JP6174720B2 - 動力装置 - Google Patents

Description

本発明は、輸送機関を推進するための２つの被駆動部を駆動する動力装置に関する。

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、いわゆるシングルピニオンタイプの第１及び第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ピニオンギヤ、第１キャリヤ及び第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ピニオンギヤ、第２キャリヤ及び第２リングギヤを有している。これらの第１サンギヤと第２キャリヤは、中空の第１回転軸を介して互いに連結されており、第１キャリヤと第２サンギヤは、中実の第２回転軸を介して互いに連結されている。また、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キャリヤ及び第２サンギヤは第２回転要素に、互いに連結された第１サンギヤ及び第２キャリヤは第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及び第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、いずれもシングルピニオンタイプの第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回転要素を有している。これらの第１〜第５回転要素は、それらの回転数が共線関係を満たしており、該共線関係を表す共線図において、第１〜第５回転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ピニオンギヤ、第１キャリヤ及び第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ピニオンギヤ、第２キャリヤ及び第２リングギヤを、第３遊星歯車機構は、第３サンギヤ、第３ピニオンギヤ、第３キャリヤ及び第３リングギヤを、それぞれ有している。これらの第１キャリヤと第３リングギヤは、筒状の第１連結部を介して互いに連結されており、第１リングギヤと第３キャリヤは、筒状の第２連結部を介して互いに連結されている。また、第３キャリヤと第２リングギヤは、筒状の第３連結部を介して互いに連結されており、第２キャリヤと第３サンギヤは、中実の回転軸を介して互いに連結されている。以上により、上記の第１〜第５回転要素が構成されている。

また、特許文献２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回転電機に連結され、第２回転要素は左駆動輪に、第３回転要素はエンジンに、第４回転要素は右駆動輪に、第５回転要素は第２回転電機に、それぞれ連結されている。これらの第１及び第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（図２など） 特許第５１５３５８７号（図２など）

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及び第２サンギヤ、第１及び第２ピニオンギヤ、第１及び第２キャリヤ、ならびに、第１及び第２リングギヤから成る８つの回転要素と、第１サンギヤと第２キャリヤを互いに連結する第１回転軸と、第１キャリヤと第２サンギヤを互いに連結する第２回転軸が必要であり、計１０個の部品が必要である。このように、装置を構成する要素の数が比較的多く、装置の大型化、重量化及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、第１〜第５回転要素を構成するために、第１〜第３サンギヤ、第１〜第３ピニオンギヤ、第１〜第３キャリヤ、及び第１〜第３リングギヤから成る１２個の回転要素と、各ギヤなどを互いに連結する第１〜第３連結部及び回転軸が必要であり、計１６個の部品が必要である。このように、特許文献１と同様、装置を構成する要素の数が比較的多く、装置の大型化、重量化及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、装置の小型化、軽量化及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。

上記の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Ｖ）を推進するための２つの被駆動部（左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ）を駆動する動力装置であって、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、差動装置ＧＳＦと、を備え、差動装置ＧＳＦは、回転自在のキャリヤ３１と、互いに一体に設けられた外歯車である第１ピニオンギヤＰ１、第２ピニオンギヤＰ２及び第３ピニオンギヤＰ３で構成され、キャリヤ３１に回転自在に支持された３連ピニオンギヤ３２と、外歯車で構成されるとともに、第１ピニオンギヤＰ１の内周側に第１ピニオンギヤＰ１に対応して設けられた第１サンギヤと、内歯車で構成されるとともに、第１ピニオンギヤの外周側に第１ピニオンギヤに対応して設けられた第１リングギヤＲ１との一方である第１ギヤ（第１リングギヤＲ１）と、外歯車で構成されるとともに、第２ピニオンギヤＰ２の内周側に第２ピニオンギヤに対応して設けられた第２サンギヤと、内歯車で構成されるとともに、第２ピニオンギヤＰ２の外周側に第２ピニオンギヤＰ２に対応して設けられた第２リングギヤＲ２との一方である第２ギヤ（第２リングギヤＲ２）と、外歯車で構成されるとともに、第３ピニオンギヤＰ３の内周側に第３ピニオンギヤＰ３に対応して設けられた第３サンギヤ（サンギヤＳ）と、内歯車で構成されるとともに、第３ピニオンギヤＰ３の外周側に第３ピニオンギヤＰ３に対応して設けられた第３リングギヤとの一方である第３ギヤ（サンギヤＳ）と、第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３のうちの少なくとも１つと、該少なくとも１つに対応する第１〜第３ギヤとに噛み合うとともに、キャリヤ３１に回転自在に支持された付加ピニオンギヤ３３と、を有し、第１ピニオンギヤＰ１は、付加ピニオンギヤ３３が第１ピニオンギヤＰ１及び第１ギヤのいずれにも噛み合っていないときには、第１ギヤに噛み合い、第２ピニオンギヤＰ２は、付加ピニオンギヤ３３が第２ピニオンギヤＰ２及び第２ギヤのいずれにも噛み合っていないときには、第２ギヤに噛み合い、第３ピニオンギヤＰ３は、付加ピニオンギヤが第３ピニオンギヤＰ３及び第３ギヤのいずれにも噛み合っていないときには、第３ギヤに噛み合い、キャリヤ３１及び第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しており、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及び第２外側回転要素（サンギヤＳ、キャリヤ３１）は、第１及び第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及び第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１及び第２準外側回転要素（第２リングギヤＲ２、第１リングギヤＲ１）は、２つの被駆動部の一方及び他方にそれぞれ機械的に連結されている（図１８、図１９）ことを特徴とする。

この構成によれば、差動装置が、回転自在のキャリヤと、互いに一体の第１〜第３ピニオンギヤから成る３連ピニオンギヤと、第１〜第３ギヤと、付加ピニオンギヤを有している。第１ギヤは、第１ピニオンギヤに対応して設けられた第１サンギヤ及び第１リングギヤの一方であり、第２ギヤは、第２ピニオンギヤに対応して設けられた第２サンギヤ及び第２リングギヤの一方であり、第３ギヤは、第３ピニオンギヤに対応して設けられた第３サンギヤ及び第３リングギヤの一方である。これらの第１〜第３サンギヤは外歯車で、第１〜第３リングギヤは内歯車で、それぞれ構成されている。また、３連ピニオンギヤ及び付加ピニオンギヤは、キャリヤに回転自在に支持されており、付加ピニオンギヤは、第１〜第３ピニオンギヤのうちの少なくとも１つと、この少なくとも１つに対応する第１〜第３ギヤとに噛み合っている。さらに、第１〜第３ピニオンギヤ及び第１〜第３ギヤのうちの付加ピニオンギヤが噛み合っていないギヤは、その対応するギヤ同士が噛み合っている。

また、上記のキャリヤ及び第１〜第３ギヤによって４つの回転要素が構成されており、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。ここで、付加ピニオンギヤは、共線図におけるキャリヤに対する第１〜第３ギヤのうちの１つ又は２つの位置を変更するためのものであるので、最大で２つあれば足りる。すなわち、上述した構成によれば、４つの回転要素を構成する上で、最大で、キャリヤ、３連ピニオンギヤ、第１〜第３ギヤ、及び２つの付加ピニオンギヤから成る計７個の部品で足り、最小で計６個の部品で足りる。このように、前述した特許文献１の場合と異なり、各種の回転要素を互いに連結する第１及び第２回転軸は不要であり、特許文献１の１０個の部品よりも少ない６個又は７個の部品により、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、軽量化及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及び第２外側回転要素は、第１及び第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及び第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１及び第２準外側回転要素は、２つの被駆動部の一方及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及び第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及び第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は、第１〜第３サンギヤ及び第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３のうちの第１〜第３ギヤ以外の１つである第４ギヤ（サンギヤＳ）をさらに有し、付加ピニオンギヤ３３は、第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３のうちの少なくとも１つと、該少なくとも１つに対応する第１〜第４ギヤ（第１リングギヤＲ１、第２リングギヤＲ２、第３リングギヤＲ３、サンギヤＳ）とに噛み合っており、第４ギヤが対応する第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３の１つは、付加ピニオンギヤ３３が第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３の１つ及び第４ギヤのいずれにも噛み合っていないときには、第４ギヤに噛み合い、キャリヤ３１及び第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おり、５つの回転要素のうちの第１及び第２外側回転要素（サンギヤＳ、キャリヤ３１）は、第１及び第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及び第２準外側回転要素（第２リングギヤＲ２、第１リングギヤＲ１）は、一方及び他方の被駆動部に機械的にそれぞれ連結されている（図２、図４）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に係る発明で述べた第１〜第３サンギヤ及び第１〜第３リングギヤのうちの第１〜第３ギヤ以外の１つである第４ギヤをさらに有しており、付加ピニオンギヤは、第１〜第３ピニオンギヤのうちの少なくとも１つと、この少なくとも１つに対応する第１〜第４ギヤとに噛み合っている。また、第４ギヤが対応する第１〜第３ピニオンギヤの１つは、付加ピニオンギヤが第１〜第３ピニオンギヤの前記１つ及び第４ギヤのいずれにも噛み合っていないときには、第４ギヤに噛み合っている。

また、上記のキャリヤ及び第１〜第４ギヤによって５つの回転要素が構成されており、これらの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にある。ここで、付加ピニオンギヤは、共線図におけるキャリヤに対する第１〜第４ギヤのうちの１つないし３つのいずれかの位置を変更するためのものであるので、最大で３つあれば足りる。すなわち、上述した構成によれば、５つの回転要素を構成する上で、最大で、キャリヤ、３連ピニオンギヤ、第１〜第４ギヤ、及び３つの付加ピニオンギヤから成る計９個の部品で足り、最小で計７個の部品で足りる。このように、前述した特許文献２の場合と異なり、各種の回転要素を互いに連結する第１〜第３連結部及び回転軸は不要であり、特許文献２の１６個の部品よりも少ない７個又は９個の部品により、特許文献２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、軽量化及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及び第２外側回転要素は、第１及び第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及び第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１及び第２準外側回転要素は、２つの被駆動部の一方及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及び第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及び第２外側回転要素ならびに第１及び第２準外側回転要素以外の回転要素である中央回転要素（第３リングギヤＲ３）は、エネルギ出力装置に機械的に連結されている（図２、図４）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及び第２外側回転要素ならびに第１及び第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及び第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及び第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及び第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ないし３のいずれかに記載の動力装置において、第１及び第２準外側回転要素はそれぞれ、キャリヤ３１及び第１〜第３ギヤのうちの１つ及び他の１つとしての、キャリヤ３１及び第１〜第３リングギヤＲ１、Ｒ２のうちの１つ及び他の１つ（第２リングギヤＲ２、第１リングギヤＲ１）である（図１８、図１９）ことを特徴とする。

この構成によれば、２つの被駆動部の一方及び他方にそれぞれ連結される第１及び第２準外側回転要素はそれぞれ、キャリヤ及び第１〜第３リングギヤのうちの１つ及び他の１つである。これにより、次のような効果が得られる。すなわち、本発明と異なり、前述した第１ギヤとしての第１サンギヤを被駆動部に連結したときには、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２０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。このことは、第２及び第３ギヤとしての第２及び第３サンギヤを被駆動部に連結した場合にも、同様に当てはまる。

また、図２０に示すように、第１ピニオンギヤが第１サンギヤに噛み合っている場合には、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、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サンギヤから被駆動部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２０は、第１ピニオンギヤが３つの例であり、同図には、便宜上、遠心力ｇｐ及び噛合い反力ｐｓを、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。このことは、第１ピニオンギヤを第１サンギヤに噛み合わせずに、第１サンギヤ及び第１ピニオンギヤの双方に噛み合う付加ピニオンギヤを設けた場合には、この付加ピニオンギヤを支持する軸受けについても同様に当てはまり、第２ギヤとしての第２サンギヤ及び第３ギヤとしての第３サンギヤを被駆動部に連結した場合にも、それぞれ同様に当てはまる。

本発明によれば、前述したように、一方及び他方の被駆動部に、第１〜第３サンギヤではなく、キャリヤ及び第１〜第３リングギヤの１つ及び他の１つがそれぞれ連結されている。図２１は、３つの第１ピニオンギヤを第１リングギヤに噛み合わせるとともに、第１リングギヤを被駆動部に連結した場合における各ギヤの噛み合い反力の関係について示している。図２１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２０で述べた第１サンギヤの場合と比較して、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。この効果は、第２及び第３リングギヤを被駆動部に連結した場合にも、それぞれ同様に得ることができる。

さらに、図２１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２１には、便宜上、遠心力ＧＰ及び噛合い反力ＰＲを、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。また、第１ピニオンギヤの数は３つに限らず、任意である。

また、第１ピニオンギヤを第１リングギヤに噛み合わせずに、第１リングギヤ及び第１ピニオンギヤに噛み合う付加ピニオンギヤを設けた場合には、この付加ピニオンギヤを支持する軸受けについて、上述した効果を同様に得ることができる。さらに、第２又は第３リングギヤを被駆動部に連結した場合において、第２又は第３リングギヤに噛み合う付加ピニオンギヤを設けたときには、この付加ピニオンギヤを支持する軸受けについて、上述した効果を同様に得ることができる。また、第２又は第３リングギヤに噛み合う付加ピニオンギヤを設けないときには、第２及び第３ピニオンギヤを支持する軸受けについて、上述した効果を同様に得ることができる。

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及びトルクの釣合関係を、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及びトルクの釣合関係を、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及びトルクの釣合関係を、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及びトルクの釣合関係を、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８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及びトルクの釣合関係を示す共線図である。 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１０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及びトルクの釣合関係を示す共線図である。 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１２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及びトルクの釣合関係を示す共線図である。 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１４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及びトルクの釣合関係を示す共線図である。 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及びトルクの釣合関係を示す共線図である。 本発明の第７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１８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及びトルクの釣合関係を示す共線図である。 本発明による効果を説明するための図である。 本発明による効果を説明するための、図２０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について詳細に説明する。図１及び図２に示す第１実施形態による動力装置は、四輪の車両Ｖの左右の出力軸ＳＬ、ＳＲを駆動するものであり、車両Ｖの前部に配置されている。これらの左右の出力軸ＳＬ、ＳＲは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持され、互いに同軸状に配置されるとともに、左右の前輪ＷＬ、ＷＲ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変速機４を備えている。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）が変速機４の入力軸（図示せず）に連結されている。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、その変速機出力軸に出力する。変速機出力軸には、外歯車であるギヤ４ａ（図２参照）が一体に設けられている。エンジン３及び変速機４の動作は、後述するＥＣＵ２によって制御される。

また、動力装置は、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに分配される動力を制御するための配分装置ＤＳ１を備えており、配分装置ＤＳ１は、差動装置ＧＳ、第１回転電機１１及び第２回転電機１２などで構成されている。差動装置ＧＳは、エンジン３、第１及び第２回転電機１１、１２と左右の出力軸ＳＬ、ＳＲとの間で動力を伝達するためのものであり、サンギヤＳ、キャリヤ３１、３連ピニオンギヤ３２、付加ピニオンギヤ３３、第１リングギヤＲ１、第２リングギヤＲ２及び第３リングギヤＲ３で構成されている。また、差動装置ＧＳは、左右の前輪ＷＬ、ＷＲの間に位置しており、サンギヤＳ及び第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３は、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されている。

また、サンギヤＳは、外歯車で構成されるとともに、後述する第１ピニオンギヤＰ１に対応して、第１ピニオンギヤＰ１の内周側に設けられている。さらに、サンギヤＳは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第１回転軸１４を介して、第１回転電機１１の後述する第１ロータ１１ｂに同軸状に連結されており、第１ロータ１１ｂと一体に回転自在である。第１回転軸１４の内周側には、右出力軸ＳＲが、同軸状かつ相対的に回転自在に配置されている。キャリヤ３１は、ドーナツ板状の第１基部３１ａ及び第２基部３１ｂと、両基部３１ａ、３１ｂに一体に設けられた３つの第１支軸３１ｃ及び第２支軸３１ｄ（いずれも２つのみ図示）で構成されている。また、キャリヤ３１は、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されており、その内周側には、サンギヤＳ及び第１回転軸１４が相対的に回転自在に配置されている。

第１及び第２基部３１ａ、３１ｂは、左右の出力軸ＳＬ、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２基部３１ｂは、第１基部３１ａよりも右前輪ＷＲ側に配置されており、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第２回転軸１５を介して、第２回転電機１２の後述する第２ロータ１２ｂに同軸状に連結されている。これにより、キャリヤ３１は、第２ロータ１２ｂと一体に回転自在である。第２回転軸１５の内周側には、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及び第２支軸３１ｃ、３１ｄは、第１及び第２基部３１ａ、３１ｂの間に設けられており、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと平行に延びている。また、第１支軸３１ｃは第１基部３１ａの径方向の内端部に、第２支軸３１ｄは第１基部３１ａの径方向の外端部に、それぞれ位置している。さらに、３つの第１支軸３１ｃは、第１基部３１ａの周方向に互いに等間隔に位置しており、このことは、３つの第２支軸３１ｄについても同様である。

前記３連ピニオンギヤ３２は、互いに一体に形成された第１ピニオンギヤＰ１、第２ピニオンギヤＰ２及び第３ピニオンギヤＰ３から成り、第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３は、外歯車で構成されている。３連ピニオンギヤ３２の数は、上述した第２支軸３１ｄと同じ３つであり（２つのみ図示）、各３連ピニオンギヤ３２は、第２支軸３１ｄに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されている。第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３は、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと平行な同一軸線上に、左前輪ＷＬ側からこの順で並んでいる。なお、３連ピニオンギヤ３２の数及び第２支軸３１ｄの数は３つに限らず、任意である。

前記第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３は、内歯車で構成されており、左前輪ＷＬ側からこの順で並んでいる。第１リングギヤＲ１は、第１ピニオンギヤＰ１に対応して、第１ピニオンギヤＰ１の外周側に設けられており、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合っている。また、第１リングギヤＲ１は、中空の第３回転軸１６及びフランジを介して、右出力軸ＳＲに同軸状に連結されており、右出力軸ＳＲと一体に回転自在である。付加ピニオンギヤ３３は、外歯車で構成されており、その数が第１支軸３１ｃと同じ３つである（２つのみ図示）。各付加ピニオンギヤ３３は、第１支軸３１ｃに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、サンギヤＳ及び第１ピニオンギヤＰ１の双方に噛み合っている。なお、付加ピニオンギヤ３３の数及び第１支軸３１ｃの数は３つに限らず、任意である。

第２リングギヤＲ２は、第２ピニオンギヤＰ２に対応して、第２ピニオンギヤＰ２の外周側に設けられており、第２ピニオンギヤＰ２に噛み合っている。また、第２リングギヤＲ２は、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第４回転軸１７及びフランジを介して、左出力軸ＳＬに同軸状に連結されており、左出力軸ＳＬと一体に回転自在である。第４回転軸１７の内周側には、上記の第３回転軸１６が相対的に回転自在に配置されている。第３リングギヤＲ３は、第３ピニオンギヤＰ３に対応して、第３ピニオンギヤＰ３の外周側に設けられており、第３ピニオンギヤＰ３に噛み合っている。また、第３リングギヤＲ３の外周部には、外歯車であるギヤＧが形成されており、ギヤＧは、前述した変速機出力軸のギヤ４ａに噛み合っている。

さらに、第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３の歯数ＺＰ１〜ＺＰ３、及び第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３の歯数ＺＲ１〜ＺＲ３は、それらの間に次式（１）及び（２）が成立するように、設定されている。
ＺＲ１／ＺＰ１＞ＺＲ３／ＺＰ３＞ＺＲ２／ＺＰ２ ……（１）
ＺＰ３／ＺＲ３＝（ＺＰ１／ＺＲ１＋ＺＰ２／ＺＲ２）／２
……（２）

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ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されており、差動装置ＧＳと右前輪ＷＲの間に位置している。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、前述したようにサンギヤＳ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。第１ＰＤＵ２１は、インバータなどの電気回路で構成されている。図３に示すように、第１ＰＤＵ２１には、ＥＣＵ２が電気的に接続されている。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及び第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ＳＬ、ＳＲ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及び第２ロータ１２ｂはそれぞれ、第１ステータ１１ａ及び第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、前述したようにキャリヤ３１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。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、サンギヤＳ、第２リングギヤＲ２、第３リングギヤＲ３、第１リングギヤＲ１及びキャリヤ３１は、互いの間で動力が伝達可能であり、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、キャリヤ３１を固定した状態で、サンギヤＳを回転させたときには、第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３はいずれも、サンギヤＳの回転方向と同方向に回転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３の回転数の間に、「第２リングギヤＲ２の回転数＞第３リングギヤＲ３の回転数＞第１リングギヤＲ１の回転数」の関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、サンギヤＳ、第２リングギヤＲ２、第３リングギヤＲ３、第１リングギヤＲ１及びキャリヤ３１は、この順で並ぶ。

また、サンギヤＳ及び第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、サンギヤＳの回転数及び第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及びフランジを介して左出力軸ＳＬに連結されているので、第２リングギヤＲ２の回転数及び左出力軸ＳＬの回転数は、互いに等しい。また、第３リングギヤＲ３は、ギヤＧ及びギヤ４ａを介して変速機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及びギヤ４ａによる変速を無視すれば、第３リングギヤＲ３の回転数及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３回転軸１６及びフランジを介して右出力軸ＳＲに連結されているので、第１リングギヤＲ１の回転数及び右出力軸ＳＲの回転数は、互いに等しい。また、キャリヤ３１は、第２回転軸１５を介して第２ロータ１２ｂに連結されているので、キャリヤ３１の回転数及び第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４に示す共線図のように表される。同図及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４から明らかなように、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲは、互いに差回転が可能である。

また、図４におけるα及びβはそれぞれ、第１レバー比及び第２レバー比（トルク比・速度比）であり、次式（３）及び（４）で表される。
α＝ＺＲ１（ＺＲ２×ＺＰ１−ＺＳ×ＺＰ２）
／ＺＳ（ＺＲ１×ＺＰ２−ＺＲ２×ＺＰ１） ……（３）
β＝ＺＲ２×ＺＰ１／（ＺＲ１×ＺＰ２−ＺＲ２×ＺＰ１） ……（４）
ここで、ＺＳは、サンギヤＳの歯数である。

これらの第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２の歯数ＺＲ１、ＺＲ２、第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の歯数ＺＰ１、ＺＰ２、ならびにサンギヤＳの歯数ＺＳは、前記式（１）及び（２）による条件に加え、左右の前輪ＷＬ、ＷＲの差回転が可能な範囲内で第１及び第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及び第２レバー比α、βが互いに等しくなるとともに比較的大きな値になるように、設定されている。

また、図３に示すように、ＥＣＵ２には、操舵角センサ４１から車両Ｖ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４２から車両Ｖの車速ＶＰを表す検出信号が、アクセル開度センサ４３から車両Ｖ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４４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４４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及び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４１〜４４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及び第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Ｖの直進時及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Ｖの直進時で、かつ定速走行中又は加速走行中には、第１及び第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及び第２ステータ１１ａ、１２ａに供給される電力を制御する。図４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及びトルクの釣合関係を示している。

図４において、ＴＭ１及びＴＭ２はそれぞれ、第１及び第２回転電機１１、１２での力行に伴って第１及び第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及び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ＳＬ及び右出力軸ＳＲに作用する反力トルクであり、ＲＬＭ２及び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ＳＬ及び右出力軸ＳＲに作用する反力トルクである。さらに、ＴＥは、エンジン３から変速機４を介して第３リングギヤＲ３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及びＲＲＥは、第３リングギヤＲ３への変速後エンジントルクＴＥの伝達に伴って左出力軸ＳＬ及び右出力軸ＳＲにそれぞれ作用する反力トルクである。

また、左出力軸ＳＬ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ＳＲ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ＳＬ、ＳＲが、左右の前輪ＷＬ、ＷＲとともに正転方向に駆動される。この場合、共線図（図４）における第３リングギヤＲ３から左出力軸ＳＬまでの距離と、第３リングギヤＲ３から右出力軸ＳＲまでの距離が互いに等しいので、第３リングギヤＲ３から左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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及び第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ＳＬ、ＳＲ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ＳＬ、ＳＲ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及び第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及び第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及び第２回転電機１１、１２から左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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及び第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及び第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）、又は、エンジン３を用いずに第１及び第２回転電機１１、１２のみによる車両Ｖ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４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及びトルクの釣合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及び反力トルクＲＲＥは発生しない。

さらに、車両Ｖ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Ｖの慣性エネルギを用いて第１及び第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及びトルクの釣合関係を示している。同図において、ＴＧ１及びＴＧ２はそれぞれ、第１及び第２回転電機１１、１２での回生に伴って第１及び第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及び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ＳＬ及び右出力軸ＳＲに作用する反力トルクであり、ＲＬＧ２及び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ＳＬ及び右出力軸ＳＲ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ＳＬ、ＳＲに制動トルクが作用し、車両Ｖが減速される。また、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに作用する制動トルクが互いに同じになるように、第１及び第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及び第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ＳＬ、ＳＲ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ＳＬ、ＳＲ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及び第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及び第２回転電機１１、１２から左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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及び第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Ｖの前進中の右旋回時において、車両Ｖ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及び第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及び第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４に示すトルクの釣合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Ｖの右ヨーモーメントが増大する。この場合、第１及び第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及び第２回転電機１１、１２によるエンジン３のアシスト中）又はＥＶ走行中（第１及び第２回転電機１１、１２のみでの車両Ｖ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及び第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及び第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５に示すトルクの釣合関係から明らかなように、右出力軸ＳＲに作用する制動トルクが左出力軸ＳＬのそれよりも大きくなる結果、車両Ｖの右ヨーモーメントが増大する。この場合、第１及び第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Ｖ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及びトルクの釣合関係を示している。図４を参照して前述したように、図６におけるＴＭ１は、第１モータ出力トルクであり、ＲＬＭ１及び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ＳＬ及び右出力軸ＳＲ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及びＲＲＥは、第３リングギヤＲ３への変速後エンジントルクＴＥの伝達に伴って左出力軸ＳＬ及び右出力軸ＳＲにそれぞれ作用する反力トルクである。さらに、図５を参照して前述したように、図６におけるＴＧ２は、第２モータ制動トルクであり、ＲＬＧ２及び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ＳＬ及び右出力軸ＳＲ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ＳＬに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲに制動トルクが作用する結果、車両Ｖ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に供給する電力及び第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及び第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及び第２モータ制動トルクＴＧ２を介して、第１及び第２回転電機１１、１２から左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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増大条件又は第２増大条件である。
第１増大条件：エンジン３による車両Ｖ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Ｖ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６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ＳＬに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲに制動トルクが作用する結果、車両Ｖの右ヨーモーメントが増大する。換言すれば、右出力軸ＳＲ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ＳＬ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Ｖ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６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ＳＬに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲに制動トルクが作用する結果、車両Ｖの右ヨーモーメントが増大する。換言すれば、右出力軸ＳＲのトルクの一部が、第１モータ力行トルクＴＭ１を反力として、左出力軸ＳＬ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Ｖの右旋回時において、車両Ｖ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及び第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及び第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４に示すトルクの釣合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Ｖの右ヨーモーメントが低減される。この場合、第１及び第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、モータアシスト中又は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及び第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及び第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５に示すトルクの釣合関係から明らかなように、左出力軸ＳＬに作用する制動トルクが右出力軸ＳＲに作用する制動トルクよりも大きくなる結果、車両Ｖの右ヨーモーメントが低減される。この場合、第１及び第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Ｖ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及びトルクの釣合関係を示している。図５を参照して前述したように、図７におけるＴＧ１は、第１モータ制動トルクであり、ＲＬＧ１及び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ＳＬ及び右出力軸ＳＲに作用する反力トルクである。また、図４を参照して前述したように、図７におけるＴＭ２は、第２モータ出力トルクであり、ＲＬＭ２及び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ＳＬ及び右出力軸ＳＲ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ＳＬに制動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲに駆動トルクが作用する結果、車両Ｖ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で回生する電力及び第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及び第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及び第２モータ出力トルクＴＭ２を介して、第１及び第２回転電機１１、１２から左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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低減条件又は第２低減条件である。
第１低減条件：車両Ｖ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Ｖ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７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ＳＬに制動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲに駆動トルクが作用する結果、車両Ｖ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Ｖ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７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ＳＬに制動トルクが作用するとともに、右出力軸ＳＲに駆動トルクが作用する結果、車両Ｖ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Ｖの前進中の左旋回時、車両Ｖ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及び低減用の第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及び低減用の第１〜第４トルク分配制御と左右対称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Ｖ及び左右の出力軸ＳＬ、ＳＲが、本発明における輸送機関及び２つの被駆動部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、第１及び第２回転電機１１、１２が、本発明におけるエネルギ出力装置、第１及び第２エネルギ入出力装置にそれぞれ相当する。また、第１実施形態におけるサンギヤＳが、本発明における第４ギヤ及び第１外側回転要素に相当するとともに、第１実施形態におけるキャリヤ３１が、本発明における第２外側回転要素に相当する。さらに、第１実施形態における第２リングギヤＲ２が、本発明における第２ギヤ及び第１準外側回転要素に相当し、第１実施形態における第１リングギヤＲ１が、本発明における第１ギヤ及び第２準外側回転要素に相当するとともに、第１実施形態における第３リングギヤＲ３が、本発明における第３ギヤ及び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、差動装置ＧＳが、キャリヤ３１と、互いに一体の第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３から成る３連ピニオンギヤ３２と、サンギヤＳと、第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３と、付加ピニオンギヤ３３で構成されている（図２）。また、これらのサンギヤＳ、第２リングギヤＲ２、第３リングギヤＲ３、第１リングギヤＲ１及びキャリヤ３１によって、５つの回転要素が構成されており、これらの５つの回転要素は、共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係にある（図４〜図７）。このように、前述した特許文献２と同等の差動装置を、キャリヤ３１、３連ピニオンギヤ３２、サンギヤＳ、第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３及び付加ピニオンギヤ３３により構成でき、特許文献２の１６個の部品よりも少ない計７個の部品によって、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、軽量化及び製造コストの削減を図ることができる。

また、共線図において両外側にそれぞれ位置するサンギヤＳ及びキャリヤ３１が、第１及び第２回転電機１１、１２（第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂ）にそれぞれ機械的に連結されており、サンギヤＳ及びキャリヤ３１の隣にそれぞれ位置する第２及び第１リングギヤＲ２、Ｒ１が、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ機械的に連結されている。これにより、第１及び第２回転電機１１、１２から出力された回転エネルギを、差動装置ＧＳを介して左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに伝達し、両者ＳＬ、ＳＲを適切に駆動することができる。この場合、５つの回転要素（サンギヤＳ、第２リングギヤＲ２、第３リングギヤＲ３、第１リングギヤＲ１、キャリヤ３１）の回転数が互いに共線関係にあるので、第１及び第２回転電機１１、１２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、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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。

さらに、５つの回転要素のうち、共線図において中央に位置する第３リングギヤＲ３が、第１及び第２回転電機１１、１２と別個に設けられたエンジン３に機械的に連結されている。これにより、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに、第１及び第２回転電機１１、１２からの回転エネルギに加え、エンジン３からの回転エネルギが伝達されるので、第１及び第２回転電機１１、１２に必要とされるトルクを低減でき、それにより両者１１、１２の小型化を図ることができる。

また、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに、サンギヤＳではなく、第２及び第１リングギヤＲ２、Ｒ１がそれぞれ機械的に連結されている。したがって、図２０及び図２１を用いて説明したように、第１及び第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及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２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、第１実施形態では、サンギヤＳ及びキャリヤ３１を、第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂにそれぞれ連結するとともに、第２及び第１リングギヤＲ２、Ｒ１を、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ連結しているが、これとは逆に、キャリヤ及びサンギヤを、第１及び第２ロータにそれぞれ連結するとともに、第１及び第２リングギヤを、左右の出力軸にそれぞれ連結してもよい。また、第１実施形態では、サンギヤＳを、第１ピニオンギヤＰ１に対応させて設けるとともに、付加ピニオンギヤ３３を、サンギヤＳ及び第１ピニオンギヤＰ１に噛み合わせているが、サンギヤを、第２又は第３ピニオンギヤに対応させて設けるとともに、付加ピニオンギヤを、第２及び第３ピニオンギヤのうちのサンギヤが対応する１つとサンギヤとに噛み合わせてもよい。この場合にも、回転数の関係を表す共線図におけるサンギヤ、第２リングギヤ、第３リングギヤ、第１リングギヤ及びキャリヤの並び順は、図４〜図７に示す並び順と同じであり、第１ロータ、左出力軸、変速機出力軸、右出力軸及び第２ロータとの連結関係も同じである。

次に、図８及び図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、付加ピニオンギヤ５３が、サンギヤＳＡ及び第１ピニオンギヤＰ１Ａではなく、第２ピニオンギヤＰ２Ａ及び第２リングギヤＲ２Ａに噛み合っている点が主に異なっている。図８及び図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２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８に示すように、配分装置ＤＳ２の差動装置ＧＳＡは、サンギヤＳＡ、キャリヤ５１、３連ピニオンギヤ５２、付加ピニオンギヤ５３、及び第１〜第３リングギヤＲ１Ａ〜Ｒ３Ａで構成されている。差動装置ＧＳＡと右前輪ＷＲの間には第１回転電機１１が、差動装置ＧＳＡと左前輪ＷＬの間には第２回転電機１２が、それぞれ配置されており、サンギヤＳＡ及び第１〜第３リングギヤＲ１Ａ〜Ｒ３Ａは、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されている。また、サンギヤＳＡは、外歯車で構成されるとともに、後述する第１ピニオンギヤＰ１Ａに対応して、第１ピニオンギヤＰ１Ａの内周側に設けられており、第１ピニオンギヤＰ１Ａに噛み合っている。さらに、サンギヤＳＡは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第１回転軸５４を介して、第２ロータ１２ｂに同軸状に連結されており、第２ロータ１２ｂと一体に回転自在である。第１回転軸５４の内周側には、左出力軸ＳＬが、同軸状かつ相対的に回転自在に配置されている。

キャリヤ５１は、ドーナツ板状の基部５１ａと、基部５１ａに一体に設けられた第１支軸５１ｂ及び第２支軸５１ｃで構成されており、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されている。キャリヤ５１の内周側には、サンギヤＳＡ及び第１回転軸５４が、相対的に回転自在に配置されている。第１及び第２支軸５１ｂ、５１ｃ、３連ピニオンギヤ５２、ならびに付加ピニオンギヤ５３の数はそれぞれ、３つである（それぞれ２つのみ図示）が、これに限られないことは、もちろんである。

上記の基部５１ａは、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されている。また、基部５１ａには、外歯車であるギヤＧＡが一体に設けられており、ギヤＧＡは、前述した変速機出力軸のギヤ４ａに噛み合っている。第１及び第２支軸５１ｂ、５１ｃは、基部５１ａから右前輪ＷＲ側に、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと平行に延びている。また、第１支軸５１ｂは基部５１ａの径方向の内端部に、第２支軸５１ｃは基部５１ａの径方向の外端部に、それぞれ位置している。さらに、３つの第１支軸５１ｂは、基部５１ａの周方向に互いに等間隔に位置しており、このことは、３つの第２支軸５１ｃについても同様である。

前記３連ピニオンギヤ５２は、第１実施形態と同様、互いに一体に形成された外歯車である第１ピニオンギヤＰ１Ａ、第２ピニオンギヤＰ２Ａ及び第３ピニオンギヤＰ３Ａで構成されており、第１支軸５１ｂに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されている。第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ａ〜Ｐ３Ａの位置関係は、第１実施形態の第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３のそれと同様である。

第１〜第３リングギヤＲ１Ａ〜Ｒ３Ａは、第１実施形態の第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３と同様の内歯車で構成されており、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ａ〜Ｐ３Ａにそれぞれ対応して、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ａ〜Ｐ３Ａの外周側にそれぞれ設けられている。また、第１リングギヤＲ１Ａは、第１ピニオンギヤＰ１Ａに噛み合っており、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第２回転軸５５、フランジ、及び中空の第３回転軸５６を介して、第１ロータ１１ｂに同軸状に連結されており、第１ロータ１１ｂと一体に回転自在である。第２回転軸５５の内周側には後述する第４回転軸５７が、第３回転軸５６の内周側には右出力軸ＳＲが、それぞれ相対的に回転自在に配置されている。

第２リングギヤＲ２Ａは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第４回転軸５７及びフランジを介して、右出力軸ＳＲに同軸状に連結されており、右出力軸ＳＲと一体に回転自在である。第４回転軸５７の内周側には、後述する第５回転軸５８が相対的に回転自在に配置されている。付加ピニオンギヤ５３は、外歯車で構成され、第２支軸５１ｃ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Ｐ２Ａ及び第２リングギヤＲ２Ａの双方に噛み合っている。第３リングギヤＲ３Ａは、第３ピニオンギヤＰ３Ａに噛み合うとともに、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第５回転軸５８及びフランジを介して、左出力軸ＳＬに同軸状に連結されており、左出力軸ＳＬと一体に回転自在である。

また、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ａ〜Ｐ３Ａの歯数ＺＰ１Ａ〜ＺＰ３Ａ、及び第１〜第３リングギヤＲ１Ａ〜Ｒ３Ａの歯数ＺＲ１Ａ〜ＺＲ３Ａは、それらの間に次式（５）及び（６）が成立するように、設定されている。
ＺＲ３Ａ／ＺＰ３Ａ＞ＺＲ１Ａ／ＺＰ１Ａ ……（５）
ＺＰ２Ａ／ＺＲ２Ａ＝ＺＰ３Ａ／ＺＲ３Ａ ……（６）

以上の構成の動力装置では、差動装置ＧＳＡが上述したように構成されているため、サンギヤＳＡ、第２リングギヤＲ２Ａ、キャリヤ５１、第３リングギヤＲ３Ａ及び第１リングギヤＲ１Ａは、互いの間で動力が伝達可能であり、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリヤ５１を固定した状態で、サンギヤＳＡを回転させたときには、第２リングギヤＲ２Ａは、サンギヤＳＡの回転方向と同方向に回転し、第１及び第３リングギヤＲ１Ａ、Ｒ３Ａは、サンギヤＳＡの回転方向と逆方向に回転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、サンギヤＳＡの回転数は、第２リングギヤＲ２Ａの回転数よりも高くなり、第３リングギヤＲ３Ａの回転数は、第１リングギヤＲ１Ａの回転数よりも高くなる。以上から、回転数の関係を表す共線図において、サンギヤＳＡ、第２リングギヤＲ２Ａ、キャリヤ５１、第３リングギヤＲ３Ａ及び第１リングギヤＲ１Ａは、この順で並ぶ。

また、サンギヤＳＡ及び第２ロータ１２ｂは、第１回転軸５４を介して互いに連結されているので、サンギヤＳＡの回転数及び第２ロータ１２ｂの回転数は、互いに等しい。さらに、第２リングギヤＲ２Ａは、第４回転軸５７及びフランジを介して右出力軸ＳＲに連結されているので、第２リングギヤＲ２Ａの回転数及び右出力軸ＳＲの回転数は、互いに等しい。また、キャリヤ５１は、ギヤＧＡ及びギヤ４ａを介して変速機４の変速機出力軸に連結されているので、これらのギヤＧＡ及びギヤ４ａによる変速を無視すれば、キャリヤ５１の回転数及び変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。さらに、第３リングギヤＲ３Ａは、第５回転軸５８及びフランジを介して左出力軸ＳＬに連結されているので、第３リングギヤＲ３Ａの回転数及び左出力軸ＳＬの回転数は、互いに等しい。また、第１リングギヤＲ１Ａは、第２回転軸５５、フランジ及び第３回転軸５６を介して第１ロータ１１ｂに連結されているので、第１リングギヤＲ１Ａの回転数及び第１ロータ１１ｂ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９に示す共線図のように表される。図９から明らかなように、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲは、互いに差回転が可能である。また、図９におけるαＡ及びβＡはそれぞれ、第１レバー比及び第２レバー比（トルク比・速度比）であり、次式（７）及び（８）で表される。
αＡ＝ＺＲ２Ａ（ＺＲ３Ａ×ＺＰ１Ａ−ＺＲ１Ａ×ＺＰ３Ａ）
／ＺＲ１Ａ（ＺＲ２Ａ×ＺＰ３Ａ＋ＺＲ３Ａ×ＺＰ２Ａ）……（７）
βＡ＝ＺＲ３Ａ（ＺＲ２Ａ×ＺＰ１Ａ−ＺＳＡ×ＺＰ２Ａ）
／ＺＳＡ（ＺＲ２Ａ×ＺＰ３Ａ＋ＺＲ３Ａ×ＺＰ２Ａ） ……（８）
ここで、ＺＳＡは、サンギヤＳＡの歯数である。

これらの第１〜第３リングギヤＲ１Ａ〜Ｒ３Ａの歯数ＺＲ１Ａ〜ＺＲ３Ａ、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ａ〜Ｐ３Ａの歯数ＺＰ１Ａ〜ＺＰ３Ａ、及びサンギヤＳＡの歯数ＺＳＡは、前記式（５）及び（６）による条件に加え、左右の前輪ＷＬ、ＷＲの差回転が可能な範囲内で第１及び第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及び第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、図９と図４〜図７との比較から明らかなように、配分装置ＤＳ２では、第１実施形態による配分装置ＤＳ１の動作が同様にして行われる。その詳細な説明については、省略する。

また、第２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２実施形態における第１リングギヤＲ１Ａが、本発明における第１ギヤ及び第１外側回転要素に相当するとともに、第２実施形態におけるサンギヤＳＡが、本発明における第４ギヤ及び第２外側回転要素に相当する。また、第２実施形態における第３リングギヤＲ３Ａが、本発明における第３ギヤ及び第１準外側回転要素に相当し、第２実施形態における第２リングギヤＲ２Ａが、本発明における第２ギヤ及び第２準外側回転要素に相当するとともに、第２実施形態におけるキャリヤ５１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。

以上のように、第２実施形態によれば、差動装置ＧＳＡが、キャリヤ５１と、互いに一体の第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ａ〜Ｐ３Ａから成る３連ピニオンギヤ５２と、サンギヤＳＡと、第１〜第３リングギヤＲ１Ａ〜Ｒ３Ａと、付加ピニオンギヤ５３で構成されている（図８）。また、これらの第１リングギヤＲ１Ａ、第３リングギヤＲ３Ａ、キャリヤ５１、第２リングギヤＲ２Ａ及びサンギヤＳＡによって、５つの回転要素が構成されており、これらの５つの回転要素は、共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係にある（図９）。このように、前述した特許文献２と同等の差動装置を、キャリヤ５１、３連ピニオンギヤ５２、サンギヤＳＡ、第１〜第３リングギヤＲ１Ａ〜Ｒ３Ａ及び付加ピニオンギヤ５３により構成でき、第１実施形態と同様、特許文献２の１６個の部品よりも少ない計７個の部品によって、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、軽量化及び製造コストの削減を図ることができる。

また、共線図において両外側にそれぞれ位置する第１リングギヤＲ１Ａ及びサンギヤＳＡが、第１及び第２回転電機１１、１２（第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂ）にそれぞれ機械的に連結されており、第１リングギヤＲ１Ａ及びサンギヤＳＡの隣にそれぞれ位置する第３及び第２リングギヤＲ３Ａ、Ｒ２Ａが、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ機械的に連結されている。これにより、第１実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２から出力された回転エネルギを、差動装置ＧＳＡを介して左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに伝達し、両者ＳＬ、ＳＲを適切に駆動することができるとともに、第１及び第２回転電機１１、１２における回転エネルギの入出力の制御によって、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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。

さらに、５つの回転要素のうち、共線図において中央に位置するキャリヤ５１が、エンジン３に機械的に連結されているので、第１実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２に必要とされるトルクを低減でき、それにより両者１１、１２の小型化を図ることができる。また、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに、サンギヤＳＡではなく、第３及び第２リングギヤＲ３Ａ、Ｒ２Ａがそれぞれ機械的に連結されている。したがって、第１実施形態と同様、第２及び第３リングギヤＲ２Ａ、Ｒ３Ａ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、付加ピニオンギヤ５３及び第３ピニオンギヤＰ３Ａ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、第２実施形態では、第１リングギヤＲ１Ａ及びサンギヤＳＡを、第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂにそれぞれ連結するとともに、第３及び第２リングギヤＲ３Ａ、Ｒ２Ａを、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ連結しているが、これとは逆に、サンギヤ及び第１リングギヤを、第１及び第２ロータにそれぞれ連結するとともに、第２及び第３リングギヤを、左右の出力軸にそれぞれ連結してもよい。また、第２実施形態では、付加ピニオンギヤ５３を、第２ピニオンギヤＰ２Ａ及び第２リングギヤＲ２Ａの双方に噛み合わせているが、第１ピニオンギヤ及び第１リングギヤの双方、又は、第３ピニオンギヤ及び第３リングギヤの双方に噛み合わせてもよい。この場合、第２リングギヤは、第２ピニオンギヤに噛み合う。さらに、第２実施形態では、サンギヤＳＡを、第１ピニオンギヤＰ１Ａに噛み合わせているが、第２又は第３ピニオンギヤに噛み合わせてもよい。

また、上述したバリエーションのいずれにおいても、サンギヤ、第１〜第３リングギヤ及びキャリヤから成る５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それぞれ位置する第１及び第２外側回転要素が、第１及び第２ロータにそれぞれ連結されるとともに、第１及び第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１及び第２準外側回転要素が、左右の出力軸にそれぞれ連結される。さらに、５つの回転要素のうちの中央に位置する中央回転要素が、エンジンに連結される。また、上述したバリエーションにおいて、第１及び第２ロータなどとの連結関係を成立させるために、各ギヤの歯数を、前記式（５）及び（６）とは異なる関係に設定する必要が生じることがある。

また、第２実施形態では、回転数の関係を表す共線図におけるキャリヤ５１から第２及び第３リングギヤＲ２Ａ、Ｒ３Ａまでの距離は、互いに等しいが、互いに異ならせてもよい。この場合、第２及び第３ピニオンギヤの歯数ならびに第２及び第３リングギヤの歯数の間に、前記式（６）が成立しなくてもよく、その分、その設定の自由度が大きくなるので、前述した第１及び第２レバー比が互いに等しくなるように、各ギヤの歯数を設定することが可能になる。

次に、図１０及び図１１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１実施形態と比較して、付加ピニオンギヤ３３に代えて、第１及び第２付加ピニオンギヤ６３、６４を有する点が主に異なっている。図１０及び図１１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３実施形態による動力装置について、第１及び第２実施形態と異なる点を中心に説明する。

図１０に示すように、配分装置ＤＳ３の差動装置ＧＳＢは、サンギヤＳＢ、キャリヤ６１、３連ピニオンギヤ６２、第１及び第２付加ピニオンギヤ６３、６４、ならびに第１〜第３リングギヤＲ１Ｂ〜Ｒ３Ｂで構成されている。差動装置ＧＳＢ、左右の前輪ＷＬ、ＷＲ、第１及び第２回転電機１１、１２の位置関係は、第２実施形態と同様であり、サンギヤＳＢ及び第１〜第３リングギヤＲ１Ｂ〜Ｒ３Ｂは、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されている。また、サンギヤＳＢは、外歯車で構成されるとともに、後述する第２ピニオンギヤＰ２Ｂに対応して、第２ピニオンギヤＰ２Ｂの内周側に設けられている。さらに、サンギヤＳＢは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第１回転軸６５を介して、第１ロータ１１ｂに同軸状に連結されており、第１ロータ１１ｂと一体に回転自在である。第１回転軸６５の内周側には、右出力軸ＳＲが、同軸状かつ相対的に回転自在に配置されている。

キャリヤ６１は、円板状の基部６１ａと、基部６１ａに一体に設けられた第１支軸６１ｂ、第２支軸６１ｃ及び第３支軸６１ｄで構成されており、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されている。キャリヤ６１の内周側には、サンギヤＳＢ及び第１回転軸６５が、相対的に回転自在に配置されている。第１〜第３支軸６１ｂ、６１ｃ、６１ｄ、３連ピニオンギヤ６２、第１及び第２付加ピニオンギヤ６３、６４の数はそれぞれ、３つである（それぞれ２つのみ図示）が、これに限られないことは、もちろんである。

上記の基部６１ａは、右出力軸ＳＲに、同軸状に取り付けられており、それにより、キャリヤ６１は、右出力軸ＳＲと一体に回転自在である。第１〜第３支軸６１ｂ、６１ｃ、６１ｄは、基部６１ａから右前輪ＷＲ側に、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと平行に延びており、基部６１ａの径方向に、内側からこの順で並んでいる。また、３つの第１支軸６１ｂは、基部６１ａの周方向に互いに等間隔に位置しており、このことは、３つの第２及び第３支軸６１ｃ、６１ｄについても同様である。

前記３連ピニオンギヤ６２は、第１実施形態と同様、互いに一体に形成された外歯車である第１ピニオンギヤＰ１Ｂ、第２ピニオンギヤＰ２Ｂ及び第３ピニオンギヤＰ３Ｂで構成されており、第２支軸６１ｃに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されている。第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｂ〜Ｐ３Ｂの位置関係は、第１実施形態の第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３のそれと同様である。

第１〜第３リングギヤＲ１Ｂ〜Ｒ３Ｂは、第１実施形態の第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３と同様の内歯車で構成されており、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｂ〜Ｐ３Ｂにそれぞれ対応して、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｂ〜Ｐ３Ｂの外周側にそれぞれ設けられている。また、第１リングギヤＲ１Ｂは、第１ピニオンギヤＰ１Ｂに噛み合うとともに、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第２回転軸６６及びフランジを介して、左出力軸ＳＬに同軸状に連結されており、左出力軸ＳＬと一体に回転自在である。第２リングギヤＲ２Ｂは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第３回転軸６７、フランジ、及び中空の第４回転軸６８を介して、第２ロータ１２ｂに同軸状に連結されており、第２ロータ１２ｂと一体に回転自在である。第３回転軸６７の内周側には上記の第２回転軸６６が、第４回転軸６８の内周側には左出力軸ＳＬが、それぞれ相対的に回転自在に配置されている。第３リングギヤＲ３Ｂは、第３ピニオンギヤＰ３Ｂに噛み合っており、その外周部には、外歯車であるギヤＧＢが形成されている。ギヤＧＢは、変速機出力軸のギヤ４ａに噛み合っている。

第１付加ピニオンギヤ６３は、外歯車で構成され、第１支軸６１ｂに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されており、サンギヤＳＢ及び第２ピニオンギヤＰ２Ｂの双方に噛み合っている。第２付加ピニオンギヤ６４は、外歯車で構成され、第３支軸６１ｄ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Ｐ２Ｂ及び第２リングギヤＲ２Ｂの双方に噛み合っている。また、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｂ〜Ｐ３Ｂの歯数ＺＰ１Ｂ〜ＺＰ３Ｂ、及び第１〜第３リングギヤＲ１Ｂ〜Ｒ３Ｂの歯数ＺＲ１Ｂ〜ＺＲ３Ｂは、それらの間に次式（９）及び（１０）が成立するように、設定されている。
ＺＲ３Ｂ／ＺＰ３Ｂ＞ＺＲ１Ｂ／ＺＰ１Ｂ＞ＺＲ２Ｂ／ＺＰ２Ｂ……（９）
ＺＰ１Ｂ／ＺＲ１Ｂ＝２×ＺＰ３Ｂ／ＺＲ３Ｂ ……（１０）

以上の構成の動力装置では、差動装置ＧＳＢが上述したように構成されているため、サンギヤＳＢ、第１リングギヤＲ１Ｂ、第３リングギヤＲ３Ｂ、キャリヤ６１及び第２リングギヤＲ２Ｂは、互いの間で動力が伝達可能であり、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリヤ６１を固定した状態で、サンギヤＳＢを回転させたときには、第１及び第３リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ３Ｂは、サンギヤＳＢの回転方向と同方向に回転し、第２リングギヤＲ２Ｂは、サンギヤＳＢの回転方向と逆方向に回転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、サンギヤＳＢの回転数、第１及び第３リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ３Ｂの回転数の間に、「サンギヤＳＢの回転数＞第１リングギヤＲ１Ｂの回転数＞第３リングギヤＲ３Ｂの回転数」の関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、サンギヤＳＢ、第１リングギヤＲ１Ｂ、第３リングギヤＲ３Ｂ、キャリヤ６１及び第２リングギヤＲ２Ｂは、この順で並ぶ。

また、サンギヤＳＢ及び第１ロータ１１ｂは、第１回転軸６５を介して互いに連結されているので、サンギヤＳＢの回転数及び第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６６及びフランジを介して左出力軸ＳＬに連結されているので、第１リングギヤＲ１Ｂの回転数及び左出力軸ＳＬの回転数は、互いに等しい。また、第３リングギヤＲ３Ｂは、ギヤＧＢ及びギヤ４ａを介して変速機４の変速機出力軸に連結されているので、これらのギヤＧＢ及びギヤ４ａによる変速を無視すれば、第３リングギヤＲ３Ｂの回転数及び変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。さらに、キャリヤ６１は、右出力軸ＳＲに直結されているので、キャリヤ６１の回転数及び右出力軸ＳＲの回転数は、互いに等しい。また、第２リングギヤＲ２Ｂは、第３回転軸６７、フランジ及び第４回転軸６８を介して第２ロータ１２ｂに連結されているので、第２リングギヤＲ２Ｂの回転数及び第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１１に示す共線図のように表される。図１１から明らかなように、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲは、互いに差回転が可能である。また、図１１におけるαＢ及びβＢはそれぞれ、第１レバー比及び第２レバー比（トルク比・速度比）であり、次式（１１）及び（１２）で表される。
αＢ＝ＺＲ１Ｂ×ＺＰ２Ｂ／（ＺＳＢ×ＺＰ１Ｂ）−１ ……（１１）
βＢ＝ＺＲ１Ｂ×ＺＰ２Ｂ／（ＺＲ２Ｂ×ＺＰ１Ｂ） ……（１２）
ここで、ＺＳＢは、サンギヤＳＢの歯数である。

これらの第１及び第２リングギヤＲ１Ｂ、Ｒ２Ｂの歯数ＺＲ１Ｂ、ＺＲ２Ｂ、第１及び第２ピニオンギヤＰ１Ｂ、Ｐ２Ｂの歯数ＺＰ１Ｂ、ＺＰ２Ｂ、ならびにサンギヤＳＢの歯数ＺＳＢは、前記式（９）及び（１０）による条件に加え、左右の前輪ＷＬ、ＷＲの差回転が可能な範囲内で第１及び第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及び第２レバー比αＢ、βＢが互いに等しくなるとともに比較的大きな値になるように、設定されている。

また、図１１と図４〜図７との比較から明らかなように、配分装置ＤＳ３では、第１実施形態による配分装置ＤＳ１の動作が同様にして行われる。その詳細な説明については、省略する。

また、第３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３実施形態におけるサンギヤＳＢが、本発明における第４ギヤ及び第１外側回転要素に相当し、第３実施形態における第２リングギヤＲ２Ｂが、本発明における第２ギヤ及び第２外側回転要素に相当するとともに、第３実施形態における第１及び第２付加ピニオンギヤ６３、６４が、本発明における付加ピニオンギヤに相当する。また、第３実施形態における第１リングギヤＲ１Ｂが、本発明における第１ギヤ及び第１準外側回転要素に相当し、第３実施形態におけるキャリヤ６１が、本発明における第２準外側回転要素に相当するとともに、第３実施形態における第３リングギヤＲ３Ｂが、本発明における第３ギヤ及び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。

以上のように、第３実施形態によれば、差動装置ＧＳＢが、キャリヤ６１と、互いに一体の第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｂ〜Ｐ３Ｂから成る３連ピニオンギヤ６２と、サンギヤＳＢと、第１〜第３リングギヤＲ１Ｂ〜Ｒ３Ｂと、第１及び第２付加ピニオンギヤ６３、６４で構成されている（図１０）。また、これらのサンギヤＳＢ、第１リングギヤＲ１Ｂ、第３リングギヤＲ３Ｂ、キャリヤ６１及び第２リングギヤＲ２Ｂによって、５つの回転要素が構成されており、これらの５つの回転要素は、共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係にある（図１１）。このように、前述した特許文献２と同等の差動装置を、キャリヤ６１、３連ピニオンギヤ６２、サンギヤＳＢ、第１〜第３リングギヤＲ１Ｂ〜Ｒ３Ｂ、第１及び第２付加ピニオンギヤ６３、６４により構成でき、特許文献２の１６個の部品よりも少ない計８個の部品によって、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、軽量化及び製造コストの削減を図ることができる。

また、共線図において両外側にそれぞれ位置するサンギヤＳＢ及び第２リングギヤＲ２Ｂが、第１及び第２回転電機１１、１２（第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂ）にそれぞれ機械的に連結されており、サンギヤＳＢ及び第２リングギヤＲ２Ｂの隣にそれぞれ位置する第１リングギヤＲ１Ｂ及びキャリヤ６１が、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ機械的に連結されている。これにより、第１及び第２実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２から出力された回転エネルギを、差動装置ＧＳＢを介して左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに伝達し、両者ＳＬ、ＳＲを適切に駆動することができるとともに、第１及び第２回転電機１１、１２における回転エネルギの入出力の制御によって、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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。

さらに、５つの回転要素のうち、共線図において中央に位置する第３リングギヤＲ３Ｂが、エンジン３に機械的に連結されているので、第１及び第２実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２に必要とされるトルクを低減でき、それにより両者１１、１２の小型化を図ることができる。また、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに、サンギヤＳＢではなく、第１リングギヤＲ１Ｂ及びキャリヤ６１がそれぞれ機械的に連結されている。したがって、第１及び第２実施形態と同様、第１リングギヤＲ１Ｂ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ピニオンギヤＰ１Ｂ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、第３実施形態では、サンギヤＳＢ及び第２リングギヤＲ２Ｂを、第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂにそれぞれ連結するとともに、第１リングギヤＲ１Ｂ及びキャリヤ６１を、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ連結しているが、これとは逆に、第２リングギヤ及びサンギヤを、第１及び第２ロータにそれぞれ連結するとともに、キャリヤ及び第１リングギヤを、左右の出力軸にそれぞれ連結してもよい。また、第３実施形態では、サンギヤＳＢを、第２ピニオンギヤＰ２Ｂに対応させて設けるとともに、第１付加ピニオンギヤ６３を、サンギヤＳＢ及び第２ピニオンギヤＰ２Ｂに噛み合わせているが、サンギヤを、第１又は第３ピニオンギヤに対応させて設けるとともに、第１付加ピニオンギヤを、第１及び第３ピニオンギヤのうちのサンギヤが対応する１つとサンギヤとに噛み合わせてもよい。

さらに、第３実施形態では、第２付加ピニオンギヤ６４を、第２ピニオンギヤＰ２Ｂ及び第２リングギヤＲ２Ｂの双方に噛み合わせているが、第１ピニオンギヤ及び第１リングギヤの双方、又は、第３ピニオンギヤ及び第３リングギヤの双方に噛み合わせてもよい。この場合、第２リングギヤは、第２ピニオンギヤに噛み合う。また、上述したバリエーションのいずれにおいても、サンギヤ、第１〜第３リングギヤ及びキャリヤから成る５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それぞれ位置する第１及び第２外側回転要素が、第１及び第２ロータにそれぞれ連結されるとともに、第１及び第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１及び第２準外側回転要素が、左右の出力軸にそれぞれ連結される。さらに、５つの回転要素のうちの中央に位置する中央回転要素が、エンジンに連結される。また、上述したバリエーションにおいて、第１及び第２ロータなどとの連結関係を成立させるために、各ギヤの歯数を、前記式（９）及び（１０）とは異なる関係に設定する必要が生じることがある。

次に、図１２及び図１３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１実施形態と比較して、前述した付加ピニオンギヤ３３に代えて、第１及び第２付加ピニオンギヤ７３、７４を有する点が主に異なっている。図１２及び図１３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４実施形態による動力装置について、第１〜第３実施形態と異なる点を中心に説明する。

図１２に示すように、配分装置ＤＳ４の差動装置ＧＳＣは、サンギヤＳＣ、キャリヤ７１、３連ピニオンギヤ７２、第１及び第２付加ピニオンギヤ７３、７４、ならびに、第１〜第３リングギヤＲ１Ｃ〜Ｒ３Ｃで構成されている。差動装置ＧＳＣ、左右の前輪ＷＬ、ＷＲ、第１及び第２回転電機１１、１２の位置関係は、第２実施形態と同様であり、サンギヤＳＣ及び第１〜第３リングギヤＲ１Ｃ〜Ｒ３Ｃは、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されている。また、サンギヤＳＣは、外歯車で構成されるとともに、後述する第１ピニオンギヤＰ１Ｃに対応して、第１ピニオンギヤＰ１Ｃの内周側に設けられており、第１ピニオンギヤＰ１Ｃに噛み合っている。さらに、サンギヤＳＣは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第１回転軸７５を介して、第２ロータ１２ｂに同軸状に連結されており、第２ロータ１２ｂと一体に回転自在である。第１回転軸７５の内周側には、左出力軸ＳＬが、同軸状かつ相対的に回転自在に配置されている。

キャリヤ７１は、ドーナツ板状の第１基部７１ａと、円板状の第２基部７１ｂと、両基部７１ａ、７１ｂに一体に設けられた第１支軸７１ｃと、第１基部７１ａに一体に設けられた第２支軸７１ｄと、第２基部７１ｂに一体に設けられた第３支軸７１ｅで構成されており、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されている。キャリヤ７１の内周側には、サンギヤＳＣ及び第１回転軸７５が、相対的に回転自在に配置されている。第１〜第３支軸７１ｃ〜７１ｅ、３連ピニオンギヤ７２、第１及び第２付加ピニオンギヤ７３、７４の数はそれぞれ、３つである（それぞれ２つのみ図示）が、これに限られないことは、もちろんである。

上記の第１及び第２基部７１ａ、７１ｂは、左右の出力軸ＳＬ、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２基部７１ｂは、第１基部７１ａよりも右前輪ＷＲ側に配置されており、左出力軸ＳＬに取り付けられている。これにより、キャリヤ７１は、左出力軸ＳＬと一体に回転自在である。第１〜第３支軸７１ｃ、７１ｄ、７１ｅは、第１及び第２基部７１ａ、７１ｂの間に設けられており、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと平行に延びている。また、第１支軸７１ｃは、第１基部７１ａの径方向の内端部で、かつ、第２基部７１ｂの径方向の中央部に位置している。第２支軸７１ｄは、第１基部７１ａの径方向の外端部に位置しており、第２基部７１ｂ側に延びている。第３支軸７１ｅは、第２基部７１ｂの径方向の外端部に位置しており、第１基部７１ａ側に延びている。さらに、３つの第１支軸７１ｃは、第１及び第２基部７１ａ、７１ｂの周方向に互いに等間隔に位置しており、このことは３つの第２及び第３支軸７１ｄ、７１ｅについても同様である。

前記３連ピニオンギヤ７２は、第１実施形態と同様、互いに一体に形成された外歯車である第１ピニオンギヤＰ１Ｃ、第２ピニオンギヤＰ２Ｃ及び第３ピニオンギヤＰ３Ｃで構成されており、第１支軸７１ｃに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されている。第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｃ〜Ｐ３Ｃの位置関係は、第１実施形態の第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３のそれと同様である。

第１〜第３リングギヤＲ１Ｃ〜Ｒ３Ｃは、第１実施形態の第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３と同様の内歯車で構成されており、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｃ〜Ｐ３Ｃにそれぞれ対応して、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｃ〜Ｐ３Ｃの外周側にそれぞれ設けられている。また、第１リングギヤＲ１Ｃの外周部には、外歯車であるギヤＧＣが形成されており、ギヤＧＣは、変速機出力軸のギヤ４ａに噛み合っている。第１付加ピニオンギヤ７３は、外歯車で構成され、第２支軸７１ｄ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Ｐ１Ｃ及び第１リングギヤＲ１Ｃの双方に噛み合っている。第２リングギヤＲ２Ｃは、第２ピニオンギヤＰ２Ｃに噛み合うとともに、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第２回転軸７６、フランジ及び中空の第３回転軸７７を介して、第１ロータ１１ｂに同軸状に連結されており、第１ロータ１１ｂと一体に回転自在である。第２回転軸７６の内周側には後述する第４回転軸７８が、第３回転軸７７の内周側には右出力軸ＳＲが、それぞれ相対的に回転自在に配置されている。

第３リングギヤＲ３Ｃは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第４回転軸７８及びフランジを介して、右出力軸ＳＲに同軸状に連結されており、右出力軸ＳＲと一体に回転自在である。第２付加ピニオンギヤ７４は、外歯車で構成され、第３支軸７１ｅ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３ピニオンギヤＰ３Ｃ及び第３リングギヤＲ３Ｃの双方に噛み合っている。また、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｃ〜Ｐ３Ｃの歯数ＺＰ１Ｃ〜ＺＰ３Ｃ、及び第１〜第３リングギヤＲ１Ｃ〜Ｒ３Ｃの歯数ＺＲ１Ｃ〜ＺＲ３Ｃは、それらの間に次式（１３）及び（１４）が成立するように、設定されている。
ＺＲ１Ｃ／ＺＰ１Ｃ＞ＺＲ３Ｃ／ＺＰ３Ｃ＞ＺＲ２Ｃ／ＺＰ２Ｃ
……（１３）
２×ＺＰ１Ｃ／ＺＲ１Ｃ＝ＺＰ３Ｃ／ＺＲ３Ｃ ……（１４）

以上の構成の動力装置では、差動装置ＧＳＣが上述したように構成されているため、サンギヤＳＣ、第３リングギヤＲ３Ｃ、第１リングギヤＲ１Ｃ、キャリヤ７１及び第２リングギヤＲ２Ｃは、互いの間で動力が伝達可能であり、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリヤ７１を固定した状態で、サンギヤＳＣを回転させたときには、第１及び第３リングギヤＲ１Ｃ、Ｒ３Ｃは、サンギヤＳＣの回転方向と同方向に回転し、第２リングギヤＲ２Ｃは、サンギヤＳＣの回転方向と逆方向に回転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、サンギヤＳＣの回転数、第１及び第３リングギヤＲ１Ｃ、Ｒ３Ｃの回転数の間に、「サンギヤＳＣの回転数＞第３リングギヤＲ３Ｃの回転数＞第１リングギヤＲ１Ｃの回転数」の関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、サンギヤＳＣ、第３リングギヤＲ３Ｃ、第１リングギヤＲ１Ｃ、キャリヤ７１及び第２リングギヤＲ２Ｃは、この順で並ぶ。

また、サンギヤＳＣ及び第２ロータ１２ｂは、第１回転軸７５を介して互いに連結されているので、サンギヤＳＣの回転数及び第２ロータ１２ｂの回転数は、互いに等しい。さらに、第３リングギヤＲ３Ｃは、第４回転軸７８及びフランジを介して右出力軸ＳＲに連結されているので、第３リングギヤＲ３Ｃの回転数及び右出力軸ＳＲの回転数は、互いに等しい。また、第１リングギヤＲ１Ｃは、ギヤＧＣ及びギヤ４ａを介して変速機４の変速機出力軸に連結されているので、これらのギヤＧＣ及びギヤ４ａによる変速を無視すれば、第１リングギヤＲ１Ｃの回転数及び変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。さらに、キャリヤ７１は左出力軸ＳＬに直結されているので、キャリヤ７１の回転数及び左出力軸ＳＬの回転数は、互いに等しい。また、第２リングギヤＲ２Ｃは、第２回転軸７６、フランジ及び第３回転軸７７を介して第１ロータ１１ｂに連結されているので、第２リングギヤＲ２Ｃの回転数及び第１ロータ１１ｂ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１３に示す共線図のように表される。図１３から明らかなように、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲは、互いに差回転が可能である。

また、図１３におけるαＣ及びβＣはそれぞれ、第１レバー比及び第２レバー比（トルク比・速度比）であり、次式（１５）及び（１６）で表される。
αＣ＝ＺＲ３Ｃ×ＺＰ２Ｃ／（ＺＲ２Ｃ×ＺＰ３Ｃ） ……（１５）
βＣ＝ＺＲ３Ｃ×ＺＰ１Ｃ／（ＺＳＣ×ＺＰ３Ｃ）−１ ……（１６）
ここで、ＺＳＣは、サンギヤＳＣの歯数である。

これらの第２及び第３リングギヤＲ２Ｃ、Ｒ３Ｃの歯数ＺＲ２Ｃ、ＺＲ３Ｃ、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｃ〜Ｐ３Ｃの歯数ＺＰ１Ｃ〜ＺＰ３Ｃ、ならびに、サンギヤＳＣの歯数ＺＳＣは、前記式（１３）及び（１４）による条件に加え、左右の前輪ＷＬ、ＷＲの差回転が可能な範囲内で第１及び第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及び第２レバー比αＣ、βＣが互いに等しくなるとともに比較的大きな値になるように、設定されている。

また、図１３と図４〜図７との比較から明らかなように、配分装置ＤＳ４では、第１実施形態による配分装置ＤＳ１の動作が同様にして行われる。その詳細な説明については、省略する。

また、第４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４実施形態における第２リングギヤＲ２Ｃが、本発明における第２ギヤ及び第１外側回転要素に相当し、第４実施形態におけるサンギヤＳＣが、本発明における第４ギヤ及び第２外側回転要素に相当するとともに、第４実施形態における第１及び第２付加ピニオンギヤ７３、７４が、本発明における付加ピニオンギヤに相当する。また、第４実施形態におけるキャリヤ７１が、本発明における第１準外側回転要素に相当し、第４実施形態における第３リングギヤＲ３Ｃが、本発明における第３ギヤ及び第２準外側回転要素に相当するとともに、第４実施形態における第１リングギヤＲ１Ｃが、本発明における第１ギヤ及び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。

以上のように、第４実施形態によれば、差動装置ＧＳＣが、キャリヤ７１と、互いに一体の第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｃ〜Ｐ３Ｃから成る３連ピニオンギヤ７２と、サンギヤＳＣと、第１〜第３リングギヤＲ１Ｃ〜Ｒ３Ｃと、第１及び第２付加ピニオンギヤ７３、７４で構成されている（図１２）。また、これらの第２リングギヤＲ２Ｃ、キャリヤ７１、第１リングギヤＲ１Ｃ、第３リングギヤＲ３Ｃ及びサンギヤＳＣによって、５つの回転要素が構成されており、これらの５つの回転要素は、共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係にある（図１３）。このように、前述した特許文献２と同等の差動装置を、キャリヤ７１、３連ピニオンギヤ７２、サンギヤＳＣ、第１〜第３リングギヤＲ１Ｃ〜Ｒ３Ｃ、第１及び第２付加ピニオンギヤ７３、７４により構成でき、第３実施形態と同様、特許文献２の１６個の部品よりも少ない計８個の部品によって、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、軽量化及び製造コストの削減を図ることができる。

また、共線図において両外側にそれぞれ位置する第２リングギヤＲ２Ｃ及びサンギヤＳＣが、第１及び第２回転電機１１、１２（第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂ）にそれぞれ機械的に連結されており、第２リングギヤＲ２Ｃ及びサンギヤＳＣの隣にそれぞれ位置するキャリヤ７１及び第３リングギヤＲ３Ｃが、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ機械的に連結されている。これにより、第１〜第３実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２から出力された回転エネルギを、差動装置ＧＳＣを介して左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに伝達し、両者ＳＬ、ＳＲを適切に駆動することができるとともに、第１及び第２回転電機１１、１２における回転エネルギの入出力の制御によって、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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。

さらに、５つの回転要素のうち、共線図において中央に位置する第１リングギヤＲ１Ｃが、エンジン３に機械的に連結されているので、第１〜第３実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２に必要とされるトルクを低減でき、それにより両者１１、１２の小型化を図ることができる。また、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに、サンギヤＳＣではなく、キャリヤ７１及び第３リングギヤＲ３Ｃがそれぞれ機械的に連結されている。したがって、第１〜第３実施形態と同様、第３リングギヤＲ３Ｃ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２付加ピニオンギヤ７４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、第４実施形態では、第２リングギヤＲ２Ｃ及びサンギヤＳＣを、第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂにそれぞれ連結するとともに、キャリヤ７１及び第３リングギヤＲ３Ｃを、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ連結しているが、これとは逆に、サンギヤ及び第２リングギヤを、第１及び第２ロータにそれぞれ連結するとともに、第３リングギヤ及びキャリヤを、左右の出力軸にそれぞれ連結してもよい。また、第４実施形態では、サンギヤＳＣを、第１ピニオンギヤＰ１Ｃに噛み合わせているが、第２又は第３ピニオンギヤに噛み合わせてもよい。さらに、第４実施形態では、第１付加ピニオンギヤ７３を第１ピニオンギヤＰ１Ｃ及び第１リングギヤＲ１Ｃの双方に、第２付加ピニオンギヤ７４を第３ピニオンギヤＰ３Ｃ及び第３リングギヤＲ３Ｃの双方に、それぞれ噛み合わせているが、第１及び第２付加ピニオンギヤの一方を、第２ピニオンギヤ及び第２リングギヤの双方に噛み合わせてもよい。この場合において、第１付加ピニオンギヤを第２ピニオンギヤ及び第２リングギヤの双方に噛み合わせたときには、第１リングギヤは、第１ピニオンギヤに噛み合う。また、第２付加ピニオンギヤを第２ピニオンギヤ及び第２リングギヤの双方に噛み合わせたときには、第３リングギヤは、第３ピニオンギヤに噛み合う。

また、上述したバリエーションのいずれにおいても、サンギヤ、第１〜第３リングギヤ及びキャリヤから成る５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それぞれ位置する第１及び第２外側回転要素が、第１及び第２ロータにそれぞれ連結されるとともに、第１及び第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１及び第２準外側回転要素が、左右の出力軸にそれぞれ連結される。さらに、５つの回転要素のうちの中央に位置する中央回転要素が、エンジンに連結される。また、上述したバリエーションにおいて、第１及び第２ロータなどとの連結関係を成立させるために、各ギヤの歯数を、前記式（１３）及び（１４）とは異なる関係に設定する必要が生じることがある。

次に、図１４及び図１５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３付加ピニオンギヤ８５をさらに有する点が主に異なっている。図１４及び図１５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５実施形態による動力装置について、第１〜第４実施形態と異なる点を中心に説明する。

図１４に示すように、配分装置ＤＳ５の差動装置ＧＳＤは、サンギヤＳＤ、キャリヤ８１、３連ピニオンギヤ８２、第１〜第３付加ピニオンギヤ８３〜８５、及び第１〜第３リングギヤＲ１Ｄ〜Ｒ３Ｄで構成されている。差動装置ＧＳＤ、左右の前輪ＷＬ、ＷＲ、第１及び第２回転電機１１、１２の位置関係は、第１実施形態と同様であり、サンギヤＳＤ、第１〜第３リングギヤＲ１Ｄ〜Ｒ３Ｄは、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されている。また、サンギヤＳＤは、外歯車で構成されるとともに、後述する第１ピニオンギヤＰ１Ｄに対応して、第１ピニオンギヤＰ１Ｄの内周側に設けられており、第１ピニオンギヤＰ１Ｄに噛み合っている。さらに、サンギヤＳＤは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第１回転軸８６を介して、第１ロータ１１ｂに同軸状に連結されており、第１ロータ１１ｂと一体に回転自在である。第１回転軸８６の内周側には、右出力軸ＳＲが、同軸状かつ相対的に回転自在に配置されている。

上記のキャリヤ８１は、ドーナツ板状の第１及び第２基部８１ａ、８１ｂと、両基部８１ａ、８１ｂに一体に設けられた第１支軸８１ｃと、第１基部８１ａに一体に設けられた第２支軸８１ｄと、第２基部８１ｂに一体に設けられた第３支軸８１ｅ及び第４支軸８１ｆで構成されており、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されている。キャリヤ８１の内周側には、サンギヤＳＤ及び第１回転軸８６が、相対的に回転自在に配置されている。第１〜第４支軸８１ｃ〜８１ｆ、３連ピニオンギヤ８２、及び第１〜第３付加ピニオンギヤ８３〜８５の数はそれぞれ、３つである（それぞれ２つのみ図示）が、これに限られないことは、もちろんである。

上記の第１及び第２基部８１ａ、８１ｂは、左右の出力軸ＳＬ、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２基部８１ｂは、第１基部８１ａよりも右前輪ＷＲ側に配置されており、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第２回転軸８７を介して、第２ロータ１２ｂに同軸状に連結されている。これにより、キャリヤ８１は、第２ロータ１２ｂと一体に回転自在である。第２回転軸８７の内周側には、第１回転軸８６が相対的に回転自在に配置されている。第１〜第４支軸８１ｃ〜８１ｆは、第１及び第２基部８１ａ、８１ｂの間に設けられており、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと平行に延びている。

また、第１支軸８１ｃは、第１及び第２基部８１ａ、８１ｂの径方向の内端部に位置しており、第２支軸８１ｄは、第１基部８１ａの径方向の外端部に位置し、第２基部８１ｂ側に延びている。さらに、第３支軸８１ｅは、第２基部８１ｂの径方向の外端部に、第４支軸８１ｆは、第２基部８１ｂの第３支軸８１ｅとの連結部分よりも径方向の内側の部位に、それぞれ位置しており、両支軸８１ｅ、８１ｆは、第１基部８１ａ側に延びている。さらに、３つの第１支軸８１ｃは、第１及び第２基部８１ａ、８１ｂの周方向に互いに等間隔に位置しており、このことは３つの第２〜第４支軸８１ｄ〜８１ｆのそれぞれについても同様である。また、第３及び第４支軸８１ｅ、８１ｆは、第２基部８１ｂの周方向の互いに異なる位置に、位置している。

前記３連ピニオンギヤ８２は、第１実施形態と同様、互いに一体に形成された外歯車である第１ピニオンギヤＰ１Ｄ、第２ピニオンギヤＰ２Ｄ及び第３ピニオンギヤＰ３Ｄで構成されており、第１支軸８１ｃに、軸受け（図示せず）を介して回転自在に支持されている。第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｄ〜Ｐ３Ｄの位置関係は、第１実施形態の第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３のそれと同様である。

第１〜第３リングギヤＲ１Ｄ〜Ｒ３Ｄは、第１実施形態の第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３と同様の内歯車で構成されており、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｄ〜Ｐ３Ｄにそれぞれ対応して、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｄ〜Ｐ３Ｄの外周側にそれぞれ設けられている。また、第１リングギヤＲ１Ｄは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第３回転軸８８、及びフランジを介して、右出力軸ＳＲに同軸状に連結されており、右出力軸ＳＲと一体に回転自在である。第１〜第３付加ピニオンギヤ８３〜８５は、外歯車で構成されている。また、第１付加ピニオンギヤ８３は、第２支軸８１ｄ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Ｐ１Ｄ及び第１リングギヤＲ１Ｄの双方に噛み合っている。

第２リングギヤＲ２Ｄは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第４回転軸８９及びフランジを介して、左出力軸ＳＬに同軸状に連結されており、左出力軸ＳＬと一体に回転自在である。第４回転軸８９の内周側には、上記の第３回転軸８８が相対的に回転自在に配置されている。第２付加ピニオンギヤ８４は、第３支軸８１ｅ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Ｐ２Ｄ及び第２リングギヤＲ２Ｄの双方に噛み合っている。第３リングギヤＲ３Ｄの外周部には、外歯車であるギヤＧＤが形成されており、ギヤＧＤは、変速機出力軸のギヤ４ａに噛み合っている。第３付加ピニオンギヤ８５は、第４支軸８１ｆ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３ピニオンギヤＰ３Ｄ及び第３リングギヤＲ３Ｄの双方に噛み合っている。

また、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｄ〜Ｐ３Ｄの歯数ＺＰ１Ｄ〜ＺＰ３Ｄ、及び第１〜第３リングギヤＲ１Ｄ〜Ｒ３Ｄの歯数ＺＲ１Ｄ〜ＺＲ３Ｄは、第１実施形態と同様、それらの間に次式（１７）及び（１８）が成立するように、設定されている。
ＺＲ１Ｄ／ＺＰ１Ｄ＞ＺＲ３Ｄ／ＺＰ３Ｄ＞ＺＲ２Ｄ／ＺＰ２Ｄ
……（１７）
ＺＰ３Ｄ／ＺＲ３Ｄ＝（ＺＰ１Ｄ／ＺＲ１Ｄ＋ＺＰ２Ｄ／ＺＲ２Ｄ）／２
……（１８）

以上の構成の動力装置では、差動装置ＧＳＤが上述したように構成されているため、サンギヤＳＤ、第２リングギヤＲ２Ｄ、第３リングギヤＲ３Ｄ、第１リングギヤＲ１Ｄ及びキャリヤ８１は、互いの間で動力が伝達可能であり、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリヤ８１を固定した状態で、サンギヤＳＤを回転させたときには、第１〜第３リングギヤＲ１Ｄ〜Ｒ３Ｄは、サンギヤＳＤの回転方向と同方向に回転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、サンギヤＳＤの回転数及び第１〜第３リングギヤＲ１Ｄ〜Ｒ３Ｄの回転数の間に、「サンギヤＳＤの回転数＞第２リングギヤＲ２Ｄの回転数＞第３リングギヤＲ３Ｄの回転数＞第１リングギヤＲ１Ｄの回転数」の関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、サンギヤＳＤ、第２リングギヤＲ２Ｄ、第３リングギヤＲ３Ｄ、第１リングギヤＲ１Ｄ及びキャリヤ８１は、この順で並ぶ。

また、サンギヤＳＤ及び第１ロータ１１ｂは、第１回転軸８６を介して互いに連結されているので、サンギヤＳＤの回転数及び第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Ｒ２Ｄは、第４回転軸８９及びフランジを介して左出力軸ＳＬに連結されているので、第２リングギヤＲ２Ｄの回転数及び左出力軸ＳＬの回転数は、互いに等しい。また、第３リングギヤＲ３Ｄは、ギヤＧＤ及びギヤ４ａを介して変速機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及びギヤ４ａによる変速を無視すれば、第３リングギヤＲ３Ｄの回転数及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Ｒ１Ｄは、第３回転軸８８及びフランジを介して右出力軸ＳＲに連結されているので、第１リングギヤＲ１Ｄの回転数及び右出力軸ＳＲの回転数は、互いに等しい。また、キャリヤ８１は、第２回転軸８７を介して第２ロータ１２ｂに連結されているので、キャリヤ８１の回転数及び第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１５に示す共線図のように表される。図１５から明らかなように、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲは、互いに差回転が可能である。また、図１５におけるαＤ及びβＤはそれぞれ、第１レバー比及び第２レバー比（トルク比・速度比）であり、次式（１９）及び（２０）で表される。
αＤ＝ＺＲ１Ｄ（ＺＲ２Ｄ×ＺＰ１Ｄ−ＺＳＤ×ＺＰ２Ｄ）
／ＺＳＤ（ＺＲ１Ｄ×ＺＰ２Ｄ−ＺＲ２Ｄ×ＺＰ１Ｄ）……（１９）
βＤ＝ＺＲ２Ｄ×ＺＰ１Ｄ／（ＺＲ１Ｄ×ＺＰ２Ｄ−ＺＲ２Ｄ×ＺＰ１Ｄ）
……（２０）
ここで、ＺＳＤは、サンギヤＳＤの歯数である。

これらの第１及び第２リングギヤＲ１Ｄ、Ｒ２Ｄの歯数ＺＲ１Ｄ、ＺＲ２Ｄ、第１及び第２ピニオンギヤＰ１Ｄ、Ｐ２Ｄの歯数ＺＰ１Ｄ、ＺＰ２Ｄ、ならびに、サンギヤＳＤの歯数ＺＳＤは、前記式（１７）及び（１８）による条件に加え、左右の前輪ＷＬ、ＷＲの差回転が可能な範囲内で第１及び第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及び第２レバー比αＤ、βＤが互いに等しくなるとともに比較的大きな値になるように、設定されている。

また、図１５と図４〜図７との比較から明らかなように、配分装置ＤＳ５では、第１実施形態による配分装置ＤＳ１の動作が同様にして行われる。その詳細な説明については、省略する。

また、第５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５実施形態におけるサンギヤＳＤが、本発明における第４ギヤ及び第１外側回転要素に相当し、第５実施形態におけるキャリヤ８１が、本発明における第２外側回転要素に相当するとともに、第５実施形態における第１〜第３付加ピニオンギヤ８３〜８５が、本発明における付加ピニオンギヤに相当する。また、第５実施形態における第２リングギヤＲ２Ｄが、本発明における第２ギヤ及び第１準外側回転要素に相当し、第５実施形態における第１リングギヤＲ１Ｄが、本発明における第１ギヤ及び第２準外側回転要素に相当するとともに、第５実施形態における第３リングギヤＲ３Ｄが、本発明における第３ギヤ及び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。

以上のように、第５実施形態によれば、差動装置ＧＳＤが、キャリヤ８１と、互いに一体の第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｄ〜Ｐ３Ｄから成る３連ピニオンギヤ８２と、サンギヤＳＤと、第１〜第３リングギヤＲ１Ｄ〜Ｒ３Ｄと、第１〜第３付加ピニオンギヤ８３〜８５で構成されている（図１４）。また、これらのサンギヤＳＤ、第２リングギヤＲ２Ｄ、第３リングギヤＲ３Ｄ、第１リングギヤＲ１Ｄ及びキャリヤ８１によって、５つの回転要素が構成されており、これらの５つの回転要素は、共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係にある（図１５）。このように、前述した特許文献２と同等の差動装置を、キャリヤ８１、３連ピニオンギヤ８２、サンギヤＳＤ、第１〜第３リングギヤＲ１Ｄ〜Ｒ３Ｄ、及び第１〜第３付加ピニオンギヤ８３〜８５により構成でき、特許文献２の１６個の部品よりも少ない計９個の部品によって、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、軽量化及び製造コストの削減を図ることができる。

また、共線図において両外側にそれぞれ位置するサンギヤＳＤ及びキャリヤ８１が、第１及び第２回転電機１１、１２（第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂ）にそれぞれ機械的に連結されており、サンギヤＳＤ及びキャリヤ８１の隣にそれぞれ位置する第２リングギヤＲ２Ｄ及び第１リングギヤＲ１Ｄが、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ機械的に連結されている。これにより、第１〜第４実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２から出力された回転エネルギを、差動装置ＧＳＤを介して左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに伝達し、両者ＳＬ、ＳＲを適切に駆動することができるとともに、第１及び第２回転電機１１、１２における回転エネルギの入出力の制御によって、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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。

さらに、５つの回転要素のうち、共線図において中央に位置する第３リングギヤＲ３Ｄが、エンジン３に機械的に連結されているので、第１〜第４実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２に必要とされるトルクを低減でき、それにより両者１１、１２の小型化を図ることができる。また、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに、サンギヤＳＤではなく、第２及び第１リングギヤＲ２Ｄ、Ｒ１Ｄがそれぞれ機械的に連結されている。したがって、第１〜第４実施形態と同様、第１及び第２リングギヤＲ１Ｄ、Ｒ２Ｄ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及び第２付加ピニオンギヤ８３、８４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、第５実施形態では、サンギヤＳＤ及びキャリヤ８１を、第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂにそれぞれ連結するとともに、第２及び第１リングギヤＲ２Ｄ、Ｒ１Ｄを、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ連結しているが、これとは逆に、キャリヤ及びサンギヤを、第１及び第２ロータにそれぞれ連結するとともに、第１及び第２リングギヤを、左右の出力軸にそれぞれ連結してもよい。また、第５実施形態では、サンギヤＳＤを、第１ピニオンギヤＰ１Ｄに噛み合わせているが、第２又は第３ピニオンギヤに噛み合わせてもよい。この場合にも、回転数の関係を表す共線図におけるサンギヤ、第２リングギヤ、第３リングギヤ、第１リングギヤ及びキャリヤの並び順は、図１５に示す並び順と同じであり、第１ロータ、左出力軸、変速機出力軸、右出力軸及び第２ロータとの連結関係も同じである。

次に、図１６及び図１７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。この動力装置の配分装置ＤＳ６は、第５実施形態と比較して、第１付加ピニオンギヤ９３が、第１ピニオンギヤＰ１Ｅ及び第１リングギヤＲ１Ｅの双方ではなく、サンギヤＳＥ及び第１ピニオンギヤＰ１Ｅの双方に噛み合っている点が主に異なっている。図１６及び図１７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６実施形態による動力装置について、第１〜第５実施形態と異なる点を中心に説明する。

図１６に示すように、配分装置ＤＳ６の差動装置ＧＳＥは、サンギヤＳＥ、キャリヤ９１、３連ピニオンギヤ９２、第１〜第３付加ピニオンギヤ９３〜９５、及び第１〜第３リングギヤＲ１Ｅ〜Ｒ３Ｅで構成されている。差動装置ＧＳＥと左前輪ＷＬの間には第１回転電機１１が、差動装置ＧＳＥと右前輪ＷＲの間には第２回転電機１２が、それぞれ配置されており、サンギヤＳＥ及び第１〜第３リングギヤＲ１Ｅ〜Ｒ３Ｅは、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されている。また、サンギヤＳＥは、外歯車で構成されるとともに、後述する第１ピニオンギヤＰ１Ｅに対応して、第１ピニオンギヤＰ１Ｅの内周側に設けられている。さらに、サンギヤＳＥは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第１回転軸９６を介して、第２ロータ１２ｂに同軸状に連結されており、第２ロータ１２ｂと一体に回転自在である。第１回転軸９６の内周側には、右出力軸ＳＲが、同軸状かつ相対的に回転自在に配置されている。

上記のキャリヤ９１は、ドーナツ板状の第１及び第２基部９１ａ、９１ｂと、第１基部９１ａに一体に設けられた第１支軸９１ｃと、第１及び第２基部９１ａ、９１ｂに一体に設けられた第２支軸９１ｄと、第２基部９１ｂに一体に設けられた第３支軸９１ｅ及び第４支軸９１ｆで構成されており、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されている。キャリヤ９１の内周側には、サンギヤＳＥ及び第１回転軸９６が、相対的に回転自在に配置されている。第１〜第４支軸９１ｃ〜９１ｆ、３連ピニオンギヤ９２、及び第１〜第３付加ピニオンギヤ９３〜９５の数はそれぞれ、３つである（それぞれ２つのみ図示）が、これに限られないことは、もちろんである。また、第１及び第２基部９１ａ、９１ｂは、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと同軸状に配置されており、第２基部９１ｂは、第１基部９１ａよりも右前輪ＷＲ側に配置されている。さらに、第２基部９１ｂの径方向の外端部には、外歯車であるギヤＧＥが一体に設けられており、ギヤＧＥは、変速機出力軸のギヤ４ａに噛み合っている。

また、第１〜第４支軸９１ｃ〜９１ｆは、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲと平行に延びており、第１支軸９１ｃは、第１基部９１ａの径方向の内端部に位置するとともに、第２基部９１ｂ側に延びている。第２支軸９１ｄは、第１基部９１ａの径方向の外端部に位置するとともに、第２基部９１ｂの径方向の内端部に位置しており、第１及び第２基部９１ａ、９１ｂの間に延びている。第３支軸９１ｅは、第２基部９１ｂの径方向の中央部に、第４支軸９１ｆは、第２基部９１ｂの第３支軸９１ｅとの連結部分よりも径方向の外側の部位に、それぞれ位置しており、両支軸９１ｅ、９１ｆは、第１基部９１ａ側に延びている。さらに、３つの第１支軸９１ｃは、第１及び第２基部９１ａ、９１ｂの周方向に互いに等間隔に位置しており、このことは３つの第２〜第４支軸９１ｄ〜９１ｆのそれぞれについても同様である。また、第３及び第４支軸９１ｅ、９１ｆは、第２基部９１ｂの周方向の互いに異なる位置に、位置している。

前記３連ピニオンギヤ９２は、第１実施形態と同様、互いに一体に形成された外歯車である第１ピニオンギヤＰ１Ｅ、第２ピニオンギヤＰ２Ｅ及び第３ピニオンギヤＰ３Ｅで構成されており、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いる。第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｅ〜Ｐ３Ｅの位置関係は、第１実施形態の第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３のそれと同様である。

第１〜第３リングギヤＲ１Ｅ〜Ｒ３Ｅは、第１実施形態の第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３と同様の内歯車で構成されており、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｅ〜Ｐ３Ｅにそれぞれ対応して、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｅ〜Ｐ３Ｅの外周側にそれぞれ設けられている。また、第１リングギヤＲ１Ｅは、第１ピニオンギヤＰ１Ｅに噛み合うとともに、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第２回転軸９７、及びフランジを介して、右出力軸ＳＲに同軸状に連結されており、右出力軸ＳＲと一体に回転自在である。第１〜第３付加ピニオンギヤ９３〜９５は、外歯車で構成されている。また、第１付加ピニオンギヤ９３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、サンギヤＳＥ及び第１ピニオンギヤＰ１Ｅの双方に噛み合っている。

第２リングギヤＲ２Ｅは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第３回転軸９８及びフランジを介して、左出力軸ＳＬに同軸状に連結されており、左出力軸ＳＬと一体に回転自在である。第３回転軸９８の内周側には、上記の第２回転軸９７が相対的に回転自在に配置されている。第２付加ピニオンギヤ９４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Ｐ２Ｅ及び第２リングギヤＲ２Ｅの双方に噛み合っている。第３リングギヤＲ３Ｅは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第４回転軸９９、フランジ及び中空の第５回転軸１００を介して、第１ロータ１１ｂに同軸状に連結されており、第１ロータ１１ｂと一体に回転自在である。第４回転軸９９の内周側には上記の第３回転軸９８が、第５回転軸１００の内周側には左出力軸ＳＬが、それぞれ相対的に回転自在に配置されている。

第３付加ピニオンギヤ９５は、第４支軸９１ｆ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３ピニオンギヤＰ３Ｅ及び第３リングギヤＲ３Ｅの双方に噛み合っている。また、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｅ〜Ｐ３Ｅの歯数ＺＰ１Ｅ〜ＺＰ３Ｅ、及び第１〜第３リングギヤＲ１Ｅ〜Ｒ３Ｅの歯数ＺＲ１Ｅ〜ＺＲ３Ｅは、第１実施形態と同様、それらの間に次式（２１）及び（２２）が成立するように、設定されている。
ＺＲ２Ｅ／ＺＰ２Ｅ＞ＺＲ３Ｅ／ＺＰ３Ｅ ……（２１）
ＺＰ１Ｅ／ＺＲ１Ｅ＝ＺＰ２Ｅ／ＺＲ２Ｅ ……（２２）

以上の構成の動力装置では、差動装置ＧＳＥが上述したように構成されているため、サンギヤＳＥ、第１リングギヤＲ１Ｅ、キャリヤ９１、第２リングギヤＲ２Ｅ及び第３リングギヤＲ３Ｅは、互いの間で動力が伝達可能であり、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリヤ９１を固定した状態で、サンギヤＳＥを回転させたときには、第１リングギヤＲ１Ｅは、サンギヤＳＥの回転方向と同方向に回転し、第２及び第３リングギヤＲ２Ｅ、Ｒ３Ｅは、サンギヤＳＥの回転方向と逆方向に回転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、サンギヤＳＥの回転数は、第１リングギヤＲ１Ｅの回転数よりも高くなり、第２リングギヤＲ２Ｅの回転数は、第３リングギヤＲ３Ｅの回転数よりも高くなる。以上から、回転数の関係を表す共線図において、サンギヤＳＥ、第１リングギヤＲ１Ｅ、キャリヤ９１、第２リングギヤＲ２Ｅ及び第３リングギヤＲ３Ｅは、この順で並ぶ。

また、サンギヤＳＥ及び第２ロータ１２ｂは、第１回転軸９６を介して互いに連結されているので、サンギヤＳＥの回転数及び第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Ｒ１Ｅは、第２回転軸９７及びフランジを介して右出力軸ＳＲに連結されているので、第１リングギヤＲ１Ｅの回転数及び右出力軸ＳＲの回転数は、互いに等しい。また、キャリヤ９１は、ギヤＧＥ及びギヤ４ａを介して変速機４の変速機出力軸に連結されているので、これらのギヤＧＥ及びギヤ４ａによる変速を無視すれば、キャリヤ９１の回転数及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Ｒ２Ｅは、第３回転軸９８及びフランジを介して左出力軸ＳＬに連結されているので、第２リングギヤＲ２Ｅの回転数及び左出力軸ＳＬの回転数は、互いに等しい。また、第３リングギヤＲ３Ｅは、第４回転軸９９、フランジ及び第５回転軸１００を介して第１ロータ１１ｂに連結されているので、第３リングギヤＲ３Ｅの回転数及び第１ロータ１１ｂ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１７に示す共線図のように表される。図１７から明らかなように、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲは、互いに差回転が可能である。また、図１７におけるαＥ及びβＥはそれぞれ、第１レバー比及び第２レバー比（トルク比・速度比）であり、次式（２３）及び（２４）で表される。
αＥ＝ＺＲ１Ｅ（ＺＲ２Ｅ×ＺＰ３Ｅ−ＺＲ３Ｅ×ＺＰ２Ｅ）
／ＺＲ３Ｅ（ＺＲ１Ｅ×ＺＰ２Ｅ＋ＺＲ２Ｅ×ＺＰ１Ｅ）
……（２３）
βＥ＝ＺＲ２Ｅ×ＺＰ１Ｅ（ＺＲ１Ｅ−ＺＳＥ）
／ＺＳＥ（ＺＲ１Ｅ×ＺＰ２Ｅ＋ＺＲ２Ｅ×ＺＰ１Ｅ）……（２４）
ここで、ＺＳＥは、サンギヤＳＥの歯数である。

これらの第１〜第３リングギヤＲ１Ｅ〜Ｒ３Ｅの歯数ＺＲ１Ｅ〜ＺＲ３Ｅ、第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｅ〜Ｐ３Ｅの歯数ＺＰ１Ｅ〜ＺＰ３Ｅ、及びサンギヤＳＥの歯数ＺＳＥは、前記式（２１）及び（２２）による条件に加え、左右の前輪ＷＬ、ＷＲの差回転が可能な範囲内で第１及び第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及び第２レバー比αＥ、βＥが比較的大きな値になるように、設定されている。

また、図１７と図４〜図７との比較から明らかなように、配分装置ＤＳ６では、第１実施形態による配分装置ＤＳ１の動作が同様にして行われる。その詳細な説明については、省略する。

また、第６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６実施形態における第３リングギヤＲ３Ｅが、本発明における第３ギヤ及び第１外側回転要素に相当し、第６実施形態におけるサンギヤＳＥが、本発明における第４ギヤ及び第２外側回転要素に相当するとともに、第６実施形態における第１〜第３付加ピニオンギヤ９３〜９５が、本発明における付加ピニオンギヤに相当する。また、第６実施形態における第２リングギヤＲ２Ｅが、本発明における第２ギヤ及び第１準外側回転要素に相当し、第６実施形態における第１リングギヤＲ１Ｅが、本発明における第１ギヤ及び第２準外側回転要素に相当するとともに、第６実施形態におけるキャリヤ９１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。

以上のように、第６実施形態によれば、差動装置ＧＳＥが、キャリヤ９１と、互いに一体の第１〜第３ピニオンギヤＰ１Ｅ〜Ｐ３Ｅから成る３連ピニオンギヤ９２と、サンギヤＳＥと、第１〜第３リングギヤＲ１Ｅ〜Ｒ３Ｅと、第１〜第３付加ピニオンギヤ９３〜９５で構成されている（図１６）。また、これらの第３リングギヤＲ３Ｅ、第２リングギヤＲ２Ｅ、キャリヤ９１、第１リングギヤＲ１Ｅ及びサンギヤＳＥによって、５つの回転要素が構成されており、これらの５つの回転要素は、共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係にある（図１７）。このように、前述した特許文献２と同等の差動装置を、キャリヤ９１、３連ピニオンギヤ９２、サンギヤＳＥ、第１〜第３リングギヤＲ１Ｅ〜Ｒ３Ｅ、及び第１〜第３付加ピニオンギヤ９３〜９５により構成でき、第５実施形態と同様、特許文献２の１６個の部品よりも少ない計９個の部品によって、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、軽量化及び製造コストの削減を図ることができる。

また、共線図において両外側にそれぞれ位置する第３リングギヤＲ３Ｅ及びサンギヤＳＥが、第１及び第２回転電機１１、１２（第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂ）にそれぞれ機械的に連結されており、第３リングギヤＲ３Ｅ及びサンギヤＳＥの隣にそれぞれ位置する第２リングギヤＲ２Ｅ及び第１リングギヤＲ１Ｅが、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ機械的に連結されている。これにより、第１〜第５実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２から出力された回転エネルギを、差動装置ＧＳＥを介して左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに伝達し、両者ＳＬ、ＳＲを適切に駆動することができるとともに、第１及び第２回転電機１１、１２における回転エネルギの入出力の制御によって、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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。

さらに、５つの回転要素のうち、共線図において中央に位置するキャリヤ９１が、エンジン３に機械的に連結されているので、第１〜第５実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２に必要とされるトルクを低減でき、それにより両者１１、１２の小型化を図ることができる。また、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに、サンギヤＳＥではなく、第２及び第１リングギヤＲ２Ｅ、Ｒ１Ｅがそれぞれ機械的に連結されている。したがって、第１〜第５実施形態と同様、第１及び第２リングギヤＲ１Ｅ、Ｒ２Ｅ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２及び第３付加ピニオンギヤ９４、９５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、第６実施形態では、第３リングギヤＲ３Ｅ及びサンギヤＳＥを、第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂにそれぞれ連結するとともに、第２及び第１リングギヤＲ２Ｅ、Ｒ１Ｅを、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ連結しているが、これとは逆に、サンギヤ及び第３リングギヤを、第１及び第２ロータにそれぞれ連結するとともに、第１及び第２リングギヤを、左右の出力軸にそれぞれ連結してもよい。また、第６実施形態では、サンギヤＳＥを、第１ピニオンギヤＰ１Ｅに対応させて設けるとともに、第１付加ピニオンギヤ９３を、サンギヤＳＥ及び第１ピニオンギヤＰ１Ｅに噛み合わせているが、サンギヤを、第２又は第３ピニオンギヤに対応させて設けるとともに、第１付加ピニオンギヤを、第２及び第３ピニオンギヤのうちのサンギヤが対応する１つとサンギヤとに噛み合わせてもよい。

さらに、第６実施形態では、第２付加ピニオンギヤ９４を、第２ピニオンギヤＰ２Ｅ及び第２リングギヤＲ２Ｅの双方に、第３付加ピニオンギヤ９５を、第３ピニオンギヤＰ３Ｅ及び第３リングギヤＲ３Ｅの双方に、それぞれ噛み合わせているが、第２及び第３付加ピニオンギヤの一方を、第１ピニオンギヤ及び第１リングギヤの双方に噛み合わせてもよい。この場合において、第２付加ピニオンギヤを第１ピニオンギヤ及び第１リングギヤの双方に噛み合わせたときには、第２リングギヤは、第２ピニオンギヤに噛み合う。また、第３付加ピニオンギヤを第１ピニオンギヤ及び第１リングギヤの双方に噛み合わせたときには、第３リングギヤは、第３ピニオンギヤに噛み合う。

また、上述したバリエーションのいずれにおいても、サンギヤ、第１〜第３リングギヤ及びキャリヤから成る５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それぞれ位置する第１及び第２外側回転要素が、第１及び第２ロータにそれぞれ連結されるとともに、第１及び第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１及び第２準外側回転要素が、左右の出力軸にそれぞれ連結される。さらに、中央に位置する中央回転要素が、エンジンに連結される。また、上述したバリエーションにおいて、第１及び第２ロータなどとの連結関係を成立させるために、各ギヤの歯数を、前記式（２１）及び（２２）とは異なる関係に設定する必要が生じることがある。

また、第６実施形態では、回転数の関係を表す共線図におけるキャリヤ９１から第２及び第１リングギヤＲ２Ｅ、Ｒ１Ｅまでの距離は、互いに等しいが、互いに異ならせてもよい。この場合、第１及び第２ピニオンギヤの歯数ならびに第１及び第２リングギヤの歯数の間に、前記式（２２）が成立しなくてもよく、その分、その設定の自由度が大きくなるので、前述した第１及び第２レバー比が互いに等しくなるように、各ギヤの歯数を設定することが可能になる。

また、第１〜第６実施形態では、本発明における第１〜３ギヤを、第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３、Ｒ１Ａ〜Ｒ３Ａ、Ｒ１Ｂ〜Ｒ３Ｂ、Ｒ１Ｃ〜Ｒ３Ｃ、Ｒ１Ｄ〜Ｒ３Ｄ、Ｒ１Ｅ〜Ｒ３Ｅでそれぞれ構成するとともに、第４ギヤを、サンギヤＳ、ＳＡ、ＳＢ、ＳＣ、ＳＤ、ＳＥで構成しているが、第１〜第４ギヤを次のようにして構成してもよい。すなわち、第１〜第３ギヤの少なくとも１つを、第１〜第３ピニオンギヤに対応する第１〜第３サンギヤの少なくとも１つで構成するとともに、第４ギヤを、第１〜第３サンギヤ及び第１〜第３リングギヤのうちの第１〜第３ギヤ以外の１つで構成してもよい。この場合、付加ピニオンギヤの数は、任意であるが、本発明による前述した効果（装置の小型化など）を得る上で、３つ以下が好ましい。

次に、図１８及び図１９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。この動力装置は、第１実施形態と比較して、エンジン及び変速機（いずれも図示せず）が、配分装置ＤＳ７を介して左右の前輪ＷＬ、ＷＲに連結されておらず、車両の左右の後輪に連結されている点が主に異なっている。図１８及び図１９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７実施形態による動力装置について、第１〜第６実施形態と異なる点を中心に説明する。

図１８に示すように、配分装置ＤＳ７の差動装置ＧＳＦは、第１実施形態による差動装置ＧＳと異なり、第３リングギヤＲ３を有しておらず、サンギヤＳは、第１ピニオンギヤＰ１ではなく、第３ピニオンギヤＰ３に対応して、第３ピニオンギヤＰ３の内周側に設けられており、付加ピニオンギヤ３３は、第１ピニオンギヤＰ１ではなく、第３ピニオンギヤＰ３及びサンギヤＳの双方に噛み合っている。

また、第１及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２の歯数ＺＰ１、ＺＰ２、ならびに第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２の歯数ＺＲ１、ＺＲ２は、それらの間に次式（２５）が成立するように、設定されている。
ＺＲ１／ＺＰ１＞ＺＲ２／ＺＰ２ ……（２５）

以上の構成の動力装置では、差動装置ＧＳＦが上述したように構成されているため、サンギヤＳ、第２リングギヤＲ２、第１リングギヤＲ１及びキャリヤ３１は、互いの間で動力が伝達可能であり、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリヤ３１を固定した状態で、サンギヤＳを回転させたときには、第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２は、サンギヤＳの回転方向と同方向に回転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、サンギヤＳの回転数、第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２の回転数の間に、「サンギヤＳの回転数＞第２リングギヤＲ２の回転数＞第１リングギヤＲ１の回転数」の関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、サンギヤＳ、第２リングギヤＲ２、第１リングギヤＲ１、及びキャリヤ３１は、この順で並ぶ。

また、サンギヤＳ、第２リングギヤＲ２、第１リングギヤＲ１及びキャリヤ３１と、第１ロータ１１ｂ、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ及び第２ロータ１２ｂとの連結関係は、第１実施形態と同様である。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１９に示す共線図のように表される。図１９から明らかなように、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲは、互いに差回転が可能である。

また、図１９におけるαＦ及びβＦはそれぞれ、第１レバー比及び第２レバー比（トルク比・速度比）であり、次式（２６）及び（２７）で表される。
αＦ＝ＺＲ１（ＺＲ２×ＺＰ３−ＺＳ×ＺＰ２）
／ＺＳ（ＺＲ１×ＺＰ２−ＺＲ２×ＺＰ１） ……（２６）
βＦ＝ＺＲ２×ＺＰ１／（ＺＲ１×ＺＰ２−ＺＲ２×ＺＰ１）……（２７）

これらの第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２の歯数ＺＲ１、ＺＲ２、第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３の歯数ＺＰ１〜ＺＰ３、ならびにサンギヤＳの歯数ＺＳは、前記式（２５）による条件に加え、左右の前輪ＷＬ、ＷＲの差回転が可能な範囲内で第１及び第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及び第２レバー比αＦ、βＦが互いに等しくなるとともに比較的大きな値になるように、設定されている。

また、図１９と図４〜図７との比較から明らかなように、配分装置ＤＳ７では、第１実施形態による配分装置ＤＳ１の動作が同様にして行われる。その詳細な説明については、省略する。

また、第７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７実施形態におけるサンギヤＳが、本発明における第３ギヤ及び第１外側回転要素に相当するとともに、第７実施形態におけるキャリヤ３１が、本発明における第２外側回転要素に相当する。また、第７実施形態における第２リングギヤＲ２が、本発明における第２ギヤ及び第１準外側回転要素に相当するとともに、第７実施形態における第１リングギヤＲ１が、本発明における第１ギヤ及び第２準外側回転要素に相当する。

以上のように、第７実施形態によれば、差動装置ＧＳＦが、キャリヤ３１と、互いに一体の第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３から成る３連ピニオンギヤ３２と、サンギヤＳと、第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２と、付加ピニオンギヤ３３で構成されている（図１８）。また、これらのサンギヤＳ、第２リングギヤＲ２、第１リングギヤＲ１及びキャリヤ３１によって、４つの回転要素が構成されており、これらの４つの回転要素は、共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係にある（図１９）。このように、前述した特許文献１と同等の差動装置を、キャリヤ３１、３連ピニオンギヤ３２、サンギヤＳ、第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２、ならびに付加ピニオンギヤ３３により構成でき、特許文献１の１０個の部品よりも少ない計６個の部品によって、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、軽量化及び製造コストの削減を図ることができる。

また、共線図において両外側にそれぞれ位置するサンギヤＳ及びキャリヤ３１が、第１及び第２回転電機１１、１２（第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂ）にそれぞれ機械的に連結されており、サンギヤＳ及びキャリヤ３１の隣にそれぞれ位置する第２及び第１リングギヤＲ２、Ｒ１が、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ機械的に連結されている。これにより、第１実施形態と同様、第１及び第２回転電機１１、１２から出力された回転エネルギを、差動装置ＧＳＦを介して左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに伝達し、両者ＳＬ、ＳＲを適切に駆動することができるとともに、第１及び第２回転電機１１、１２における回転エネルギの入出力の制御によって、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲ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。

さらに、第１実施形態と同様、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲに、サンギヤＳではなく、第２及び第１リングギヤＲ２、Ｒ１がそれぞれ機械的に連結されている。したがって、第１及び第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及び第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２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７実施形態と異なり、３連ピニオンギヤ３２に代えて、互いに一体の第１及び第２ピニオンギヤから成る２連ピニオンギヤを用いるとともに、これらの第１及び第２ピニオンギヤの一方（以下「一方のピニオンギヤ」という）に、付加ピニオンギヤを噛み合わせ、キャリヤ、サンギヤ、第１及び第２リングギヤによって４つの回転要素を構成した場合には、次のような不具合がある。すなわち、各ギヤを噛み合わせるには、サンギヤと、付加ピニオンギヤと、一方のピニオンギヤと、一方のピニオンギヤが噛み合う第１及び第２リングギヤの一方（以下「一方のリングギヤ」という）を、同一平面上に、径方向に並ぶように配置しなければならない。このため、サンギヤ及び一方のリングギヤの歯数の設定には、ある程度の制約がある。また、共線図において、キャリヤから一方のリングギヤまでの距離は、一方のピニオンギヤと一方のリングギヤのギヤ比で定まり、サンギヤまでの距離は、一方のピニオンギヤとサンギヤのギヤ比で定まる。このように、一方のピニオンギヤの歯数は、共線図におけるキャリヤに対するサンギヤの位置及び一方のリングギヤの位置の双方に影響を及ぼす。以上から、２連ピニオンギヤを用いた場合には、共線図におけるキャリヤに対するサンギヤと一方のリングギヤとの位置関係の設定の自由度が低くなってしまう。このような不具合は、２連ピニオンギヤを用いた場合において、第１及び第２リングギヤの一方をサンギヤとして構成し、４つの回転要素を２つのサンギヤ、キャリヤ及び１つのリングギヤで構成したときにも、同様に生じる。

これに対して、第７実施形態によれば、３連ピニオンギヤ３２の第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３が、第１リングギヤＲ１、第２リングギヤＲ２及び付加ピニオンギヤ３３にそれぞれ噛み合っている。これにより、共線図において、キャリヤ３１から第１リングギヤＲ１までの距離は、第１ピニオンギヤＰ１と第１リングギヤＲ１のギヤ比で定まり、第２リングギヤＲ２までの距離は、第２ピニオンギヤＰ２と第２リングギヤＲ２のギヤ比で、サンギヤＳまでの距離は、第３ピニオンギヤＰ３とサンギヤＳのギヤ比で、それぞれ定まる。このように、上述した２連ピニオンギヤを用いた場合と異なり、第１〜第３ピニオンギヤＰ１〜Ｐ３の歯数はそれぞれ、共線図におけるキャリヤ３１に対する第１リングギヤＲ１、第２リングギヤＲ２及びサンギヤＳの位置に影響を及ぼすだけで、これらの３つのギヤＲ１、Ｒ２、Ｓのうちの２つの位置に影響を及ぼすことがない。したがって、共線図におけるキャリヤ３１に対するサンギヤＳ、第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２の間の位置関係の設定の自由度を高めることができる。

なお、第７実施形態では、サンギヤＳ及びキャリヤ３１を、第１及び第２ロータ１１ｂ、１２ｂにそれぞれ連結するとともに、第２及び第１リングギヤＲ２、Ｒ１を、左右の出力軸ＳＬ、ＳＲにそれぞれ連結しているが、これとは逆に、キャリヤ及びサンギヤを、第１及び第２ロータにそれぞれ連結するとともに、第１及び第２リングギヤを、左右の出力軸にそれぞれ連結してもよい。また、第７実施形態では、サンギヤＳを、第３ピニオンギヤＰ３に対応させて設けるとともに、付加ピニオンギヤ３３を、サンギヤＳ及び第３ピニオンギヤＰ３に噛み合わせているが、サンギヤを、第１又は第２ピニオンギヤに対応させて設けるとともに、付加ピニオンギヤを、第１及び第２ピニオンギヤのうちのサンギヤが対応する１つとサンギヤとに噛み合わせてもよい。

さらに、第７実施形態では、付加ピニオンギヤ３３の数は１つであるが、２つ以上でもよい。ただし、本発明の効果を得る上では、２つ以下が好ましい。付加ピニオンギヤを２つ設けた場合には、もう１つの付加ピニオンギヤは、第１ピニオンギヤ及び第１リングギヤの双方、又は第２ピニオンギヤ及び第２リングギヤの双方に噛み合う。また、第７実施形態では、本発明における第１及び第２ギヤを、第１及び第２リングギヤＲ１、Ｒ２でそれぞれ構成しているが、第１及び第２ギヤの少なくとも１つを、この少なくとも１つに対応する第１及び第２サンギヤの少なくとも１つで構成してもよい。さらに、第７実施形態では、本発明における第３ギヤを、サンギヤＳで構成しているが、第３ピニオンギヤに対応する第３リングギヤで構成してもよい。これらのバリエーションのいずれにおいても、付加ピニオンギヤの数は任意であるが、本発明の効果を得る上で、２つ以下が好ましい。

なお、本発明は、説明した第１〜第７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、本発明における２つの被駆動部は、エンジン３及び変速機４が連結される左右の前輪ＷＬ、ＷＲにそれぞれ連結された左右の出力軸ＳＬ、ＳＲであるが、エンジン及び変速機が連結されない車両の左右の後輪にそれぞれ連結された左右の出力軸でもよく、車両の前輪及び後輪にそれぞれ連結された前後の出力軸でもよい。また、実施形態では、本発明における第１及び第２エネルギ入出力装置は、第１及び第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及び第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及び第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及び第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及び第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及び第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及び第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及び第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Ｖに適用した例であるが、本発明はこれに限らず、船舶や航空機などの他の輸送機関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。

Ｖ 車両（輸送機関）
ＳＬ 左出力軸（被駆動部）
ＳＲ 右出力軸（被駆動部）
３ エンジン（エネルギ出力装置）
ＧＳ 差動装置
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）
Ｓ サンギヤ（第４ギヤ、第３ギヤ、第１外側回転要素）
３１ キャリヤ（第２外側回転要素）
３２ ３連ピニオンギヤ
Ｐ１ 第１ピニオンギヤ
Ｐ２ 第２ピニオンギヤ
Ｐ３ 第３ピニオンギヤ
３３ 付加ピニオンギヤ
Ｒ１ 第１リングギヤ（第１ギヤ、第２準外側回転要素）
Ｒ２ 第２リングギヤ（第２ギヤ、第１準外側回転要素）
Ｒ３ 第３リングギヤ（第３ギヤ、中央回転要素）
ＧＳＡ 差動装置
ＳＡ サンギヤ（第４ギヤ、第２外側回転要素）
５１ キャリヤ（中央回転要素）
５２ ３連ピニオンギヤ
Ｐ１Ａ 第１ピニオンギヤ
Ｐ２Ａ 第２ピニオンギヤ
Ｐ３Ａ 第３ピニオンギヤ
５３ 付加ピニオンギヤ
Ｒ１Ａ 第１リングギヤ（第１ギヤ、第１外側回転要素）
Ｒ２Ａ 第２リングギヤ（第２ギヤ、第２準外側回転要素）
Ｒ３Ａ 第３リングギヤ（第３ギヤ、第１準外側回転要素）
ＧＳＢ 差動装置
ＳＢ サンギヤ（第４ギヤ、第１外側回転要素）
６１ キャリヤ（第２準外側回転要素）
６２ ３連ピニオンギヤ
Ｐ１Ｂ 第１ピニオンギヤ
Ｐ２Ｂ 第２ピニオンギヤ
Ｐ３Ｂ 第３ピニオンギヤ
６３ 第１付加ピニオンギヤ（付加ピニオンギヤ）
６４ 第２付加ピニオンギヤ（付加ピニオンギヤ）
Ｒ１Ｂ 第１リングギヤ（第１ギヤ、第１準外側回転要素）
Ｒ２Ｂ 第２リングギヤ（第２ギヤ、第２外側回転要素）
Ｒ３Ｂ 第３リングギヤ（第３ギヤ、中央回転要素）
ＧＳＣ 差動装置
ＳＣ サンギヤ（第４ギヤ、第２外側回転要素）
７１ キャリヤ（第１準外側回転要素）
７２ ３連ピニオンギヤ
Ｐ１Ｃ 第１ピニオンギヤ
Ｐ２Ｃ 第２ピニオンギヤ
Ｐ３Ｃ 第３ピニオンギヤ
７３ 第１付加ピニオンギヤ（付加ピニオンギヤ）
７４ 第２付加ピニオンギヤ（付加ピニオンギヤ）
Ｒ１Ｃ 第１リングギヤ（第１ギヤ、中央回転要素）
Ｒ２Ｃ 第２リングギヤ（第２ギヤ、第１外側回転要素）
Ｒ３Ｃ 第３リングギヤ（第３ギヤ、第２準外側回転要素）
ＧＳＤ 差動装置
ＳＤ サンギヤ（第４ギヤ、第１外側回転要素）
８１ キャリヤ（第２外側回転要素）
８２ ３連ピニオンギヤ
Ｐ１Ｄ 第１ピニオンギヤ
Ｐ２Ｄ 第２ピニオンギヤ
Ｐ３Ｄ 第３ピニオンギヤ
８３ 第１付加ピニオンギヤ（付加ピニオンギヤ）
８４ 第２付加ピニオンギヤ（付加ピニオンギヤ）
８５ 第３付加ピニオンギヤ（付加ピニオンギヤ）
Ｒ１Ｄ 第１リングギヤ（第１ギヤ、第２準外側回転要素）
Ｒ２Ｄ 第２リングギヤ（第２ギヤ、第１準外側回転要素）
Ｒ３Ｄ 第３リングギヤ（第３ギヤ、中央回転要素）
ＧＳＥ 差動装置
ＳＥ サンギヤ（第４ギヤ、第２外側回転要素）
９１ キャリヤ（中央回転要素）
９２ ３連ピニオンギヤ
Ｐ１Ｅ 第１ピニオンギヤ
Ｐ２Ｅ 第２ピニオンギヤ
Ｐ３Ｅ 第３ピニオンギヤ
９３ 第１付加ピニオンギヤ（付加ピニオンギヤ）
９４ 第２付加ピニオンギヤ（付加ピニオンギヤ）
９５ 第３付加ピニオンギヤ（付加ピニオンギヤ）
Ｒ１Ｅ 第１リングギヤ（第１ギヤ、第２準外側回転要素）
Ｒ２Ｅ 第２リングギヤ（第２ギヤ、第１準外側回転要素）
Ｒ３Ｅ 第３リングギヤ（第３ギヤ、第１外側回転要素）
ＧＳＦ 差動装置

Claims (4)

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、
   差動装置と、を備え、
   該差動装置は、
   回転自在のキャリヤと、
   互いに一体に設けられた外歯車である第１ピニオンギヤ、第２ピニオンギヤ及び第３ピニオンギヤで構成され、前記キャリヤに回転自在に支持された３連ピニオンギヤと、
   外歯車で構成されるとともに、前記第１ピニオンギヤの内周側に該第１ピニオンギヤに対応して設けられた第１サンギヤと、内歯車で構成されるとともに、前記第１ピニオンギヤの外周側に該第１ピニオンギヤに対応して設けられた第１リングギヤとの一方である第１ギヤと、
   外歯車で構成されるとともに、前記第２ピニオンギヤの内周側に該第２ピニオンギヤに対応して設けられた第２サンギヤと、内歯車で構成されるとともに、前記第２ピニオンギヤの外周側に該第２ピニオンギヤに対応して設けられた第２リングギヤとの一方である第２ギヤと、
   外歯車で構成されるとともに、前記第３ピニオンギヤの内周側に該第３ピニオンギヤに対応して設けられた第３サンギヤと、内歯車で構成されるとともに、前記第３ピニオンギヤの外周側に該第３ピニオンギヤに対応して設けられた第３リングギヤとの一方である第３ギヤと、
   前記第１〜第３ピニオンギヤのうちの少なくとも１つと、該少なくとも１つに対応する前記第１〜第３ギヤとに噛み合うとともに、前記キャリヤに回転自在に支持された付加ピニオンギヤと、を有し、
   前記第１ピニオンギヤは、前記付加ピニオンギヤが前記第１ピニオンギヤ及び前記第１ギヤのいずれにも噛み合っていないときには、該第１ギヤに噛み合い、
   前記第２ピニオンギヤは、前記付加ピニオンギヤが前記第２ピニオンギヤ及び前記第２ギヤのいずれにも噛み合っていないときには、該第２ギヤに噛み合い、
   前記第３ピニオンギヤは、前記付加ピニオンギヤが前記第３ピニオンギヤ及び前記第３ギヤのいずれにも噛み合っていないときには、該第３ギヤに噛み合い、
   前記キャリヤ及び前記第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しており、
   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及び第２外側回転要素は、前記第１及び第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及び第２外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第１及び第２準外側回転要素は、前記２つの被駆動部の一方及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〜第３サンギヤ及び前記第１〜第３リングギヤのうちの前記第１〜第３ギヤ以外の１つである第４ギヤをさらに有し、
   前記付加ピニオンギヤは、前記第１〜第３ピニオンギヤのうちの前記少なくとも１つと、該少なくとも１つに対応する前記第１〜第４ギヤとに噛み合っており、
   前記第４ギヤが対応する前記第１〜第３ピニオンギヤの１つは、前記付加ピニオンギヤが前記第１〜第３ピニオンギヤの前記１つ及び前記第４ギヤのいずれにも噛み合っていないときには、該第４ギヤに噛み合い、
   前記キャリヤ及び前記第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おり、
   前記５つの回転要素のうちの前記第１及び第２外側回転要素は、前記第１及び第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及び第２準外側回転要素は、前記一方及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及び第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及び第２外側回転要素ならびに前記第１及び第２準外側回転要素以外の回転要素である中央回転要素は、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及び第２準外側回転要素はそれぞれ、前記キャリヤ及び前記第１〜第３ギヤのうちの１つ及び他の１つとしての、前記キャリヤ及び前記第１〜第３リングギヤのうちの１つ及び他の１つであることを特徴とする、請求項１ないし３のいずれかに記載の動力装置。

Images