸１ａに連結された入力側係合部材と、回転軸４に連結された出力側係合部材とを有する。クラッチ２は、油圧等により作動するアクチュエータによって、係合あるいは開放する。クラッチ２は、供給される油圧に応じて、完全係合状態、半係合状態あるいは開放状態に制御可能である。

回転電機３は、回転軸４と同軸上でかつ回転軸４の径方向外側に配置されている。回転電機３の回転軸３ａは、回転軸４に対して相対回転可能に支持されている。回転軸４には、ドライブギア５が設けられている。ドライブギア５は、回転軸４におけるエンジン１側と反対側の端部に配置されている。ドライブギア５は、ドリブンギア７と噛み合っている。ドリブンギア７は、第一変速部２０の入力軸６に設けられている。

入力軸６には、エンジン１側から順に、ドリブンギア７、ドライブギア２１、スリーブ２７、ドライブギア２２，２３、スリーブ２８、ドライブギア２４，２５、スリーブ２９、ドライブギア２６ａが配置されている。

差動機構１０は、サンギア１１、ピニオンギア１２、リングギア１３およびキャリア１４を有する。リングギア１３は、サンギア１１と同軸上でかつサンギア１１の径方向外側に配置されている。ピニオンギア１２は、サンギア１１とリングギア１３との間に配置されており、サンギア１１およびリングギア１３とそれぞれ噛み合っている。ピニオンギア１２は、キャリア１４によって回転自在に支持されている。

サンギア１１は、回転電機３の回転軸３ａと接続された回転要素であり、回転軸３ａと一体回転する。回転電機３は、モータ（電動機）としての機能と、発電機としての機能とを備えている。回転電機３は、インバータを介してバッテリと接続されている。回転電機３は、バッテリから供給される電力を機械的な動力に変換して出力することができると共に、入力される動力によって駆動されて機械的な動力を電力に変換することができる。回転電機３によって発電された電力は、バッテリに蓄電可能である。回転電機３としては、例えば、交流同期型のモータジェネレータを用いることができる。

回転電機３は、力行時には電力を消費してトルクを出力し、出力トルクによってサンギア１１を回転駆動することができる。また、回転電機３は、回生時にはサンギア１１を介して伝達されるトルクによって回転駆動されて発電を行い、発電負荷に応じた負荷トルクをサンギア１１に作用させることができる。

キャリア１４は、回転軸４と接続されており、回転軸４と一体回転する。キャリア１４は、回転軸４およびドライブギア５を介して第一変速部２０に接続された回転要素である。ピニオンギア１２は、キャリア１４と共に回転軸４の中心軸線周りに回転（公転）可能であり、かつキャリア１４によって支持されて、ピニオンギア１２の中心軸線周りに回転（自転）可能である。リングギア１３には、円筒部材１５を介してドライブギア１６が接続されている。円筒部材１５は、リングギア１３よりも小径の円筒形状の部材である。円筒部材１５は、リングギア１３に対して軸方向のエンジン側と反対側に接続されている。ドライブギア１６は、円筒部材１５の外周面に配置されている。ドライブギア１６は、ドリブンギア１８と噛み合っている。

ドリブンギア１８は、第二変速部３０の入力軸１７に設けられている。つまり、リングギア１３は、ドライブギア１６を介して第二変速部３０に接続された回転要素である。第一変速部２０の入力軸６と、第二変速部３０の入力軸１７と、出力軸１９とは、互いに平行に配置されている。ドライブギア５とドリブンギア７のギア比と、ドライブギア１６とドリブンギア１８のギア比とは等しい。

ロック機構４０は、差動機構１０のサンギア１１とキャリア１４との相対回転を規制する機能を有する。本実施形態に係るロック機構４０は、噛合い式のドグクラッチである。ロック機構４０は、スリーブ４１と、回転軸４に連結されたドグ歯４２と、回転電機３の回転軸３ａに連結されたドグ歯４３とを有する。ドグ歯４２とドグ歯４３とは、軸方向に隣接して配置されている。スリーブ４１は、ドグ歯４２，４３の径方向外側に配置されており、軸方向に移動可能である。スリーブ４１は、ドグ歯４２，４３と噛み合う内歯を有している。ロック機構４０は、スリーブ４１を図示しないアクチュエータによって駆動して軸方向に移動させることにより、係合状態と開放状態とに切り替わる。

係合状態のロック機構４０は、スリーブ４１がドグ歯４２，４３とそれぞれ噛み合い、ドグ歯４２，４３の相対回転を規制する。すなわち、係合状態のロック機構４０は、サンギア１１とキャリア１４との相対回転を規制し、差動機構１０を差動不能にロックする。これに対して、開放状態のロック機構４０は、スリーブ４１がドグ歯４２，４３のいずれか一方と噛合い、他方との噛合いが解除されている。従って、開放状態のロック機構４０は、サンギア１１とキャリア１４との相対回転を許容し、差動機構１０の差動を許容する。なお、ロック機構４０によって係合される回転要素の組合せは、サンギア１１とキャリア１４には限定されない。ロック機構４０は、差動機構１０のサンギア１１、リングギア１３、キャリア１４の差動を規制するように、いずれか２つ以上の回転要素を連結するものであればよい。

第一変速部２０は、入力軸６と、各速変速段のドライブギア２１，２２，２３，２４，２５と、後進用のドライブギア２６ａと、アイドラギア２６ｂと、スリーブ２７，２８，２９と、ドリブンギア５１，５２，５３，５４，５５，５６と、出力軸１９とを含んで構成されている。第一変速部２０の変速機構は、ドライブギア２１，２２，２３，２４，２５と、後進用のドライブギア２６ａと、アイドラギア２６ｂと、スリーブ２７，２８，２９と、ドリブンギア５１，５２，５３，５４，５５，５６とを含んで構成される。

ドライブギア２１，２２，２３，２４，２５，２６ａは、それぞれ入力軸６に対して相対回転可能に支持されている。ドリブンギア５１，５２，５３，５４，５５，５６は、それぞれ出力軸１９と連結されており、出力軸１９と一体回転する。

ドライブギア２１とドリブンギア５１は、互いに噛み合う第１速変速段のギア対であり、ドライブギア２２とドリブンギア５２は、互いに噛み合う第２速変速段のギア対であり、ドライブギア２３とドリブンギア５３は、互いに噛み合う第３速変速段のギア対であり、ドライブギア２４とドリブンギア５４は、互いに噛み合う第４速変速段のギア対であり、ドライブギア２５とドリブンギア５５は、互いに噛み合う第５速変速段のギア対である。後進用のドライブギア２６ａは、アイドラギア２６ｂを介してドリブンギア５６と接続されている。

第一変速部２０は、アクチュエータによりスリーブ２７，２８，２９を駆動して軸方向に移動させることにより、ドライブギア２１，２２，２３，２４，２５のいずれかと入力軸６とを連結することができる。これにより、第１速変速段から第５速変速段までのいずれかのギア対を介して入力軸６と出力軸１９とを接続し、当該ギア対の変速比で回転を伝達することができる。また、第一変速部２０は、第１速から第５速までの変速段に代えて、後進用のギア群２６ａ，２６ｂ，５６を介して入力軸６と出力軸１９とを接続し、出力軸１９を後進時の回転方向に回転させることができる。また、第一変速部２０は、スリーブ２７，２８，２９を軸方向に移動させることにより、全てのドライブギア２１，２２，２３，２４，２５，２６ａを開放して中立状態とすることができる。中立状態の第一変速部２０は、入力軸６と出力軸１９との動力の伝達を遮断する。

第二変速部３０は、入力軸１７と、各速変速段のドライブギア３１，３２，３３，３４と、スリーブ３５，３６と、ドリブンギア５１，５２，５３，５４と、出力軸１９とを含んで構成されている。第二変速部３０の変速機構は、ドライブギア３１，３２，３３，３４と、スリーブ３５，３６と、ドリブンギア５１，５２，５３，５４とを含んで構成される。

ドライブギア３１，３２，３３，３４は、それぞれ入力軸１７に対して相対回転可能に支持されている。第二変速部３０は、第一変速部２０の第１速から第４速までの変速段と同等の変速段を有する。図４に示すように、出力軸１９と入力軸６との中心軸線間の距離Ｌ１と、出力軸１９と入力軸１７との中心軸線間の距離Ｌ２とは等しい。

ドライブギア３１とドリブンギア５１は、互いに噛み合う第１速変速段のギア対である。ドライブギア３２とドリブンギア５２は、互いに噛み合う第２速変速段のギア対である。ドライブギア３３とドリブンギア５３は、互いに噛み合う第３速変速段のギア対である。ドライブギア３４とドリブンギア５４は、互いに噛み合う第４速変速段のギア対である。

第二変速部３０は、アクチュエータによりスリーブ３５，３６を駆動して軸方向に移動させることにより、ドライブギア３１，３２，３３，３４のいずれかと入力軸１７とを連結することができる。これにより、第１速変速段から第４速変速段までのいずれかのギア対を介して入力軸１７と出力軸１９とを接続し、当該ギア対の変速比で回転を伝達することができる。また、第二変速部３０は、スリーブ３５，３６を軸方向に移動させることにより、全てのドライブギア３１，３２，３３，３４を開放して中立状態とすることができる。中立状態の第二変速部３０は、入力軸１７と出力軸１９との動力の伝達を遮断する。

第一変速部２０および第二変速部３０は、共通の出力軸１９を介して、それぞれ車両１００の駆動軸４５と接続されている。具体的には、出力軸１９におけるエンジン１側と反対側の端部は、デファレンシャル装置４４を介して左右の駆動軸４５と接続されている。駆動軸４５には、駆動輪４６が接続されている。

本実施形態では、第一変速部２０が主変速機としての機能を有し、第二変速部３０が副変速機としての機能を有する。第一変速部２０は、ＭＭＴ（マルチモードマニュアルトランスミッション）であり、変速段の切り替えおよびクラッチ２の係合／開放が自動制御される。第一変速部２０の目標変速段は、例えば、ユーザによるシフト操作に基づいて決定されることや、走行状態に基づいて自動的に決定されることができる。第二変速部３０は、例えば、エンジン走行時に第一変速部２０において変速段の切り替えがなされるときに第一変速部２０に代わって動力を伝達する。第二変速部３０は、変速段の切り替えおよびクラッチ２の係合／開放が自動制御される。以下の説明では、第一変速部２０の変速段を主変速段とも称し、第二変速部３０の変速段を副変速段とも称する。

車両１００には、ＥＣＵ５０が搭載されている。ＥＣＵ５０は、コンピュータを有する電子制御ユニットである。ＥＣＵ５０は、車両１００の各部を制御する制御装置としての機能を有する。ＥＣＵ５０は、エンジン１、クラッチ２、回転電機３、ロック機構４０、第一変速部２０および第二変速部３０と電気的に接続されており、エンジン１、クラッチ２、回転電機３、ロック機構４０、第一変速部２０および第二変速部３０を制御することができる。

本実施形態に係る車両１００では、エンジン走行およびＥＶ走行を実行することができる。エンジン走行は、クラッチ２を係合し、エンジン１を動力源として車両１００を走行させる走行モードである。エンジン走行では、第一変速部２０あるいは第二変速部３０のいずれか一方を介してエンジントルクを駆動軸４５に伝達して車両１００を走行させることができる。

ＥＶ走行は、回転電機３を動力源として車両１００を走行させる走行モードである。ＥＶ走行では、クラッチ２を開放し、エンジン１を停止して車両１００を走行させることができる。ＥＶ走行では、回転電機３が力行してトルクを出力し、駆動輪４６を回転駆動して車両１００を走行させること、および回転電機３が駆動輪４６から伝達されるトルクによって回転駆動されて発電する回生を行うことができる。ＥＶ走行時には、第一変速部２０および第二変速部３０がそれぞれ変速段を形成し、差動機構１０に力の釣り合いを発生させて回転電機３から駆動軸４５にトルクを伝達させることができる。

ＥＣＵ５０は、要求駆動力や車速、バッテリの充電状態等に基づいて適宜エンジン走行とＥＶ走行とを切り替えることができる。また、ユーザの要求に基づいてエンジン走行とＥＶ走行との切り替えがなされてもよい。また、ＥＣＵ５０は、車両１００の減速時に回転電機３による回生を行わせることができる。例えば、ブレーキペダルが踏み込まれた場合に回生を実行し、回生制動力を発生させることができる。

また、ＥＣＵ５０は、第一変速部２０および第二変速部３０の変速制御を実行することができる。ＥＣＵ５０は、目標変速段を検知すると、目標変速段に応じてスリーブ２７，２８，２９を適宜動かして、ドライブギア２１，２２，２３，２４，２５，２６ａの中から目標変速段に対応するギアと入力軸６とを連結する。このときに、ＥＣＵ５０は、第一変速部２０の変速段を現変速段から目標変速段に切り替える間、第二変速部３０の副変速段を介して駆動輪４６にエンジントルクやモータトルクを伝達する。なお、目標変速段は、ユーザのシフト操作に基づくものであっても、走行状態に基づいて自動的に選択されるものであってもよい。

ＥＣＵ５０は、例えば、第一変速部２０において第１速変速段から第２速変速段にアップシフトする際に、予め第二変速部３０において第１速の変速段を形成しておく。これにより、第一変速部２０の変速段を切り替える間、第二変速部３０を介してトルクを駆動輪４６に伝達することができる。また、ＥＣＵ５０は、例えば、第一変速部２０を第５速変速段から第４速変速段にダウンシフトする際に、予め第二変速部３０において第４速の変速段を形成しておく。これにより、第一変速部２０をダウンシフトさせる間、第二変速部３０を介してトルクを駆動輪４６に伝達することができる。このように、本実施形態の車両用駆動装置１−１によれば、変速時のトルクの抜けが抑制され、ドライバビリティが向上する。

ＥＣＵ５０は、更に、回転電機３によって変速時の変速ショックを抑制することができる。例えば、変速時に回転電機３の回転数制御によって、第一変速部２０の入力軸６の回転数や第二変速部３０の入力軸１７の回転数を調節することにより、変速ショックを抑制することが可能である。

ここで、本実施形態に係る車両１００のように、差動機構１０の各回転要素に回転電機３、第一変速部２０、第二変速部３０が接続され、かつ第一変速部２０および第二変速部３０がそれぞれ駆動軸４５と接続されている場合、以下に説明するように、走行中に動力循環が生じ、伝達効率が低下する場合がある。

図５は、回転電機３の回転数が０であるときの差動機構１０の共線図である。図５において、Ｓ軸はサンギア１１および回転電機３の回転数を示し、Ｃ軸はキャリア１４の回転数を示し、Ｒ軸はリングギア１３の回転数を示す。差動機構１０のギア比（サンギア１１の歯数／リングギア１３の歯数）ρは、例えば、０．３とすることができる。

ある車速で走行しているときの出力軸１９の回転数をＮ_Ｅ、第一変速部２０の変速比をＧ１、第二変速部３０の変速比をＧ２としたとき、第一変速部２０の入力軸６の回転数Ｎ_Ａは、下記式（１）で算出され、第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂは、下記式（２）で算出される。
Ｎ_Ａ＝Ｇ１×Ｎ_Ｅ…（１）
Ｎ_Ｂ＝Ｇ２×Ｎ_Ｅ…（２）

回転電機３の回転数が０となるときは、下記式（３）が成立する。
Ｎ_Ｂ＝Ｎ_Ａ×（１＋ρ）…（３）

第二変速部３０の変速比Ｇ２と第一変速部２０の変速比Ｇ１との比率（Ｇ２／Ｇ１）をγとすると、上記式（１）、式（２）および式（３）から下記式（４）が導かれる。
γ＝Ｇ２／Ｇ１＝１＋ρ…（４）

第一変速部２０および第二変速部３０がそれぞれ変速段を形成している場合、変速比の比率γが１＋ρに対して大きいか小さいかで回転電機３と駆動輪４６との間の動力の向きが異なる。図６は、変速比の比率γが１＋ρよりも大であるときの動力伝達の説明図、図７は、変速比の比率γが１＋ρよりも大であるときの共線図、図８は、変速比の比率γが１＋ρよりも小であるときの動力伝達の説明図、図９は、変速比の比率γが１＋ρよりも小であるときの共線図である。図６および図８には、それぞれＥＶ走行時の車両１００の状態が示されている。ＥＶ走行時には、クラッチ２は開放され、エンジン１と回転電機３および各変速部２０，３０との動力の伝達が遮断されている。

（γ＞１＋ρの場合）
変速比の比率γが１＋ρよりも大である場合、図６に示すように、回転電機３のトルク（モータトルク）は、第二変速部３０および駆動軸４５を介して駆動輪４６に伝達される。モータトルクの一部は、出力軸１９から第一変速部２０を介してキャリア１４に伝達され、動力循環が生じる。

ここで、入力軸６のトルクの大きさをＴ_Ａ、入力軸１７のトルクの大きさをＴ_Ｂ、第一変速部２０の変速段を介して出力軸１９に出力されるトルク（図２８のＣ部のトルク）の大きさをＴ_Ｃ、第二変速部３０の変速段を介して出力軸１９に出力されるトルク（図２８のＤ部のトルク）の大きさをＴ_Ｄとし、回転電機３のモータトルクの大きさをＴ_ＭＧとすると、下記式（５）、（６）、（７）、（８）の関係が成り立つ。
Ｔ_Ａ＝Ｔ_ＭＧ×（１＋ρ）／ρ…（５）
Ｔ_Ｂ＝Ｔ_ＭＧ×１／ρ…（６）
Ｔ_Ｃ＝Ｔ_Ａ×Ｇ１…（７）
Ｔ_Ｄ＝Ｔ_Ｂ×Ｇ２…（８）

駆動輪４６に伝達されるトルクＴ_０は、下記式（９）で算出される。式（９）に式（５）乃至式（８）を代入すると、下記式（１０）が得られる。式（１０）は、回転電機３から駆動輪４６のギア比が１／ρ×Ｇ２−（１＋ρ）／ρ×Ｇ１であることを示している。
Ｔ_０＝Ｔ_Ｄ−Ｔ_Ｃ…（９）
Ｔ_０＝｛１／ρ×Ｇ２−（１＋ρ）／ρ×Ｇ１｝×Ｔ_ＭＧ…（１０）

ここで、動力循環割合δ＝Ｔ_Ｃ／Ｔ_Ｄと定義すると、上記式（５）乃至式（８）から下記式（１１）が導かれる。
δ＝（１＋ρ）／γ…（１１）

（γ＜１＋ρの場合）
変速比の比率γが１＋ρよりも小である場合、図８に示すように、モータトルクは第一変速部２０を介して駆動軸４５から駆動輪４６へ伝達される。モータトルクの一部は、第二変速部３０を介してリングギア１３に伝達され、動力循環が生じる。駆動輪４６に伝達されるトルクＴ_０は、下記式（１２）で算出される。
Ｔ_０＝Ｔ_Ｃ−Ｔ_Ｄ
＝｛（１＋ρ）／ρ×Ｇ１−１／ρ×Ｇ２｝×Ｔ_ＭＧ…（１２）

また、動力循環割合δは、下記式（１３）で算出される。
δ＝Ｔ_Ｄ／Ｔ_Ｃ＝γ／（１＋ρ）…（１３）

上記式（１１）および式（１３）から、変速比の比率γと、動力循環割合δとの関係を示す図１０が得られる。図１０において、横軸は変速比の比率γ、縦軸は動力循環割合δを示す。動力循環率が１００％となるのは、動力循環割合δが１のときである。これは、式（１１）および式（１３）から、変速比の比率γ＝１＋ρのときである。このときの共線図は、図５に示すものとなり、駆動輪４６に動力が伝わらない状態となる。なお、ここまで、動力循環について回転電機３から駆動輪４６への動力の流れ（ＥＶ力行時）について説明したが、回生時は動力の流れの向きが逆となる。しかしながら、変速比の比率γと動力循環割合δとの関係はＥＶ時と回生時とで不変である。

図１０に示すように、動力循環割合δは、変速比の比率γが１＋ρのときに最大となり、変速比の比率γが１＋ρからずれるに従い小さくなる。動力循環割合δが高いと伝達効率が悪くなるため、ＥＶ力行時や回生時には可能な限り動力循環割合δが小さくなる変速比の比率γを選択することが望ましい。

ＥＶ走行の場合、動力循環割合δが小さくなる主変速段と副変速段との組み合わせで走行するようにすれば、力行から回生へ移行する際に、変速をすることなく小さな動力循環割合δを維持することができる。例えば、ＥＶ力行時に第一変速部２０の変速段を第５速変速段、第二変速部３０の変速段を第２速変速段といった組合せにすれば、エンジン始動時のドライバビリティの向上を図ることができる。また、比較的変速比の比率γが大きく、動力循環割合δが低い。このため、力行時も回生時も伝達効率の低下が問題となりにくい。

一方で、エンジン走行からの回生では、動力循環割合δが大きくなる主変速段と副変速段との組合せで回生をしなければならない状況が生じ得る。図１１は、ダウンシフト待機状態のエンジン走行の説明図、図１２は、ダウンシフト待機状態のエンジン走行の共線図、図１３は、回生時の動力循環の説明図、図１４は、回生時の共線図である。

図１１に示すように、エンジン走行時には、クラッチ２が係合状態とされ、車両１００はエンジン１を動力源として走行する。エンジン走行時には、第一変速部２０が次にアップシフトするかダウンシフトするかに応じて第二変速部３０の変速段が決定される。第一変速部２０のアップシフトが予測されると、第二変速部３０の変速段は、第一変速部２０の変速前の変速段と目標変速段とを繋ぐ変速段、ここでは第一変速部２０の変速前と同じ変速段とされる。例えば、第一変速部２０を第２速変速段として走行中に、アップシフトが予測されると、第二変速部３０は第２速変速段とされて待機する。

一方、第一変速部２０のダウンシフトが予測されると、第二変速部３０の変速段は、第一変速部２０の変速前の変速段と目標変速段とを繋ぐ変速段、ここでは第一変速部２０の変速前の変速段よりも１段低速側の変速段とされる。これにより、ダウンシフト待機状態では、図１１に示すように、第一変速部２０の変速段が第二変速部３０の変速段よりも相対的に高速側の変速段となる。例えば、第一変速部２０を第２速変速段として走行中に、ダウンシフトが予測されると、第二変速部３０は第１速変速段とされて待機する。このように、変速比の比率γは、走行状況によって変化するものであり、その待機状態においてユーザがブレーキを踏んだ場合、そのときの変速比の比率γにて回生を行う必要がある。動力循環割合δが大きい主変速段と副変速段との組合せで変速待機中に回生の判断がなされ、そのまま回生に移行すると、損失が大きなものとなってしまう。

本実施形態に係る車両用駆動装置１−１は、第２軸を介した動力伝達を遮断し、かつ差動機構１０の差動を規制して第１軸を介して回転電機３と駆動軸４５とを接続する所定モードを備えている。本実施形態の所定モードでは、例えば、第一変速部２０が第１軸に対応し、第二変速部３０が第２軸に対応している。なお、第一変速部２０の入力軸６あるいは第二変速部３０の入力軸１７が第１軸や第２軸に対応するものとされてもよい。

本実施形態では、第１軸および第２軸がそれぞれ変速部であるが、これには限定されない。第１軸および第２軸は、それぞれ動力を伝達可能な軸であり、差動機構１０の回転要素と車両１００の駆動軸４５とを接続するものであればよい。第２軸は、動力の伝達を遮断可能な断接機構を備えており、所定モードでは第２軸を介した動力伝達を遮断する。本実施形態の断接機構は、第二変速部３０のスリーブ３５，３６およびドライブギア３１，３２，３３，３４を含んで構成されている。

図１５から図１９を参照して、本実施形態に係る所定モードによる走行について説明する。図１５は、第二変速部３０の中立状態への切り替えを示す図、図１６は、回転電機３による回転数制御を示す共線図、図１７は、所定モードによる回生の説明図、図１８は、所定モードの車両１００の等価図、図１９は、所定モードによる回生に係る共線図である。

ＥＣＵ５０は、ダウンシフト待機状態において回生の判断がなされると、図１５に示すように第二変速部３０をＯＦＦとし、中立状態とする。これにより、第二変速部３０を介した動力伝達が遮断される。

また、ＥＣＵ５０は、図１６に矢印Ｙ１で示すように、回転電機３の回転数制御によって、第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂを第一変速部２０の入力軸６の回転数Ｎ_Ａと同期させる。ＥＣＵ５０は、入力軸６の回転数Ｎ_Ａと入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂとが同期すると、ロック機構４０を係合状態とし、差動機構１０の差動を規制する。これにより、サンギア１１とキャリア１４とが連結され、差動機構１０では、サンギア１１とキャリア１４とリングギア１３とが一体回転する。ＥＣＵ５０は、差動機構１０をロックすると、図１７に示すようにクラッチ２を開放して回転電機３による回生を実行する。回生中には、エンジン１を停止することができる。

差動機構１０の差動がロックされることで、車両１００の駆動系は、図１８に示すものと同等となる。すなわち、回転電機３と、第一変速部２０の入力軸６と、第二変速部３０の入力軸１７とが互いに連結された状態となる。差動機構１０の差動がロックされた状態で、第一変速部２０あるいは第二変速部３０のいずれか一方を中立状態とし、他方の変速部を介して回転電機３と駆動軸４５とを接続すれば、動力循環を発生させずに動力を伝達することができる。本実施形態では、第二変速部３０が中立状態とされる。第二変速部３０が中立状態であるため、動力循環が発生せず、高い伝達効率で駆動輪４６から第一変速部２０を介して回転電機３に動力が伝達される。回生時には、図１９に示すように、駆動輪４６からキャリア１４に伝達されるトルクと、回生によって回転電機３が発生させるトルクとが釣り合う。

なお、所定モードは、第二変速部３０を中立状態とすることに代えて、第一変速部２０を中立状態とし、第二変速部３０を介して回転電機３と駆動軸４５とを接続するものであってもよい。つまり、第二変速部３０が第１軸とされ、第一変速部２０が第２軸とされてもよい。

なお、図１１に示すエンジン走行状態から、図１７に示す所定モードによる回生の状態までの変形には、ある程度の時間を要する。このため、所定モードに移行するまでの間、機械式ブレーキと協調してユーザに違和感を与えないように制御することが好ましい。例えば、ブレーキペダルが踏み込まれて回生の判断をした場合に、所定モードに移行するまでの間、機械式ブレーキによって要求制動力を発生させ、所定モードに移行した後は、機械式ブレーキによる制動力と回生による制動力とによって要求制動力を発生させることができる。所定モードに移行した後の制動力は、全て回生によって発生させるようにしてもよい。

また、本実施形態に係る車両用駆動装置１−１は、ＥＶリバース走行からエンジンリバース走行への移行時のもたつきやトルク抜けを抑制することができる。本実施形態に係る車両１００において、ロック機構４０を有していない場合には、ＥＶリバース走行からエンジンリバース走行に移行する際は、以下の動作が必要となる。

図２０は、ＥＶリバース走行に係る共線図、図２１は、ＥＶリバース走行からエンジンリバース走行への移行手順の説明図、図２２は、ＥＶリバース走行からエンジンリバース走行への移行に係る共線図、図２３は、エンジンリバース走行の説明図、図２４は、エンジンリバース走行に係る共線図である。

ＥＶリバース走行は、回転電機３を動力源として車両１００を後進させる走行モードである。ＥＶリバース走行では、例えば、回転電機３の回転方向およびトルクを前進ＥＶ走行時と逆方向とすることで車両１００を後進させることができる。図２０に示すように、回転電機３に正トルクで力行させ、正回転させることにより、入力軸６および入力軸１７を負回転させることができる。第一変速部２０の変速段と第二変速部３０の変速段との組合せは、例えば、５速変速段と２速変速段とすることができる。

エンジンリバース走行は、エンジン１を動力源として車両１００を後進させる走行モードである。エンジンリバース走行では、第一変速部２０の変速段を後進用の変速段とする必要がある。このため、ＥＣＵ５０は、モータトルクを０とし、図２１に示すように第一変速部２０を中立状態とする。次に、ＥＣＵ５０は、図２２に矢印Ｙ２で示すように、第一変速部２０の入力軸６の回転数Ｎ_Ａを後進用の変速段と同期する回転数Ｎ_Ａ＊に変化させる。この回転数の調節は、回転電機３によってなされる。回転数の調節がなされると、ＥＣＵ５０は、第一変速部２０の変速段を後進用の変速段に切り替える。

次に、ＥＣＵ５０は、エンジン１をスタータによって始動し、クラッチ２を係合する。これにより、図２３に示すエンジンリバース走行が実現される。このように、ＥＶリバース走行からエンジンリバース走行へ移行するには、第一変速部２０の変速や回転数の調節が必要となり、またモータトルクが０となる期間が生じるため、もたつき感やトルク抜けによるドライバビリティの低下の虞がある。

もたつき感やトルク抜けを抑制する方法として、ＥＶリバース走行でも後進用の変速段を使用することが考えられる。しかしながら、この場合、第一変速部２０だけでなく第二変速部３０にも後進用のギアを配置する必要がある。これは、第一変速部２０および第二変速部３０の両方をリバースギアとしなければ差動機構１０の力の釣り合いが成立せず、モータトルクを伝達できないためである。後進用のギアを２組設けると、コスト増を招いてしまう。

これに対して、本実施形態に係る車両用駆動装置１−１は、車両１００の後進時に所定モードとし、所定モードにおいて車両１００を後進させる。図２５は、所定モードによる後進走行の説明図である。図２５に示すように、後進走行時には差動機構１０がロック機構４０によってロックされ、かつ第一変速部２０は後進用の変速段、第二変速部３０は中立状態とされる。これにより、ＥＶリバース走行ではクラッチ２を開放して回転電機３を動力源として車両１００を後進させることができる。エンジンリバース走行では、クラッチ２を係合してエンジン１を動力源として車両１００を後進させることができる。つまり、変速段の切り替えや回転数制御を必要とせずにＥＶリバース走行とエンジンリバース走行とに相互に移行することができる。

例えば、ＥＶリバース走行からエンジンリバース走行に移行する場合、スタータによってエンジン１を始動し、始動後にクラッチ２を係合することでスムーズにエンジンリバース走行に移行することができる。また、後進時に第二変速部３０は中立状態とされるため、第二変速部３０に後進用の変速段を設ける必要がない。後進用の変速段は第一変速部２０に設ける１組で済むため、コストが低減される。また、動力循環が生じないため、伝達効率の低下が抑制される。

なお、本実施形態では、差動機構１０として遊星歯車機構が用いられたがこれに限らず、他の公知の差動機構が採用されてもよい。また、変速部２０，３０として、他の公知の変速機構が採用されてもよい。また、所定モードは、本実施形態で開示された以外の場面で実施されてもよい。

また、回転電機３、第一変速部２０および第二変速部３０と差動機構１０との接続形態は、例示したものには限定されない。例えば、サンギア１１、キャリア１４およびリングギア１３に対して、回転電機３、第一変速部２０および第二変速部３０のいずれを接続するかの対応関係は、適宜定めることができる。

［実施形態の第１変形例］
実施形態の第１変形例について説明する。図２６は、第１変形例に係る車両１００のスケルトン図である。本変形例に係る車両用駆動装置１−２において、上記実施形態の車両用駆動装置１−１と異なる点は、ダブルピニオン式の差動機構６０を備える点である。本変形例に係る車両用駆動装置１−２では、後進用の変速段を不要とすることができる。

差動機構６０は、第一変速部７０の入力軸６と同軸上に配置されている。入力軸６には、エンジン１側から順に、差動機構６０、ロック機構４０、ドリブンギア７、ドライブギア７１、スリーブ７６、ドライブギア７２，７３、スリーブ７７、ドライブギア７４，７５、スリーブ７８が配置されている。

差動機構６０は、サンギア６１、第一ピニオンギア６２ａ、第二ピニオンギア６２ｂ、リングギア６３およびキャリア６４を有する。リングギア６３は、サンギア６１と同軸上でかつサンギア６１の径方向外側に配置されている。第一ピニオンギア６２ａおよび第二ピニオンギア６２ｂは、サンギア６１とリングギア６３との間に配置されている。第一ピニオンギア６２ａは、サンギア６１および第二ピニオンギア６２ｂとそれぞれ噛み合っている。第二ピニオンギア６２ｂは、第一ピニオンギア６２ａおよびリングギア６３とそれぞれ噛み合っている。第一ピニオンギア６２ａおよび第二ピニオンギア６２ｂは、キャリア６４によって回転自在に支持されている。

サンギア６１は、入力軸６と同軸上に入力軸６に対して相対回転自在に支持されている。サンギア６１の回転軸には、ドライブギア１６が設けられている。ドライブギア１６は、第二変速部８０の入力軸１７に配置されたドリブンギア１８と噛み合っている。ドライブギア１６とドリブンギア１８のギア比は１である。従って、入力軸１７は、サンギア６１と同じ回転速度でサンギア６１の回転方向と反対方向に回転する。

キャリア６４は、入力軸６と連結されており、入力軸６と一体回転する。従って、第一ピニオンギア６２ａは、キャリア６４と共に入力軸６の中心軸線周りに回転（公転）可能であり、かつキャリア６４によって支持されて、第一ピニオンギア６２ａの中心軸線周りに回転（自転）可能である。また、第二ピニオンギア６２ｂは、キャリア６４と共に入力軸６の中心軸線周りに回転（公転）可能であり、かつキャリア６４によって支持されて、第二ピニオンギア６２ｂの中心軸線周りに回転（自転）可能である。

リングギア６３の外周面には、入力ギア６５が設けられている。入力ギア６５は、回転電機３の回転軸３ａに設けられた出力ギア３ｂと噛み合っている。回転電機３は、力行時には電力を消費してトルクを出力し、出力トルクによって入力ギア６５を回転駆動することができる。また、回転電機３は、回生時には入力ギア６５から出力ギア３ｂに伝達されるトルクによって回転駆動されて発電を行い、発電負荷に応じた負荷トルクを入力ギア６５に作用させることができる。

ロック機構４０は、差動機構６０のサンギア６１とキャリア６４との相対回転を規制する機能を有する。ロック機構４０は、例えば、上記実施形態のロック機構４０と同様の噛合い式のドグクラッチである。ロック機構４０は、スリーブ４１と、入力軸６に連結されたドグ歯４２と、サンギア６１に連結されたドグ歯４３とを有する。ロック機構４０は、スリーブ４１を図示しないアクチュエータによって駆動して軸方向に移動させることにより、係合状態と開放状態とに切り替わる。

係合状態のロック機構４０は、サンギア６１とキャリア６４との相対回転を規制し、差動機構６０を差動不能にロックする。これに対して、開放状態のロック機構４０は、サンギア６１とキャリア６４との相対回転を許容し、差動機構６０の差動を許容する。なお、ロック機構４０によって係合される回転要素の組合せは、サンギア６１とキャリア６４には限定されない。ロック機構４０は、差動機構６０のサンギア６１、リングギア６３、キャリア６４の差動を規制するように、いずれか２つ以上の回転要素を係合するものであればよい。

第一変速部７０は、上記実施形態の第一変速部２０のドライブギア２１，２２，２３，２４，２５に代えて各速のドライブギア７１，７２，７３，７４，７５を有する。また、上記実施形態の第一変速部２０のスリーブ２７，２８，２９に代えてスリーブ７６，７７，７８を有する。なお、上記実施形態の第一変速部２０とは異なり、第一変速部７０は後進用の変速段を備えていない。

第一変速部７０は、アクチュエータによりスリーブ７６，７７，７８を駆動して軸方向に移動させることにより、ドライブギア７１，７２，７３，７４，７５のいずれかと入力軸６とを連結することができる。これにより、第１速から第５速のいずれかのギア対を介して入力軸６と出力軸１９とを接続し、当該ギア対の変速比で回転を伝達することができる。また、第一変速部７０は、スリーブ７６，７７，７８を軸方向に移動させることにより、全てのドライブギア７１，７２，７３，７４，７５を開放して中立状態とすることができる。中立状態の第一変速部７０は、入力軸６と出力軸１９との動力の伝達を遮断する。

第二変速部８０は、各速のドライブギア８１，８２，８３，８４と、スリーブ８５，８６と、各速のドリブンギア５１，５２，５３，５４とを含んで構成されている。ドライブギア８１，８２，８３，８４は、それぞれ入力軸１７に対して相対回転可能に支持されている。第二変速部８０は、中間段の変速部であり、第一変速部７０の各速の変速比に対する中間の変速比で回転を伝達することができる。出力軸１９と入力軸１７との中心軸線間の距離Ｌ２は、出力軸１９と入力軸６との中心軸線間の距離Ｌ１よりも大きい。第一変速部７０と第二変速部８０とでドリブンギア５１，５２，５３，５４が共通化されていることで、同じドリブンギア５１，５２，５３，５４に対応する第二変速部８０の変速段のギア比は、第一変速部７０の変速段のギア比よりも小さい。

ドライブギア８１とドリブンギア５１は、互いに噛み合う第１．５速変速段のギア対であり、第一変速部７０の第１速と第２速との間の変速比、例えば第１速と第２速との中間の変速比を実現する。ドライブギア８２とドリブンギア５２は、互いに噛み合う第２．５速変速段のギア対であり、第一変速部７０の第２速と第３速との間の変速比、例えば第２速と第３速との中間の変速比を実現する。ドライブギア８３とドリブンギア５３は、互いに噛み合う第３．５速変速段のギア対であり、第一変速部７０の第３速と第４速との間の変速比、例えば第３速と第４速との中間の変速比を実現する。ドライブギア８４とドリブンギア５４は、互いに噛み合う第４．５速変速段のギア対であり、第一変速部７０の第４速と第５速との間の変速比、例えば第４速と第５速との中間の変速比を実現する。

第二変速部８０は、アクチュエータによりスリーブ８５，８６を駆動して軸方向に移動させることにより、ドライブギア８１，８２，８３，８４のいずれかと入力軸１７とを連結することができる。これにより、第１．５速から第４．５速のいずれかのギア対を介して入力軸１７と出力軸１９とを接続し、当該ギア対の変速比で回転を伝達することができる。また、第二変速部８０は、スリーブ８５，８６を軸方向に移動させることにより、全てのドライブギア８１，８２，８３，８４を開放して中立状態とすることができる。中立状態の第二変速部８０は、入力軸１７と出力軸１９との動力の伝達を遮断する。

第一変速部７０および第二変速部８０は、共通の出力軸１９を介して、車両１００の駆動軸４５と接続されている。本変形例では、第一変速部７０が主変速機としての機能を有し、第二変速部８０が副変速機としての機能を有する。第一変速部７０および第二変速部８０は、変速段の切り替えおよびクラッチ２の係合／開放が自動制御される。本変形例に係る第二変速部８０は、上記実施形態の第二変速部３０の機能に加えて、後進時にエンジントルクを駆動輪４６に伝達する機能を有する。

ＥＣＵ５０は、第一変速部７０を変速する際に、第二変速部８０の変速段を第一変速部７０の変速前の変速段と目標変速段との中間の変速段とする。例えば、第一変速部７０において第１速変速段から第２速変速段にアップシフトする際に、予め第二変速部８０において第１．５速の変速段を形成しておく。これにより、第一変速部７０の変速段を切り替える間、第二変速部８０を介してトルクを駆動輪４６に伝達することができる。また、ＥＣＵ５０は、例えば、第一変速部７０を第５速変速段から第４速変速段にダウンシフトする際に、予め第二変速部８０において第４．５速の変速段を形成しておく。これにより、第一変速部７０をダウンシフトさせる間、第二変速部８０を介してトルクを駆動輪４６に伝達することができる。

また、第二変速部８０の変速比は、第一変速部７０の変速前の変速比と変速後の変速比との中間の変速比とされている。これにより、変速時のトルク変動や回転変動が抑制される。ＥＣＵ５０は、更に、回転電機３によって変速時の変速ショックを抑制することができる。例えば、変速時に回転電機３の回転数制御によって、第一変速部７０の入力軸６の回転数や第二変速部８０の入力軸１７の回転数を調節することにより、変速ショックを抑制することが可能である。

ここで、本変形例に係る車両用駆動装置１−２において発生する動力循環および伝達効率について説明する。図２７は、回転電機３の回転数が０であるときの差動機構６０の共線図である。図２７において、最も左側の縦軸は、第二変速部８０の入力軸１７の回転数を示し、Ｓ軸はサンギア６１の回転数を示し、Ｒ軸はリングギア６３の回転数を示し、Ｃ軸はキャリア６４の回転数を示す。差動機構６０のギア比（サンギア６１の歯数／リングギア６３の歯数）ρは、例えば、０．５とされている。

回転電機３の回転数が０となるときは、リングギア６３の回転数が０となるときである。このときの入力軸６の回転数Ｎ_Ａと入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂとの関係は、下記式（１４）となる。
Ｎ_Ａ＝Ｎ_Ｂ…（１４）

変速比の比率Ｇ２／Ｇ１をγとすると、上記式（１）、式（２）、式（１４）より、下記式（１５）が導かれる。つまり、変速比の比率γ＝１のときに回転電機３の回転数が０となる。
γ＝１…（１５）

変速比の比率γが１よりも大の場合と、γが１よりも小の場合とで、回転電機３から駆動輪４６までの動力の伝達経路、すなわちトルクの伝達方向が異なる。図２８は、変速比の比率γが１よりも大のときの動力伝達の説明図、図２９は、変速比の比率γが１よりも大のときの共線図、図３０は、変速比の比率γが１よりも小のときの動力伝達の説明図、図３１は、変速比の比率γが１よりも小のときの共線図である。

（変速比の比率γ＞１の場合）
図２８に示すように、変速比の比率γが１よりも大のときは、回転電機３のトルク（モータトルク）は、第二変速部８０を介して駆動軸４５から駆動輪４６へ伝達される。モータトルクの一部は、第一変速部７０を介してキャリア６４に伝達され、動力循環が生じる。ここで、入力軸６のトルクの大きさＴ_Ａは下記式（１６）となり、入力軸１７のトルクの大きさＴ_Ｂは下記式（１７）となる。
Ｔ_Ａ＝Ｔ_ＭＧ×（１−ρ）…（１６）
Ｔ_Ｂ＝Ｔ_ＭＧ×ρ…（１７）

駆動輪４６に伝達されるトルクＴ_０は、下記式（１８）で算出される。式（１８）に上記式（７）、式（８）、式（１６）、式（１７）を代入し、ρに１／２を代入すると、下記式（１９）が得られる。
Ｔ_０＝Ｔ_Ｄ−Ｔ_Ｃ…（１８）
Ｔ_０＝（Ｇ２−Ｇ１）×１／２×Ｔ_ＭＧ…（１９）

動力循環割合δ＝Ｔ_Ｃ／Ｔ_Ｄと定義すると、上記式（７）、式（８）、式（１６）、式（１７）から下記式（２０）が導かれる。
δ＝１／γ…（２０）

（変速比の比率γ＜１の場合）
図３０に示すように、変速比の比率γが１より小のときは、回転電機３のトルクは、第一変速部７０を介して駆動軸４５から駆動輪４６へ伝達される。モータトルクの一部は、第二変速部８０を介してサンギア６１に伝達され、動力循環が生じる。駆動輪４６に伝達されるトルクＴ_０は、下記式（２１）で算出される。
Ｔ_０＝Ｔ_Ｃ−Ｔ_Ｄ＝（Ｇ１−Ｇ２）×１／２×Ｔ_ＭＧ…（２１）
また、動力循環割合δは、下記式（２２）で算出される。
δ＝Ｔ_Ｄ／Ｔ_Ｃ＝γ…（２２）

上記式（２０）および式（２２）から、変速比の比率γと、動力循環割合δとの関係を示す図３２が得られる。動力循環率が１００％となるのは、動力循環割合δが１のときである。これは、式（２０）および式（２２）から変速比の比率γ＝１のときである。このときの共線図は、図２７に示すものとなり、駆動輪４６に動力が伝わらない状態となる。なお、ここまで、動力循環について回転電機３から駆動輪４６への動力の流れ（ＥＶ力行時）について説明したが、回生時は動力の流れの向きが逆となる。しかしながら、変速比の比率γと動力循環割合δとの関係はＥＶ力行時と回生時とで不変である。図３２に示すように、動力循環割合δは、変速比の比率γが１のときに最大となり、変速比の比率γが１からずれるに従い小さくなる。

本変形例に係る車両用駆動装置１−２は、上記実施形態の車両用駆動装置１−１と同様に、所定モードを備えている。車両用駆動装置１−２は、所定モードでは、第二変速部８０を中立状態とし、かつロック機構４０によって差動機構６０の差動を規制して第一変速部７０を介して回転電機３と駆動軸４５とを接続する。図３３は、第１変形例に係る車両１００の所定モードの等価図、図３４は、第１変形例の所定モードによる回生に係る共線図である。

エンジン走行時に回生を開始する場合、一例として、ダウンシフト待機状態から回生を開始する場合、ＥＣＵ５０は、第二変速部８０を中立状態とし、回転電機３の回転数制御によって、サンギア６１の回転数をキャリア６４の回転数と同じ回転数とする。これにより、図３４に示すように、第二変速部８０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂは、第一変速部７０の入力軸６の回転数Ｎ_Ａと大きさが同じであり、かつ入力軸６の回転数Ｎ_Ａと逆符号の回転数となる。車両用駆動装置１−２は、サンギア６１の回転数がキャリア６４の回転数と同期すると、ロック機構４０によってサンギア６１とキャリア６４とを連結する。

差動機構６０の差動がロックされることで、車両１００の駆動系は、図３３に示すものと同等となる。すなわち、回転電機３と、第一変速部７０の入力軸６とが直結され、かつ第二変速部８０の入力軸１７は、入力軸６に対してカウンタギア（Ｒｅｖ）を介して接続された状態となる。これにより、入力軸６と入力軸１７とは互いに反対方向に回転する。差動機構６０の差動がロックされた状態で、第一変速部７０あるいは第二変速部８０のいずれか一方を中立状態とし、他方の変速部を介して回転電機３と駆動軸４５とを接続すれば、動力循環を発生させずに動力を伝達することができる。本変形例では、回生時には第二変速部８０が中立状態とされ、第一変速部７０を介して回転電機３と駆動軸４５とが接続される。第二変速部８０が中立状態であるため、動力循環が発生せず、高い伝達効率で駆動輪４６から第一変速部７０を介して回転電機３に動力が伝達される。

車両用駆動装置１−２は、車両１００の後進時には、ロック機構４０によって差動機構６０の差動をロックし、第一変速部７０を中立状態として、第二変速部８０において適当な変速段を係合する。図３５は、第１変形例の所定モードによる後進走行の説明図である。図３３に示すように、本変形例に係る車両用駆動装置１−２の所定モードでは、エンジン１や回転電機３と第二変速部８０の入力軸１７とがカウンタギアを介して接続されているのと等価である。つまり、差動機構６０の差動を規制することにより、エンジン１から第二変速部８０を介して駆動軸４５に伝達される回転の回転方向が、車両１００を後進させる回転方向に切り替わる。言い換えると、差動機構６０の差動が規制されているときに、エンジン１から第二変速部８０を介して駆動軸４５に伝達される回転の回転方向は、車両１００を後進させる回転方向である。従って、後進時には第二変速部８０を介してエンジントルクやモータトルクを駆動軸４５に伝達するようにすれば、後進用の変速段が不要である。

つまり、後進時の所定モードでは、第一変速部７０が第２軸に対応し、第二変速部８０が第１軸に対応する。このように、所定モードでは、第一変速部７０と第二変速部８０のいずれを第１軸とするかを適宜変更することが可能である。

［実施形態の第２変形例］
実施形態の第２変形例について説明する。上記実施形態および第１変形例に係る車両１００は、変速部としてＭＭＴを備えていたが、変速部の構成はこれには限定されない。本変形例に係る車両２００は、変速部としてＤＣＴ（Dual Clutch Transmission）を備える。図３６は、第２変形例に係る車両２００の概略構成図、図３７は、第２変形例に係る車両２００のスケルトン図である。

図３６に示すように、ＤＣＴは、第一変速部１１０、第二変速部１２０、第一クラッチ１０１および第二クラッチ１０２を含んで構成されている。また、第２変形例に係る車両用駆動装置１−３は、回転電機３、第一変速部１１０、第二変速部１２０を含んで構成される。なお、車両用駆動装置１−３は、更に第一クラッチ１０１および第二クラッチ１０２やＥＣＵ１５０を含んで構成されてもよい。

第一クラッチ１０１は、回転軸４と第一変速部１１０の入力軸６とを断接するクラッチ装置である。第一変速部１１０は、奇数段の変速段を形成する変速部である。第二クラッチ１０２は、回転軸４と第二変速部１２０の入力軸１７とを断接するクラッチ装置である。第二変速部１２０は、偶数段の変速段を形成する変速部である。回転電機３と、第一変速部１１０の入力軸６と、第二変速部１２０の入力軸１７とは差動機構６０を介して互いに接続されている。また、第一変速部１１０と第二変速部１２０とは、共通の出力軸１９を介して駆動軸４５と接続されている。

図３７に示すように、差動機構６０は、上記第１変形例の差動機構６０と同様のダブルピニオン式の遊星歯車機構とすることができる。また、ロック機構４０は、上記第１変形例のロック機構４０と同様にサンギア６１とキャリア６４とを連結可能なものとすることができる。

回転軸４には、ドライブギア５，８が設けられている。ドライブギア５は、第一クラッチ１０１を介して第一変速部１１０の入力軸６と接続されている。具体的には、第一クラッチ１０１は、スリーブ１０１ａ、ドリブンギア１０１ｂおよび固定係合要素１０１ｃを有する。固定係合要素１０１ｃは、入力軸６と連結されており、入力軸６と一体回転する係合要素である。ドリブンギア１０１ｂは、入力軸６と同軸上に配置されており、入力軸６に対して相対回転可能に支持されている。ドリブンギア１０１ｂは、ドライブギア５と噛み合っている。スリーブ１０１ａは、アクチュエータに駆動されて軸方向に移動することにより、固定係合要素１０１ｃとドリブンギア１０１ｂの係合要素とを係合あるいは開放する。

固定係合要素１０１ｃとドリブンギア１０１ｂとが係合された場合、ドリブンギア１０１ｂと入力軸６とが連結され、ドリブンギア１０１ｂと入力軸６とが一体回転する。従って、この場合、回転軸４と入力軸６との間で動力が伝達される。

第一変速部１１０は、入力軸６、ドライブギア１１１，１１２，１１３、スリーブ１１４，１１５、ドリブンギア５１，５３，５５および出力軸１９を含んで構成されている。ドライブギア１１１，１１２，１１３は、それぞれ入力軸６に対して相対回転可能に支持されている。ドリブンギア５１，５３，５５は、それぞれ出力軸１９と連結されており、出力軸１９と一体回転する。

ドライブギア１１１とドリブンギア５１は、互いに噛み合う第１速変速段のギア対であり、ドライブギア１１２とドリブンギア５３は、互いに噛み合う第３速変速段のギア対であり、ドライブギア１１３とドリブンギア５５は、互いに噛み合う第５速変速段のギア対である。

第一変速部１１０は、アクチュエータによりスリーブ１１４，１１５を駆動して軸方向に移動させることにより、ドライブギア１１１，１１２，１１３のいずれかと入力軸６とを連結することができる。これにより、奇数段である第１速変速段、第３速変速段、第５速変速段のいずれかのギア対を介して入力軸６と出力軸１９とを接続し、当該ギア対の変速比で回転を伝達することができる。また、第一変速部１１０は、全てのドライブギア１１１，１１２，１１３を開放して中立状態とすることができる。

回転軸４のドライブギア８は、第二クラッチ１０２を介して第二変速部１２０の入力軸１７と接続されている。具体的には、第二クラッチ１０２は、スリーブ１０２ａ、ドリブンギア１０２ｂおよび固定係合要素１０２ｃを有する。固定係合要素１０２ｃは、入力軸１７と連結されており、入力軸１７と一体回転する係合要素である。ドリブンギア１０２ｂは、入力軸１７と同軸上に配置されており、入力軸１７に対して相対回転可能に支持されている。ドリブンギア１０２ｂは、ドライブギア８と噛み合っている。スリーブ１０２ａは、アクチュエータに駆動されて軸方向に移動することにより、固定係合要素１０２ｃとドリブンギア１０２ｂの係合要素とを係合あるいは開放する。

固定係合要素１０２ｃとドリブンギア１０２ｂとが係合された場合、ドリブンギア１０２ｂと入力軸１７とが連結され、ドリブンギア１０２ｂと入力軸１７とが一体回転する。従って、この場合、回転軸４と入力軸１７との間で動力が伝達される。

第二変速部１２０は、入力軸１７、ドライブギア１２１，１２２、スリーブ１２３、ドリブンギア５２，５４および出力軸１９を含んで構成されている。ドライブギア１２１，１２２は、それぞれ入力軸１７に対して相対回転可能に支持されている。ドリブンギア５２，５４は、それぞれ出力軸１９と連結されており、出力軸１９と一体回転する。

ドライブギア１２１とドリブンギア５２は、互いに噛み合う第２速変速段のギア対であり、ドライブギア１２２とドリブンギア５４は、互いに噛み合う第４速変速段のギア対である。

第二変速部１２０は、アクチュエータによりスリーブ１２３を駆動して軸方向に移動させることにより、ドライブギア１２１，１２２のいずれかと入力軸１７とを連結することができる。これにより、偶数段である第２速変速段あるいは第４速変速段のいずれかのギア対を介して入力軸１７と出力軸１９とを接続し、当該ギア対の変速比で回転を伝達することができる。また、第二変速部１２０は、全てのドライブギア１２１，１２２を開放して中立状態とすることができる。

このように、奇数段が第一変速部１１０に、偶数段が第二変速部１２０に配置されているため、動力を伝達する変速部を第一変速部１１０から第二変速部１２０へ、あるいは第二変速部１２０から第一変速部１１０へと切り替えることにより、アップシフトやダウンシフトを行うことができる。よって、変速の応答性が向上すると共に、変速時の駆動力の抜けが抑制され、ドライバビリティが向上する。

ＥＣＵ１５０は、エンジン走行時等にアップシフトやダウンシフトが予測されると、予め変速後の目標変速段を形成して待機させることができる。例えば、ＥＣＵ１５０は、第１速変速段で走行中にアップシフトが予測されると、第二変速部１２０に第２速変速段を形成させ、第二クラッチ１０２を開放して待機させておくことができる。アップシフトを実行するときには、第二クラッチ１０２を係合し、第一クラッチ１０１を開放することで速やかにアップシフトすることができる。ダウンシフト時も同様であり、現在動力を伝達していない変速部に、変速後の目標変速段を形成させて待機させることができる。

本変形例に係る車両用駆動装置１−３は、上記実施形態の車両用駆動装置１−１および第１変形例の車両用駆動装置１−２と同様に、所定モードを備える。図３８は、第２変形例に係る車両２００の所定モードの等価図である。エンジン走行中に回生を開始する場合、例えば、ダウンシフト待機状態から回生を開始する場合、ＥＣＵ１５０は、回転電機３の回転数制御によって、サンギア６１の回転数をキャリア６４の回転数と同じ回転数とする。ＥＣＵ１５０は、サンギア６１の回転数がキャリア６４の回転数と同期すると、ロック機構４０によってサンギア６１とキャリア６４とを連結する。

差動機構６０の差動がロックされることで、車両２００の駆動系は、図３８に示すものと同等となる。すなわち、回転電機３と第一変速部１１０の入力軸６とが直結され、かつ第二変速部１２０の入力軸１７は、入力軸６に対してカウンタギアを介して接続された状態となり、入力軸６の回転方向と逆方向に回転する。差動機構６０の差動がロックされた状態で、第一変速部１１０あるいは第二変速部１２０のいずれか一方を中立状態とし、他方の変速部を介して回転電機３と駆動軸４５とを接続すれば、動力循環を発生させずに動力を伝達することができる。

奇数段で回生を行う場合、例えば、第二クラッチ１０２を開放し、第二変速部１２０を中立状態とする。この場合、第二変速部１２０が第２軸に対応する。一方、偶数段で回生を行う場合、例えば、第一クラッチ１０１を開放し、第一変速部１１０を中立状態とする。この場合、第一変速部１１０が第２軸に対応する。

図３９は、第２変形例の所定モードによる後進走行の説明図である。ＥＣＵ１５０は、車両２００を後進させる場合、第一クラッチ１０１を開放し、第二クラッチ１０２を係合し、かつ第二変速部１２０を中立状態として、第一変速部１１０を介して駆動軸４５に動力を伝達する。これにより、変速部１１０，１２０の変速段の切り替えやクラッチ１０１，１０２の係合／開放の切り替え等を必要とせずにＥＶリバース走行からエンジンリバース走行へ、あるいはエンジンリバース走行からＥＶリバース走行へ移行することができる。よって、ＥＶリバース走行とエンジンリバース走行とを切り替えるときの駆動力の抜けやもたつき感の発生が抑制される。

［実施形態の第３変形例］
実施形態の第３変形例について説明する。上記実施形態および各変形例では、エンジン走行から回生に移行する場合に所定モードで回生が実行されたが、エンジン走行から回生に移行する場合であっても、予測される伝達効率等の状況に応じて所定モードを実行しないようにしてもよい。ここでは、上記実施形態の車両用駆動装置１−１を搭載する車両１００を例にして、所定モードによる回生を実行するか否かの判定について説明する。

図４０は、車両用駆動装置１−１のギア比の一例を示す図、図４１は、車両１００のトータルギア比の一例を示す図、図４２は、変速比の比率γに対する総伝達効率η（％）および動力循環率δ（％）を示す図、図４３は、各変速段における待機状態に係る動力循環率δおよび総伝達効率ηを示す図である。

図４０に示すように第一変速部２０および第二変速部３０の各変速段のギア比およびデフ比が定められている場合、トータルギア比（各変速段のギア比×デフ比）は、図４１で示すようになる。また、変速比の比率γと、総伝達効率ηおよび動力循環率δとの関係は、図４２で示すようになる。図４２の横軸は、変速比の比率γを示し、縦軸は動力循環率δ（％）および総伝達効率η（％）を示す。ここで、総伝達効率ηは、所定モードにおける回転電機３と駆動輪４６との間の伝達効率である。総伝達効率ηは、第一変速部２０および第二変速部３０のギア伝達効率がそれぞれ９８％である場合を前提としている。なお、本変形例では、差動機構１０のギア比ρが０．３とされている。図４２からわかる通り、変速比の比率γが（ρ＋１）＝１．３に近づくに従い、総伝達効率ηが急激に低下する。

図４３には、第一変速部２０の変速前の変速段（現在段）に対して、アップシフトあるいはダウンシフトが予測された場合に選択される第二変速部３０の変速段（中間段）が示されている。また、現在段と中間段との組合せにおける変速比の比率γ、動力循環率δ、総伝達効率ηがそれぞれ示されている。

例えば、現在段が第２速変速段（２ｎｄ）であり、次にダウンシフトが発生すると予測された場合、中間段として第１速変速段（１ｓｔ）が選択される。この現在段と中間段との組合せでは、所定モードとせずにそのままの変速段で回転電機３による回生や力行を実行する場合の変速比の比率γ＝１．８４、動力循環率δ＝７０．６％、総伝達効率η＝８８．４％と算出される。他の待機状態についても同様にして変速比の比率γ、動力循環率δおよび総伝達効率ηを算出することができる。なお、総伝達効率ηがマイナスの値を示している現在段と中間段との組合せでは、回転電機３と駆動輪４６との間で動力が伝達できないことを意味している。

このようにして算出される動力循環率δや総伝達効率ηに基づいて、所定モードへの変形を実行するか否かを決定することができる。例えば、総伝達効率ηがマイナスとなる現在段と中間段との組合せの待機状態では、そのままでは回生ができないため、所定モードによる回生を実行することが必要となる。また、変速比の比率γと動力循環率δや総伝達効率ηとには、所定の対応関係があり、動力循環率δや総伝達効率ηは変速比の比率γから決まる。このため、例えば、変速比の比率γが所定範囲の値である場合に、所定モードとするようにしてもよい。あるいは、総伝達効率η等の伝達効率に基づいて所定モードとするようにしてもよい。

また、所定モードへの変形に要する時間、言い換えると所定モードへの移行に要する時間に基づいて、所定モードへの変形を実行するか否かが決定されてもよい。例えば、アップシフトが予測される場合、図４３に示すように現在段と中間段とが同じ変速段とされる。従って、アップシフト待機状態から所定モードへの変形が短時間で完了する。

具体的には、エンジン走行のアップシフト待機状態において、第一変速部２０の入力軸６の回転数Ｎ_Ａと第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂとが同じ回転数となっている。このため、ダウンシフト待機状態から所定モードへの移行には以下の（i）から（iii）の３つの手順が必要であるのに対し、アップシフト待機状態からは、手順（iii）のみで所定モードに移行することができる。
（i）第二変速部３０を中立状態とする。
（ii）回転電機３の回転数制御によって第二変速部３０の入力軸１７の回転数Ｎ_Ｂを第一変速部２０の入力軸６の回転数Ｎ_Ａと同じにする。
（iii）ロック機構４０によって差動機構１０の差動をロックする。

従って、車両用駆動装置１−１のアップシフト待機状態では、所定モードによる回生を積極的に実施することが好ましい。なお、車両用駆動装置１−１のアップシフト待機時には、差動機構１０の差動をロックした状態で待機するようにしてもよい。回生はいきなり発生するものであるため、予め差動機構１０の差動をロックして待機するようにすれば、回生を１００％取ることが可能となる。また、差動機構１０の差動をロックして待機しているときに変速実行の判定がなされた場合は、差動機構１０の差動ロックを解除して変速するようにすればよい。

また、車両用駆動装置１−１のダウンシフト待機状態では、総伝達効率ηに基づいて所定モードによる回生を実行するか否かを判定することができる。所定モードによる回生では、動力循環が生じないため、回転電機３と駆動輪４６との間の損失は、第一変速部２０の損失のみである。従って、本変形例の場合、総伝達効率ηは９８％となる。従って、所定モードへ移行した後は、所定モードに移行せずに回生を行う場合よりも回生時の伝達効率を高めることができる。一方、所定モードへの移行には時間を要し、上記手順（i）乃至（iii）を実行している間は回生ができないというマイナス面がある。

このため、所定モードに移行してから回生を行う場合と、所定モードに移行せずに回生を行う場合とでそれぞれ燃費を予測し、高燃費が予測される回生方法を実行するようにしてもよい。判定に用いるパラメータは、例えば、予測される回生量、バッテリの充電状態、要求制動力、前方の車両や障害物、前方の交通状況、目的地までの走行ルート、その他車両１００の周辺環境等が挙げられる。

図４４は、上記第１変形例に係る車両１００の各変速段の待機状態に係る動力循環率δおよび総伝達効率ηの一例を示す図である。上記第１変形例に係る車両１００において、動力循環割合δや総伝達効率ηに基づいて所定モードへの変更を行うか否かを決定するようにしてもよい。

図４５は、上記第２変形例に係る車両２００の各変速段の待機状態に係る動力循環率δおよび総伝達効率ηの一例を示す図である。上記第２変形例に係る車両２００において、動力循環割合δや総伝達効率ηに基づいて所定モードへの変更を行うか否かを決定するようにしてもよい。

上記の実施形態および各変形例に開示された内容は、適宜組み合わせて実行されることができる。

１−１，１−２，１−３ 車両用駆動装置
１ エンジン
３ 回転電機
６ 入力軸
１０，６０ 差動機構
１１ サンギア
１２ ピニオンギア
１３ リングギア
１４ キャリア
１７ 入力軸
１９ 出力軸
２０，７０，１１０ 第一変速部
３０，８０，１２０ 第二変速部
４０ ロック機構
４５ 駆動軸
４６ 駆動輪
５０ ＥＣＵ
１００ 車両
γ 変速比の比率
δ 動力循環割合
η 総伝達効率

Claims (7)

1. 回転電機と、
   それぞれに駆動軸と接続された第１軸および第２軸と、
   前記回転電機に接続された回転要素と、前記第１軸に接続された回転要素と、前記第２軸に接続された回転要素とを有する差動機構と
   を備え、
   前記第１軸および前記第２軸のそれぞれに変速機構を有し、
   前記第１軸および前記第２軸がそれぞれ変速段を形成し、前記第１軸および前記第２軸を介して前記回転電機と前記駆動軸とを接続し、前記差動機構に力の釣り合いを発生させて前記回転電機から前記駆動軸にトルクを伝達させるＥＶ走行モードと、
   前記第２軸を介した動力伝達を遮断し、かつ前記差動機構の差動を規制して前記第１軸を介して前記回転電機と前記駆動軸とを接続する所定モードを備える
   ことを特徴とする車両用駆動装置。
2. 前記第１軸の変速機構の変速比と前記第２軸の変速機構の変速比との比率が所定範囲の値である場合に、前記所定モードとする
   請求項１に記載の車両用駆動装置。
3. 前記第１軸の変速機構の変速比と前記第２軸の変速機構の変速比との比率から決まる伝達効率に基づいて前記所定モードとする
   請求項１に記載の車両用駆動装置。
4. 前記所定モードにおいて前記回転電機による回生を行う
   請求項１から３のいずれか１項に記載の車両用駆動装置。
5. 車両の後進時に、前記所定モードとする
   請求項１に記載の車両用駆動装置。
6. 更に、前記第１軸と接続された機関を備え、
   前記差動機構の差動が規制されることにより、前記機関から前記第１軸を介して前記駆動軸に伝達される回転の回転方向が、前記車両を後進させる回転方向に切り替わる
   請求項５に記載の車両用駆動装置。
7. 更に、クラッチを介して前記第１軸および前記第２軸と接続された機関を備え、
   前記クラッチを係合して前記機関を動力源として走行中に、前記クラッチを開放して前記回転電機による回生を行うときに前記所定モードとする
   請求項１に記載の車両用駆動装置。

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