JPWO2014020992A1 - 動力装置 - Google Patents

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JPWO2014020992A1
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Abstract

装置を簡易に構成できるとともに、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図ることができる動力装置を提供する。動力装置では、互いに噛み合う第1および第2ピニオンギヤ(P1、P2)を回転自在に支持する回転自在のキャリア(91)、両ピニオンギヤ(P1、P2)の一方と噛み合う第1および第2ギヤ(S1、R1)、ならびに、他方と噛み合う第3ギヤ(S2)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、4つの回転要素のうち、共線図において両外側にそれぞれ位置する第1および第2外側回転要素(S1、S2)は、第1および第2エネルギ入出力装置(11、12)にそれぞれ連結され、第1および第2外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第1および第2準外側回転要素(91、R1)は、2つの被駆動部の一方および他方(SF、SR)にそれぞれ連結されている。

Description

本発明は、輸送機関を推進するための被駆動部を駆動するための動力装置に関する。
従来、この種の動力装置として、例えば特許文献1に開示されたものが知られている。この動力装置では、いわゆるシングルプラネタリタイプの第1および第2遊星歯車機構の組合わせによって第1〜第4回転要素を有する差動装置が構成されており、第1〜第4回転要素の回転数は、共線図において単一の直線上にこの順で並ぶ共線関係を満たしている。具体的には、第1遊星歯車機構は、第1サンギヤ、第1キャリアおよび第1リングギヤを有しており、第2遊星歯車機構は、第2サンギヤ、第2キャリアおよび第2リングギヤを有している。第1サンギヤと第2キャリアが、中空の第1回転軸を介して互いに連結されており、第1キャリアと第2サンギヤが、中実の第2回転軸を介して互いに連結されている。第2回転軸は、第1回転軸の内側に回転自在に配置されている。
以上の構成の差動装置では、第1リングギヤは第1回転要素に相当し、互いに連結された第1キャリアおよび第2サンギヤは第2回転要素に、互いに連結された第1サンギヤおよび第2キャリアは第3回転要素に、第2リングギヤは第4回転要素に、それぞれ相当する。また、この従来の動力装置は、四輪の車両に搭載されており、第1回転要素は第1回転電機に、第2回転要素は左駆動輪に、第3回転要素は右駆動輪に、第4回転要素は第2回転電機に、それぞれ連結されている。動力装置では、第1および第2回転電機を制御することによって、左右の駆動輪に分配されるトルクが制御される。
また、従来のこの種の動力装置として、例えば特許文献2に開示されたものが知られている。この従来の動力装置の差動装置は、いずれもシングルプラネタリタイプの第1〜第3遊星歯車機構の組合せで構成されており、互いの間で動力を伝達可能な第1〜第5要素を有している。図88に示すように、これらの第1〜第5要素は、それらの回転数が共線関係を満たし、該共線関係を表す共線図において、第1〜第5要素の回転数が単一の直線上にこの順で並ぶように構成されている。具体的には、第1遊星歯車機構は、第1サンギヤ、第1キャリアおよび第1リングギヤを有しており、第2遊星歯車機構は、第2サンギヤ、第2キャリアおよび第2リングギヤを、第3遊星歯車機構は、第3サンギヤ、第3キャリアおよび第3リングギヤを、それぞれ有している。これらの第1キャリアおよび第3リングギヤを互いに一体に、第3キャリア、第1および第2リングギヤを互いに一体に、第2キャリアおよび第3サンギヤを互いに一体に、それぞれ連結することによって、上記の第1〜第5要素が構成される。
また、従来の動力装置は、四輪の車両に搭載されており、第1要素は第1回転電機に連結され、第2要素は左駆動輪に、第3要素はエンジンに、第4要素は右駆動輪に、第5要素は第2回転電機に、それぞれ連結されている。これらの第1および第2回転電機を制御することによって、左右の駆動輪に分配されるトルクが制御される。
特許第4637136号 特許第5153587号
上述した特許文献1の動力装置では、第1〜第4回転要素を構成するために、第1および第2サンギヤ、第1および第2キャリア、ならびに、第1および第2リングギヤから成る6つの回転要素と、第1サンギヤと第2キャリアを互いに連結する第1回転軸と、第1キャリアと第2サンギヤを互いに連結する第2回転軸が必要である。これにより、装置を構成する要素の数が比較的多く、装置の大型化、重量化および製造コストの増大を招いてしまう。
また、特許文献2の動力装置では、上述したように第1〜第3遊星歯車機構から成る3つの遊星歯車機構を組み合わせることによって、第1〜第5要素が構成されるので、その部品点数が多くなることは避けられず、その結果、特許文献1と同様、装置の大型化、重量化および製造コストの増大を招いてしまう。
本発明は、以上のような課題を解決するためになされたものであり、装置を簡易に構成できるとともに、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図ることができる動力装置を提供することを目的とする。
上記目的を達成するために、請求項1に係る発明は、輸送機関(実施形態における(以下、本項において同じ)車両VFR、VFF、VAW)を推進するための2つの被駆動部(左右の出力軸SRL、SRR、左右の出力軸SFL、SFR、前後の出力軸SF、SR)を駆動するための動力装置であって、回転エネルギを入出力可能な第1エネルギ入出力装置(第1回転電機11)と、回転エネルギを入出力可能な第2エネルギ入出力装置(第2回転電機12)と、互いに噛み合う第1ピニオンギヤP1(図82、図84、ピニオンギヤP1B、図86、ピニオンギヤP1D)および第2ピニオンギヤP2(図78、ピニオンギヤPA、図82、図84、ピニオンギヤP2B、図86ピニオンギヤP2D)を回転自在に支持する回転自在のキャリア(図76、図78、図80、キャリア部材91、図82、図84、キャリア部材95、図86、キャリア部材101)、第1および第2ピニオンギヤP1、P2の一方と噛み合う第1ギヤ(図76、図84、第1サンギヤS1、図78、図82、第2サンギヤS2、図80、第2サンギヤS2X、図86、第2サンギヤS2D)および第2ギヤ(図76、第1リングギヤR1、図78、第2リングギヤR2A、図80、第2リングギヤR2X、図82、第2リングギヤR2B、図84、第1リングギヤR1B、図86、第2リングギヤR2D)、ならびに、前記第1および第2ピニオンギヤP1、P2の他方と噛み合う第3ギヤ(図76、第2サンギヤS2、図78、第1リングギヤR1、図80、第1リングギヤR1X、図82、第1サンギヤS1、図84、第2リングギヤR2B、図86、第1リングギヤR1D)を有し、キャリアおよび第1〜第3ギヤから成る4つの回転要素の回転数が共線図において単一の直線上に並ぶ共線関係を満たすように構成された差動装置GSG〜GSLと、を備え、4つの回転要素のうち、共線図において両外側にそれぞれ位置する第1および第2外側回転要素(図77、図83、第1サンギヤS1、第2サンギヤS2、図79、キャリア部材91、第2サンギヤS2、図81、第2サンギヤS2X、第1リングギヤR1X、図85、第1サンギヤS1、第2リングギヤR2B、図87、第2サンギヤS2D、キャリア部材101)は、第1および第2エネルギ入出力装置にそれぞれ機械的に連結されており、第1および第2外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第1および第2準外側回転要素(図77、キャリア部材91、第1リングギヤR1、図79、第2リングギヤR2A、第1リングギヤR1、図81、第2リングギヤR2X、キャリア部材91、図83、第2リングギヤR2B、キャリア部材95、図85、第1リングギヤR1B、キャリア部材95、図87、第2リングギヤR2D、第1リングギヤR1D)は、2つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ機械的に連結されていることを特徴とする。
この構成によれば、差動装置が、互いに噛み合う第1および第2ピニオンギヤを回転自在に支持する回転自在のキャリアと、第1および第2ピニオンギヤの一方と噛み合う第1および第2ギヤと、第1および第2ピニオンギヤの他方と噛み合う第3ギヤとから成る4つの回転要素を有している。また、これらの4つの回転要素の回転数は、共線図において単一の直線上に並ぶ共線関係にある。
以上のように、前述した従来の場合と異なり、第1および第2ピニオンギヤを互いに噛み合わせるとともに、第1および第2ギヤを第1および第2ピニオンギヤの一方と、第3ギヤを第1および第2ピニオンギヤの他方と、それぞれ噛み合わせるだけで、回転数が互いに共線関係にある4つの回転要素を簡易に構成することができる。また、前述した特許文献1の場合と異なり、第1サンギヤと第2キャリアを互いに連結する第1回転軸と、第1キャリアと第2サンギヤを互いに連結する第2回転軸は不要であり、さらに、特許文献1の6つの回転要素よりも少ない4つの回転要素(キャリア、第1〜第3ギヤ)によって、特許文献1と同等の差動装置を構成することができる。したがって、動力装置全体の部品点数を削減でき、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図ることができる。
また、4つの回転要素のうち、共線図において両外側にそれぞれ位置する第1および第2外側回転要素は、第1および第2エネルギ入出力装置にそれぞれ機械的に連結されており、第1および第2外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第1および第2準外側回転要素は、2つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ機械的に連結されている。これにより、第1および第2エネルギ入出力装置から出力された回転エネルギを、差動装置を介して2つの被駆動部に伝達し、両被駆動部を適切に駆動することができる。この場合、上述したように4つの回転要素の回転数が互いに共線関係にあるので、第1および第2エネルギ入出力装置における回転エネルギの入出力を制御することによって、2つの被駆動部に分配される回転エネルギ(トルク)を適切に制御することができる。
請求項2に係る発明は、請求項1に記載の動力装置において、差動装置GS、GSA、GSX、GSB〜GSD、GSFは、第1および第2ピニオンギヤP1、P2の他方と噛み合う第4ギヤ(図2、図74、第2リングギヤR2、図61、第1サンギヤS1、図65、第1サンギヤS1X、図67、第1リングギヤR1B、図70、第2サンギヤS2、図71、第1サンギヤS1D)をさらに有し、第4ギヤ、キャリアおよび第1〜第3ギヤから成る5つの回転要素の回転数は、共線図において単一の直線上に並ぶ共線関係を満たしており、5つの回転要素のうちの第1および第2外側回転要素(図5、図64、図69、図75、第1サンギヤS1、第2サンギヤS2、図66、第1リングギヤR1X、第2サンギヤS2X、図73、キャリア部材101、第2サンギヤS2D)は、第1および第2エネルギ入出力装置に機械的にそれぞれ連結され、第1および第2準外側回転要素(図5、図75、第2リングギヤR2、第1リングギヤR1、図64、キャリア部材91、第1リングギヤR1、図66、キャリア部材91、第1サンギヤS1X、図69、第1リングギヤR1B、第2リングギヤR2B、図73、第1リングギヤR1D、第1サンギヤS1D)は、一方および他方の被駆動部に機械的にそれぞれ連結されていることを特徴とする。
この構成によれば、差動装置が、請求項1に係る発明の説明で述べた第1〜第3ギヤに加え、第1および第2ピニオンギヤの他方と噛み合う第4ギヤをさらに有しており、キャリアおよび第1〜第4ギヤから成る5つの回転要素の回転数は、共線図において単一の直線上に並ぶ共線関係を満たしている。
以上のように、前述した第1〜第3遊星歯車機構を用いる従来の特許文献2の場合と異なり、第1および第2遊星歯車機構から成る2つの遊星歯車機構を組み合わせるだけで、回転数が互いに共線関係にある5つの回転要素を簡易に構成できるとともに、その部品点数を削減でき、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図ることができる。
また、5つの回転要素のうち、共線図において両外側にそれぞれ位置する第1および第2外側回転要素は、第1および第2エネルギ入出力装置にそれぞれ機械的に連結されており、第1および第2外側回転要素の隣にそれぞれ位置する第1および第2準外側回転要素は、2つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ機械的に連結されている。これにより、請求項1に係る発明と同様、2つの被駆動部に分配される回転エネルギ(トルク)を適切に制御することができる。
請求項3に係る発明は、請求項2に記載の動力装置において、回転エネルギを出力可能であり、第1および第2エネルギ入出力装置とは別個に設けられたエネルギ出力装置(エンジン3)をさらに備え、5つの回転要素のうちの第1および第2外側回転要素ならびに第1および第2準外側回転要素以外の回転要素である中央回転要素(図5、キャリア部材13、図64、第2リングギヤR2A、図66、第2リングギヤR2X、図69、キャリア部材95、図73、第2リングギヤR2D)が、エネルギ出力装置に機械的に連結されていることを特徴とする。
この構成によれば、5つの回転要素のうちの第1および第2外側回転要素ならびに第1および第2準外側回転要素以外の回転要素である中央回転要素が、回転エネルギを出力可能なエネルギ出力装置に機械的に連結されており、このエネルギ出力装置は、第1および第2エネルギ入出力装置とは別個に設けられている。これにより、2つの被駆動部に、第1および第2エネルギ入出力装置からの回転エネルギに加え、エネルギ出力装置からの回転エネルギが伝達されるので、第1および第2エネルギ入出力装置に必要とされるトルクを低減でき、それにより両装置の小型化を図ることができる。
請求項4に係る発明は、請求項1に記載の動力装置において、第1ギヤは、第1ピニオンギヤP1の内周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤP1と噛み合う第1サンギヤS1、および、第2ピニオンギヤP2の内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤP2と噛み合う第2サンギヤの一方であり、第1ギヤが第1サンギヤS1であるときには、第2ギヤは、第1ピニオンギヤP1の外周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤP1と噛み合う第1リングギヤR1であり、第3ギヤは、第2ピニオンギヤP2の内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤP2と噛み合う第2サンギヤS2(図76)、および、第2ピニオンギヤP2の外周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤP2と噛み合う第2リングギヤの一方であり、第1ギヤが第2サンギヤであるときには、第2ギヤは第2リングギヤであり、第3ギヤは、第1サンギヤおよび第1リングギヤの一方であることを特徴とする。
この構成によれば、第1および第2ギヤがそれぞれ、第1(第2)ピニオンギヤと噛み合う第1(第2)サンギヤおよび第1(第2)リングギヤである。また、第3ギヤが、第2(第1)ピニオンギヤと噛み合う第2(第1)サンギヤおよび第2(第1)リングギヤの一方である。これにより、回転数が互いに共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置を適切に構成することができ、したがって、請求項1に係る発明による効果を適切に得ることができる。また、例えば、第1ギヤが第1サンギヤで、かつ、第3ギヤが第2サンギヤのときには、第1サンギヤ、キャリア(キャリア部材)、第1リングギヤおよび第2サンギヤから成る4つの回転要素の間の回転数の関係は、後述する図77のように表される。
この図77におけるαAおよびβAは、第1および第2レバー比(トルク比・速度比)であり、前者αAは、第1サンギヤに伝達されたトルクに対する、キャリア部材および第1リングギヤに伝達されるトルクの比を表しており、後者βAは、第2サンギヤに伝達されたトルクに対する、キャリア部材および第1リングギヤに伝達されるトルクの比を表している。また、第1および第2レバー比αA、βAは、後述する式(3)および(4)でそれぞれ表される。
一方、図88は、前述した従来の特許文献2の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。図88におけるA1およびA2は、第1および第2レバー比(トルク比・速度比)であり、前者A1は、第1要素に伝達されたトルクに対する、第1要素を介して第2および第4要素に伝達されるトルクの比を表し、後者A2は、第5要素に伝達されたトルクに対する、第5要素を介して第2および第4要素に伝達されるトルクの比を表す。このため、第1および第2回転電機から差動装置を介して左右の駆動輪に分配されるトルクを精度良くかつ容易に制御する上では、両者A1およびA2が互いに同じ値に設定されていることが好ましい。
従来の動力装置では、第1および第2レバー比A1、A2を互いに同じ値に設定するには、各ギヤの歯数の間に、Zr1/Zs1=(Zr2×Zr3)/(Zs2×Zs3)が成立しなければならない。ここで、Zr1は第1リングギヤの歯数であり、Zs1は第1サンギヤの歯数、Zr2は第2リングギヤの歯数、Zr3は第3リングギヤの歯数、Zs2は第2サンギヤの歯数、Zs3は第3サンギヤの歯数である。このように、第1および第2レバー比A1、A2を互いに同じ値に設定するには、該設定を満足するように、第1〜第3サンギヤおよび第1〜第3リングギヤから成る計6つのギヤの歯数を互いに異なる値に設定しなければならず、その設定が非常に困難であり、また煩雑である。
これに対して、本発明によれば、これらの式(3)および(4)から明らかなように、例えば、第1リングギヤの歯数、第1サンギヤの歯数および第2サンギヤの歯数から成る計3つの歯数を互いに異なる値に設定することによって、第1および第2レバー比αA、βAを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第1および第2エネルギ入出力装置から差動装置を介して第1および第2被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。
なお、図77は、第1および第2エネルギ入出力装置として後述する第1および第2回転電機11、12を、2つの被駆動部として後述する前後の出力軸SF、SRを、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部を用いてもよいことは、もちろんである。
また、図77に示すように、2つの被駆動部の一方および他方(前後の出力軸SF、SR)に、第1および第2サンギヤではなく、第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当するキャリア(キャリア部材)および第1リングギヤがそれぞれ連結されているので、次のような効果が得られる。
すなわち、本発明と異なり、第1サンギヤを被駆動部に連結した場合には、第1サンギヤに比較的大きなトルクが伝達される場合がある。これに対して、図89に示すように第1サンギヤの噛合い半径rsが比較的小さいことと、第1サンギヤから被駆動部に伝達されるトルクが、この噛合い半径rsと第1サンギヤに作用する接線方向の噛合い反力fsとの積で表されることから、第1サンギヤには、大きなトルクが被駆動部に伝達されるのに伴って非常に大きな噛合い反力fsが作用する。このため、そのような噛合い反力fsに耐えられるように、第1サンギヤの歯幅を大きな値に設定しなければならず、それにより動力装置が大型化してしまう。
また、図89に示すように、第1ピニオンギヤを支持する軸受け(以下「第1ピニオン軸受け」という)には、第1ピニオンギヤの回転に伴って遠心力gpが作用する。さらに、第1ピニオンギヤには、第1サンギヤから右出力軸への大きなトルクの伝達に伴って、第1サンギヤからの比較的大きな法線方向の噛合い反力psが作用し、この噛合い反力psは、第1ピニオン軸受けに対し、上記の遠心力gpと同じ方向に作用する。なお、図89には、便宜上、遠心力gpおよび噛合い反力psを、同図の右下に位置する第1ピニオンギヤについてのみ示している。このように、第1ピニオン軸受けには、第1ピニオンギヤの回転に伴う遠心力gpと、第1サンギヤからの大きな噛合い反力psとを合わせた非常に大きな合力が作用するので、第1ピニオン軸受けは、その十分な耐久性を確保するために、大型化せざるを得ない。したがって、このことによっても動力装置が大型化してしまう。
本発明によれば、一方および他方の被駆動部に、サンギヤではなく、キャリア部材および第1リングギヤがそれぞれ連結されている。図90に示すように、第1リングギヤの噛合い半径rrは比較的大きいことと、第1リングギヤから他方の被駆動部に伝達されるトルクが、この噛合い半径rrと第1リングギヤに作用する噛合い反力FRとの積で表されることから、図89で述べた第1サンギヤの場合と比較して、他方の被駆動部へのトルクの伝達に伴って第1リングギヤに作用する噛合い反力FRは小さくなる。したがって、第1リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
さらに、図90に示すように、第1ピニオン軸受けには、第1ピニオンギヤの回転に伴って遠心力GPが作用する。また、第1ピニオンギヤには、第1リングギヤから一方の回転軸へのトルクの伝達に伴って、第1リングギヤからの噛合い反力PRが作用し、この噛合い反力PRは、第1ピニオン軸受けに対し、上記の遠心力GPと反対の方向に作用する。その結果、第1ピニオン軸受けに対し、遠心力GPと噛合い反力PRが互いに相殺しあうように作用するので、前述した第1サンギヤを被駆動部に連結した場合と比較して、第1ピニオン軸受けの小型化を図ることができ、このことによっても、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。なお、図90には、便宜上、遠心力GPおよび噛合い反力PRを、同図の右側に位置する第1ピニオンギヤについてのみ示している。
請求項5に係る発明は、請求項2または3に記載の動力装置において、第1ギヤは、第1ピニオンギヤP1の内周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤP1と噛み合う第1サンギヤS1であり、第2ギヤは、第1ピニオンギヤP1の外周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤP1と噛み合う第1リングギヤR1であり、第3ギヤは、第2ピニオンギヤP2の内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤP2と噛み合う第2サンギヤS2であり、第4ギヤは、第2ピニオンギヤP2の外周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤP2と噛み合う第2リングギヤR2である(図2)ことを特徴とする。
この構成によれば、第1および第2ギヤは、第1ピニオンギヤと噛み合う第1サンギヤおよび第1リングギヤであり、第3ギヤは、第2ピニオンギヤと噛み合う第2サンギヤおよび第2リングギヤである。以上により、第1サンギヤ、第2リングギヤ、キャリア、第1リングギヤおよび第2サンギヤの回転数の関係は、例えば後述する図5のように表される。
また、図5におけるαおよびβは、第1および第2レバー比(トルク比・速度比)であり、前者αは、第1サンギヤに伝達されたトルクに対する、第1サンギヤを介して第1および第2リングギヤに伝達されるトルクの比を表しており、後者βは、第2サンギヤに伝達されたトルクに対する、第2サンギヤを介して第1および第2リングギヤに伝達されるトルクの比を表している。また、第1および第2レバー比α、βは、後述する式(1)および(2)でそれぞれ表される。
これらの式(1)および(2)から明らかなように、例えば、第1および第2リングギヤの歯数同士と、第1および第2サンギヤの歯数同士を、それぞれ同じ値に設定することによって、第1および第2レバー比α、βを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第1および第2エネルギ入出力装置から差動装置を介して第1および第2被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。それに加え、上述した各ギヤの歯数の設定により、共線図におけるキャリア部材から第2リングギヤまでの距離と、キャリア部材から第1リングギヤまでの距離が互いに等しくなる。したがって、キャリア部材から第1および第2リングギヤに伝達(分配)されるトルクの分配比を、1:1に容易に設定することができ、それにより輸送機関の移動安定性を高めることができる。
なお、図5は、第1および第2エネルギ入出力装置として後述する第1および第2回転電機11、12を、2つの被駆動部として後述する左右の出力軸SRL、SRRを、エネルギ出力装置としてエンジン3を、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部・エネルギ出力装置を用いてもよいことは、もちろんである。
さらに、第1および第2リングギヤの歯数同士を同じ値に設定した場合において、例えば、第1および第2リングギヤの双方を平歯車で構成する場合には両ギヤを同じカッタで、はすば歯車で構成する場合には両ギヤをねじれ方向のみが異なる同じ諸元のカッタで、それぞれ加工することができるので、その生産性に優れている。このことは、第1および第2サンギヤについても同様である。
また、図5に示すように、2つの被駆動部の一方および他方(左右の出力軸SRL、SRR)に、第1および第2サンギヤではなく、第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当する第2および第1リングギヤがそれぞれ連結されている。したがって、請求項4に係る発明と同様、第1および第2リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができるとともに、第1ピニオン軸受けの小型化および第2ピニオンギヤを支持する軸受け(以下「第2ピニオン軸受け」という)の小型化を図ることができ、ひいては、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
請求項6に係る発明は、請求項1に記載の動力装置において、第2ピニオンギヤは、第1ピニオンギヤP1と噛み合う第1分割ギヤ(第2ピニオンギヤP2)と、第1ピニオンギヤP1と噛み合わずに第1分割ギヤと噛み合う第2分割ギヤ(ピニオンギヤPA)とから成るダブルピニオンギヤであり、第1ギヤは、第1ピニオンギヤP1の内周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤP1と噛み合う第1サンギヤ、第2ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2X、および、第2ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2Aのうちの1つであり、第1ギヤが、第1サンギヤであるときには、第2ギヤは、第1ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤと噛み合う第1リングギヤであり、第3ギヤは、第2ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第2サンギヤ、および、第2分割ギヤと噛み合う第2リングギヤの一方であり、第1ギヤが、第2ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2Xであるとき(図80)には、第2ギヤは、第2ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2Xであり、第3ギヤは、第1サンギヤおよび第1リングギヤR1Xの一方であり、第1ギヤが、第2ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2Aであるとき(図78)には、第2ギヤは、第2ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2であり、第3ギヤは、第1サンギヤおよび第1リングギヤR1の一方であることを特徴とする。
この構成によれば、回転数が互いに共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置を、キャリアおよび第1〜第3ギヤによって適切に構成することができ、ひいては、請求項1に係る発明による効果を適切に得ることができる。また、例えば、第1ギヤが、第2ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第2サンギヤであり、第2ギヤが、第2ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第2リングギヤであり、第3ギヤが、第1ピニオンギヤと噛み合う第1リングギヤであるときには、第2サンギヤ、第2リングギヤ、キャリア部材(キャリア)および第1リングギヤから成る4つの回転要素の間の回転数の関係は、後述する図81のように表される。
この図81におけるαIおよびβIは、第1および第2レバー比(トルク比・速度比)であり、前者αIは、第2サンギヤに伝達されたトルクに対する、第2リングギヤおよびキャリア部材に伝達されるトルクの比を表しており、後者βIは、第1リングギヤに伝達されたトルクに対する、第2リングギヤおよびキャリア部材に伝達されるトルクの比を表している。また、第1および第2レバー比αI、βIは、後述する式(13)および(14)でそれぞれ表される。
これらの式(13)および(14)から明らかなように、例えば、第2リングギヤの歯数、第2サンギヤの歯数および第1リングギヤの歯数から成る計3つの歯数を互いに異なる値に設定することによって、第1および第2レバー比αI、βIを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第1および第2エネルギ入出力装置から差動装置を介して第1および第2被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。
なお、図81は、第1および第2エネルギ入出力装置として後述する第1および第2回転電機11、12を、2つの被駆動部として後述する左右の出力軸SRL、SRRを、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部を用いてもよいことは、もちろんである。
また、図81に示すように、被駆動部(左出力軸SRL)に、サンギヤではなく、第1準外側回転要素に相当する第2リングギヤが連結されている。したがって、請求項4に係る発明と同様、第2リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができるとともに、第2ピニオン軸受けの小型化を図ることができ、ひいては、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
請求項7に係る発明は、請求項2または3に記載の動力装置において、第2ピニオンギヤは、第1ピニオンギヤP1と噛み合う第1分割ギヤ(第2ピニオンギヤP2)と、第1ピニオンギヤP1と噛み合わずに第1分割ギヤと噛み合う第2分割ギヤ(ピニオンギヤPA)とから成るダブルピニオンギヤであり、第1ギヤは、第1ピニオンギヤP1の内周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤP1と噛み合う第1サンギヤS1、S1Xであり、第2ギヤは、第1ピニオンギヤP1の外周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤP1と噛み合う第1リングギヤR1、R1Xであり、第3ギヤは、第2ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2X、および、第2ピニオンギヤの外周に設けられるととともに、第2ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2Aの一方であり、第4ギヤは、第3ギヤが第2分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2Xであるときには、第2ピニオンギヤの外周に設けられるととともに、第2ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2Xであり(図65)、第3ギヤが第2分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2Aであるときには、第2ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2である(図61)ことを特徴とする。
この構成によれば、回転数が互いに共線関係にある5つの回転要素を、キャリアおよび第1〜4ギヤによって適切に構成することができ、ひいては、請求項2または3に係る発明による効果を適切に得ることができる。また、例えば、第1ギヤが、第2ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第2リングギヤであり、第2ギヤが、第2ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第2サンギヤであり、第3および第4ギヤがそれぞれ、第1ピニオンギヤと噛み合う第1サンギヤおよび第1リングギヤであるときには、第1サンギヤ、キャリア(キャリア部材)、第2リングギヤ、第1リングギヤおよび第2サンギヤから成る5つの回転要素の間の回転数の関係は、後述する図64のように表される。
この図64におけるαAおよびβAは、第1および第2レバー比(トルク比・速度比)であり、前者αAは、第1サンギヤに伝達されたトルクに対する、キャリア部材および第1リングギヤに伝達されるトルクの比を表しており、後者βAは、第2サンギヤに伝達されたトルクに対する、キャリア部材および第1リングギヤに伝達されるトルクの比を表している。また、第1および第2レバー比αA、βAは、後述する式(3)および(4)でそれぞれ表される。
これらの式(3)および(4)から明らかなように、例えば、第1リングギヤの歯数、第1サンギヤの歯数および第2サンギヤの歯数から成る計3つの歯数を互いに異なる値に設定することによって、第1および第2レバー比αA、βAを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第1および第2エネルギ入出力装置から差動装置を介して第1および第2被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。
なお、図64は、第1および第2エネルギ入出力装置として後述する第1および第2回転電機11、12を、2つの被駆動部として後述する前後の出力軸SF、SRを、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部を用いてもよいことは、もちろんである。また、共線図における第1および第2リングギヤの位置は、両者の歯数の設定によって互いに入れ替わる。
また、図64に示すように、被駆動部(後出力軸SR)に、サンギヤではなく、第1リングギヤが連結されている。したがって、請求項4に係る発明と同様、第1リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができるとともに、第1ピニオン軸受けの小型化を図ることができ、ひいては、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
請求項8に係る発明は、請求項1に記載の動力装置において、第1ピニオンギヤは、第1分割ギヤ(第1ピニオンギヤP1)と、第2ピニオンギヤと噛み合わずに第1分割ギヤと噛み合う第2分割ギヤ(ピニオンギヤP1B、ピニオンギヤP1D)とから成るダブルピニオンギヤであり、第2ピニオンギヤは、第1分割ギヤと噛み合う第3分割ギヤ(第2ピニオンギヤP2)と、第1および第2分割ギヤと噛み合わずに第3分割ギヤと噛み合う第4分割ギヤ(ピニオンギヤP2B、P2D)とから成るダブルピニオンギヤであり、第1ギヤは、第1ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1サンギヤ、第1ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1リングギヤR1B、第2ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2、S2Dおよび、第2ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2リングギヤのうちの1つであり、第1ギヤが、第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1サンギヤであるときには、第2ギヤは、第1ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第1リングギヤであり、第3ギヤは、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2サンギヤ、および、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2リングギヤの一方であり、第1ギヤが、第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1リングギヤR1Bであるときには、第2ギヤは、第1ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第1サンギヤS1であり、第3ギヤは、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2B(図84)、および、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2サンギヤの一方であり、第1ギヤが、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2、S2Dであるときには、第2ギヤは、第2ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第3分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2B、R2Dであり、第3ギヤは、第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1サンギヤS1(図82)、および、第2分割ギヤと噛み合う第1リングギヤR1D(図86)の一方であり、第1ギヤが、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2リングギヤであるときには、第2ギヤは、第2ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第3分割ギヤと噛み合う第2サンギヤであり、第3ギヤは、第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1リングギヤ、および、第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1サンギヤの一方であることを特徴とする。
この構成によれば、回転数が互いに共線関係にある4つの回転要素を、キャリアおよび第1〜第3ギヤによって適切に構成することができ、ひいては、請求項1に係る発明による効果を適切に得ることができる。また、例えば、第1ギヤが、第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1リングギヤであり、第2ギヤが、第1ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第1サンギヤであり、第3ギヤが、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2リングギヤであるときには、第1サンギヤ、第1リングギヤ、キャリア部材(キャリア)および第2リングギヤから成る4つの回転要素の間の回転数の関係は、後述する図85のように表される。
この図85におけるαKおよびβKは、第1および第2レバー比(トルク比・速度比)であり、前者αKは、第1サンギヤに伝達されたトルクに対する、第1リングギヤおよびキャリア部材に伝達されるトルクの比を表しており、後者βKは、第2リングギヤに伝達されたトルクに対する、第1リングギヤおよびキャリア部材に伝達されるトルクの比を表している。また、第1および第2レバー比αK、βKは、後述する式(17)および(18)でそれぞれ表される。
これらの式(17)および(18)から明らかなように、例えば、第1リングギヤの歯数、第1サンギヤの歯数および第2リングギヤの歯数から成る計3つの歯数を互いに異なる値に設定することによって、第1および第2レバー比αK、βKを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第1および第2エネルギ入出力装置から差動装置を介して第1および第2被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。
なお、図85は、第1および第2エネルギ入出力装置として後述する第1および第2回転電機11、12を、2つの被駆動部として後述する左右の出力軸SRL、SRRを、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部を用いてもよいことは、もちろんである。
また、図85に示すように、被駆動部(左出力軸SRL)に、サンギヤではなく、第1準外側回転要素に相当する第1リングギヤが連結されている。したがって、請求項4に係る発明と同様、第1リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができるとともに、第1ピニオン軸受けの小型化を図ることができ、ひいては、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
請求項9に係る発明は、請求項2または3に記載の動力装置において、第1ピニオンギヤは、第1分割ギヤ(第1ピニオンギヤP1)と、第2ピニオンギヤと噛み合わずに第1分割ギヤと噛み合う第2分割ギヤ(ピニオンギヤP1B、P1D)とから成るダブルピニオンギヤであり、第2ピニオンギヤは、第1分割ギヤと噛み合う第3分割ギヤ(第2ピニオンギヤP2)と、第1および第2分割ギヤと噛み合わずに第3分割ギヤと噛み合う第4分割ギヤ(ピニオンギヤP2B、P2D)とから成るダブルピニオンギヤであり、第1ギヤは、第1ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1サンギヤS1、および、第1ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1リングギヤR1B、R1Dの一方であり、第2ギヤは、第1ギヤが第1ピニオンギヤの第2分割ギヤと噛み合う第1サンギヤS1であるときには、第1ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第1リングギヤR1Bであり(図67)、第1ギヤが第2分割ギヤと噛み合う第1リングギヤR1B、R1Dであるときには、第1ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第1ピニオンギヤの第1分割ギヤと噛み合う第1サンギヤS1、S1Dであり(図70、図71)、第3ギヤは、第2ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2、S2D、および、第2ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2Bの一方であり、第4ギヤは、第3ギヤが第2ピニオンギヤの第4分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2、S2Dであるときには、第2ピニオンギヤの外周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第3分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2B、R2Dであり(図67、図71)、第3ギヤが第4分割ギヤと噛み合う第2リングギヤR2Bであるときには、第2ピニオンギヤの内周に設けられるとともに、第2ピニオンギヤの第3分割ギヤと噛み合う第2サンギヤS2である(図70)ことを特徴とする。
この構成によれば、回転数が互いに共線関係にある5つの回転要素を、キャリアおよび第1〜第4ギヤによって適切に構成することができ、ひいては、請求項2または3に係る発明による効果を適切に得ることができる。また、例えば、第1および第3ギヤが、第1ピニオンギヤの第2および第1分割ギヤとそれぞれ噛み合う第1サンギヤおよび第1リングギヤであり、第2および第4ギヤが、第2ピニオンギヤの第4および第3分割ギヤとそれぞれ噛み合う第2サンギヤおよび第2リングギヤであるときには、第1サンギヤ、第1リングギヤ、キャリア(キャリア部材)、第2リングギヤおよび第2サンギヤから成る5つの回転要素の間の回転数の関係は、後述する図69のように表される。
また、図69におけるαBおよびβBは、第1および第2レバー比(トルク比・速度比)であり、前者αBは、第2サンギヤに伝達されたトルクに対する、第1および第2リングギヤに伝達されるトルクの比を表しており、後者βBは、第1サンギヤに伝達されたトルクに対する、第1および第2リングギヤに伝達されるトルクの比を表している。また、第1および第2レバー比αB、βBは、後述する式(7)および(8)でそれぞれ表される。
これらの式(7)および(8)から明らかなように、例えば、第1および第2リングギヤの歯数同士と、第1および第2サンギヤの歯数同士を、それぞれ同じ値に設定することによって、第1および第2レバー比αB、βBを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第1および第2エネルギ入出力装置から第1および第2被駆動部に分配される回転エネルギを、より適切に制御することができる。それに加え、上述した各ギヤの歯数の設定により、共線図におけるキャリア部材から第2リングギヤまでの距離と、キャリア部材から第1リングギヤまでの距離が互いに等しくなる。したがって、キャリア部材から第1および第2リングギヤに伝達(分配)されるトルクの分配比を、1:1に容易に設定することができ、それにより、輸送機関の移動安定性を高めることができる。
さらに、第1および第2リングギヤの歯数同士を同じ値に設定した場合において、例えば、第1および第2リングギヤの双方を平歯車で構成する場合には両ギヤを同じカッタで、はすば歯車で構成する場合には両ギヤをねじれ方向のみが異なる同じ諸元のカッタで、それぞれ加工することができるので、その生産性に優れている。このことは、第1および第2サンギヤについても同様である。
なお、図69は、第1および第2エネルギ入出力装置として後述する第1および第2回転電機11、12を、2つの被駆動部として後述する左右の出力軸SRL、SRRを、それぞれ用いた場合の共線図であるが、あくまでも一例であり、他の適当なエネルギ入出力装置・被駆動部を用いてもよいことは、もちろんである。
また、図69に示すように、2つの被駆動部の一方および他方(左右の出力軸SRL、SRR)に、第1および第2サンギヤではなく、第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当する第2および第1リングギヤがそれぞれ連結されている。したがって、請求項4に係る発明と同様、第1および第2リングギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができるとともに、第1および第2ピニオン軸受けの小型化を図ることができ、ひいては、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
本発明の第1実施形態による動力装置を、これを適用した車両とともに概略的に示す図である。 図1の動力装置などを示すスケルトン図である。 図2の差動装置の第1ピニオンギヤ、第2ピニオンギヤおよびキャリア部材を平面的に見たスケルトン図である。 図1の動力装置のECUなどを示すブロック図である。 図1の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、車両の直進時で且つ減速走行以外の走行状態について示す共線図である。 図1の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、車両の直進時で且つ減速走行中について示す共線図である。 図1の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント増大用の第3トルク分配制御中について示す共線図である。 図1の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント低減用の第3トルク分配制御中について示す共線図である。 本発明の第2実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図9の動力装置のECUなどを示すブロック図である。 図9の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント増大用の第1トルク分配制御中について示す共線図である。 図9の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント増大用の第2トルク分配制御中について示す共線図である。 図9の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント低減用の第1トルク分配制御中について示す共線図である。 図9の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、右ヨーモーメント低減用の第2トルク分配制御中について示す共線図である。 図9の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、左右の出力軸の差動制限制御中について示す共線図である。 本発明の第3実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図16の動力装置のECUなどを示すブロック図である。 図16の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、MOT駆動モード中でかつ車両の右旋回時において、車両の右ヨーモーメントを増大させた場合について示す共線図である。 図16の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係を、MOT駆動モード中について示す共線図である。 本発明の第4実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図20の動力装置のECUなどを示すブロック図である。 図20の動力装置における各種の回転要素の間の連結関係を示す図である。 図20の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、1MOT駆動モード中について示す図である。 図20の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、1MOT駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図20の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、1MOT駆動モードでのトルク分配制御中における、図24とは異なる動作について示す図である。 図20の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モード中について示す図である。 図20の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図20の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モードでのトルク分配制御中における、図27とは異なる動作について示す図である。 本発明の第5実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図29の動力装置における各種の回転要素の間の連結関係を示す図である。 図29の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、1MOT駆動モード中について示す図である。 図29の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、1MOT駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図29の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、1MOT駆動モードでのトルク分配制御中における、図32とは異なる動作について示す図である。 図29の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モード中について示す図である。 図29の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図29の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モードでのトルク分配制御中における、図35とは異なる動作について示す図である。 図29の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モードにおける差動制限制御中について示す図である。 本発明の第6実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図38の動力装置のECUなどを示すブロック図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、MOT変速モード中について示す共線図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、ECVTモード中について示す共線図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を、ENG増速モード中について示す共線図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間の連結関係を示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、1MOT駆動モード中について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、1MOT駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、1MOT駆動モードでのトルク分配制御中における、図45とは異なる動作について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モード中について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モードでのトルク分配制御中における、図48とは異なる動作について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、2MOT駆動モードにおける差動制限制御中について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、動力分割モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、動力分割モードにおける差動制限制御中について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、ENG駆動モード中について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、ENG駆動モードにおけるトルク分配制御中について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、減速回生モード中について示す図である。 図38の動力装置における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を、減速回生モードにおける制動トルク分配制御中について示す図である。 本発明の第7実施形態による動力装置を、これを適用した車両とともに概略的に示す図である。 図57の動力装置などを示すスケルトン図である。 図57の動力装置のECUなどを示すブロック図である。 本発明の第8実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 本発明の第9実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図61の動力装置を、これを適用した車両とともに概略的に示す図である。 図61の差動装置の第1ピニオンギヤ、第2ピニオンギヤおよびキャリア部材を平面的に見たスケルトン図である。 図61の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第10実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図65の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第11実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図67の差動装置の第1ピニオンギヤ、第2ピニオンギヤおよびキャリア部材を平面的に見たスケルトン図である。 図67の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第12実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 本発明の第13実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図71の差動装置の第1ピニオンギヤ、第2ピニオンギヤおよびキャリア部材を平面的に見たスケルトン図である。 図71の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第14実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図74の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第15実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図76の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第16実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図78の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第17実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図80の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第18実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図82の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第19実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図84の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 本発明の第20実施形態による動力装置などを示すスケルトン図である。 図86の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す共線図である。 従来の差動装置における各種の回転要素の間の回転数の関係を示す共線図である。 本発明の効果を説明するための図である。 本発明の効果を説明するための、図89とは異なる図である。
以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図1および図2に示す第1実施形態による動力装置は、四輪の車両VFRの左右の出力軸SRL、SRRを駆動するためのものである。これらの左右の出力軸SRL、SRRは、互いに同軸状に配置されるとともに、左右の後輪WRL、WRRにそれぞれ連結されている。
動力装置は、動力源としての内燃機関(以下「エンジン」という)3と、エンジン3の動力を変速するための第1変速機4を備えており、両者3、4は、車両VFRの前部に配置されている。このエンジン3は、ガソリンエンジンであり、そのクランク軸(図示せず)が第1変速機4の入力軸(図示せず)に連結されている。第1変速機4は、有段式の自動変速機であり、上記の入力軸に伝達されたエンジン3の動力を変速し、その変速機出力軸(図示せず)に出力する。変速機出力軸は、前後方向に延びるプロペラシャフトSに連結されており、プロペラシャフトSには、ギヤ5(図2参照)が連結されている。
また、動力装置は、左右の出力軸SRL、SRRに分配される動力を制御するための配分装置DS1を備えている。配分装置DS1は、差動装置GS、第1回転電機11および第2回転電機12などで構成されており、車両VFRの後部に配置されている。この差動装置GSは、エンジン3、第1および第2回転電機11、12と左右の出力軸SRL、SRRとの間で動力を伝達するためのものである。差動装置GSは、2つのシングルプラネタリタイプの第1および第2遊星歯車機構を互いに組み合わせ、キャリアを共通化するとともに、両遊星歯車機構のピニオンギヤを互いに噛み合わせたものである。
具体的には、差動装置GSは、キャリア部材13、第1サンギヤS1、第1ピニオンギヤP1、第1リングギヤR1、第2サンギヤS2、第2ピニオンギヤP2、および第2リングギヤR2を有している。これらの第1サンギヤS1、第1ピニオンギヤP1、第1リングギヤR1およびキャリア部材13によって、上記の第1遊星歯車機構が構成され、第2サンギヤS2、第2ピニオンギヤP2、第2リングギヤR2およびキャリア部材13によって、上記の第2遊星歯車機構が構成されている。差動装置GSは、左右の出力軸SRL、SRRと同軸状に配置されており、左後輪WRLと右後輪WRRの間に位置している。
キャリア部材13は、ドーナツ板状の第1基部13aおよび第2基部13bと、両基部13a、13bに一体に設けられた4つの第1支軸13cおよび第2支軸13d(いずれも2つのみ図示)で構成されている。また、キャリア部材13は、軸受け(図示せず)に回転自在に支持されており、その内側には、後述する第1回転軸14および第3回転軸16が相対的に回転自在に配置されている。
上記の第1および第2基部13a、13bは、左右の出力軸SRL、SRRと同軸状に配置されており、その軸線方向において互いに対向している。また、第2基部13bは、第1基部13aよりも右後輪WRR側に配置されており、第2基部13bには、リング状のギヤ13eが一体に設けられている。このギヤ13eは、前述したギヤ5に噛み合っている。第1および第2支軸13c、13dは、第1および第2基部13a、13bの間に設けられており、左右の出力軸SRL、SRRの軸線方向に延びている。また、第1および第2支軸13c、13dは、第1基部13aの周方向に、交互に且つ互いに等間隔に配置されている。
また、前記第1サンギヤS1、第1ピニオンギヤP1および第1リングギヤR1は、径方向に内側からこの順で並んでいる。第1サンギヤS1は、中空の第1回転軸14の一端部に一体に取り付けられている。第1回転軸14は、軸受け(図示せず)に回転自在に支持されており、第1回転軸14の他端部には、第1回転電機11の後述する第1ロータ11bが一体に取り付けられている。これにより、第1サンギヤS1は、第1ロータ11bと一体に回転自在である。また、第1回転軸14の内側には、右出力軸SRRが相対的に回転自在に配置されている。
第1ピニオンギヤP1の数は、キャリア部材13の前述した第1支軸13cと同じ値4(2つのみ図示)である。各第1ピニオンギヤP1は、第1支軸13cに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第1サンギヤS1および第1リングギヤR1の双方に噛み合っている。なお、第1ピニオンギヤP1および第1支軸13cの数は値4に限らず、任意である。また、第1リングギヤR1は、中空の第2回転軸15およびフランジを介して右出力軸SRRに連結されており、右出力軸SRRと一体に回転自在である。
前記第2サンギヤS2、第2ピニオンギヤP2および第2リングギヤR2は、径方向に内側からこの順で並んでおり、これらの歯車組は、上述した第1サンギヤS1、第1ピニオンギヤP1および第1リングギヤR1から成る歯車組と右後輪WRRとの間に配置されている。第2サンギヤS2は、中空の第3回転軸16の一端部に一体に取り付けられている。第3回転軸16は、軸受け(図示せず)に回転自在に支持されており、第3回転軸16の他端部には、第2回転電機12の後述する第2ロータ12bが一体に取り付けられている。これにより、第2サンギヤS2は、第2ロータ12bと一体に回転自在である。また、第3回転軸16の内側には、前述した第1回転軸14が相対的に回転自在に配置されている。
第2ピニオンギヤP2の数は、キャリア部材13の前述した第2支軸13dと同じ値4(2つのみ図示)である。各第2ピニオンギヤP2は、第2支軸13dに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第2サンギヤS2および第2リングギヤR2の双方に噛み合っている。また、図3に示すように、第2ピニオンギヤP2は、第2サンギヤS2の周方向において、第1ピニオンギヤP1と部分的に重なるように配置されており、第1ピニオンギヤP1に噛み合っている。なお、第2ピニオンギヤP2および第2支軸13dの数は値4に限らず、任意である。図3では、便宜上、第1および第2サンギヤS1、S2ならびに第1および第2リングギヤR1、R2を省略している。
また、第2リングギヤR2は、中空の第4回転軸17およびフランジを介して左出力軸SRLに連結されており、左出力軸SRLと一体に回転自在である。第4回転軸17の内側には、キャリア部材13および第2回転軸15が相対的に回転自在に配置されている。
さらに、第1ピニオンギヤP1と第2ピニオンギヤP2は、互いに同じ径および同じ歯数を有している。それに応じて、第1サンギヤS1の径と第2サンギヤS2の径、および第1リングギヤR1の径と第2リングギヤR2の径が、それぞれ互いに同じ値に設定されている。また、第1ピニオンギヤP1と第2ピニオンギヤP2は、互いに同じ歯形および同じ歯幅を有している。以上のように、第1および第2ピニオンギヤP1、P2の径、歯数、歯形および歯幅の各々は、互いに同じになっており、すなわち両ギヤP1、P2の諸元は互いに同一に設定されている。
前記第1回転電機11は、ACモータであり、複数の鉄芯やコイルなどで構成された第1ステータ11aと、複数の磁石などで構成された第1ロータ11bを有している。第1回転電機11は、左右の出力軸SRL、SRRと同軸状に配置されており、差動装置GSと右後輪WRRの間に位置している。この第1ステータ11aは、不動のケースCAに固定されている。第1ロータ11bは、第1ステータ11aに対向するように配置されており、前述したように第1サンギヤS1と一体に回転自在である。第1回転電機11では、第1ステータ11aに電力が供給されると、供給された電力は、動力に変換され、第1ロータ11bに出力される。また、第1ロータ11bに動力が入力されると、この動力は、電力に変換され(発電)、第1ステータ11aに出力される。
また、第1ステータ11aは、第1パワードライブユニット(以下「第1PDU」という)21を介して、充電・放電可能なバッテリ23に電気的に接続されており、バッテリ23との間で電気エネルギを授受可能である。この第1PDU21は、インバータなどの電気回路で構成されている。図4に示すように、第1PDU21には、後述するECU2が電気的に接続されている。このECU2は、第1PDU21を制御することによって、第1ステータ11aに供給する電力と、第1ステータ11aで発電する電力と、第1ロータ11bの回転数を制御する。
前記第2回転電機12は、第1回転電機11と同様、ACモータであり、第2ステータ12aおよび第2ロータ12bを有している。また、第2回転電機12は、左右の出力軸SRL、SRRと同軸状に配置されており、第1回転電機11と差動装置GSの間に位置している。これらの第2ステータ12aおよび第2ロータ12bはそれぞれ、第1ステータ11aおよび第1ロータ11bと同様に構成されている。また、第2ロータ12bは、前述したように第2サンギヤS2と一体に回転自在である。さらに、第2回転電機12は、第1回転電機11と同様、第2ステータ12aに供給された電力を動力に変換し、第2ロータ12bに出力可能であり、第2ロータ12bに入力された動力を電力に変換し、第2ステータ12aに出力可能である。
また、第2ステータ12aは、第2パワードライブユニット(以下「第2PDU」という)22を介してバッテリ23に電気的に接続されており、バッテリ23との間で電気エネルギを授受可能である。この第2PDU22は、第1PDU21と同様、インバータなどの電気回路で構成されており、第2PDU22には、ECU2が電気的に接続されている。ECU2は、第2PDU22を制御することによって、第2ステータ12aに供給する電力と、第2ステータ12aで発電する電力と、第2ロータ12bの回転数を制御する。
以下、第1ステータ11a(第2ステータ12a)に供給された電力を動力に変換し、第1ロータ11b(第2ロータ12b)から出力することを適宜「力行」という。また、第1ロータ11b(第2ロータ12b)に入力された動力を用いて第1ステータ11a(第2ステータ12a)で発電し、該動力を電力に変換することを適宜「回生」という。
以上の構成の動力装置では、差動装置GSが前述したように構成されているため、第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2は、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にある。ここで、共線関係とは、共線図においてそれぞれの回転数が単一の直線上に並ぶ関係のことである。
また、キャリア部材13を固定した状態で、第1サンギヤS1を正転させたときには、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2が逆転するとともに、第2リングギヤR2が正転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第1サンギヤS1の回転数は第2リングギヤR2よりも高くなり、第2サンギヤS2の回転数は第1リングギヤR1よりも低くなる。以上から、回転数の関係を表す共線図において、第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2は、この順で並ぶ。
また、第1サンギヤS1および第1ロータ11bは、第1回転軸14を介して互いに連結されているので、第1サンギヤS1の回転数および第1ロータ11bの回転数は、互いに等しい。さらに、第2リングギヤR2は、第4回転軸17およびフランジを介して左出力軸SRLに連結されてるので、第2リングギヤR2の回転数および左出力軸SRLの回転数は、互いに等しい。また、キャリア部材13のギヤ13eが、第1変速機4の変速機出力軸に連結されたギヤ5に噛み合っているので、これらのギヤ13eおよびギヤ5による変速を無視すれば、キャリア部材13の回転数および変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。また、第1リングギヤR1は、第2回転軸15およびフランジを介して右出力軸SRRに連結されているので、第1リングギヤR1の回転数および右出力軸SRRの回転数は、互いに等しい。さらに、第2サンギヤS2および第2ロータ12bは、第3回転軸16を介して互いに連結されているので、第2サンギヤS2の回転数および第2ロータ12bの回転数は、互いに等しい。
以上から、動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図5に示す共線図のように表される。同図および後述する他の共線図では、値0を示す横線から縦線上の白丸までの距離が、各回転要素の回転数に相当する。図5から明らかなように、左右の出力軸SRL、SRRは、互いに差回転が可能である。
また、図5におけるαおよびβはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比(トルク比・速度比)であり、次式(1)および(2)で表される。
α={ZR1(ZR2−ZS1)}/{ZS1(ZR2+ZR1)}
……(1)
β={ZR2(ZR1−ZS2)}/{ZS2(ZR2+ZR1)}
……(2)
ここで、ZR1は第1リングギヤR1の歯数であり、ZR2は第2リングギヤR2の歯数、ZS1は第1サンギヤS1の歯数、ZS2は第2サンギヤS2の歯数である。
本実施形態では、第1リングギヤR1の歯数ZR1、第2リングギヤR2の歯数ZR2、第1サンギヤS1の歯数ZS1、および第2サンギヤS2の歯数ZS2(以下「各ギヤの歯数」という)は、次のように設定されている。すなわち、左右の後輪WRL、WRRの差回転が可能な範囲内で第1および第2ロータ11b、12bの一方が逆転しないことを条件として、第1および第2レバー比α、βが比較的大きな値になるように、各ギヤの歯数は設定されている。
また、第1および第2リングギヤR1、R2の歯数ZR1、ZR2同士と、第1および第2サンギヤS1、S2の歯数ZS1、ZS2同士と、第1および第2ピニオンギヤP1、P2の歯数同士は、それぞれ同じ値に設定されている。これにより、上記式(1)および(2)から明らかなように、第1および第2レバー比α、βは、互いに同じ値に設定されている。それに加え、共線図(図5)におけるキャリア部材13から左出力軸SRLまでの距離と、キャリア部材13から右出力軸SRRまでの距離は、互いに等しい。
また、図4に示すように、ECU2には、操舵角センサ31から車両VFRのハンドル(図示せず)の操舵角θを表す検出信号が、車速センサ32から車両VFRの車速VPを表す検出信号が、アクセル開度センサ33から車両VFRのアクセルペダル(図示せず)の操作量(以下「アクセル開度」という)APを表す検出信号が、入力される。ECU2にはさらに、電流電圧センサ34から、バッテリ23に入出力される電流・電圧値を表す検出信号が入力される。ECU2は、電流電圧センサ34からの検出信号に基づいて、バッテリ23の充電状態を算出する。
ECU2は、I/Oインターフェース、CPU、RAMおよびROMなどから成るマイクロコンピュータで構成されている。ECU2は、上述した各種のセンサ31〜34からの検出信号に応じ、ROMに記憶された制御プログラムに従って、第1および第2回転電機11、12を制御する。これにより、配分装置DS1の各種の動作が行われる。以下、車両VFRの直進時および左右の旋回時における配分装置DS1の動作について説明する。
[直進時]
車両VFRの直進時で、かつ定速走行中または加速走行中には、第1および第2回転電機11、12の双方で力行を行うとともに、バッテリ23から第1および第2ステータ11a、12aに供給される電力を制御する。図5は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。
図5において、TM1およびTM2はそれぞれ、第1および第2回転電機11、12での力行に伴って第1および第2ロータ11b、12bに発生した出力トルク(以下、それぞれ「第1モータ出力トルク」「第2モータ出力トルク」という)である。また、RLM1およびRRM1はそれぞれ、第1回転電機11での力行に伴って左出力軸SRLおよび右出力軸SRRに作用する反力トルクであり、RLM2およびRRM2はそれぞれ、第2回転電機12での力行に伴って左出力軸SRLおよび右出力軸SRRに作用する反力トルクである。さらに、TEは、エンジン3から第1変速機4を介してキャリア部材13に伝達されるトルク(以下「変速後エンジントルク」という)であり、RLEおよびRREは、キャリア部材13への変速後エンジントルクTEの伝達に伴って左出力軸SFLおよび右出力軸SFRにそれぞれ作用する反力トルクである。
また、左出力軸SRLに伝達されるトルク(以下「左出力軸伝達トルク」という)は、RLE+RLM1−RLM2(RLM1>RLM2)で表されるともに、右出力軸SRRに伝達されるトルク(以下「右出力軸伝達トルク」という)は、RRE+RRM2−RRM1(RRM2>RRM1)で表され、左右の出力軸SRL、SRRが、左右の後輪WRL、WRRとともに正転方向に駆動される。この場合、共線図(図5)におけるキャリア部材13から左出力軸SRLまでの距離と、キャリア部材13から右出力軸SRRまでの距離が互いに等しいので、キャリア部材13から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクの分配比は1:1であり、互いに等しい。さらに、左右の出力軸伝達トルクが互いに同じ要求トルクになるように、第1および第2ステータ11a、12aに供給する電力が制御される。この要求トルクは、検出されたアクセル開度APに応じ、所定のマップ(図示せず)を検索することによって算出される。
また、上記の左出力軸伝達トルクのうちのRLM1−RLM2は、TM1×(α+1)−TM2×βで表され、右出力軸伝達トルクのうちのRRM2−RRM1は、TM2×(β+1)−TM1×αで表される。これらの式から明らかなように、第1レバー比αは、第1モータ出力トルクTM1に対する、第1回転電機11から差動装置GSを介して左右の出力軸SRL、SRRに伝達されるトルクの比を表す。また、第2レバー比βは、第2モータ出力トルクTM2に対する、第2回転電機12から差動装置GSを介して左右の出力軸SRL、SRRに伝達されるトルクの比を表す。これに対して、前述したように第1および第2レバー比α、βが互いに同じ値に設定されているので、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2を互いに同じ大きさに制御するだけで、第1および第2回転電機11、12から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを、互いに同じ大きさに精度良くかつ容易に制御することができる。
さらに、上述した第1および第2回転電機11、12の力行を実行するための実行条件は、例えば、第1および第2回転電機11、12によるエンジン3のアシスト中(以下「モータアシスト中」という)、または、エンジン3を用いずに第1および第2回転電機11、12のみによる車両VFRの駆動中(以下「EV走行中」という)であり、かつ、算出されたバッテリ23の充電状態が下限値よりも大きいという条件である。この場合、バッテリ23の充電状態が下限値よりも大きいということは、バッテリ23が放電可能であることを表している。なお、図5は、モータアシスト中における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示しているが、EV走行中には、エンジン3が停止しているため、変速後エンジントルクTE、反力トルクRLEおよび反力トルクRREは発生しない。
さらに、車両VFRの直進時で、かつ減速走行中(エンジン3のフューエルカット運転中)には、車両VFRの慣性エネルギを用いて第1および第2回転電機11、12の双方で回生を行い、回生した電力をバッテリ23に充電するとともに、該回生電力を制御する。図6は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。同図において、TG1およびTG2はそれぞれ、第1および第2回転電機11、12での回生に伴って第1および第2ロータ11b、12bに発生した制動トルク(以下、それぞれ「第1モータ制動トルク」「第2モータ制動トルク」という)である。また、RLG1およびRRG1はそれぞれ、第1回転電機11での回生に伴って左出力軸SRLおよび右出力軸SRRに作用する反力トルクであり、RLG2およびRRG2はそれぞれ、第2回転電機12での回生に伴って左出力軸SRLおよび右出力軸SRRに作用する反力トルクである。
この場合、左出力軸伝達トルクは、−RLG1+RLG2(RLG1>RLG2)で表されるとともに、右出力軸伝達トルクは、−RRG2+RRG1(RRG2>RRG1)で表され、左右の出力軸SRL、SRRに制動トルクが作用し、車両VFRが減速される。また、左右の出力軸SRL、SRRに作用する制動トルクが互いに同じになるように、第1および第2回転電機11、12で回生する電力が制御される。
また、上記の左出力軸伝達トルクのうちの−RLG1+RLG2は、−TG1×(α+1)+TG2×βで表され、右出力軸伝達トルクのうちの−RRG2+RRG1は、−TG2×(β+1)+TG1×αで表される。前述したように第1および第2レバー比α、βが互いに同じ値に設定されており、それにより、第1回転電機11から左右の出力軸SRL、SRRに伝達されるトルクのトルク比と、第2回転電機12から左右の出力軸SRL、SRRに伝達されるトルクのトルク比が互いに同じ値に設定されている。したがって、第1および第2モータ制動トルクTG1、TG2を互いに同じ大きさに制御するだけで、第1および第2回転電機11、12から左右の出力軸SRL、SRRに分配される制動トルクを、互いに同じ大きさに精度良くかつ容易に制御することができる。
さらに、上述した第1および第2回転電機11、12の回生を実行するための実行条件は、例えば、バッテリ23の充電状態が上限値よりも小さいという条件である。この場合、バッテリ23の充電状態が上限値よりも小さいということは、バッテリ23が充電可能であることを表している。
[右旋回時]
車両VFRの前進中の右旋回時において、車両VFRを右旋回させる時計回り方向のヨーモーメント(以下「右ヨーモーメント」という)を増大させるときには、右ヨーモーメント増大用のトルク分配制御が実行され、このトルク分配制御として、第1〜第4トルク分配制御が用意されている。以下、これらの右ヨーモーメント増大用の第1〜第4トルク分配制御について順に説明する。この第1トルク分配制御中には、第1および第2回転電機11、12の双方で力行を行うとともに、第1モータ出力トルクTM1が第2モータ出力トルクTM2よりも大きくなるように、第1および第2ステータ11a、12aに供給される電力を制御する。
これにより、前述した図5に示すトルクの釣り合い関係から明らかなように、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる結果、車両VFRの右ヨーモーメントが増大する。この場合、第1および第2ステータ11a、12aに供給する電力は、検出された操舵角θや車速VP、アクセル開度APに応じて制御される。なお、右ヨーモーメント増大用の第1トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、モータアシスト中(第1および第2回転電機11、12によるエンジン3のアシスト中)またはEV走行中(第1および第2回転電機11、12のみでの車両VFRの駆動中)であり、かつバッテリ23の充電状態が下限値よりも大きいという条件である。
次に、右ヨーモーメント増大用の第2トルク分配制御について説明する。この第2トルク分配制御中には、第1および第2回転電機11、12の双方で回生を行うとともに、両回転電機11、12で回生した電力をバッテリ23に充電する。この場合、第2モータ制動トルクTG2が第1モータ制動トルクTG1よりも大きくなるように、第1および第2回転電機11、12で回生される電力を制御する。
これにより、前述した図6に示すトルクの釣り合い関係から明らかなように、右出力軸SRRに作用する制動トルクが左出力軸SRLのそれよりも大きくなる結果、車両VFRの右ヨーモーメントが増大する。この場合、第1および第2回転電機11、12で回生する電力は、操舵角θや車速VPなどに応じて制御される。なお、右ヨーモーメント増大用の第2トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、車両VFRの減速走行中であり、かつバッテリ23の充電状態が上限値よりも小さいという条件である。
次に、右ヨーモーメント増大用の第3トルク分配制御について説明する。この第3トルク分配制御中には、第1回転電機11で力行を行うとともに、第2回転電機12で回生を行う。図7は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。図5を用いて前述したように、図7におけるTM1は、第1モータ出力トルクであり、RLM1およびRRM1はそれぞれ、第1回転電機11での力行に伴って左出力軸SRLおよび右出力軸SRRに作用する反力トルクである。また、TEは、変速後エンジントルクであり、RLEおよびRREは、キャリア部材13への変速後エンジントルクTEの伝達に伴って左出力軸SFLおよび右出力軸SFRにそれぞれ作用する反力トルクである。さらに、図6を用いて前述したように、図7におけるTG2は、第2モータ制動トルクであり、RLG2およびRRG2はそれぞれ、第2回転電機12での回生に伴って左出力軸SRLおよび右出力軸SRRに作用する反力トルクである。
この場合、左出力軸伝達トルクは、RLE+RLM1+RLG2で表されるとともに、右出力軸伝達トルクは、RRE−(RRM1+RRG2)で表される。このように、左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに制動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが増大する。この場合にも、操舵角θや車速VP、アクセル開度APに応じて、第1ステータ11aに供給する電力および第2回転電機12で回生する電力が制御される。
また、上記の左出力軸伝達トルクのうちのRLM1+RLG2は、TM1×(α+1)+TG2×βで表され、右出力軸伝達トルクのうちの−(RRM2+RRM1)は、−{TG2×(β+1)+TM1×α}で表される。第1および第2レバー比α、βが互いに同じ値に設定されているので、第1モータ出力トルクTM1および第2モータ制動トルクTG2を介して、第1および第2回転電機11、12から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを、精度良くかつ容易に制御することができる。
なお、右ヨーモーメント増大用の第3トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、次の第1増大条件または第2増大条件である。
第1増大条件:エンジン3による車両VFRの駆動中であり、かつバッテリ23の充電状態が上限値以上であること。
第2増大条件:エンジン3による車両VFRの駆動中であり、充電状態が上限値よりも小さく、かつ第2回転電機12に要求される制動トルクが所定の第1上限トルク以上であること。
この場合、第1増大条件の成立時であり、バッテリ23の充電状態が上限値以上のときには、バッテリ23を充電できないので、第2回転電機12で回生した電力がすべて、バッテリ23に充電されずに、第1ステータ11aに供給される。一方、第2増大条件の成立時には、第2回転電機12で回生した電力の一部がバッテリ23に充電されるとともに、残りが第1ステータ11aに供給される。この場合、要求される制動トルクに対する第2モータ制動トルクTG2の不足分を補うように、第1モータ出力トルクTM1が制御される。
次に、右ヨーモーメント増大用の第4トルク分配制御について説明する。この第4トルク分配制御中には、第1回転電機11に対してゼロトルク制御を実行するとともに、第2回転電機12で回生を行い、第2回転電機12で回生した電力をバッテリ23に充電する。このゼロトルク制御は、第1回転電機11で回生が行われることによる引きずり損失が発生するのを回避するためのものである。この場合、第2モータ制動トルクTG2のみが発生するので、図7から明らかなように、左出力軸伝達トルクはRLE+RLG2で表されるとともに、右出力軸伝達トルクはRRE−RRG2で表される。このように、左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに制動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが増大する。換言すれば、右出力軸SRRのトルクの一部が、第2モータ制動トルクTG2を反力として、左出力軸SRLに伝達される。この場合にも、操舵角θや車速VP、アクセル開度APに応じて、第2回転電機12で回生する電力が制御される。
なお、右ヨーモーメント増大用の第4トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、エンジン3による車両VFRの駆動中であり、バッテリ23の充電状態が上限値よりも小さく、かつ第2回転電機12に要求される制動トルクが前記第1上限トルクよりも小さいという条件である。
なお、右ヨーモーメントを増大させるために、第2回転電機12に対してゼロトルク制御を実行するとともに、第1回転電機11で力行を行ってもよい。この場合、第1モータ出力トルクTM1のみが発生するので、図7から明らかなように、左出力軸伝達トルクはRLE+RLM1で表されるとともに、右出力軸伝達トルクはRRE−RRM1で表される。このように、左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに制動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが増大する。換言すれば、右出力軸SRRのトルクの一部が、第1モータ力行トルクTM1を反力として、左出力軸SRLに伝達される。この場合にも、操舵角θや車速VP、アクセル開度APに応じて、第1ステータ11aに供給される電力が制御される。
また、車両VFRの右旋回時において、車両VFRの右ヨーモーメントを低減するときには、右ヨーモーメント低減用のトルク分配制御が実行され、この右ヨーモーメント低減用のトルク分配制御として、第1〜第4トルク分配制御が用意されている。以下、これらの右ヨーモーメント低減用の第1〜第4トルク分配制御について順に説明する。この第1トルク分配制御中には、第1および第2回転電機11、12の双方で力行を行うとともに、第2モータ出力トルクTM2が第1モータ出力トルクTM1よりも大きくなるように、第1および第2ステータ11a、12aに供給される電力を制御する。
これにより、前述した図5に示すトルクの釣り合い関係から明らかなように、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなる結果、車両VFRの右ヨーモーメントが低減される。この場合、第1および第2ステータ11a、12aに供給する電力は、操舵角θや車速VP、アクセル開度APに応じて制御される。なお、右ヨーモーメント低減用の第1トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、モータアシスト中またはEV走行中であり、かつバッテリ23の充電状態が下限値よりも大きいという条件である。
次に、右ヨーモーメント低減用の第2トルク分配制御について説明する。この第2トルク分配制御中には、第1および第2回転電機11、12の双方で回生を行うとともに、両回転電機11、12で回生した電力をバッテリ23に充電する。この場合、第1モータ制動トルクTG1が第2モータ制動トルクTG2よりも大きくなるように、第1および第2回転電機11、12で回生される電力を制御する。
これにより、前述した図6に示すトルクの釣り合い関係から明らかなように、左出力軸SRLに作用する制動トルクが右出力軸SRRに作用する制動トルクよりも大きくなる結果、車両VFRの右ヨーモーメントが低減される。この場合、第1および第2回転電機11、12で回生する電力は、操舵角θや車速VPに応じて制御される。なお、右ヨーモーメント低減用の第2トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、車両VFRの減速走行中であり、かつバッテリ23の充電状態が上限値よりも小さいという条件である。
次に、右ヨーモーメント低減用の第3トルク分配制御について説明する。この第3トルク分配制御中には、第1回転電機11で回生を行うとともに、第2回転電機12で力行を行う。図8は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。図6を用いて前述したように、図8におけるTG1は、第1モータ制動トルクであり、RLG1およびRRG1はそれぞれ、第1回転電機11での回生に伴って左出力軸SRLおよび右出力軸SRRに作用する反力トルクである。また、図5を用いて前述したように、図8におけるTM2は、第2モータ出力トルクであり、RLM2およびRRM2はそれぞれ、第2回転電機12での力行に伴って左出力軸SRLおよび右出力軸SRRに作用する反力トルクである。
この場合、左出力軸伝達トルクは、−(RLG1+RLM2)で表されるとともに、右出力軸伝達トルクは、RRM2+RRG1で表される。このように、左出力軸SRLに制動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに駆動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが低減される。この場合にも、操舵角θや車速VPに応じて、第1回転電機11で回生する電力および第2ステータ12aに供給する電力が制御される。
また、上記の左出力軸伝達トルクのうちの−(RLG1+RLM2)は、−{TG1×(α+1)+TM2×β}で表され、右出力軸伝達トルクのうちのRRM2+RRG1は、TM2×(β+1)+TG1×αで表される。第1および第2レバー比α、βが互いに同じ値に設定されているので、第1モータ制動トルクTG1および第2モータ出力トルクTM2を介して、第1および第2回転電機11、12から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを、精度良くかつ容易に制御することができる。
なお、右ヨーモーメント低減用の第3トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、次の第1低減条件または第2低減条件である。
第1低減条件:車両VFRの減速走行中(エンジン3のフューエルカット運転中)であり、かつバッテリ23の充電状態が上限値以上であること。
第2低減条件:車両VFRの減速走行中であり、充電状態が上限値よりも小さく、かつ第1回転電機11に要求される制動トルクが所定の第2上限トルク以上であること。
この場合、第1低減条件の成立時で、バッテリ23の充電状態が上限値以上のときには、バッテリ23を充電できないので、第1回転電機11で回生した電力がすべて、バッテリ23に充電されずに、第2ステータ12aに供給される。一方、第2低減条件の成立時には、第1回転電機11で回生した電力の一部がバッテリ23に充電されるとともに、残りが第2ステータ12aに供給される。この場合、要求される制動トルクに対する第1モータ制動トルクTG1の不足分を補うように、第2モータ出力トルクTM2が制御される。
次に、右ヨーモーメント低減用の第4トルク分配制御について説明する。この第4トルク分配制御中には、第2回転電機12に対してゼロトルク制御を実行するとともに、第1回転電機11で回生を行い、第1回転電機11で回生した電力をバッテリ23に充電する。この場合、第1モータ制動トルクTG1のみが発生するので、図8から明らかなように、左出力軸伝達トルクは−RLG1で表されるとともに、右出力軸伝達トルクはRRG1で表される。このように、左出力軸SRLに制動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに駆動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが低減される。この場合にも、操舵角θや車速VPに応じて、第1回転電機11で回生する電力が制御される。
なお、右ヨーモーメント低減用の第4トルク分配制御を実行するための実行条件は、例えば、車両VFRの減速走行中であり、バッテリ23の充電状態が上限値よりも小さく、かつ第1回転電機11に要求される制動トルクが前記第2上限トルクよりも小さいという条件である。
なお、右ヨーモーメントを低減するために、第1回転電機11に対してゼロトルク制御を実行するとともに、第2回転電機12で力行を行ってもよい。この場合、第2モータ出力トルクTM2のみが発生するので、図8から明らかなように、左出力軸伝達トルクは−RLM2で表されるとともに、右出力軸伝達トルクはRRM2で表される。このように、左出力軸SRLに制動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに駆動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが低減される。この場合にも、操舵角θや車速VP、アクセル開度APに応じて、第2ステータ12aに供給される電力が制御される。
なお、車両VFRの前進中の左旋回時、車両VFRを左旋回させる反時計回り方向のヨーモーメント(以下「左ヨーモーメント」という)を増大させるときには、左旋回時の左ヨーモーメント増大用の第1〜第4トルク分配制御が実行され、左ヨーモーメントを低減するときには、左旋回時の左ヨーモーメント低減用の第1〜第4トルク分配制御が実行される。これらの左旋回時の左ヨーモーメント増大用および低減用の第1〜第4トルク分配制御はそれぞれ、前述した右旋回時の右ヨーモーメント増大用および低減用の第1〜第4トルク分配制御とほぼ同様にして実行されるので、その詳細な説明については省略する。
また、第1実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第1実施形態における車両VFRが、本発明における輸送機関に相当し、第1実施形態における左右の出力軸SRL、SRRが、本発明における2つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ相当するとともに、第1実施形態における第1および第2回転電機11、12が、本発明における第1および第2エネルギ入出力装置にそれぞれ相当する。
また、第1実施形態におけるキャリア部材13が、本発明におけるキャリアに相当し、第1実施形態における第1サンギヤS1、第1リングギヤR1、第2サンギヤS2および第2リングギヤR2が、本発明における第1ギヤ、第2ギヤ、第3ギヤおよび第4ギヤにそれぞれ相当するとともに、第1実施形態におけるエンジン3が、本発明におけるエネルギ出力装置に相当する。さらに、第1実施形態における第1および第2サンギヤS1、S2が、本発明における第1および第2外側回転要素にそれぞれ相当し、第1実施形態における第1および第2リングギヤR1、R2が、本発明における第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第1実施形態におけるキャリア部材13が、本発明における中央回転要素に相当する。
以上のように、第1実施形態によれば、シングルプラネタリタイプの第1および第2遊星歯車機構を互いに組み合わせた差動装置GSによって、回転数が互いに共線関係にある第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2から成る5つの回転要素が構成される。したがって、前述した3つのシングルプラネタリタイプの遊星歯車機構を互いに組み合わせた従来の差動装置と比較して、部品点数を削減することができ、ひいては、差動装置GSを小型化することができる。
また、第1および第2リングギヤR1、R2の歯数ZR1、ZR2同士と、第1および第2サンギヤS1、S2の歯数ZS1、ZS2同士を、それぞれ同じ値に設定するだけで、第1および第2レバー比α、βを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第1および第2回転電機11、12を用いた左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配制御を、精度良くかつ容易に行うことができ、したがって、車両VFRの旋回性を高めることができる。
さらに、第1および第2リングギヤR1、R2の歯数ZR1、ZR2同士が同じ値に設定されている。このため、例えば、第1および第2リングギヤR1、R2の双方を平歯車で構成する場合には両ギヤR1、R2を同じカッタで、はすば歯車で構成する場合には両ギヤR1、R2をねじれ方向のみが異なる同じ諸元のカッタで、それぞれ加工することができるので、その生産性に優れている。このことは、第1および第2サンギヤS1、S2についても同様である。
また、前述した従来の差動装置では、図88に示す第1〜第5要素の回転数の関係を表す共線図から明らかなように、第3要素に伝達されたトルクは、第2および第4要素に、G2:G1(G2>G1)の分配比で分配される。これに対して、第1実施形態によれば、前述したようにキャリア部材13から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクの分配比が1:1であるので、エンジン3のみを動力源として用いた車両VFRの走行中、車両VFRの良好な直進性を得ることができる。
さらに、第1ピニオンギヤP1と第2ピニオンギヤP2は、互いに同じ径および同じ歯数を有している。それに応じて、第1サンギヤS1の径と第2サンギヤS2の径、および第1リングギヤR1の径と第2リングギヤR2の径が、それぞれ互いに同じ値に設定されている。したがって、差動装置GSの径方向におけるデッドスペースを削減することができる。また、第1および第2ピニオンギヤP1、P2の径、歯数、歯形および歯幅の各々は、互いに同じになっており、すなわち両ギヤP1、P2の諸元は互いに同一に設定されている。したがって、第1および第2ピニオンギヤP1、P2を製造するための金型やカッタなどを共通化できるので、その生産性を向上させることができる。
また、エンジン3がキャリア部材13に連結されているので、左右の出力軸SRL、SRRに、第1および第2回転電機11、12からの第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2に加え、エンジン3からの変速後エンジントルクTEが伝達される。したがって、第1および第2回転電機11、12に必要とされるトルクを低減でき、それにより両装置の小型化を図ることができる。
さらに、一般的な第1および第2回転電機11、12を用いるので、格別の装置を用いることなく、動力装置を容易かつより安価に構成することができる。また、前述したように左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配を制御する場合において、第1および第2回転電機11、12により動力を電力に変換することができる。このため、変換した電力を車両VFR用の補機に供給することによって、補機の電源を充電するための発電機(いずれも図示せず)の作動負荷および作動頻度を低下させることができる。
また、左右の出力軸SRL、SRRに、第1および第2サンギヤS1、S2ではなく、第1および第2リングギヤR1、R2がそれぞれ連結されている。したがって、図89および図90を用いて説明したように、第1および第2リングギヤR1、R2の歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置のさらなる小型化を図ることができる。同じ理由により、第1および第2ピニオンギヤP1、P2を支持する軸受け(以下、それぞれ「第1ピニオン軸受け」「第2ピニオン軸受け」という)の小型化を図ることができ、このことによっても、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
次に、図9を参照しながら、本発明の第2実施形態による動力装置について説明する。この動力装置の配分装置DS2は、第1実施形態と比較して、第1および第2回転電機11、12に代えて単一の回転電機41を備えることと、回転電機41と前述した第1および第2サンギヤS1、S2との間をそれぞれ接続・遮断するための第1クラッチ42および第2クラッチ43を備えることが、主に異なっている。図9において、第1実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1実施形態と異なる点を中心に説明する。
図9に示す回転電機41は、第1および第2回転電機11、12と同様、ACモータであり、複数の鉄芯やコイルなどで構成されたステータ41aと、複数の磁石などで構成されたロータ41bを有している。回転電機41は、左右の出力軸SRL、SRRと同軸状に配置されており、差動装置GSと右後輪WRRの間に位置している。ステータ41aは、不動のケースCAに固定されており、ロータ41bは、ステータ41aに対向するように配置されている。回転電機41では、ステータ41aに電力が供給されると、供給された電力は、動力に変換され、ロータ41bに出力される(力行)。また、ロータ41bに動力が入力されると、この動力は、電力に変換され、ステータ41aに出力される(回生)。
また、ステータ41aは、パワードライブユニット(以下「PDU」という)44を介して、前述したバッテリ23に電気的に接続されており、バッテリ23との間で電気エネルギを授受可能である。このPDU44は、前述した第1および第2PDU21、22と同様、インバータなどの電気回路で構成されている。図10に示すように、PDU44には、前述したECU2が電気的に接続されている。ECU2によりPDU44を制御することによって、ステータ41aに供給する電力と、ステータ41aで発電する電力と、ロータ41bの回転数が制御される。
第1クラッチ42は、油圧式の摩擦クラッチで構成されており、ドーナツ板状のインナー42aおよびアウター42bを有している。これらのインナー42aおよびアウター42bは、左右の出力軸SRL、SRRと同軸状に配置されており、インナー42aは前述した第1回転軸14の他端部に、アウター42bはロータ41bに、それぞれ一体に取り付けられている。第1クラッチ42の締結度合はECU2により制御され(図10参照)、それにより、第1回転軸14とロータ41bの間、すなわち、第1サンギヤS1とロータ41bの間が、接続・遮断される。
また、第2クラッチ43は、第1クラッチ42と同様、油圧式の摩擦クラッチで構成されており、ドーナツ板状のインナー43aおよびアウター43bを有している。これらのインナー43aおよびアウター43bは、左右の出力軸SRL、SRRと同軸状に配置されており、インナー43aは前述した第3回転軸16の他端部に、アウター43bはロータ41bに、それぞれ一体に取り付けられている。第2クラッチ43の締結度合はECU2により制御され(図10参照)、それにより、第3回転軸16とロータ41bの間、すなわち、第2サンギヤS2とロータ41bの間が、接続・遮断される。
以上の構成の動力装置では、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することによって、ロータ41bと第1および第2サンギヤS1、S2の一方との間を選択的に接続するとともに、回転電機41で力行または回生を行うことによって、第1実施形態と同様、左右の出力軸SRL、SRRのへのトルクの分配を制御でき、車両VFRの左右のヨーモーメントを増大・低減することができる。以下、第2実施形態による動力装置で実行されるトルク分配制御について説明する。
[トルク分配制御]
車両VFRの右旋回時において、右ヨーモーメントを増大させるときには、右旋時の右ヨーモーメント増大用の第1および第2トルク分配制御が実行される。この第1トルク分配制御では、第1クラッチ42の締結によりロータ41bと第1サンギヤS1の間を接続し、第2クラッチ43の解放によりロータ41bと第2サンギヤS2の間を遮断するとともに、回転電機41で力行を行う。図11は、この右ヨーモーメント増大用の第1トルク分配制御中における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。
図11において、TMは、回転電機41での力行に伴ってロータ41bに発生した出力トルク(以下「モータ出力トルク」という)であり、RLMおよびRRMはそれぞれ、回転電機41での力行に伴って左出力軸SRLおよび右出力軸SRRに作用する反力トルクである。他のパラメータは、第1実施形態で説明したとおりである。この場合、左出力軸伝達トルクはRLE+RLMで表されるとともに、右出力軸伝達トルクはRRE−RRMで表される。このように、左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに制動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが増大する。
また、前記右ヨーモーメント増大用の第2トルク分配制御では、第1クラッチ42の解放によりロータ41bと第1サンギヤS1の間を遮断し、第2クラッチ43の締結によりロータ41bと第2サンギヤS2の間を接続するとともに、回転電機41で回生を行う。図12は、この右ヨーモーメント増大用の第2トルク分配制御中における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。
図12において、TGは、回転電機41での回生に伴ってロータ41bに発生した制動トルク(以下「モータ制動トルク」という)であり、RLGおよびRRGはそれぞれ、回転電機41での回生に伴って左出力軸SRLおよび右出力軸SRRに作用する反力トルクである。他のパラメータは、第1実施形態で説明したとおりである。この場合、左出力軸伝達トルクはRLE+RLGで表されるとともに、右出力軸伝達トルクはRRE−RRGで表される。このように、左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに制動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが増大する。
また、車両VFRの右旋回時において、右ヨーモーメントを低減するときには、右旋回時の右ヨーモーメント低減用の第1および第2トルク分配制御が実行される。この右ヨーモーメント低減用の第1トルク分配制御では、第1クラッチ42の締結によりロータ41bと第1サンギヤS1の間を接続し、第2クラッチ43の解放によりロータ41bと第2サンギヤS2の間を遮断するとともに、回転電機41で回生を行う。図13は、この右ヨーモーメント低減用の第1トルク分配制御中における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。この場合、左出力軸伝達トルクはRLE−RLGで表されるとともに、右出力軸伝達トルクはRRE+RRGで表される。このように、左出力軸SRLに制動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに駆動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが低減される。
また、前記右ヨーモーメント低減用の第2トルク分配制御では、第1クラッチ42の解放によりロータ41bと第1サンギヤS1の間を遮断し、第2クラッチ43の締結によりロータ41bと第2サンギヤS2の間を接続するとともに、回転電機41で力行を行う。図14は、この右ヨーモーメント低減用の第2トルク分配制御中における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。この場合、左出力軸伝達トルクはRLE−RLMで表されるとともに、右出力軸伝達トルクはRRE+RRMで表される。このように、左出力軸SRLに制動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに駆動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが低減される。
さらに、車両VFRの左旋回時において、左ヨーモーメントを増大・低減するときには、左旋回時の左ヨーモーメント増大用・低減用の第1および第2トルク分配制御が実行される。これらの左旋回時の左ヨーモーメント増大用・低減用の第1および第2トルク分配制御はそれぞれ、前述した右旋回時の右ヨーモーメント増大用・低減用の第1および第2トルク分配制御とほぼ同様にして実行されるので、その詳細な説明については省略する。
以上のように、第2実施形態によれば、左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配制御を、単一の回転電機41のみを用いて行うことができるので、動力装置の製造コストを削減することができる。また、エンジン3のみを動力源として車両VFRを駆動する場合には、第1および第2クラッチ42、43によりロータ41bと第1および第2サンギヤS1、S2との間を遮断することによって、エンジン3から回転電機41に動力が無駄に伝達されることがなく、したがって、回転電機41を引きずることによる損失が発生することがない。
また、第2実施形態による動力装置によれば、車両VFRの急旋回時や、高速直進走行時に、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転を制限することができ、それにより、車両VFRの挙動安定性を高めることができる。以下、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転を制限するための制御動作を適宜、「差動制限制御」といい、この差動制限制御について説明する。
[差動制限制御]
差動制限制御中、基本的には、回転電機41に対してゼロトルク制御を行うとともに、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することによって、ロータ41bと第1および第2サンギヤS2の双方との間を接続する。これにより、第1および第2サンギヤS1、S2がロータ41bを介して互いに接続されるので、両者S1およびS2の間で差回転が生じているときには、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第1および第2サンギヤS1、S2を一体に回転させるように作用する。この場合、第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2から成る5つの回転要素の回転数が互いに共線関係にあるため、第1および第2クラッチ42、43からの反力は、これらの5つの回転要素を一体に回転させるように作用する。それにより、第2および第1リングギヤR2、R1にそれぞれ連結された左右の出力軸SRLおよびSRRの差回転が制限される。
図15は、左出力軸SRLの回転数が右出力軸SRRの回転数よりも低い場合において、第1および第2クラッチ42、43の双方を締結したときの各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。図15において、RC1は、第1および第2クラッチ42、43の双方の締結に伴って第1クラッチ42から第1サンギヤS1に作用する反力トルクであり、RLC1およびRRC1は、この反力トルクRC1が第1サンギヤS1に作用するのに伴って左右の出力軸SRLおよびSRRにそれぞれ作用する反力トルクである。また、RC2は、第1および第2クラッチの双方42、43の締結に伴って第2クラッチ43から第2サンギヤS2に作用する反力トルクであり、RLC2およびRRC2は、この反力トルクRC2がキャリア部材に作用するのに伴って左右の出力軸SRL、SRRにそれぞれ作用する反力トルクである。
この場合、第1および第2クラッチ42、43の締結に伴い、左出力軸SRLに伝達されるトルクは、RLC1+RLC2=RC1×(α+1)+RC2×βで表され、右出力軸SRRに伝達されるトルクは、−(RRC1+RRC2)=−{RC1×α+RC2×(β+1)}で表される。このように、回転数が低い左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、回転数が高い右出力軸SRRに制動トルクが作用する結果、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転が低減され、制限される。右出力軸SRRの回転数が左出力軸SRLの回転数よりも低い場合には、これとは逆に、回転数が低い右出力軸SRRに駆動トルクが作用するとともに、回転数が高い左出力軸SRLに制動トルクが作用する結果、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転が低減され、制限される。また、第1および第2サンギヤS1、S2の間を接続することから明らかなように、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ作用する反力トルクRC1およびRC2は、その方向が互いに反対であるだけで、互いに同じ大きさである。
以上から、第1および第2クラッチ42、43の締結により左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転を制限するように両者SRL、SRRにそれぞれ作用する差動制限トルクの総和(以下「総差動制限トルク」という)は、これらの反力トルクRC1およびRC2を代表してRC1を用いると、RC1×(α+1)+RC1×β+{RC1×α+RC1×(β+1)}=2×RC1×(α+β+1)で表される。この場合、総差動制限トルクは、第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2から成る5つの回転要素のうちの、第1および第2サンギヤS1、S2以外の組合せに係る2つの回転要素を、第1および第2クラッチ42、43によって互いに接続した場合よりも大きくなる。その詳細については、特願2012−074211号を参照されたい。
このように、5つの回転要素(第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2)のうち、共線図において両外側に位置する回転要素である第1サンギヤS1と第2サンギヤS2の間を接続することによって、最も大きな総差動制限トルクを得ることができる。これにより、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転を制限するために第1および第2クラッチ42、43に必要とされる反力トルクを低減できるので、第1および第2クラッチ42、43の小型化を図ることができる。
この場合、上述した式から明らかなように、総差動制限トルクは、反力トルクRC1およびRC2が大きいほど、より大きくなる。したがって、第1および第2クラッチ42、43の締結度合の制御により、第1および第2クラッチ42、43の反力トルクを調整することによって、総差動制限トルクを制御することができるので、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転の制限度合を制御することができる。
また、第1および第2クラッチ42、43の双方を完全に締結した状態で、回転電機41で力行を行うことによって、回転電機41から差動装置GSを介して左右の出力軸SRL、SRRに同じ大きさのトルクを伝達することができる。それにより、回転電機41のみを動力源として車両VFRを適切に直進させることができる。
なお、上述したように第1および第2クラッチ42、43の双方を締結している場合において、回転電機41で力行または回生を行ったときには、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御でき、車両VFRの左右の旋回モーメントを増大または低減することができる。
この場合において、例えば、回転電機41で力行を行うとともに、第1クラッチ42の締結度合を第2クラッチ43のそれよりも大きくなるように制御したとき(例えば、第1クラッチ42を完全に締結し、第2クラッチ43を滑らせたとき)には、それにより、回転電機41から差動装置GSの第1サンギヤS1に伝達されるトルクが第2サンギヤS2のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第2クラッチ43の締結度合を第1クラッチ42のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、回転電機41から第2サンギヤS2に伝達されるトルクが第1サンギヤS1のそれよりも大きくなることによって、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
次に、図16を参照しながら、本発明の第3実施形態による動力装置について説明する。この動力装置の配分装置DS3は、第2実施形態と比較して、回転電機41が第2変速機51を介して前述したキャリア部材13に連結されていることが、主に異なっている。図16において、第1および第2実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1および第2実施形態と異なる点を中心に説明する。
第2変速機51は、遊星歯車式の2段変速機であり、回転電機41の動力を変速して、前述したキャリア部材13に伝達するためのものである。第2変速機51は、サンギヤSTと、サンギヤSTの外周に回転自在に設けられたリングギヤRTと、両ギヤST,RTに噛み合う複数のピニオンギヤPT(2つのみ図示)と、ピニオンギヤPTを回転自在に支持するキャリアCTとを有している。サンギヤSTは、中空の回転軸52を介して回転電機41のロータ41bに連結されており、ロータ41bと一体に回転自在である。また、回転軸52の内側には、前述した第3回転軸16が相対的に回転自在に配置されている。さらに、キャリアCTは、中空の回転軸53を介してキャリア部材13に連結されており、キャリア部材13と一体に回転自在である。この回転軸53の内側には、第3回転軸16が相対的に回転自在に配置されている。
また、第2変速機51は、変速クラッチ54および変速ブレーキ55を有している。変速クラッチ54は、前述した第1および第2クラッチ42、43と同様、油圧式の摩擦クラッチで構成されている。変速クラッチ54の締結度合はECU2により制御され(図17参照)、それにより、キャリアCTと回転軸52の間、すなわちキャリアCTとサンギヤSTの間が、接続・遮断される。変速ブレーキ55は、電磁ブレーキであり、上記のリングギヤRTに取り付けられている。変速ブレーキ55は、ECU2によりONまたはOFFされ(図17参照)、ON状態のときに、リングギヤRTを回転不能に保持するとともに、OFF状態のときに、リングギヤRTの回転を許容する。
以上の構成の第2変速機51では、回転電機41の動力が、次のようにして変速された状態でキャリア部材13に伝達される。すなわち、変速クラッチ54を解放することによって、キャリアCTとサンギヤSTの間を遮断するとともに、変速ブレーキ55をONすることによって、リングギヤRTを回転不能に保持する。これにより、サンギヤSTに伝達された回転電機41の動力は、減速された状態でキャリアCTに伝達され、さらに回転軸53を介してキャリア部材13に伝達される。以下、サンギヤSTに入力された動力を減速した状態でキャリア部材13に出力する第2変速機51の動作モードを、「減速モード」という。
また、変速クラッチ54を締結することによって、キャリアCTとサンギヤSTの間を接続するとともに、変速ブレーキ55をOFFすることによって、リングギヤRTの回転を許容する。これにより、サンギヤST、キャリアCTおよびリングギヤRTが一体に回転することによって、回転電機41の動力は、変速されずにそのままの状態でキャリア部材13に伝達される。
さらに、変速クラッチ54を解放することによって、キャリアCTとサンギヤSTの間を遮断するとともに、変速ブレーキ55をOFFすることによって、リングギヤRTの回転を許容する。この場合、サンギヤSTに回転電機41の動力が伝達されても、また、キャリアCTにキャリア部材13の動力が伝達されても、リングギヤRTが空転するので、回転電機41とキャリア部材13の間における第2変速機51を介した動力の伝達が遮断される。以下、第2変速機51を介した動力の伝達を遮断する動作モードを、「動力遮断モード」という。
以上の構成の第3実施形態による動力装置は、第2実施形態による動力装置と同じ機能を有しており、回転電機41、第1および第2クラッチ42、43を第2実施形態で述べたように制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配を制御できるとともに、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転を制限することができる。したがって、第2実施形態による効果、すなわち、トルクの分配制御を単一の回転電機41のみを用いて行うことによる動力装置の製造コストの削減効果などを、同様に得ることができる。なお、第2実施形態と同様に左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配制御を行う場合、および左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転を制限する場合には、第2変速機51が上述した動力遮断モードで駆動され(変速クラッチ54:解放、変速ブレーキ55:OFF)、それにより、回転電機41とキャリア部材13の間における第2変速機51を介した動力の伝達が遮断される。
さらに、第2変速機51を前述した減速モードで駆動する(変速クラッチ54:解放、変速ブレーキ55:ON)ことによって、回転電機41の動力は、第2変速機51により減速した状態で差動装置GSに伝達され、さらに左右の出力軸SRL、SRRに伝達されるので、両者SRL、SRRを左右の後輪WRL、WRRとともに正転方向に駆動することができる。これにより、左右の出力軸SRL、SRRを駆動するために必要とされる回転電機41のトルクを低減できるので、回転電機41の小型化を図ることができる。
以下、回転電機41の動力を第2変速機51で減速した状態で左右の出力軸SRL、SRRに伝達し、両者SRL、SRRを駆動する動作モードを、「MOT駆動モード」という。MOT駆動モードは、エンジン3を用いずに回転電機41のみを車両VFRの動力源として用いる場合や、回転電機41でエンジン3をアシストする場合に、実行される。また、MOT駆動モード中で、かつ車両VFRの直進時には、基本的には、第1および第2クラッチ42、43によりロータ41bと第1および第2サンギヤS1、S2の間が遮断される。
さらに、MOT駆動モード中で、かつ車両VFRの左右の旋回時には、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することにより、ロータ41bと第1および第2サンギヤS1、S2の間を選択的に接続することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。以下、MOT駆動モード中のトルク分配制御について、図18および図19を参照しながら説明する。
[MOT駆動モード中のトルク分配制御]
図18は、MOT駆動モード中で、かつ車両VFRの右旋回時において、車両VFRの右ヨーモーメントを増大させたときの各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係について示している。この場合には、第1クラッチ42の締結度合を制御し、第1クラッチ42を滑らせるとともに、第2クラッチ43の解放によりロータ41bと第2サンギヤS2の間を遮断する。
図18において、TTMは、回転電機41から第2変速機51を介してキャリア部材13に伝達されるトルク(以下「変速後モータトルク」という)であり、RLTMおよびRRTMは、キャリア部材13への変速後モータトルクの伝達に伴って左右の出力軸SRLおよびSRRにそれぞれ作用する反力トルクである。この場合、共線図におけるキャリア部材13から左出力軸SRLまでの距離と、キャリア部材13から右出力軸SRRまでの距離が互いに等しいので、これらの反力トルクRTMLおよび反力トルクRTMRは、互いに等しい。また、第2実施形態において図15を用いて説明したように、RC1は、第1クラッチ42を滑らせるのに伴って第1クラッチ42から第1サンギヤS1に作用する反力トルクであり、RLC1およびRRC1は、この反力トルクRC1が第1サンギヤS1に作用するのに伴って左右の出力軸SRLおよびSRRにそれぞれ作用する反力トルクである。
MOT駆動モード中には、回転電機41の動力が第2変速機51により大きく減速した状態でキャリア部材13に伝達されるので、ロータ41bの回転数は、図19に示すように、キャリア部材13の回転数よりも高くなっており、また、第1サンギヤS1の回転数よりも高くなっている。なお、第2変速機51の減速比(サンギヤSTの歯数およびリングギヤRTの歯数)は、左右の出力軸SRL、SRRの差回転が最大であるときに、第1および第2サンギヤS1、S2のうちの回転数がより高い方の回転要素の回転数よりもロータ41bの回転数が高くなるように、設定されている。
このため、図18に示すように、第1クラッチ42を滑らせるのに伴って第1クラッチ42から第1サンギヤS1に作用する反力トルクRC1は、第1サンギヤS1の回転数を上昇させるように作用する。また、左出力軸伝達トルクは、RLTM+RLC1で表され、右出力軸伝達トルクは、RRTM−RRC1で表される。このように、この反力トルクRC1が第1サンギヤS1に作用することによって、左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが右出力軸SRRに作用する結果、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなり、車両VFRの右ヨーモーメントが増大する。以上から明らかなように、MOT駆動モード中における車両VFRの左右の旋回時、第1および第2サンギヤS1、S2のうちの回転数が高い方の回転要素を、第1または第2クラッチ42、43の締結によりロータ41bに接続することによって、車両VFRの左右のヨーモーメントを増大させることができる。
上記とは逆に、MOT駆動モード中における車両VFRの左右の旋回時、第1および第2サンギヤS1、S2のうちの回転数が低い方の回転要素に接続された第1または第2クラッチ42、43を滑らせた場合には、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ作用する反力トルクは、該回転数が低い方の回転要素の回転数を上昇させるように作用する。したがって、この場合には、車両VFRの左右のヨーモーメントを低減することができる。なお、上述したようにMOT駆動モード中に左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配を制御する場合には、第1および第2クランク42、43を完全に締結すると、それにより左右の出力軸伝達トルクの差が過大になってしまうので、両クラッチ42、43は、完全に締結されずに、滑らせるように制御される。
次に、図20を参照しながら、本発明の第4実施形態による動力装置について説明する。この動力装置の配分装置DS4は、第3実施形態と比較して、回転電機41に代えて第1および第2回転電機11、12を備える点が、主に異なっている。図20において、第1〜第3実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1〜第3実施形態と異なる点を中心に説明する。
第2および第3実施形態と同様、第1クラッチ42のインナー42aは、第1回転軸14の他端部に一体に取り付けられている。一方、第1クラッチ42のアウター42bは、第2および第3実施形態と異なり、第1回転電機11の第1ロータ11bに一体に取り付けられている。第1クラッチ42の締結度合はECU2により制御され(図21参照)、それにより、第1回転軸14と第1ロータ11bの間、すなわち、第1サンギヤS1と第1ロータ11bの間が、接続・遮断される。
また、第2および第3実施形態と同様、第2クラッチ43のインナー43aは、第3回転軸16の他端部に一体に取り付けられている。一方、第3クラッチ43のアウター43bは、第2回転電機12の第2ロータ12bに一体に取り付けられている。第2クラッチ43の締結度合はECU2により制御され(図21参照)、それにより、第3回転軸16と第2ロータ12bの間、すなわち、第2サンギヤS2と第2ロータ12bの間が、接続・遮断される。
さらに、第3実施形態と同様、第2変速機51のキャリアCTは、回転軸53を介してキャリア部材13に連結されており、キャリア部材13と一体に回転自在である。一方、第2変速機51のサンギヤSTは、第3実施形態と異なり、回転軸52を介して第2回転電機12の第2ロータ12bに連結されており、第2ロータ12bと一体に回転自在である。
また、第4実施形態による配分装置DS4は、第3クラッチ61を備えている。この第3クラッチ61は、第1および第2クラッチ42、43と同様、油圧式の摩擦クラッチで構成されており、ドーナツ板状のインナー61aおよびアウター61bを有している。これらのインナー61aおよびアウター61bはそれぞれ、第1および第2ロータ11b、12bに一体に取り付けられている。第3クラッチ61の締結度合はECU2により制御され(図21参照)、それにより、第1ロータ11bと第2ロータ12bの間が、接続・遮断される。
以上の構成により、第4実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の連結関係は、例えば図22のように示される。この動力装置は、第1〜第3実施形態による動力装置のすべての機能を備えている。以下、図22〜図28を参照しながら、第4実施形態による動力装置の動作について説明する。
動力装置において、第1実施形態による動力装置と同じ動作を行わせるには、各種のクラッチが次のように制御される。すなわち、第1および第2クラッチ42、43の締結によって、第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間、および第2ロータ12bと第2サンギヤS2の間の双方を接続するとともに、第3クラッチ61の解放によって、第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を遮断する。また、第2変速機51を動力遮断モードで駆動する(変速クラッチ54:解放、変速ブレーキ55:OFF、第3実施形態を参照)ことによって、第2ロータ12b(第2回転電機12)とキャリア部材13の間における第2変速機51を介した動力の伝達を遮断する。以上により、図22から明らかなように、第4実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の連結関係は、第1実施形態による動力装置のそれと同じになる。したがって、この場合には、第1実施形態による動力装置と同じ動作を行うことができる。
また、第2回転電機12の動力を、第2変速機51により減速した状態で左右の出力軸SRL、SRRに伝達することによって、両者SRL、SRRを左右の後輪WRL、WRRとともに駆動することができる。以下、この動作モードを「1MOT駆動モード」といい、この1MOT駆動モードについて説明する。
[1MOT駆動モード]
図23は、1MOT駆動モード中における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。同図、および後述するトルクの伝達状況を示す図では、トルクの流れを矢印付きの太い線で示している。1MOT駆動モード中、基本的には、第1〜第3クラッチ42、43、61をいずれも解放し、それにより、第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間、第2ロータ12bと第2サンギヤS2の間、および第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を遮断する。また、第2変速機51を減速モードで駆動する(変速クラッチ54:解放、変速ブレーキ55:ON、第3実施形態を参照)。
以上により、図23に示すように、第2モータ出力トルクTM2は、第2変速機51を介して差動装置GS(キャリア部材13)に伝達され、さらに左右の出力軸SRL、SRRに伝達される。この場合、第2回転電機12の動力は、第2変速機51により減速された状態で左右の出力軸SRL、SRRに伝達される。また、共線図(図5参照)における差動装置GSのキャリア部材13から左出力軸SRLまでの距離と、キャリア部材13から右出力軸SRRまでの距離が互いに等しいので、キャリア部材13から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクの分配比は1:1であり、左右の出力軸伝達トルクは互いに等しい。
[1MOT駆動モード中のトルク分配制御]
また、1MOT駆動モード中、第1回転電機11を用いて左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。この場合、それまでに解放されていた第1クラッチ42の締結により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を接続し、第2クラッチ43の解放の維持により第2ロータ12bと第2サンギヤS2の間を遮断状態に維持するとともに、第1回転電機11で力行または回生を行う。図24は、第1回転電機11で力行を行った場合における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。上記の第1クラッチ42および第1回転電機11の制御により、第1モータ出力トルクTM1が第1サンギヤS1に伝達されることによって、第1実施形態で説明した右ヨーモーメント増大用のトルク分配制御の内容から明らかなように、左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに制動トルクが作用する。その結果、図24に示すように、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両VFRの右旋回時には右ヨーモーメントが増大し、左旋回時には左ヨーモーメントが低減される。
また、図24は第1回転電機11で力行を行った場合の例であるが、第1回転電機11で回生を行った場合には、各種の回転要素の間のトルクの伝達状況は、図25のように示される。同図に示すように、差動装置GSから第1ロータ11bにトルクが伝達されることによって、すなわち、第1モータ制動トルクTG1が第1サンギヤS1に伝達されることによって、第1実施形態で説明した右ヨーモーメント低減用のトルク分配制御の内容から明らかなように、左出力軸SRLに制動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに駆動トルクが作用する。その結果、図25に示すように、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両VFRの右旋回時には右ヨーモーメントが低減され、左旋回時には左ヨーモーメントが増大する。
また、第1および第2回転電機11、12の動力を第2変速機51により減速した状態で左右の出力軸SRL、SRRに伝達し、両者SRL、SRRを左右の後輪WRL、WRRとともに駆動することができる。以下、この動作モードを「2MOT駆動モード」といい、この2MOT駆動モードについて説明する。
[2MOT駆動モード]
図26は、2MOT駆動モード中におけるトルクの伝達状況を示している。2MOT駆動モード中、基本的には、第1および第2クラッチ42、43の双方を解放することによって、第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間、および第2ロータ12bと第2サンギヤS2の間の双方を遮断する。また、第3クラッチ61を締結することによって、第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を接続し、第2変速機51を減速モードで駆動するとともに、第1および第2回転電機11、12で力行を行う。
以上により、図26に示すように、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2は、第2変速機51を介して差動装置GS(キャリア部材13)に伝達され、さらに左右の出力軸SRL、SRRに伝達される。この場合、第1および第2回転電機11、12の動力は、第2変速機51で減速された状態で左右の出力軸SRL、SRRに伝達される。また、キャリア部材13から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクの分配比は1:1であり、左右の出力軸伝達トルクは互いに等しい。
[2MOT駆動モード中のトルク分配制御]
また、2MOT駆動モード中、それまでに解放されていた第1および第2クラッチ42、43の一方の締結度合を選択的に制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。図27は、2MOT駆動モード中、第1クラッチ42の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第2クラッチ43の解放の維持により第2ロータ12bと第2サンギヤS2の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。
2MOT駆動モード中、第1回転電機11の動力は、第2変速機51により大きく減速した状態でキャリア部材13に伝達される。このため、第3実施形態において図18および図19を用いて説明したように、第1ロータ11bの回転数は、キャリア部材13の回転数よりも高くなっており、また、第1サンギヤS1の回転数よりも高くなっている。このため、上記のように第1クラッチ42を滑らせるのに伴って第1クラッチ42から第1サンギヤS1に作用する反力トルクRC1は、第1サンギヤS1の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが右出力軸SRRに作用する。その結果、図27に示すように、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両VFRの右旋回時には右ヨーモーメントが増大し、左旋回時には左ヨーモーメントが低減される。
また、図28は、2MOT駆動モード中、図27の場合とは逆に、それまでに解放されていた第2クラッチ43の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第1クラッチ42の解放の維持により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。上述した図27の場合と同様、第2ロータ12bの回転数は、キャリア部材13の回転数よりも高くなっており、また、第2サンギヤS2の回転数よりも高くなっている。このため、第2クラッチ43を滑らせるのに伴って第2クラッチ43から第2サンギヤS2に作用する反力トルクRC2は、第2サンギヤS2の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、右出力軸SRRに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが左出力軸SRLに作用する。その結果、図28に示すように、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両VFRの左旋回時には左ヨーモーメントが増大し、右旋回時には右ヨーモーメントが低減される。
[差動制限制御]
さらに、第2および第3実施形態と同様、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転を制限することができる。この場合、基本的には、第1および第2回転電機11、12に対してゼロトルク制御を行うとともに、第2変速機51を動力遮断モードで駆動する(変速クラッチ54:解放、変速ブレーキ55:OFF)。また、第1〜第3クラッチ42、43、61の締結度合を制御することによって、第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間、第2ロータ12bと第2サンギヤS2の間、および第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を接続する。
上述した第1〜第3クラッチ42、43、61の締結度合の制御により、第2実施形態と同様、第1および第2サンギヤS1、S2は、第1および第2ロータ11b、12bを介して互いに接続されるので、両者S1およびS2の間で差回転が生じているときには、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第1および第2サンギヤS1、S2を一体に回転させるように作用し、それにより、左右の出力軸SRLおよびSRRの差回転が制限される。
この場合にも、第2実施形態と同様、第1〜第3クラッチ42、43、61の締結度合の制御により、第1および第2クラッチ42、43の反力トルクを調整することによって、総差動制限トルク(左右の出力軸SRL、SRRに作用する差動制限トルクの総和)を制御することができるので、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転の制限度合を制御することができる。
なお、上述したように第1〜第3クラッチ42、43、61をいずれも締結している場合において(第2変速機51は動力遮断モード)、第1および/または第2回転電機11、12で力行または回生を行ったときには、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御でき、車両VFRの左右の旋回モーメントを増大または低減することができる。
また、この場合において、例えば、第1回転電機11で力行を行うとともに、第1クラッチ42の締結度合を第2クラッチ43のそれよりも大きくなるように制御したとき(例えば、第1クラッチ42を完全に締結し、第2クラッチ43を滑らせたとき)には、それにより、第1回転電機11から差動装置GSの第1サンギヤS1に伝達されるトルクが第2サンギヤS2のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第2クラッチ43の締結度合を第1クラッチ42のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第1回転電機11から第2サンギヤS2に伝達されるトルクが第1サンギヤS1のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
以上のように、第4実施形態によれば、第1および第2回転電機11、12の双方を用いて、左右の出力軸SRL、SRRを駆動できる(2MOT駆動モード)とともに、左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配を行うことができるので、単一の回転電機41を用いる第2および第3実施形態の場合と比較して、動力装置の動力性能および左右配分性能を向上させることができる。
次に、図29を参照しながら、本発明の第5実施形態による動力装置について説明する。この動力装置の配分装置DS5は、第4実施形態と比較して、第2クラッチ43のアウター43bが第2ロータ12bではなく、第1ロータ11bに一体に取り付けられている点が、主に異なっている。図29において、第1〜第4実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1〜第4実施形態と異なる点を中心に説明する。
第2〜第4実施形態と同様、第1および第2クラッチ42、43のインナー42aおよび43aはそれぞれ、第1および第3回転軸14、16に一体に取り付けられている。一方、第1および第2クラッチ42、43のアウター42bおよび43bは、第2〜第4実施形態と異なり、第1回転電機11の第1ロータ11bに一体に取り付けられている。第1クラッチ42の締結度合はECU2により制御され、それにより、第1回転軸14と第1ロータ11bの間、すなわち、第1サンギヤS1と第1ロータ11bの間が、接続・遮断される。また、第2クラッチ43の締結度合はECU2により制御され、それにより、第3回転軸16と第1ロータ11bの間、すなわち、第2サンギヤS2と第1ロータ11bの間が、接続・遮断される。なお、ECU2などのブロック図は、第4実施形態の図21と同じであるため、省略する。
また、第4実施形態と同様、第2変速機51のキャリアCTは、キャリア部材13に連結されており、キャリア部材13と一体に回転自在である。サンギヤSTは、第2回転電機12の第2ロータ12bに連結されており、第2ロータ12bと一体に回転自在である。さらに、第4実施形態と同様、第3クラッチ61のインナー61aおよびアウター61bはそれぞれ、第1および第2ロータ11b、12bに一体に取り付けられている。第3クラッチ61の締結度合はECU2により制御され、それにより、第1ロータ11bと第2ロータ12bの間が、接続・遮断される。
以上の構成により、動力装置における各種の回転要素の間の連結関係は、例えば図30のように示される。第5実施形態による動力装置は、第2および第3実施形態による動力装置の機能をすべて備えており、主として、第1回転電機11は、左右の出力軸SRL、SRRへのトルク分配用に、第2回転電機12は、左右の出力軸SRL、SRRの駆動用に、それぞれ用いられる。以下、図30〜図37を参照しながら、第5実施形態による動力装置の動作について説明する。
この動力装置では、第2実施形態による動力装置と同じ動作を行わせるには、各種のクラッチが次のように制御される。すなわち、第3クラッチ61の解放によって、第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を遮断する。また、第2変速機51を動力遮断モードで駆動する(変速クラッチ54:解放、変速ブレーキ55:OFF)ことによって、第2ロータ12b(第2回転電機12)とキャリア部材13の間における第2変速機51を介した動力の伝達を遮断する。図30から明らかなように、以上の各種のクラッチの制御によって、第5実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の連結関係は、第1ロータ11bをロータ41bに置き換えれば、第2実施形態による動力装置のそれと同じになる。したがって、この場合には、第2実施形態による動力装置と同じ動作を行うことができる。
また、第5実施形態による動力装置では、その動作モードとして、第4実施形態と同様、1MOT駆動モードおよび2MOT駆動モードが用意されている。以下、これらの1MOT駆動モードおよび2MOT駆動モードについて、順に説明する。
[1MOT駆動モード]
図31は、1MOT駆動モード中におけるトルクの伝達状況を示している。1MOT駆動モード中、基本的には、第4実施形態(図23)と同様、第1〜第3クラッチ42、43、61をいずれも解放し、それにより、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間ならびに第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を遮断する。また、第2変速機51を減速モードで駆動するとともに、第2回転電機12で力行を行う。以上により、図31に示すように、第2モータ出力トルクTM2は、第2変速機51を介して差動装置GS(キャリア部材13)に伝達され、さらに左右の出力軸SRL、SRRに伝達される。この場合、第2回転電機12の動力は、第2変速機51で減速された状態で左右の出力軸SRL、SRRに伝達される。また、共線図(図5参照)における差動装置GSのキャリア部材13から左出力軸SRLまでの距離と、キャリア部材13から右出力軸SRRまでの距離が互いに等しいので、キャリア部材13から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクの分配比は1:1であり、左右の出力軸伝達トルクは互いに等しい。
[1MOT駆動モード中のトルク分配制御]
また、1MOT駆動モード中、第1回転電機11を用いて左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。この場合、それまでに解放されていた第1および第2クラッチ42、43の一方を選択的に締結することによって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の一方との間を選択的に接続するとともに、第1回転電機11で力行または回生を行う。図32は、1MOT駆動モード中に、第1クラッチ42の締結により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を接続し、第2クラッチ43の解放の維持により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を遮断状態に維持するとともに、第1回転電機11で力行を行った場合における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。図32に示すように、第1モータ出力トルクTM1が差動装置GS(第1サンギヤS1)に伝達されることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなり、その結果、車両VFRの右旋回時には右ヨーモーメントが増大し、左旋回時には左ヨーモーメントが低減される。
また、1MOT駆動モード中、図32の場合と異なり、それまでに解放されていた第2クラッチ43の締結により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を接続し、第1クラッチ42の解放の維持により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を遮断状態に維持するとともに、第1回転電機11で力行を行った場合には、各種の回転要素の間のトルクの伝達状況は、図33のように示される。同図に示すように、第1モータ出力トルクTM1が差動装置GS(第2サンギヤS2)に伝達されることによって、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなり、その結果、車両VFRの左旋回時には左ヨーモーメントが増大し、右旋回時には右ヨーモーメントが低減される。
なお、図32および図33は、第1回転電機11で力行を行った場合の例であるが、第1回転電機11で回生を行った場合には、力行を行った場合と左右の出力軸伝達トルクの大小関係が逆になるだけで、ほぼ同様の動作が行われる。このため、その詳細な説明については、省略する。また、1MOT駆動モード中の差動制限制御については後述する。
[2MOT駆動モード]
図34は、2MOT駆動モード中における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。2MOT駆動モード中、基本的には、第1および第2クラッチ42、43の解放によって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間が遮断される。また、第3クラッチ61の締結によって、第1ロータ11bと第2ロータ12bの間が接続されるとともに、第2変速機51が減速モードで駆動される。以上により、図34に示すように、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2は、第2変速機51を介して差動装置GS(キャリア部材13)に伝達され、さらに左右の出力軸SRL、SRRに伝達される。この場合、第1および第2回転電機11、12の動力は、第2変速機51により減速した状態で左右の出力軸SRL、SRRに伝達される。また、キャリア部材13から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクの分配比は1:1であり、左右の出力軸伝達トルクは互いに等しい。
[2MOT駆動モード中のトルク分配制御]
また、2MOT駆動モード中、第4実施形態(図27および図28)と同様、それまでに解放されていた第1および第2クラッチ42、43の一方の締結度合を選択的に制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。図35は、2MOT駆動モード中、第1クラッチ42の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第2クラッチ43の解放の維持により第2ロータ12bと第2サンギヤS2の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。
この場合にも、第3実施形態で説明したように(図18および図19参照)、第1および第2回転電機11、12の動力が第2変速機51により大きく減速した状態でキャリア部材13に伝達されるので、第1ロータ11bの回転数は、キャリア部材13の回転数よりも高くなっており、また、第1サンギヤS1の回転数よりも高くなっている。このため、上記のように第1クラッチ42を滑らせるのに伴って第1クラッチ42から第1サンギヤS1に作用する反力トルクRC1は、第1サンギヤS1の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが右出力軸SRRに作用する。その結果、図35に示すように、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両VFRの右旋回時には右ヨーモーメントが増大し、左旋回時には左ヨーモーメントが低減される。
また、図36は、2MOT駆動モード中、図35の場合とは逆に、それまでに解放されていた第2クラッチ43の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第1クラッチ42の解放の維持により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。上述した図35の場合と同様、第1ロータ11bの回転数は、キャリア部材13の回転数よりも高くなっており、また、第2サンギヤS2の回転数よりも高くなっている。このため、第2クラッチ43を滑らせるのに伴って第2クラッチ43から第2サンギヤS2に作用する反力トルクRC2は、第2サンギヤS2の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、右出力軸SRRに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが左出力軸SRLに作用する。その結果、図36に示すように、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなることによって、車両VFRの左旋回時には左ヨーモーメントが増大し、右旋回時には右ヨーモーメントが低減される。
[2MOT駆動モード中の差動制限制御]
さらに、2MOT駆動モード中、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転を制限することができる。この場合、基本的には、第1〜第3クラッチ42、43、61をいずれも締結することによって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間ならびに第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を接続する。この場合、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を、互いに同じ大きさに制御する。また、第2変速機51を動力遮断モードで駆動する(変速クラッチ54:解放、変速ブレーキ55:OFF)とともに、第1および第2回転電機11、12で力行を行う。
以上により、図37に示すように、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2は、差動装置GSに伝達され、さらに左右の出力軸SRL、SRRに伝達される。また、上述した第1および第2クラッチ42、43の制御によって、第1および第2サンギヤS1、S2が第1ロータ11bを介して互いに接続されるので、両者S1およびS2の間で差回転が生じているときには、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第1および第2サンギヤS1、S2を一体に回転させるように作用し、それにより、第2および第1リングギヤR2、R1にそれぞれ連結された左右の出力軸SRLおよびSRRの差回転が制限される。
なお、上述したように第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2を差動装置GSに伝達する場合において、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を互いに同じ大きさに制御せずに、前者42の締結度合を後者43のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、差動装置GSの第1サンギヤS1に伝達されるトルクが第2サンギヤS2のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第2クラッチ43の締結度合を第1クラッチ42のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第2サンギヤS2に伝達されるトルクが第1サンギヤS1のそれよりも大きくなることによって、右出力軸伝達トルクが左出力軸伝達トルクよりも大きくなる。以上のように、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。
[差動制限制御]
また、1MOT駆動モード中(図31)およびエンジン3のみを動力源とした車両VFRの走行中に、第2〜第4実施形態と同様、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転を制限することができる。この場合、基本的には、第1回転電機11に対してゼロトルク制御を行うとともに、第3クラッチ61の解放により第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を遮断する。また、第1および第2クラッチ42、43の双方の締結度合を制御することによって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間を接続する。
上述した第1および第2クラッチ42、43の締結度合の制御により、第1および第2サンギヤS1、S2は、第1ロータ11bを介して互いに接続されるので、第2実施形態と同様、両者S1およびS2の間で差回転が生じているときには、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ反力トルクRC1およびRC2が作用する。これらの反力トルクRC1およびRC2は、第1および第2サンギヤS1、S2を一体に回転させるように作用し、それにより、左右の出力軸SRLおよびSRRの差回転が制限される。
この場合にも、第2実施形態の場合と同様、第1および第2クラッチ42、43の締結度合の制御により、第1および第2クラッチ42、43の反力トルクを調整することによって、総差動制限トルク(左右の出力軸SRL、SRRに作用する差動制限トルクの総和)を制御することができるので、左右の出力軸SRL、SRRの間の差回転の制限度合を制御することができる。
なお、上述したように第1および第2クラッチ42、43の双方を締結している場合において(第3クラッチ61は解放)、第1回転電機11で力行または回生を行ったときには、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御でき、車両VFRの左右の旋回モーメントを増大または低減することができる。
この場合において、例えば、第1回転電機11で力行を行うとともに、第1クラッチ42の締結度合を第2クラッチ43のそれよりも大きくなるように制御したとき(例えば、第1クラッチ42を完全に締結し、第2クラッチ43を滑らせたとき)には、それにより、第1回転電機11から差動装置GSの第1サンギヤS1に伝達されるトルクが第2サンギヤS2のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第2クラッチ43の締結度合を第1クラッチ42のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第1回転電機11から第2サンギヤS2に伝達されるトルクが第1サンギヤS1のそれよりも大きくなることによって、左出力軸伝達トルクが右出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
以上のように、第5実施形態によれば、第4実施形態と同様、第1および第2回転電機11、12の双方を用いて、左右の出力軸SRL、SRRを駆動できる(2MOT駆動モード)とともに、左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配を行うことができるので、単一の回転電機41を用いる第2および第3実施形態の場合と比較して、動力装置の動力性能および左右配分性能を向上させることができる。
次に、図38を参照しながら、本発明の第6実施形態による動力装置について説明する。この動力装置は、第1〜第5実施形態と異なり、左右の出力軸SRL、SRRではなく、全輪駆動式の車両の前後の出力軸SF、SRを駆動するためのものである。図38において、第1〜第5実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1〜第5実施形態と異なる点を中心に説明する。
前後の出力軸SFおよびSRは、互いに平行に並んでおり、車両の前後の車輪(いずれも図示せず)にそれぞれ連結されている。また、後出力軸SRは、エンジン3のクランク軸3aと同軸状に配置されている。クランク軸3aには、発進クラッチCLを介して、変速機71が連結されている。発進クラッチCLは、第1および第2クラッチ42、43と同様、油圧式の摩擦クラッチであり、その締結度合はECU2により制御される(図39参照)。
上記の変速機71は、エンジン3および第2回転電機12の動力を変速した状態で前後の出力軸SF、SRに伝達するためのものである。変速機71は、キャリア部材72、2連ピニオンギヤ73、サンギヤSt、ピニオンギヤPt、第1リングギヤRt1および第2リングギヤRt2から成る変速歯車装置GTを有しており、エンジン3と後出力軸SRの間に配置されている。キャリア部材72は、円板状の基部72aと、基部72aと一体の4つの第1支軸72bおよび第2支軸72c(いずれも2つのみ図示)で構成されている。また、基部72aは、中実の出力軸74の一端部に一体に取り付けられており、両者72aおよび74は、後出力軸SRと同軸状に配置されている。出力軸74は、変速機71で変速された動力を配分装置DS6に出力するためのものであり、軸受け(図示せず)に回転自在に支持されており、キャリア部材72と一体に回転自在である。
さらに、第1および第2支軸72b、72cは、後出力軸SRの軸線方向に延びており、第1支軸72bは基部72aの径方向の中央部に、第2支軸72cは径方向の外端部に、それぞれ配置されている。さらに、第1および第2支軸72b、72cは、基部72aの周方向に、交互に且つ互いに等間隔に配置されている。
前記2連ピニオンギヤ73は、互いに一体に形成された第1ピニオンギヤPt1および第2ピニオンギヤPt2で構成されている。2連ピニオンギヤ73の数は、上述した第1支軸72bと同じ値4であり(2つのみ図示)、各2連ピニオンギヤ73は、第1支軸72bに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されている。なお、2連ピニオンギヤ73および第1支軸72bの数は値4に限らず、任意である。また、第1ピニオンギヤPt1は、第1支軸72bのエンジン3側の部位に、第2ピニオンギヤPt2は、第1支軸72bの後出力軸SR側の部位に、それぞれ位置しており、両者Pt1、Pt2は互いに異なるピッチ円直径を有している。
また、第1ピニオンギヤPt1、前記ピニオンギヤPtおよび第1リングギヤRt1は、径方向に内側からこの順で並んでいる。ピニオンギヤPtの数は、キャリア部材72の第2支軸72cと同じ値4に設定されており(2つのみ図示)、各ピニオンギヤPtは、第2支軸72cに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されている。また、ピニオンギヤPtは、第1ピニオンギヤPt1および第1リングギヤRt1の双方に噛み合っている。なお、ピニオンギヤPtおよび第2支軸72cの数は値4に限らず、任意である。さらに、第1リングギヤRt1は、中空の回転軸やフランジを介して発進クラッチCLに連結されており、この発進クラッチCLの締結度合がECU2で制御されることによって、エンジン3のクランク軸3aと第1リングギヤRt1の間が接続・遮断される。
また、前記サンギヤSt、第2ピニオンギヤPt2および第2リングギヤRt2は、径方向に内側からこの順で並んでいる。サンギヤStは、中空の回転軸を介して、第2回転電機12の第2ロータ12bに連結されている。この回転軸の内側には、前述したキャリア部材72と一体の出力軸74が、相対的に回転自在に配置されている。また、第2ピニオンギヤPt2は、サンギヤStおよび第2リングギヤRt2の双方に噛み合っている。
さらに、変速機71は、電磁ブレーキで構成された第1ブレーキ75および第2ブレーキ76を有している。第1ブレーキ75は、第2ロータ12bに取り付けられており、ECU2によりONまたはOFFされる(図39参照)。第1ブレーキ75は、ON状態のときに、第2ロータ12bを回転不能に保持するとともに、OFF状態のときに、第2ロータ12bの回転を許容する。第2ブレーキ76は、第2リングギヤRt2に取り付けられており、ECU2によりONまたはOFFされる(図39参照)。第2ブレーキ76は、ON状態のときに、第2リングギヤRt2を回転不能に保持するとともに、OFF状態のときに、第2リングギヤRt2の回転を許容する。
以上の構成の変速機71では、サンギヤSt、第1リングギヤRt1、キャリア部材72および第2リングギヤRt2は、それらの回転数が互いに共線関係にあり、共線図においてこの順で並ぶ。また、サンギヤStは、中空の回転軸を介して、第2ロータ12bに連結されているので、サンギヤStの回転数および第2ロータ12bの回転数は、互いに等しい。さらに、第1リングギヤRt1は、発進クラッチCLの締結によりクランク軸3aに直結されるので、その場合には、第1リングギヤRt1の回転数およびエンジン3の回転数は、互いに等しい。また、キャリア部材72は、出力軸74に直結されているので、両者72、74の回転数は、互いに等しい。以上から、サンギヤSt、第1リングギヤRt1、キャリア部材72、第2リングギヤRt2、第2ロータ12b、クランク軸3a、および出力軸74の間の回転数の関係は、例えば図40〜図42に示す共線図のように表される。以下、これらの図40〜図42を参照しながら、変速機71によって第2回転電機12の動力およびエンジン3の動力をそれぞれ変速する際の変速動作について説明する。
まず、第2回転電機12の動力を変速するための変速機71の変速モード(以下「MOT変速モード」という)について説明する。このMOT変速モードでは、第1ブレーキ75をOFF状態に制御することによって、第2ロータ12bの回転を許容するとともに、第2ブレーキ76をON状態に制御することによって、第2リングギヤRt2を回転不能に保持する。図40は、MOT変速モードにおける各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。
図40において、TM2は、前述した第2モータ出力トルク(第2回転電機12での力行に伴って第2ロータ12bに発生した出力トルク)であり、TOは、出力軸74に伝達されるトルク、RB2は、サンギヤStへの第2モータ出力トルクTM2の伝達に伴って、第2リングギヤRt2に作用する反力トルクである。この場合における第2モータ出力TM2と出力軸74に伝達されるトルクTOとの関係は、TO={1+(ZRt2/ZSt)}TM2で表される。ここで、ZRt2は、第2リングギヤRt2の歯数であり、ZStは、サンギヤStの歯数である。図40から明らかなように、MOT変速モード中、第2回転電機12の動力は、大きく減速した状態で出力軸74に伝達され、第2モータ出力トルクTM2は、大きく増大した状態で出力軸74に伝達される。
また、変速機71では、エンジン3の動力を変速するための変速モードとして、第2回転電機12を用いる変速モード(以下「ECVTモード」という)と、第1ブレーキ75を用いる変速モード(以下「ENG増速モード」という)の2つの変速モードが用意されている。まず、ECVTモードについて説明する。このECVTモードでは、第1および第2ブレーキ75、76の双方をOFF状態に制御することによって、第2回転電機12の第2ロータ12bおよび第2リングギヤRt2の双方の回転を許容する。また、エンジン3から変速機71を介して第2回転電機12に伝達される動力を用いて、第2回転電機12で回生を行う。回生した電力は、第1ステータ11aに供給され、それにより第1回転電機11で力行が行われるとともに、第1回転電機11の動力が、差動装置GSを介して前後の出力軸SF、SRに伝達される。図41は、ECVTモードにおける各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。
図41において、Teはエンジン3のトルクであり、TG2は、前述した第2モータ制動トルク(第2回転電機12での回生に伴って第2ロータ12bに発生した制動トルク)である。その他のパラメータは図40と同様である。ECVTモードにおけるエンジン3のトルクTEと出力軸74に出力されるトルクTOとの関係は、TO={1−(ZSt/ZRt1)}TEで表される。ここで、ZStは、前述したようにサンギヤStの歯数であり、ZRt1は、第1リングギヤRt1の歯数である。また、図41から明らかなように、ECVTモードでは、第2回転電機12の回転数を制御することによって、出力軸74の回転数を自由に制御することができる。換言すれば、エンジン3から出力軸74に伝達される動力を自由に制御でき、エンジン3の動力を自由に変速して出力軸74から出力することができる。
次に、ENG増速モード(第1ブレーキ75を用いる変速モード)について説明する。このENG増速モードでは、第1ブレーキ75をON状態に制御することによって、第2ロータ12bをサンギヤStとともに回転不能に保持するとともに、第2ブレーキ76をOFF状態に制御することによって、第2リングギヤRt2の回転を許容する。図42は、ENG増速モードにおける各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。同図において、RB1は、第1リングギヤRt1へのエンジン3のトルクの伝達に伴って、第2ロータ12bおよびサンギヤStに作用する反力トルクである。他のパラメータは、図41と同じである。ENG増速モードにおけるエンジン3のトルクTEと出力軸74に出力されるトルクTOとの関係も、ECVTモードの場合と同様、TO={1−(ZSt/ZRt1)}TEで表される。また、図42から明らかなように、ENG増速モードでは、エンジン3の動力は、増速した状態で出力軸74に伝達される。
また、第6実施形態による配分装置DS6は、変速機71と後出力軸SRの間に配置されている。また、差動装置GSの第1サンギヤS1、第1ピニオンギヤP1および第1リングギヤR1は、後出力軸SR側に、第2サンギヤS2、第2ピニオンギヤP2および第2リングギヤR2は、クランク軸3a側に配置されている。さらに、第5実施形態と同様、第1および第2サンギヤS1、S2はそれぞれ、第1および第2クラッチ42、43の締結・解放により、第1回転電機11の第1ロータ11bに接続・遮断される。また、第3クラッチ61の締結・解放により、第1ロータ11bと第2ロータ12bの間が接続・遮断される。さらに、差動装置GSのキャリア部材13の第2基部13fは、円板状に形成されており、前述した出力軸74の他端部に一体に取り付けられている。これにより、キャリア部材13は、前述した変速機71のキャリア部材72と一体に回転自在である。
また、第1ロータ11bの内側には、差動装置GSの第2リングギヤR2と一体の第4回転軸17が相対的に回転自在に配置されている。第4回転軸17には、フランジを介して中空の回転軸77が連結されており、回転軸77にはリング状のギヤ77aがフランジを介して一体に取り付けられている。また、第4回転軸17、回転軸77およびギヤ77aの内側には、後出力軸SRが相対的に回転自在に配置されている。ギヤ77aは、アイドラギヤ78に噛み合っており、アイドラギヤ78は、前出力軸SFに一体に取り付けられたギヤ79に噛み合っている。以上のように、第2リングギヤR2は、第4回転軸17、回転軸77、ギヤ77a、アイドラギヤ78およびギヤ79を介して、前出力軸SFに連結されている。
また、上述した第4回転軸17の内側には、第1リングギヤR1と一体の第2回転軸15が相対的に回転自在に配置されている。第2回転軸15は、フランジを介して、後出力軸SRの一端部に連結されており、それにより第1リングギヤR1は、後出力軸SRと一体に回転自在である。
以上の構成により、動力装置における各種の回転要素の間の連結関係は、例えば図43のように示される。動力装置では、その動作モードとして、第5実施形態の場合と同様に1MOT駆動モードおよび2MOT駆動モードが用意されており、さらに動力分割モード、ENG駆動モードおよび減速回生モードが用意されている。以下、図43〜図56を参照しながら、これらの動作モードにおける動作について順に説明する。
[1MOT駆動モード]
1MOT駆動モード中、基本的には、第1〜第3クラッチ42、43、61をいずれも解放し、それにより、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間、ならびに第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を遮断する。また、発進クラッチCLによって、エンジン3と第1リングギヤRt1の間を遮断し、変速機71を前述したMOT変速モード(図40参照)で駆動する(第1ブレーキ75:OFF、第2ブレーキ76:ON)とともに、第2回転電機12で力行を行う。
以上により、図44に示すように、第2モータ出力トルクTM2は、変速歯車装置GTを介して差動装置GS(キャリア部材13)に伝達され、さらに前後の出力軸SF、SRに伝達される。この場合、図40を用いて説明したように、第2回転電機12の動力は、変速歯車装置GTなどから成る変速機71で減速した状態で前後の出力軸SF、SRに伝達される。また、共線図(図5参照、左右の出力軸SRL、SRRを前後の出力軸SF、SRに置換)における差動装置GSのキャリア部材13から前出力軸SFまでの距離と、キャリア部材13から後出力軸SRまでの距離が互いに等しい。このため、キャリア部材13から前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクの分配比は1:1であり、前後の出力軸SF、SRに伝達されるトルク(以下、それぞれ「前出力軸伝達トルク」「後出力軸伝達トルク」という)は、互いに等しい。
[1MOT駆動モード中のトルク分配制御]
また、1MOT駆動モード中、第1回転電機11を用いて、前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクを制御することができる。この場合、それまでに解放されていた第1および第2クラッチ42、43の一方を選択的に締結することによって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の一方との間を選択的に接続するとともに、第1回転電機11で力行または回生を行う。図45は、第2クラッチ43の締結により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を接続し、第1クラッチ42の解放の維持により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を遮断状態に維持するとともに、第1回転電機11で力行を行った場合におけるトルクの伝達状況を示している。図45に示すように、第1モータ出力トルクTM1が差動装置GS(第2サンギヤS2)に伝達されることによって、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
さらに、1MOT駆動モード中、図45の場合と異なり、第1クラッチ42の締結により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を接続し、第2クラッチ43の解放により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を遮断するとともに、第1回転電機11で力行を行った場合には、各種の回転要素の間のトルクの伝達状況は、図46のように示される。同図に示すように、第1モータ出力トルクTM1が差動装置GS(第1サンギヤS1)に伝達されることによって、前出力軸伝達トルクが後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
なお、図45および図46の場合と異なり、第1回転電機11で回生を行った場合には、力行を行った場合と前後の出力軸伝達トルクの大小関係が逆になるだけで、ほぼ同様の動作が行われるので、その詳細な説明については、省略する。また、1MOT駆動モード中の差動制限制御については後述する。
[2MOT駆動モード]
2MOT駆動モード中、基本的には、第1および第2クラッチ42、43の解放によって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間を遮断し、第3クラッチ61の締結により第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を接続するとともに、発進クラッチCLの解放によりエンジン3と第1リングギヤRt1の間を遮断する。また、変速機71を前述したMOT変速モードで駆動する(第1ブレーキ75:OFF、第2ブレーキ76:ON)とともに、第1および第2回転電機11、12の双方で力行を行う。以上により、図47に示すように、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2は、変速機71を介して差動装置GS(キャリア部材13)に伝達され、さらに前後の出力軸SF、SRに伝達される。この場合、第1および第2回転電機11、12の動力は、変速機71で減速された状態で前後の出力軸SF、SRに伝達される。また、キャリア部材13から前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクの分配比は1:1であり、前出力軸伝達トルクおよび後出力軸伝達トルクは、互いに等しい。
[2MOT駆動モード中のトルク分配制御]
また、2MOT駆動モード中、第4および第5実施形態と同様、それまでに解放されていた第1および第2クラッチ42、43の一方の締結度合を選択的に制御することによって、前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクを制御することができる。図48は、2MOT駆動モード中、第2クラッチ43の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第1クラッチ42の解放の維持により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。
この場合にも、第1および第2回転電機11、12の動力が変速機71により大きく減速した状態でキャリア部材13に伝達されるので(図40参照)、第3実施形態と同様、第1ロータ11bの回転数は、キャリア部材13の回転数よりも高くなっており、また、第2サンギヤS2の回転数よりも高くなっている。このため、第2クラッチ43を滑らせるのに伴って第2クラッチ43から第2サンギヤS2に作用する反力トルクRC1は、第2サンギヤS2の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、後出力軸SRに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが前出力軸SFに作用する。その結果、図48に示すように、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
また、図49は、2MOT駆動モード中、図48の場合とは逆に、それまでに解放されていた第1クラッチ42の締結度合を制御し、滑らせるとともに、第2クラッチ43の解放の維持により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を遮断状態に維持した場合におけるトルクの伝達状況を示している。上述した図48の場合と同様、第1ロータ11bの回転数は、キャリア部材13の回転数よりも高くなっており、また、第1サンギヤS1の回転数よりも高くなっている。このため、第1クラッチ42を滑らせるのに伴って第1クラッチ42から第1サンギヤS1に作用する反力トルクRC1は、第1サンギヤS1の回転数を上昇させるように作用し、それに伴い、前出力軸SFに駆動トルクが作用するとともに、制動トルクが後出力軸SRに作用する。その結果、図49に示すように、前出力軸伝達トルクが後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
[2MOT駆動モード中の差動制限制御]
さらに、2MOT駆動モード中、前後の出力軸SF、SRの間の差回転を制限することができる。この場合、基本的には、第1〜第3クラッチ42、43、61をいすれも締結することによって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間ならびに第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を接続するとともに、発進クラッチCLの解放によりエンジン3と第1リングギヤRt1の間を遮断する。また、変速機71の第1および第2ブレーキ75、76の双方をOFF状態に制御することによって、第2ロータ12bおよび第2リングギヤRt2の双方の回転を許容するとともに、第1および第2回転電機11、12で力行を行う。
以上により、図50に示すように、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2は、差動装置GSに伝達され、さらに前後の出力軸SF、SRに伝達される。なお、歯車変速列GTでは、サンギヤSt、第1リングギヤRt1、キャリア部材72および第2リングギヤRt2が空転するだけで、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2が歯車変速列GTを介して差動装置GSに伝達されることはない。また、上述した第1および第2クラッチ42、43の締結によって、第1および第2サンギヤS1、S2が第1ロータ11bを介して互いに接続されるので、両者S1およびS2の間で差回転が生じているときには、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第1および第2サンギヤS1、S2を一体に回転させるように作用し、それにより、第2および第1リングギヤR2、R1にそれぞれ連結された前後の出力軸SFおよびSRの差回転が制限される。
なお、上述したように第1および第2回転電機11、12の動力を第1および第2クラッチ42、43を介して差動装置GSに伝達する場合において、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を互いに同じ大きさに制御せずに、前者42の締結度合を後者43のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第1サンギヤS1に伝達されるトルクが第2サンギヤS2のそれよりも大きくなることによって、前出力軸伝達トルクが後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第2クラッチ43の締結度合を第1クラッチ42のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第2サンギヤS2に伝達されるトルクが第1サンギヤS1のそれよりも大きくなることによって、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。以上のように、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することによって、前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクを制御することができる。
[動力分割モード中のトルク分配制御]
動力分割モードは、エンジン3の動力を変速歯車装置GTで分割して、互いに並列な2つの伝達経路を介して、前後の出力軸SF、SRに伝達する動作モードであり、その実行中には、トルク分配制御または差動制限制御が行われる。この動力分割モード中のトルク分配制御では、基本的には、発進クラッチCLの締結によりエンジン3と変速歯車装置GTの第1リングギヤRt1の間を接続し、変速機71を前述したECVTモード(図41参照)で駆動する(第1および第2ブレーキ75、76の双方:OFF)。また、第3クラッチ61の解放により第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を遮断するとともに、変速歯車装置GTを介して伝達されるエンジン3の動力の一部を用いて、第2回転電機12で回生を行う。また、回生した電力を、第2および第1PDU22、21を介して、第1ステータ11aに供給し、第1回転電機11で力行を行うとともに、第1および/または第2クラッチ42、43の締結・解放によって、第1ロータ11bと第1および/または第2サンギヤS1、S2の間を接続する。図51は、第1クラッチ42の解放により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を遮断するとともに、第2クラッチ43の締結により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を接続した場合における、各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。
図51に示すように、エンジン3のトルクは変速歯車装置GTで分割され、分割されたエンジン3のトルクの一部は、差動装置GSを介して、前後の出力軸SF、SRに伝達される。また、分割されたエンジン3のトルクの残りは、第2ロータ12bに伝達され、第2回転電機12での回生によって電気エネルギに一旦、変換される。変換された電気エネルギは、第1ステータ11aに供給され、第1回転電機11での力行により第1モータ出力トルクTM1に変換された後、差動装置GS(第2サンギヤS2)に伝達される。以上により、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。また、図41を用いて説明したように、エンジン3の動力は、変速した状態で前後の出力軸SF、SRに伝達される。
このように、動力分割モード中、エンジン3の動力は、次の第1伝達経路および第2伝達経路を介して、前後の出力軸SF、SRに伝達される。
第1伝達経路:変速歯車装置GT→差動装置GS→前後の出力軸SF、SR
第2伝達経路:変速歯車装置GT→第2回転電機12→第2PDU22→第1PDU21→第1回転電機11→差動装置GS→前後の出力軸SF、SR
この第2伝達経路では、エンジン3の動力の一部が、一旦電力に変換した後、動力に戻して伝達する、いわゆる電気パスによって伝達される。
また、動力分割モード中、図51とは逆に、第2クラッチ43の解放により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を遮断するとともに、第1クラッチ42の締結により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を接続した場合には、第2回転電機12での回生によって変換された電気エネルギは、第1回転電機11での力行により第1モータ出力トルクTM1に変換された後、第1クラッチ42介して第1サンギヤS1に伝達される。以上により、前出力軸伝達トルクが、後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
[動力分割モード中の差動制限制御]
さらに、動力分割モード中、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を互いに同じ大きさに制御することによって、第1ロータ11bから第1および第2サンギヤS1、S2に伝達されるトルクが互いに同じ大きさになる。また、第1および第2サンギヤS1、S2が第1ロータ11bを介して互いに接続されるので、両者S1およびS2の間で差回転が生じているときには、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第1および第2サンギヤS1、S2を一体に回転させるように作用し、それにより、第2および第1リングギヤR2、R1にそれぞれ連結された前後の出力軸SFおよびSRの差回転が制限される。図52は、この場合における各種の回転要素の間のトルクの伝達状況を示している。
なお、動力分割モード中、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を互いに異なる大きさに制御することによって、前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクを制御することができる。この場合、第1クラッチ42の締結度合を、第2クラッチ43のそれよりも大きな値に制御することにより、第1ロータ11bから第1サンギヤS1に伝達されるトルクを、第2サンギヤS2に伝達されるトルクよりも増大させることによって、前出力軸伝達トルクが、後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第2クラッチ43の締結度合を、第1クラッチ42のそれよりも大きな値に制御することにより、第1ロータ11bから第1サンギヤS1に伝達されるトルクを、第2サンギヤS2に伝達されるトルクよりも増大させることによって、前出力軸伝達トルクが、後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
[ENG駆動モード]
ENG駆動モード中、基本的には、第1〜第3クラッチ42、43、61をいずれも解放することによって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間、ならびに第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を遮断する。また、発進クラッチCLの締結によりエンジン3と第1リングギヤRt1の間を接続するとともに、変速機71を前述したENG増速モード(図42参照)で駆動する(第1ブレーキ75:ON、第2ブレーキ76:OFF)。
以上により、図53に示すように、エンジン3のトルクは、変速歯車装置GTおよび差動装置GS(キャリア部材13、第2および第1リングギヤR2、R1)を介して、前後の出力軸SF、SRに伝達される。この場合、図42を用いて説明したように、エンジン3の動力が、増速した状態で差動装置GSに伝達され、さらに前後の出力軸SF、SRに伝達される。また、キャリア部材13から前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクの分配比は1:1であり、前出力軸伝達トルクおよび後出力軸伝達トルクは、互いに等しい。
[ENG駆動モード中のトルク分配制御]
また、ENG駆動モード中、第1回転電機11を用いて前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクを制御することができる。この場合、それまでに解放されていた第1および第2クラッチ42、43の一方を選択的に締結することによって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の一方との間を選択的に接続するとともに、第1回転電機11で力行または回生を行う。図54は、ENG駆動モード中に、第2クラッチ43の締結により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を接続し、第1クラッチ42の解放の維持により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を遮断状態に維持するとともに、第1回転電機11で力行を行った場合におけるトルクの伝達状況を示している。図54に示すように、第1モータ出力トルクTM1が差動装置GS(第2サンギヤS2)に伝達されることによって、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
図示しないものの、ENG駆動モード中、図54の場合とは逆に、第1クラッチ42の締結により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を接続し、第2クラッチ43の解放の維持により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を遮断状態に維持するとともに、第1回転電機11で力行を行った場合には、前出力軸伝達トルクが後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。また、第1回転電機11で回生を行った場合には、力行を行った場合と前後の出力軸伝達トルクの大小関係が逆になるだけで、前後の出力軸SF、SRへのトルクの分配制御を同様に行うことができる。なお、ENG駆動モード中の差動制限制御については後述する。
[減速回生モード]
減速回生モードは、主として、車両VFRの減速走行中に実行される運転モードであり、車両VFRの慣性エネルギを用いて、第2および/または第1回転電機12、11で回生を行う。減速回生モード中、基本的には、第1〜第3クラッチ42、43、61を解放することによって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間、ならびに第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を遮断する。また、発進クラッチCLの解放によりエンジン3と第1リングギヤRt1の間を遮断し、変速機71をMOT変速モードで駆動する(第1ブレーキ75:OFF、第2ブレーキ76:ON)とともに、第2回転電機12で回生を行う。
以上により、図55に示すように、前後の出力軸SF、SRのトルクが、差動装置GSおよび変速歯車装置GTを介して、第2ロータ12bに伝達される結果、第2モータ制動トルクTG2が、前後の出力軸SF、SRに作用する。この場合、共線図における差動装置GSのキャリア部材13から前出力軸SFまでの距離と、キャリア部材13から後出力軸SRまでの距離が互いに等しい。このため、キャリア部材13における前後の出力軸SF、SRのトルクの合成比は1:1であり、第2回転電機12から前後の出力軸SF、SRに作用する制動トルクは、互いに等しい。
[減速回生モード中の制動トルク分配制御]
また、減速回生モード中、第1回転電機11を用いて、前後の出力軸SF、SRに作用する(分配される)制動トルクを制御することができる。この場合、それまでに解放されていた第1および第2クラッチ42、43の一方を選択的に締結することによって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の一方との間を選択的に接続するとともに、第1回転電機11で力行または回生を行う。図56は、第2クラッチ43の締結により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を接続し、第1クラッチ42の解放の維持により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を遮断状態に維持するとともに、第1回転電機11で回生を行った場合におけるトルクの伝達状況を示している。
図56に示すように、差動装置GSの第2サンギヤS2から第1ロータ11bにトルクが伝達されることによって、すなわち、第1モータ制動トルクTG1が第2サンギヤS2に伝達されることによって、後出力軸SRから差動装置GSに伝達されるトルクが、前出力軸SFから差動装置GSに伝達されるトルクよりも大きくなる。換言すれば、後出力軸SRに作用する制動トルクが、前出力軸SFに作用する制動トルクよりも大きくなる。
図示しないものの、減速回生モード中、図56の場合とは逆に、第1クラッチ42の締結により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を接続し、第2クラッチ43の解放の維持により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を遮断状態に維持するとともに、第1回転電機11で回生を行った場合には、前出力軸SFから差動装置GSに伝達されるトルクが、後出力軸SRから差動装置GSに伝達されるトルクよりも大きくなる。換言すれば、前出力軸SFに作用する制動トルクが、後出力軸SFに作用する制動トルクよりも大きくなる。また、第1回転電機11で力行を行った場合には、回生を行った場合と前後の出力軸SF、SRに作用する制動トルクの大小関係が逆になるだけで、前後の出力軸SF、SRへの制動トルクの分配制御を同様に行うことができる。なお、減速回生モード中の差動制限制御については後述する。
[差動制限制御]
1MOT駆動モード中(図44)、ENG駆動モード中(図53)および減速回生モード中(図55)に、第2〜第5実施形態と同様、前後の出力軸SF、SRの間の差回転を制限することができる。この場合、基本的には、第3クラッチ61の解放により第1ロータ11bと第2ロータ12bの間を遮断し、第1回転電機11に対してゼロトルク制御を行うとともに、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することによって、第1ロータ11bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間を接続する。これにより、第1および第2サンギヤS1、S2が第1ロータ11bを介して互いに接続されるので、両者S1およびS2の間で差回転が生じているときには、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第1および第2サンギヤS1、S2を一体に回転させるように作用し、それにより、第2および第1リングギヤR2、R1にそれぞれ連結された前後の出力軸SFおよびSRの差回転が制限される。
この場合にも、第2実施形態の場合と同様、第1および第2クラッチ42、43の締結度合の制御により、第1および第2クラッチ42、43の反力トルクを調整することによって、総差動制限トルク(前後の出力軸SF、SRに作用する差動制限トルクの総和)を制御することができるので、前後の出力軸SF、SRの間の差回転の制限度合を制御することができる。
なお、1MOT駆動モード中、ENG駆動モード中および減速回生モード中、上述したように第1および第2クラッチ42、43の双方を締結している場合において(第3クラッチ61は解放)、第1回転電機11で力行または回生を行ったときには、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することによって、前後の出力軸SF、SRに分配されるトルク(制動トルク)を制御することができる。
この場合において、例えば、1MOT駆動モード中およびENG駆動モード中に第1回転電機11で力行を行うとともに、第1クラッチ42の締結度合を第2クラッチ43のそれよりも大きくなるように制御したとき(例えば、第1クラッチ42を完全に締結し、第2クラッチ43を滑らせたとき)には、それにより、第1回転電機11から差動装置GSの第1サンギヤS1に伝達されるトルクが第2サンギヤS2のそれよりも大きくなることによって、前出力軸伝達トルクが後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第2クラッチ43の締結度合を第1クラッチ42のそれよりも大きくなるように制御した場合には、それにより、第1回転電機11から第2サンギヤS2に伝達されるトルクが第1サンギヤS1のそれよりも大きくなることによって、後出力軸伝達トルクが前出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
次に、図57〜図59を参照しながら、本発明の第7実施形態による動力装置について説明する。図57に示す動力装置は、四輪の車両VFFの左右の出力軸SFL、SFRを駆動するためのものである。これらの左右の出力軸SFL、SFRは、互いに同軸状に配置されるとともに、左右の前輪WFL、WFRにそれぞれ連結されている。また、図58に示す配分装置DS7は、前述した第1実施形態と比較して、第1および第2回転電機11、12がそれぞれ、減速ギヤを介して第1および第2サンギヤS1、S2に連結されていることと、第1および第2ロータ11b、12bの間が、第3クラッチ61の締結・解放によって接続・遮断されることが、主に異なっている。図57〜図59において、第1実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1実施形態と異なる点を中心に説明する。
第1ロータ11bおよび第1回転軸14にはそれぞれ、第1ギヤ81および第2ギヤ82が一体に取り付けられており、これらのギヤ81、82は互いに噛み合っている。第1ギヤ81の歯数は、第2ギヤ82の歯数よりも小さな値に設定されており、それにより、第1回転電機11の動力は、両ギヤ81、82によって減速された状態で、第1サンギヤS1に伝達される。また、第2ロータ12bおよび第3回転軸16にはそれぞれ、第3ギヤ83および第4ギヤ84が一体に取り付けられており、これらのギヤ83、84は互いに噛み合っている。第3ギヤ83の歯数は、第4ギヤ84の歯数よりも小さな値に設定されており、それにより、第2回転電機12の動力は、両ギヤ83、84によって減速された状態で、第2サンギヤS2に伝達される。
第3クラッチ61のインナー61aは第1ロータ11bに、アウター61bは第2ロータ12bに、それぞれ一体に取り付けられている。第3クラッチ61の締結度合はECU2により制御され(図59)、それにより、第1および第2ロータ11b、12bの間が接続・遮断される。また、キャリア部材13の第2基部13bには、ギヤ13gが一体に設けられている。このギヤ13gは、第1変速機4の変速機出力軸に一体に設けられたギヤ4aに噛み合っている。さらに、第1リングギヤR1は、第2回転軸15およびフランジを介して右出力軸SFRに連結されており、右出力軸SFRと一体に回転自在である。第2リングギヤR2は、第4回転軸17およびフランジを介して左出力軸SFLに連結されており、左出力軸SFLと一体に回転自在である。
以上の構成の第7実施形態による動力装置では、差動装置GSの第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2に対する、第1ロータ11b、左出力軸SFL、変速機出力軸、右出力軸SFLおよび第2ロータ12bの間の連結関係は、前側の左右の出力軸SFL、SFRを後側の左右の出力軸SRL、SRRに置き換えれば、第1実施形態(図2や図5などを参照)と同様である。このため、第7実施形態による動力装置によれば、第1実施形態による作用・効果を同様に得ることができる。
また、第1ロータ11bが、第1および第2ギヤ81、82から成る減速ギヤを介して第1サンギヤS1に連結されており、第2ロータ12bが、第3および第4ギヤ83、84から成る減速ギヤを介して第2サンギヤS2に連結されている。これにより、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2ならびに第1および第2モータ制動トルクTG1、TG2を、増大させた状態で第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ伝達することができるので、第1および第2回転電機11、12の小型化を図ることができる。
また、第3クラッチ61の締結により、第1および第2ロータ11b、12bを介して第1および第2サンギヤS1、S2の間を接続することによって、前述した第2実施形態と同様(図15参照)、左右の出力軸SFL、SFRの間の差回転を制限することができる。この場合にも、第3クラッチ61の締結度合の制御によって、左右の出力軸SFL、SFRの差回転の制限度合を制御することができる。
さらに、第3クラッチ61が、第1ギヤ81および第2ギヤ82を介して第1サンギヤS1に、第3ギヤ83および第4ギヤ84を介して第2サンギヤS2に、それぞれ連結されている。第2実施形態の説明から明らかなように、総差動制限トルクは、第3クラッチ61から第1サンギヤS1および第2サンギヤS2に作用する反力トルクが大きいほど、より大きくなる。第7実施形態によれば、これらの第1〜第4ギヤ81〜84によって、第3クラッチ61からの反力トルクを増大させた状態で第1および第2サンギヤS1、S2に伝達できるので、左右の出力軸SFL、SFRの間の差回転を制限するために第3クラッチ61に必要とされる反力トルクを低減でき、それにより、第3クラッチ61のさらなる小型化を図ることができる。
次に、図60を参照しながら、本発明の第8実施形態による動力装置について説明する。この動力装置の配分装置DS8は、第2実施形態と比較して、回転電機41と第1および第2クラッチ42、43の間に減速機RGが設けられている点が、主に異なっている。図60において、第2および第7実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第2実施形態と異なる点を中心に説明する。
減速機RGは、シングルプラネタリタイプの遊星歯車機構であり、サンギヤSrと、サンギヤSrの外周に設けられたリングギヤRrと、両ギヤSr、Rrに噛み合う複数のピニオンギヤPrと、ピニオンギヤPrを回転自在に支持するキャリアCrを有している。サンギヤSrは、中空の回転軸を介してロータ41bに連結されており、ロータ41bと一体に回転自在である。また、キャリアCrには、第1クラッチ42のアウター42bおよび第2クラッチ43のアウター43bが一体に取り付けられている。さらに、リングギヤRrは、不動のケースCAに固定されている。この減速機RGによって、回転電機41の動力は、減速された状態で第1および/または第2サンギヤS1、S2に伝達される。
また、キャリア部材13の第2基部13bには、ギヤ13gが一体に設けられている。このギヤ13gは、第1変速機4の変速機出力軸に一体に設けられたギヤ4aに噛み合っている。さらに、第1リングギヤR1は、第2回転軸15およびフランジを介して右出力軸SFRに連結されており、右出力軸SFRと一体に回転自在である。第2リングギヤR2は、第4回転軸17およびフランジを介して左出力軸SFLに連結されており、左出力軸SFLと一体に回転自在である。
以上の構成の第8実施形態による動力装置では、差動装置GSの第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2に対する、ロータ41b、左出力軸SFL、変速機出力軸および右出力軸SFLの間の連結関係は、前側の左右の出力軸SFL、SFRを後側の左右の出力軸SRL、SRRに置き換えれば、第2実施形態(図9や図11などを参照)と同様である。このため、第8実施形態による動力装置によれば、第2実施形態による作用・効果を同様に得ることができる。
また、ロータ41bが、減速機RGを介して第1および第2サンギヤS1、S2に連結されている。これにより、モータ出力トルクTMならびにモータ制動トルクTGを、増大させた状態で第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ伝達することができるので、回転電機41の小型化を図ることができる。
次に図61を参照しながら、本発明の第9実施形態による動力装置について説明する。図61に示す動力装置の配分装置DS9は、図62に示す全輪駆動式の車両VAWに搭載されており、第1実施形態の差動装置GSに代えて差動装置GSAを用いるとともに、前後の出力軸SF、SRを駆動するように構成されている。前出力軸SFは、前側の左右の出力軸SFL、SFRを介して、左右の前輪WFL、WFRに連結されており、後出力軸SRは、プロペラシャフトS、終減速装置DFおよび後ろ側の左右の出力軸SRL、SRRを介して、左右の後輪WRL、WRRに連結されている。図61において、第1実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第9実施形態による動力装置について、第1実施形態と異なる点を中心に、順に説明する。
図61に示す差動装置GSAは、シングルプラネタリタイプの第1遊星歯車機構とダブルプラネタリタイプの第2遊星歯車機構を組み合わせ、キャリアを共通化するとともに、両遊星歯車機構のピニオンギヤを互いに噛み合わせたものであり、差動装置GSと比較して、ピニオンギヤPAをさらに備えることと、キャリア部材91および第2リングギヤR2Aの構成が主に異なっている。差動装置GSAでは、第1サンギヤS1、第1ピニオンギヤP1、第1リングギヤR1およびキャリア部材91によって、上記の第1遊星歯車機構が構成され、第2サンギヤS2、第2ピニオンギヤP2、ピニオンギヤPA、第2リングギヤR2Aおよびキャリア部材91によって、上記の第2遊星歯車機構が構成されている。前後の出力軸SF、SRおよび差動装置GSAは、互いに同軸状に配置されている。
キャリア部材91は、円板状の第1基部91aと、ドーナツ板状の第2基部91bと、両基部91aおよび91bに一体に設けられた4つの第1支軸91cおよび第2支軸91d(いずれも2つのみ図示)と、第2基部91bに一体に設けられた4つの第3支軸91e(2つのみ図示)で構成されている。また、キャリア部材91は、軸受け(図示せず)に回転自在に支持されており、その内側には、第1および第3回転軸14、16が相対的に回転自在に配置されている。
第1および第2基部91a、91bは、前後の出力軸SF、SRと同軸状に配置されており、その軸線方向において互いに対向している。また、第1基部91aは、第2基部91bよりも後出力軸SR側(図61の左側)に配置されており、前出力軸SFに一体に取り付けられている。これにより、キャリア部材91は、前出力軸SFと一体に回転自在である。
第1および第2支軸91c、91dは、第1および第2基部91a、91bの間に設けられており、前後の出力軸SF、SRの軸線方向に延びている。また、第1および第2支軸91c、91dは、第2基部91bの径方向の内端部に位置している。さらに、第1および第2支軸91c、91dは、第1基部91aの周方向に、交互に且つ互いに等間隔に配置されている。第3支軸91eは、第2基部91bの径方向の外端部に位置しており、後出力軸SRの軸線方向に、後出力軸SR側に延びている。また、4つの第3支軸91eは、周方向に互いに等間隔に位置している。
差動装置GSAの第1サンギヤS1、第1ピニオンギヤP1および第1リングギヤR1は、径方向に内側からこの順で並んでいる。第1サンギヤS1は、第1実施形態と同様、第1回転軸14を介して第1ロータ11bに連結されており、第1ロータ11bと一体に回転自在である。また、第1ピニオンギヤP1の数は、第1支軸91cと同じ値4である(2つのみ図示)。各第1ピニオンギヤP1は、第1支軸91cに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第1サンギヤS1および第1リングギヤR1の双方に噛み合っている。第1リングギヤR1は、第2回転軸15およびフランジを介して、後出力軸SRに連結されており、後出力軸SRと一体に回転自在である。なお、第1ピニオンギヤP1および第1支軸91cの数は値4に限らず、任意である。
また、差動装置GSAの第2サンギヤS2、第2ピニオンギヤP2、ピニオンギヤPAおよび第2リングギヤR2Aは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第2サンギヤS2は、第1実施形態と同様、第3回転軸16を介して第2ロータ12bに連結されている。また、第2ピニオンギヤP2の数は、第2支軸91dと同じ値4である。各第2ピニオンギヤP2は、第2支軸91dに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第2サンギヤS2に噛み合っている。また、図63に示すように、第2ピニオンギヤP2は、第2サンギヤS2の周方向において、第1ピニオンギヤP1と部分的に重なるように配置されており、第1ピニオンギヤP1に噛み合っている。なお、第2ピニオンギヤP2および第2支軸91dの数は値4に限らず、任意である。図63では、便宜上、第1および第2サンギヤS1、S2、ピニオンギヤPAならびに第1および第2リングギヤR1、R2Aを省略している。
さらに、ピニオンギヤPAの数は、第3支軸91eと同じ値4である。各ピニオンギヤPAは、第3支軸91eに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第2ピニオンギヤP2および第2リングギヤR2Aの双方に噛み合っている。なお、ピニオンギヤPAおよび第3支軸91eの数は値4に限らず、任意である。第2リングギヤR2Aの歯数は、第1リングギヤR1の歯数よりも大きな値に設定されている。また、第2リングギヤR2Aの外周部には、ギヤGが形成されており、このギヤGは、前述した第1変速機4の変速機出力軸に一体に設けられたギヤ4aに噛み合っている。
以上の構成により、第1サンギヤS1、キャリア部材91、第2リングギヤR2A、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2は、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリア部材91を固定した状態で、第1サンギヤS1を正転させたときには、第2サンギヤS2、第1および第2リングギヤR1、R2Aはいずれも逆転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第2サンギヤS2の回転数、第1リングギヤR1の回転数および第2リングギヤR2Aの回転数の間に、「第2リングギヤR2Aの回転数>第1リングギヤR1の回転数>第2サンギヤS2の回転数」という関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、第1サンギヤS1、キャリア部材91、第2リングギヤR2A、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2は、この順で並ぶ。
また、第1サンギヤS1および第1ロータ11bは、第1回転軸14を介して互いに連結されているので、第1サンギヤS1の回転数および第1ロータ11bの回転数は、互いに等しい。さらに、キャリア部材91は、前出力軸SFに直結されているので、キャリア部材91の回転数および前出力軸SFの回転数は、互いに等しい。また、第2リングギヤR2Aは、ギヤGおよびギヤ4aを介して、第1変速機4の変速機出力軸に連結されているので、これらのギヤG、4aによる変速を無視すれば、第2リングギヤR2Aの回転数および変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。さらに、第1リングギヤR1は、第2回転軸15およびフランジを介して後出力軸SRに連結されているので、第1リングギヤR1の回転数および後出力軸SRの回転数は、互いに等しい。また、第2サンギヤS2および第2ロータ12bは、第3回転軸16を介して互いに連結されているので、第2サンギヤS2の回転数および第2ロータ12bの回転数は、互いに等しい。
以上から、第9実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図64に示す共線図のように表される。同図において、RfM1およびRrM1はそれぞれ、第1回転電機11での力行に伴って前出力軸SFおよび後出力軸SRに作用する反力トルクであり、RfG2およびRrG2はそれぞれ、第2回転電機12での回生に伴って前出力軸SFおよび後出力軸SRに作用する反力トルクである。さらに、RfEおよびRrEは、第2リングギヤR2Aへの変速後エンジントルクTEの伝達に伴って前出力軸SFおよび後出力軸SRにそれぞれ作用する反力トルクである。その他のパラメータは、第1実施形態と同様である。図64から明らかなように、前後の出力軸SF、SRは、互いに差回転が可能である。また、この図64と、第1実施形態の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図5との比較から明らかなように、この第9実施形態による動力装置は、第1実施形態による作用・効果を同様に得ることができる。
また、図64におけるαAおよびβAはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、次式(3)および(4)で表される。
αA=ZR1/ZS1 ……(3)
βA=(ZR1−ZS2)/ZS2 ……(4)
第1実施形態で述べたように、ZR1は第1リングギヤR1の歯数であり、ZS1は第1サンギヤS1の歯数、ZS2は第2サンギヤS2の歯数である。
これらの第1リングギヤR1の歯数ZR1、第1サンギヤS1の歯数ZS1および第2サンギヤS2の歯数ZS2は、前後の出力軸SF、SRの差回転が可能な範囲内で第1および第2ロータ11b、12bの一方が逆転しないことを条件として、第1および第2レバー比αA、βAが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第1リングギヤR1の歯数ZR1、第1サンギヤS1の歯数ZS1および第2サンギヤS2の歯数ZS2は、第1および第2レバー比αA、βAが互いに同じ値になるように、すなわち、上記式(3)および(4)から、ZR1/ZS1=(ZR1−ZS2)/ZS2が成立するように、設定されている。
前述したように、従来の差動装置では、差動装置の第1およびレバー比A1、A2(トルク比)を互いに同じ値に設定するには、第1〜第3サンギヤおよび第1〜第3リングギヤから成る計6つのギヤの歯数を互いに異なる値に設定しなければならない。これに対し、この第9実施形態では、上述したように第1リングギヤR1、第1サンギヤS1および第2サンギヤS2から成る計3つのギヤの歯数を設定するだけで、第1および第2レバー比αA、βAを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第1および第2回転電機11、12を用いた前後の出力軸SF、SRへのトルクの分配制御を、精度良くかつ容易に行うことができ、したがって、車両VAWの走行安定性を高めることができる。
また、シングルプラネタリタイプの第1遊星歯車機構とダブルプラネタリタイプの第2遊星歯車機構を互いに組み合わせた差動装置GSAによって、回転数が互いに共線関係にある第1サンギヤS1、キャリア部材91、第2リングギヤR2A、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2から成る5つの回転要素が構成される。したがって、前述した3つのシングルプラネタリタイプの遊星歯車機構を互いに組み合わせた従来の差動装置と比較して、部品点数を削減することができ、ひいては、差動装置GSAを小型化することができる。なお、図64に示す共線図における第1および第2リングギヤR1、R2Aの並び順は、それらの歯数の設定によって互いに入れ替わる。
さらに、エンジン3がキャリア部材91に連結されているので、前後の出力軸SF、SRに、第1および第2回転電機11、12からの第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2に加え、エンジン3からの変速後エンジントルクTEが伝達される。したがって、第1および第2回転電機11、12に必要とされるトルクを低減でき、それにより両装置の小型化を図ることができる。
さらに、一般的な第1および第2回転電機11、12を用いるので、格別の装置を用いることなく、動力装置を容易かつより安価に構成することができる。また、前述したように前後の出力軸SF、SRへのトルクの分配を制御する場合において、第1および第2回転電機11、12により動力を電力に変換することができる。このため、変換した電力を車両VAW用の補機に供給することによって、補機の電源を充電するための発電機(いずれも図示せず)の作動負荷および作動頻度を低下させることができる。
また、第1リングギヤR1が後出力軸SRに連結されているので、第1実施形態と同様、図89および図90を用いて説明したように、第1リングギヤR1の歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置のさらなる小型化を図ることができる。同じ理由により、第1ピニオン軸受け(第1ピニオンギヤP1を支持する軸受け)の小型化を図ることができ、このことによっても、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
また、第9実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第9実施形態における車両VAWが、本発明における輸送機関に相当し、第9実施形態における前後の出力軸SF、SRが、本発明における2つの被駆動部の一方および他方にそれぞれ相当するとともに、第9実施形態における第1および第2回転電機11、12が、本発明における第1および第2エネルギ入出力装置にそれぞれ相当する。また、第9実施形態におけるエンジン3が、本発明におけるエネルギ出力装置に相当する。
さらに、第9実施形態におけるキャリア部材91が、本発明におけるキャリアに相当し、第9実施形態における第2サンギヤS2、第2リングギヤR2A、第1サンギヤS1および第1リングギヤR1が、本発明における第1ギヤ、第2ギヤ、第3ギヤおよび第4ギヤにそれぞれ相当するとともに、第9実施形態における第2ピニオンギヤP2およびピニオンギヤPAが、本発明における第1分割ギヤおよび第2分割ギヤにそれぞれ相当する。また、第9実施形態における第1および第2サンギヤS1、S2が、本発明における第1および第2外側回転要素にそれぞれ相当し、第9実施形態におけるキャリア部材91および第1リングギヤR1が、本発明における第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第9実施形態における第2リングギヤR2Aが、本発明における中央回転要素に相当する。
なお、第9実施形態では、第1ピニオンギヤP1を、第2ピニオンギヤP2に噛み合わせているが、ピニオンギヤPAに噛み合わせてもよい。この場合、第1サンギヤS1、第2サンギヤS2、第2リングギヤR2A、キャリア部材91および第1リングギヤR1は、それらの回転数が互いに共線関係にあり、この共線関係を表す共線図においてこの順で並ぶ。また、第1サンギヤが第1ロータ11bに連結され、第2サンギヤS2が前出力軸SFに、第2リングギヤR2Aが変速機出力軸に、キャリア部材91が後出力軸SRに、第1リングギヤR1が第2ロータ12bに、それぞれ連結される。
次に、図65を参照しながら、本発明の第10実施形態による動力装置について説明する。図65に示す第10実施形態による配分装置DS10は、第9実施形態の差動装置GSAに代えて、差動装置GSXを用いたものである。図65において、第1および第9実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1および第9実施形態と異なる点を中心に説明する。
図65に示す差動装置GSXは、第9実施形態の差動装置GSAと同様、シングルプラネタリタイプの第1遊星歯車機構とダブルプラネタリタイプの第2遊星歯車機構を互いに組み合わせたものである。また、差動装置GSXは、第9実施形態(図61)と比較して、ピニオンギヤPAが、第2ピニオンギヤP2と第2リングギヤR2Aの間ではなく、第2ピニオンギヤP2と第2サンギヤS2Xの間に設けられるとともに、両者P2、S2Xに噛み合っている点が主に異なっている。さらに、第1サンギヤS1Xの歯数は、第2サンギヤS2Xの歯数よりも大きな値に設定されている。
以上の構成の差動装置GSXでは、第1リングギヤR1X、キャリア部材91、第2リングギヤR2X、第1サンギヤS1Xおよび第2サンギヤS2Xは、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリア部材91を固定した状態で、第1リングギヤR1Xを正転させたときには、第2リングギヤR2X、第1サンギヤS1Xおよび第2サンギヤS2Xはいずれも逆転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第2リングギヤR2Xの回転数>第1サンギヤS1Xの回転数>第2サンギヤS2Xの回転数という関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、第1リングギヤR1X、キャリア部材91、第2リングギヤR2X、第1サンギヤS1Xおよび第2サンギヤS2Xは、この順で並ぶ。
また、差動装置GSXでは、第9実施形態と異なり、第1リングギヤR1Xが、後出力軸SRに連結されておらず、第1ロータ11bに連結されており、キャリア部材91が、前出力軸SFに連結されておらず、左出力軸SRLに連結されている。また、第2リングギヤR2Xが、ギヤGXおよび4aを介して、変速機出力軸に連結されている。さらに、第1サンギヤS1Xが、第1ロータ11bに連結されておらず、右出力軸SRRに連結されており、第2サンギヤS2Xが、第9実施形態と同様に第2ロータ12bに連結されている。
以上から、第10実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図66に示す共線図のように表される。図66から明らかなように、左右の出力軸SRL、SRRは、互いに差回転が可能である。また、この図66と、第1実施形態の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図5との比較から明らかなように、この第10実施形態による動力装置は、第1および第9実施形態による動力装置と同様の作用・効果を得ることができる。
また、図66におけるαXおよびβXはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、次式(5)および(6)で表される。
αX=ZS1X/ZR1X ……(5)
βX=(ZS1X/ZS2X)−1 ……(6)
ここで、ZS1Xは第1サンギヤS1Xの歯数であり、ZR1Xは第1リングギヤR1Xの歯数、ZS2Xは第2サンギヤS2Xの歯数である。
これらの第1サンギヤS1Xの歯数ZS1X、第1リングギヤR1Xの歯数ZR1Xおよび第2サンギヤS2Xの歯数ZS2Xは、左右の出力軸SRL、SRRの差回転が可能な範囲内で第1および第2ロータ11b、12bの一方が逆転しないことを条件として、第1および第2レバー比αX、βXが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第1サンギヤS1Xの歯数ZS1X、第1リングギヤR1Xの歯数ZR1Xおよび第2サンギヤS2Xの歯数ZS2Xは、第1および第2レバー比αX、βXが互いに同じ値になるように、すなわち、上記式(5)および(6)から、ZS1X/ZR1X=(ZS1X/ZS2X)−1が成立するように、設定されている。
なお、図66に示す共線図における第1および第2サンギヤS1X、S2Xの並び順は、それらの歯数の設定によって互いに入れ替わる。
また、第10実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は、次のとおりである。すなわち、第10実施形態におけるキャリア部材91が、本発明におけるキャリアに相当し、第10実施形態における第1サンギヤS1X、第1リングギヤR1X、第2サンギヤS2Xおよび第2リングギヤR2Xが、本発明における第1ギヤ、第2ギヤ、第3ギヤおよび第4ギヤにそれぞれ相当するとともに、第10実施形態における第2ピニオンギヤP2およびピニオンギヤPAが、本発明における第1分割ギヤおよび第2分割ギヤにそれぞれ相当する。
また、第10実施形態における第1リングギヤR1Xおよび第2サンギヤS2Xが、本発明における第1および第2外側回転要素にそれぞれ相当し、第10実施形態におけるキャリア部材91および第1サンギヤS1Xが、本発明における第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第10実施形態における第2リングギヤR2Xが、本発明における中央回転要素に相当する。その他の対応関係は、第1実施形態と同様である。
次に、図67を参照しながら、本発明の第11実施形態による動力装置について説明する。図67に示す動力装置の配分装置DS11は、第1実施形態の差動装置GSに代えて差動装置GSBを用いたものである。図67において、第1実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第11実施形態による動力装置について、第1実施形態と異なる点を中心に説明する。
図67に示す差動装置GSBは、ダブルプラネタリタイプの第1および第2遊星歯車機構を互いに組み合わせ、キャリアを共通化するとともに、両遊星歯車機構のピニオンギヤを互いに噛み合わせたものであり、差動装置GSと比較して、ピニオンギヤP1BおよびP2Bをさらに備えることと、キャリア部材95、第1および第2リングギヤR1B、R2Bの構成が主に異なっている。差動装置GSBでは、第1サンギヤS1、ピニオンギヤP1B、第1ピニオンギヤP1、第1リングギヤR1Bおよびキャリア部材95によって、上記の第1遊星歯車機構が構成され、第2サンギヤS2、ピニオンギヤP2B、第2ピニオンギヤP2、第2リングギヤR2Bおよびキャリア部材95によって、上記の第2遊星歯車機構が構成されている。左右の出力軸SRL、SRRおよび差動装置GSBは、互いに同軸状に配置されている。
キャリア部材95は、ドーナツ板状の第1基部95aおよび第2基部95bと、両基部95aおよび95bに一体に設けられた4つの第1支軸95cおよび第2支軸95d(いずれも2つのみ図示)と、第2基部95bに一体に設けられた4つの第3支軸95e(2つのみ図示)で構成されている。また、キャリア部材95は、軸受け(図示せず)に回転自在に支持されており、その内側には、第1および第3回転軸14、16が相対的に回転自在に配置されている。第1および第2基部95a、95bは、左右の出力軸SRL、SRRと同軸状に配置されており、その軸線方向において互いに対向している。また、第2基部95bは、第1基部95aよりも右後輪WRR側に配置されており、第2基部95bには、リング状のギヤ95fが一体に設けられている。このギヤ95fは、前述した第1変速機4の変速機出力軸に連結されたギヤ5に噛み合っている。
第1および第2支軸95c、95dは、第1および第2基部95a、95bの間に設けられており、左右の出力軸SRL、SRRの軸線方向に延びている。また、第1および第2支軸95c、95dは、第2基部95bの径方向の中央に位置している。さらに、第1および第2支軸95c、95dは、第1基部95aの周方向に、交互に且つ互いに等間隔に配置されている。第3支軸95eは、第2基部95bの径方向の内端部に位置しており、左右の出力軸SRL、SRRの軸線方向に、左後輪WRL側に延びている。また、4つの第3支軸95eは、周方向に互いに等間隔に位置している。
差動装置GSBの第1サンギヤS1、ピニオンギヤP1B、第1ピニオンギヤP1および第1リングギヤR1Bは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第1サンギヤS1は、第1実施形態と同様、第1回転軸14を介して第1ロータ11bに連結されており、第1ロータ11bと一体に回転自在である。また、ピニオンギヤP1Bの数は、第3支軸95eと同じ値4である(2つのみ図示)。各ピニオンギヤP1Bは、第3支軸95eに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第1サンギヤS1に噛み合っている。
さらに、第1ピニオンギヤP1の数は、第1支軸95cと同じ値4である(2つのみ図示)。各第1ピニオンギヤP1は、第1支軸95cに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、ピニオンギヤP1Bおよび第1リングギヤR1Bの双方に噛み合っている。第1リングギヤR1Bは、第2回転軸15およびフランジを介して、右出力軸SRRに連結されており、右出力軸SRRと一体に回転自在である。なお、ピニオンギヤP1B、第1ピニオンギヤP1、第3支軸95eおよび第1支軸95cの数は値4に限らず、任意である。
また、差動装置GSBの第2サンギヤS2、ピニオンギヤP2B、第2ピニオンギヤP2および第2リングギヤR2Bは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第2サンギヤS2は、第1実施形態と同様、第3回転軸16を介して第2ロータ12bに連結されている。また、ピニオンギヤP2Bの数は、第3支軸95eと同じ値4である(2つのみ図示)。各ピニオンギヤP2Bは、第3支軸95eに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第2サンギヤS2に噛み合っている。
さらに、第2ピニオンギヤP2の数は、第2支軸95dと同じ値4である(2つのみ図示)。各第2ピニオンギヤP2は、第2支軸95dに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、ピニオンギヤP2Bおよび第2リングギヤR2Bの双方に噛み合っている。また、図68に示すように、第2ピニオンギヤP2は、第2サンギヤS2の周方向において、第1ピニオンギヤP1と部分的に重なるように配置されており、第1ピニオンギヤP1に噛み合っている。図68では、便宜上、第1および第2サンギヤS1、S2ならびに第1および第2リングギヤR1B、R2Bを省略している。
また、第2リングギヤR2Bは、第4回転軸17およびフランジを介して、左出力軸SRLに連結されており、左出力軸SRLと一体に回転自在である。なお、ピニオンギヤP2B、第2ピニオンギヤP2および第2支軸95dの数は値4に限らず、任意である。
さらに、第1ピニオンギヤP1と第2ピニオンギヤP2、および、ピニオンギヤP1BとピニオンギヤP2Bは、それぞれ互いに同じ径および同じ歯数を有している。それに応じて、第1サンギヤS1の径と第2サンギヤS2の径、および、第1リングギヤR1Bの径と第2リングギヤR2Bの径は、互いに同じ値に設定されている。また、第1ピニオンギヤP1と第2ピニオンギヤP2、および、ピニオンギヤP1BとピニオンギヤP2Bは、それぞれ互いに同じ歯形および同じ歯幅を有している。以上のように、第1および第2ピニオンギヤP1、P2の径、歯数、歯形および歯幅の各々は、互いに同じになっており、すなわち両ギヤP1、P2の諸元は互いに同一に設定されている。このことは、ピニオンギヤP1BおよびP2Bについても同様である。
以上の構成の差動装置GSBでは、第1サンギヤS1、第1リングギヤR1B、キャリア部材95、第2リングギヤR2Bおよび第2サンギヤS2は、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリア部材95を固定した状態で、第1サンギヤS1を正転させたときには、第1リングギヤR1Bは正転するとともに、第2サンギヤS2および第2リングギヤR2Bは逆転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第1サンギヤS1の回転数は、第1リングギヤR1Bよりも高くなるとともに、第2サンギヤS2の回転数は、第2リングギヤR2Bよりも低くなる。以上から、回転数の関係を表す共線図において、第1サンギヤS1、第1リングギヤR1B、キャリア部材95、第2リングギヤR2Bおよび第2サンギヤS2は、この順で並ぶ。
また、第1サンギヤS1および第1ロータ11bは、第1回転軸14を介して互いに連結されているので、第1サンギヤS1の回転数および第1ロータ11bの回転数は、互いに等しい。さらに、第1リングギヤR1Bは、第2回転軸15およびフランジを介して右出力軸SRRに連結されているので、第1リングギヤR1Bの回転数および右出力軸SRRの回転数は、互いに等しい。また、キャリア部材95は、ギヤ95fおよびギヤ5を介して、第1変速機4の変速機出力軸に連結されているので、これらのギヤ95f、5による変速を無視すれば、キャリア部材95の回転数および変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。さらに、第2リングギヤR2Bは、第4回転軸17およびフランジを介して左出力軸SRLに連結されているので、第2リングギヤR2Bの回転数および左出力軸SRLの回転数は、互いに等しい。また、第2サンギヤS2および第2ロータ12bは、第3回転軸16を介して互いに連結されているので、第2サンギヤS2の回転数および第2ロータ12bの回転数は、互いに等しい。
以上から、第11実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図69に示す共線図のように表される。図69から明らかなように、左右の出力軸SRL、SRRは、互いに差回転が可能である。また、この図69と、第1実施形態の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図5との比較から明らかなように、この第11実施形態による動力装置は、第1実施形態による動力装置と同様の作用・効果を得ることができる。
また、図69におけるαBおよびβBはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、次式(7)および(8)で表される。
αB={ZR1B(ZR2B−ZS2)}
/{ZS2(ZR1B+ZR2B)} ……(7)
βB={ZR2B(ZR1B−ZS1)}
/{ZS1(ZR1B+ZR2B)} ……(8)
ここで、ZR1Bは第1リングギヤR1Bの歯数であり、ZR2Bは第2リングギヤR2Bの歯数、ZS2は第2サンギヤS2の歯数、ZS1は第1サンギヤS1の歯数である。
これらの第1リングギヤR1Bの歯数ZR1B、第2リングギヤR2Bの歯数ZR2B、第2サンギヤS2の歯数ZS2および第1サンギヤS1の歯数ZS1は、左右の後輪WRL、WRRの差回転が可能な範囲内で第1および第2ロータ11b、12bの一方が逆転しないことを条件として、第1および第2レバー比αB、βBが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第1および第2リングギヤR1B、R2Bの歯数ZR1B、ZR2B同士と、第1および第2サンギヤS1、S2の歯数ZS1、ZS2同士は、それぞれ同じ値に設定されている。これにより、上記式(7)および(8)から明らかなように、第1および第2レバー比αB、βBは、互いに同じ値に設定されている。
それに加え、共線図(図69)におけるキャリア部材95から左出力軸SRLまでの距離と、キャリア部材95から右出力軸SRRまでの距離が互いに等しいので、キャリア部材95から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクの分配比は、1:1である。
このように、第11実施形態によれば、第1および第2リングギヤR1B、R2Bの歯数ZR1B、ZR2B同士と、第1および第2サンギヤS1、S2の歯数ZS1、ZS2同士を、それぞれ同じ値に設定するだけで、第1および第2レバー比αB、βBを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第1および第2回転電機11、12を用いた左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配制御を、精度良くかつ容易に行うことができ、したがって、車両VFRの旋回性を高めることができる。
さらに、第1および第2リングギヤR1B、R2Bの歯数ZR1B、ZR2B同士が同じ値に設定されている。このため、例えば、第1および第2リングギヤR1B、R2Bの双方を平歯車で構成する場合には両ギヤR1B、R2Bを同じカッタで、はすば歯車で構成する場合には両ギヤR1B、R2Bをねじれ方向のみが異なる同じ諸元のカッタで、それぞれ加工することができるので、その生産性に優れている。このことは、第1および第2サンギヤS1、S2についても同様である。
また、キャリア部材95から左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクの分配比が1:1であるので、エンジン3のみを動力源として用いた車両VFRの走行中、車両VFRの良好な直進性を得ることができる。
さらに、ダブルプラネタリタイプの第1および第2遊星歯車機構を互いに組み合わせた差動装置GSBによって、回転数が互いに共線関係にある第2サンギヤS2、第2リングギヤR2B、キャリア部材95、第1リングギヤR1Bおよび第1サンギヤS1から成る5つの回転要素が構成される。したがって、前述した3つのシングルプラネタリタイプの遊星歯車機構を互いに組み合わせた従来の差動装置と比較して、部品点数を削減することができ、ひいては、差動装置GSBを小型化することができる。
さらに、第1ピニオンギヤP1と第2ピニオンギヤP2、およびピニオンギヤP1BおよびP2Bは、それぞれ互いに同じ径および同じ歯数を有している。それに応じて、第1サンギヤS1の径と第2サンギヤS2の径、および第1リングギヤR1Bの径と第2リングギヤR2Bの径が、それぞれ互いに同じ値に設定されている。したがって、差動装置GSBの径方向におけるデッドスペースを削減することができる。また、第1および第2ピニオンギヤP1、P2の径、歯数、歯形および歯幅の各々は、互いに同じになっており、すなわち両ギヤP1、P2の諸元は互いに同一に設定されている。したがって、第1および第2ピニオンギヤP1、P2を製造するための金型やカッタなどを共通化できるので、その生産性を向上させることができる。このことは、ピニオンギヤP1BおよびP2Bについても同様である。
また、エンジン3がキャリア部材95に連結されているので、左右の出力軸SRL、SRRに、第1および第2回転電機11、12からの第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2に加え、エンジン3からの変速後エンジントルクTEが伝達される。したがって、第1および第2回転電機11、12に必要とされるトルクを低減でき、それにより両装置の小型化を図ることができる。
さらに、一般的な第1および第2回転電機11、12を用いるので、格別の装置を用いることなく、動力装置を容易かつより安価に構成することができる。また、前述したように左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配を制御する場合において、第1および第2回転電機11、12により動力を電力に変換することができる。このため、変換した電力を車両VFR用の補機に供給することによって、補機の電源を充電するための発電機の作動負荷および作動頻度を低下させることができる。
さらに、第1実施形態と同様、第2および第1リングギヤR2B、R1Bが、左右の出力軸SRL、SRRにそれぞれ連結されているので、図89および図90を用いて説明したように、第1および第2リングギヤR1、R2の歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置のさらなる小型化を図ることができる。同じ理由により、第1および第2ピニオン軸受け(第1および第2ピニオンギヤP1、P2をそれぞれ支持する軸受け)の小型化を図ることができ、このことによっても、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
なお、上述した第11実施形態では、第1および第2ピニオンギヤP1、P2を互いに噛み合わせているが、これに代えて、またはこれとともに、ピニオンギヤP1BおよびP2Bを互いに噛み合わせてもよい。
また、第11実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第11実施形態における左右の出力軸SRL、SRRが、本発明における2つの被駆動部の他方および一方にそれぞれ相当する。また、第11実施形態におけるキャリア部材95が、本発明におけるキャリアに相当し、第11実施形態における第1サンギヤS1、第1リングギヤR1B、第2サンギヤS2および第2リングギヤR2Bが、本発明における第1ギヤ、第2ギヤ、第3ギヤおよび第4ギヤにそれぞれ相当する。さらに、第11実施形態における第1ピニオンギヤP1、ピニオンギヤP1B、第2ピニオンギヤP2およびピニオンギヤP2Bが、本発明における第1分割ギヤ、第2分割ギヤ、第3分割ギヤおよび第4分割ギヤにそれぞれ相当する。
また、第11実施形態における第1および第2サンギヤS1、S2が、本発明における第1および第2外側回転要素にそれぞれ相当し、第11実施形態における第1および第2リングギヤR1B、R2Bが、本発明における第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第11実施形態におけるキャリア部材95が、本発明における中央回転要素に相当する。その他の対応関係は、第1実施形態と同様である。
次に、図70を参照しながら、本発明の第12実施形態による動力装置について説明する。図70に示す動力装置の配分装置DS12は、第11実施形態の差動装置GSBに代えて、差動装置GSCを用いたものである。図70において、第1および第11実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1および第11実施形態と異なる点を中心に説明する。
図70に示す差動装置GSCは、第11実施形態の差動装置GSBと同様、ダブルプラネタリタイプの第1遊星歯車機構とダブルプラネタリタイプの第2遊星歯車機構を互いに組み合わせたものである。また、差動装置GSCは、第11実施形態と比較して、次の点のみが異なっている。すなわち、ピニオンギヤP1Bが、第1サンギヤS1と第1ピニオンギヤP1の間ではなく、第1ピニオンギヤP1と第1リングギヤR1Bの間に設けられるとともに、両者P1、R1Bに噛み合っており、ピニオンギヤP2Bが、第2サンギヤS2と第2ピニオンギヤP2の間ではなく、第2ピニオンギヤP2と第2リングギヤR2Bの間に設けられるとともに、両者P2、R2Bに噛み合っている。
以上の構成の差動装置GSCでは、第11実施形態と同様、第1サンギヤS1、第1リングギヤR1B、キャリア部材95、第2リングギヤR2Bおよび第2サンギヤS2は、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にあり、回転数の関係を表す共線図において、第1サンギヤS1、第1リングギヤR1B、キャリア部材95、第2リングギヤR2Bおよび第2サンギヤS2は、この順で並ぶ。また、第1サンギヤS1、第1リングギヤR1B、キャリア部材95、第2リングギヤR2Bおよび第2サンギヤS2に対する、第1ロータ11b、右出力軸SRR、変速機出力軸、左出力軸SRLおよび第2ロータ12bの連結関係は、第11実施形態と同様である。
以上から、第12実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、第11実施形態(図69)と同じである。したがって、この第12実施形態による動力装置は、第11実施形態による動力装置と同様の作用・効果を得ることができる。
また、第12実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第12実施形態における第1リングギヤR1B、第1サンギヤS1、第2リングギヤR2Bおよび第2サンギヤS2が、本発明における第1ギヤ、第2ギヤ、第3ギヤおよび第4ギヤにそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第11実施形態と同様である。
次に、図71を参照しながら、本発明の第13実施形態による動力装置について説明する。図71に示す動力装置の配分装置DS13は、第1実施形態の差動装置GSに代えて差動装置GSDを用いたものである。図71において、第1実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第13実施形態による動力装置について、第1実施形態と異なる点を中心に説明する。
図71に示す差動装置GSDは、第10および第11実施形態と同様、ダブルプラネタリタイプの第1および第2遊星歯車機構を組み合わせたものである。差動装置GSDでは、第1サンギヤS1D、第1ピニオンギヤP1、ピニオンギヤP1D、第1リングギヤR1Dおよびキャリア部材101によって、上記の第1遊星歯車機構が構成され、第2サンギヤS2D、ピニオンギヤP2D、第2ピニオンギヤP2、第2リングギヤR2Dおよびキャリア部材101によって、上記の第2遊星歯車機構が構成されている。左右の出力軸SRL、SRRおよび差動装置GSCは、互いに同軸状に配置されている。
キャリア部材101は、ドーナツ板状の第1基部101aおよび第2基部101bと、両基部101aおよび101bに一体に設けられた4つの第1支軸101c、第2支軸101d、第3支軸101eおよび第4支軸101f(いずれも2つのみ図示)で構成されている。また、キャリア部材101は、軸受け(図示せず)に回転自在に支持されており、その内側には、第1回転軸14が、相対的に回転自在に配置されている。第1および第2基部101a、101bは、左右の出力軸SRL、SRRと同軸状に配置されている。第2基部101bは、第1基部101aと比較して、径方向の内側で、かつ右後輪WRR側に配置されており、第3回転軸16の一端部に一体に取り付けられている。第3回転軸16の他端部には、第1ロータ11bが一体に設けられている。
第1支軸101cは、第2基部101bの径方向の内端部に取り付けられており、左右の出力軸SRL、SRRの軸線方向に、左後輪WRL側に延びている。第2支軸101dおよび第3支軸101eは、第1および第2基部101a、101bの間に設けられており、左右の出力軸SRL、SRRの軸線方向に延びている。第2および第3支軸101d、101eは、第1基部101aの周方向に、交互に且つ互いに等間隔に配置されている。第4支軸101fは、第1基部101aの径方向の外端部に取り付けられており、左右の出力軸SRL、SRRの軸線方向に、右後輪WRR側すなわち第1支軸101cとは反対側に延びている。
また、前記第1サンギヤS1D、第1ピニオンギヤP1、ピニオンギヤP1Dおよび第1リングギヤR1Dは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第1サンギヤS1Dは、右出力軸SRRに一体に設けられており、右出力軸SRRと一体に回転自在である。また、第1ピニオンギヤP1の数は、キャリア部材101の第2支軸101dと同じ値4(2つのみ図示)であり、各第1ピニオンギヤP1は、第2支軸101dに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第1サンギヤS1Dに噛み合っている。
さらに、ピニオンギヤP1Dの数は、第4支軸101fと同じ値4である(2つのみ図示)。各ピニオンギヤP1Dは、第4支軸101fに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第1ピニオンギヤP1および第1リングギヤR1Dの双方に噛み合っている。第1リングギヤR1Dは、第2回転軸15やフランジを介して、左出力軸SRLに連結されており、左出力軸SRLと一体に回転自在である。なお、第1ピニオンギヤP1、ピニオンギヤP1D、第2支軸101dおよび第4支軸101fの数は値4に限らず、任意である。
また、前記第2サンギヤS2D、ピニオンギヤP2D、第2ピニオンギヤP2および第2リングギヤR2Dは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第2サンギヤS2Dの歯数は、第1サンギヤSD1の歯数よりも小さな値に設定されており、第1回転軸14を介して第2ロータ12bに連結されている。また、ピニオンギヤP2Dの数は、第1支軸101cと同じ値4である(2つのみ図示)。各ピニオンギヤP2Dは、第1支軸101cに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第2サンギヤS2Dに噛み合っている。
さらに、第2ピニオンギヤP2の数は、第3支軸101eと同じ値4である(2つのみ図示)。各第2ピニオンギヤP2は、第3支軸101eに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、ピニオンギヤP2Dおよび第2リングギヤR2Dの双方に噛み合っている。また、図72に示すように、第2ピニオンギヤP2は、第2サンギヤS2Dの周方向において、第1ピニオンギヤP1と部分的に重なるように配置されており、第1ピニオンギヤP1に噛み合っている。なお、第2ピニオンギヤP2、ピニオンギヤP2D、第1支軸101cおよび第3支軸101eの数は値4に限らず、任意である。図72では、便宜上、第1および第2サンギヤS1D、S2Dならびに第1および第2リングギヤR1D、R2Dを省略している。
第2リングギヤR2Dは、第1リングギヤR1Dよりも小さな歯数を有している。また、第2リングギヤR2Dの外周部には、ギヤGDが形成されており、このギヤGDは、前述した第1変速機4の変速機出力軸に一体に設けられたギヤ4aに噛み合っている。
以上の構成の差動装置GSDでは、キャリア部材101、第1リングギヤR1D、第2リングギヤR2D、第1サンギヤS1Dおよび第2サンギヤS2Dは、互いの間で動力を伝達可能であるとともに、それらの回転数が互いに共線関係にある。また、キャリア部材101を固定した状態で、第2サンギヤS2Dを正転させたときには、第1リングギヤR1D、第2リングギヤR2Dおよび第1サンギヤS1Dはいずれも正転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第1リングギヤR1Dの回転数<第2リングギヤR2Dの回転数<第1サンギヤS1Dの回転数<第2サンギヤS2Dの回転数という関係が成立する。以上から、回転数の関係を表す共線図において、キャリア部材101、第1リングギヤR1D、第2リングギヤR2D、第1サンギヤS1Dおよび第2サンギヤS2Dは、この順で並ぶ。
また、キャリア部材101および第1ロータ11bは、第3回転軸16を介して互いに連結されているので、キャリア部材101の回転数および第1ロータ11bの回転数は、互いに等しい。さらに、第1リングギヤR1Dは、第2回転軸15を介して左出力軸SRLに連結されているので、第1リングギヤR1Dの回転数および左出力軸SRLの回転数は、互いに等しい。また、第2リングギヤR2Dは、ギヤGDおよびギヤ4aを介して、第1変速機4の変速機出力軸に連結されているので、これらのギヤGD、4aによる変速を無視すれば、第2リングギヤR2Dの回転数および変速機出力軸の回転数は、互いに等しい。さらに、第1サンギヤS1Dは、右出力軸SRRに直結されているので、第1サンギヤS1Dの回転数および右出力軸SRRの回転数は、互いに等しい。また、第2サンギヤS2Dおよび第2ロータ12bは、第3回転軸16を介して互いに連結されているので、第2サンギヤS2Dの回転数および第2ロータ12bの回転数は、互いに等しい。
以上から、第13実施形態による動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係は、例えば図73に示す共線図のように表される。図73から明らかなように、左右の出力軸SRL、SRRは、互いに差回転が可能である。また、図73に示す各種のパラメータは、第1実施形態で説明したとおりである。この図73と、第1実施形態の動力装置における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図5との比較から明らかなように、この第13実施形態による動力装置は、第1実施形態による動力装置とほぼ同様の作用・効果を得ることができる。
また、図73におけるαDおよびβDはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、次式(9)および(10)で表される。
αD=ZS1D/(ZR1D−ZS1D) ……(9)
βD={ZR1D(ZS1D−ZS2D)}
/{ZS2D(ZR1D−ZS1D)} ……(10)
ここで、ZS1Dは第1サンギヤS1Dの歯数であり、ZR1Dは第1リングギヤR1Dの歯数、ZS2Dは第2サンギヤS2Dの歯数である。
また、第13実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第13実施形態におけるキャリア部材101が、本発明におけるキャリアに相当し、第13実施形態における第1リングギヤR1D、第1サンギヤS1D、第2サンギヤS2Dおよび第2リングギヤR2Dが、本発明における第1ギヤ、第2ギヤ、第3ギヤおよび第4ギヤにそれぞれ相当する。また、第13実施形態における第1ピニオンギヤP1、ピニオンギヤP1D、第2ピニオンギヤP2およびピニオンギヤP2Dが、本発明における第1分割ギヤ、第2分割ギヤ、第3分割ギヤおよび第4分割ギヤにそれぞれ相当する。
さらに、第13実施形態におけるキャリア部材101および第2サンギヤS2Dが、本発明における第1および第2外側回転要素にそれぞれ相当し、第13実施形態における第1リングギヤR1Dおよび第1サンギヤS1Dが、本発明における第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第13実施形態における第2リングギヤR2Dが、本発明における中央回転要素に相当する。その他の対応関係は、第1実施形態と同様である。
なお、第13実施形態では、ピニオンギヤP1Dを第1ピニオンギヤP1と第1リングギヤR1Dの間に、ピニオンギヤP2Dを第2サンギヤS2Dと第2ピニオンギヤP2の間に、それぞれ設けているが、ピニオンギヤP1Dを第1サンギヤS1Dと第1ピニオンギヤP1の間に、ピニオンギヤP2Dを第2ピニオンギヤP2と第2リングギヤR2Dの間に、それぞれ設けてもよい。すなわち、ピニオンギヤP1Dを、第1サンギヤS1Dと第1ピニオンギヤP1の双方に噛み合わせるとともに、ピニオンギヤP2Dを、第2ピニオンギヤP2と第2リングギヤR2Dの双方に噛み合わせてもよい。
また、図74〜図87は、本発明の第14〜第20実施形態による動力装置を示している。これらの動力装置は、第1実施形態や第9実施形態の動力装置と比較して、配分装置DS14〜DS18がエンジンに連結されていないことが共通して異なっている。このエンジンは、第1変速機を介して車両の左右の前輪に連結されており、その動力が左右の前輪に伝達される。以下、これらの第14〜第20実施形態による動力装置について、第1実施形態などと異なる点を中心に、順に説明する。
図74に示す第14実施形態による配分装置DS14は、第1実施形態(図2)と比較して、差動装置GSFのキャリア部材13がエンジンに連結されていない点のみが異なっている。図74において、第1実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。図74と、第1実施形態による配分装置DS1を示す図2との比較から明らかなように、この第14実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図75のように示される。
また、この図75と、第1実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図5との比較から明らかなように、第14実施形態は、第1実施形態と比較して、変速後エンジントルクTE、反力トルクRLEおよび反力トルクRREが作用しないことのみが異なってる。したがって、第1実施形態と同様、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2ならびに第1および第2モータ制動トルクTG1、TG2を制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。その他、第1実施形態による効果、すなわち、差動装置GSを小型化できることや、差動装置GSの第1および第2レバー比α、βを互いに同じ値に容易に設定することができることなどの効果を同様に得ることができる。
次に、第15実施形態による動力装置について説明する。この第15実施形態では、第1実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある5つの回転要素(第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2(図5参照))のうち、キャリア部材13以外の4つの回転要素のうちの1つを省略することによって、回転数が共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置が構成される。また、これらの4つの回転要素のうち、回転数の関係を表す共線図において両外側に位置する2つの回転要素に、第1および第2ロータ11b、12bが、内側に位置する2つの回転要素に、前後の出力軸SF、SR(または左右の出力軸SRL、SRR、SFL、SFR)が、それぞれ連結される。
図76は、第15実施形態による配分装置DS15の一例を示しており、この配分装置DS15は、上記のキャリア部材13以外の4つの回転要素のうちの第2リングギヤR2を省略した差動装置GSGを有している。図76において、第1および第9実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。
図76に示すように、第1および第2サンギヤS1、S2が、第1および第2ロータ11b、12bにそれぞれ機械的に連結され、キャリア部材91および第1リングギヤR1が、前後の出力軸SF、SRにそれぞれ機械的に連結されている。また、差動装置GSGは、エンジンに連結されていない。さらに、図76と、第9実施形態による配分装置DS9を示す図61との比較から明らかなように、第15実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図77に示す共線図のように表される。
さらに、この図77と、第9実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図64との比較から明らかなように、第9実施形態と同様、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2ならびに第1および第2モータ制動トルクTG1、TG2を制御することによって、前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクを制御することができる。なお、図77における各種のパラメータは、第9実施形態で説明したとおりである。
以上のように、第15実施形態によれば、第1および第2ピニオンギヤP1、P2を互いに噛み合わせるとともに、第1サンギヤS1および第1リングギヤR1を第1ピニオンギヤP1と、第2サンギヤS2を第2ピニオンギヤP2と、それぞれ噛み合わせるだけで、回転数が互いに共線関係にある4つの回転要素を簡易に構成することができる。したがって、動力装置全体の部品点数を削減でき、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図ることができる。また、第9実施形態と同様、第1および第2レバー比αA、βAに関する効果を同様に得ることができる。さらに、第1リングギヤR1が後出力軸SRに連結されているので、第1リングギヤR1の歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置のさらなる小型化を図ることができる。同じ理由により、第1ピニオン軸受け(第1ピニオンギヤP1を支持する軸受け)の小型化を図ることができ、このことによっても、動力装置のさらなる小型化を図ることができる。
なお、図76に示す例では、第2リングギヤR2を省略しているが、これに代えて、第1サンギヤS1、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2のうちの1つを省略することによって、回転数が共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第15実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第15実施形態における第1サンギヤS1、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2が、本発明における第1ギヤ、第2ギヤおよび第3ギヤにそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第9実施形態と同様である。
次に、第16実施形態による動力装置について説明する。この第16実施形態では、第9実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある5つの回転要素(第1サンギヤS1、キャリア部材91、第2リングギヤR2A、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2(図64参照))のうち、第1リングギヤR1、第1および第2サンギヤS1、S2のうちの1つを省略することによって、回転数が共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置が構成される。
図78は、第16実施形態による配分装置DS16の一例を示しており、この配分装置DS16は、上記の第1リングギヤR1、第1および第2サンギヤS1、S2のうちの第1サンギヤS1を省略した差動装置GSHを有している。図78において、第9実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。
図78に示す配分装置DS16は、第9実施形態(図61)と比較して、第1サンギヤS1が省略されていることに加え、次の点a)〜c)が異なっている。
a)差動装置GSHがエンジンに連結されていない点。
b)キャリア部材91が、前出力軸SFに代えて、第1ロータ11bに連結されている点。
c)第2リングギヤR2Aが、エンジン(変速機出力軸)に代えて、第4回転軸17およびフランジを介して前出力軸SFに連結されている点。
以上の構成により、第16実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図79に示す共線図のように表される。この図79と、第9実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図64との比較から明らかなように、第9実施形態と同様、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2ならびに第1および第2モータ制動トルクTG1、TG2を制御することによって、前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクを制御することができる。
また、図79におけるαFおよびβFはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、次式(11)および(12)で表される。
αF=ZR1/(ZR2A−ZR1) ……(11)
βF={ZR2A(ZR1−ZS2})
/{ZS2(ZR2A−ZR1)} ……(12)
第9実施形態で述べたように、ZR1は、第1リングギヤR1の歯数であり、ZR2Aは、第2リングギヤR2Aの歯数、ZS2は、第2サンギヤS2の歯数である。
また、近年、例えば特開2011−237019号公報などに開示されるように、2つのピニオンギヤを一体に構成した2連ピニオンギヤを用いた差動装置が知られている。この2連ピニオンギヤは、その加工に際し、各ピニオンギヤ同士の位相を一致させなければならず、その設定が非常に煩雑である。このような不具合は、2連ピニオンギヤの各ギヤの径が互いに異なる場合には、より顕著になる。また、2連ピニオンギヤに加えてさらに別のピニオンギヤを用いて差動装置を構成した場合には、このピニオンギヤを、2連ピニオンギヤとは別個に製造しなければならず、これらのピニオンギヤおよび2連ピニオンギヤとして、互いに異なる2種のギヤが必要になってしまう。
これに対して、上述した第16実施形態によれば、ピニオンギヤPA、第1および第2ピニオンギヤP1、P2を、互いに同じ諸元(歯数、径など)のギヤで構成可能であるので、これらのピニオンギヤPA、第1および第2ピニオンギヤP1、P2として、互いに同じ1種のギヤを用意すればよく、したがって、装置を簡易に構成することができる。その他、第15実施形態による効果を同様に得ることができる。
なお、図78に示す例では、第1サンギヤS1を省略しているが、これに代えて、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2一方を省略することによって、回転数が共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第16実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第16実施形態におけるキャリア部材91が、本発明におけるキャリアに相当し、第16実施形態における第2リングギヤR2A、第2サンギヤS2および第1リングギヤR1が、本発明における第1ギヤ、第2ギヤおよび第3ギヤにそれぞれ相当するとともに、第16実施形態における第2ピニオンギヤP2およびピニオンギヤPAが、本発明における第1分割ギヤおよび第2分割ギヤにそれぞれ相当する。さらに、第16実施形態におけるキャリア部材91および第2サンギヤS2が、本発明における第1および第2外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第16実施形態における第2リングギヤR2Aおよび第1リングギヤR1が、本発明における第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第9実施形態と同様である。
次に、第17実施形態による動力装置について説明する。この第17実施形態では、第10実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある5つの回転要素(第1リングギヤR1X、キャリア部材91、第2リングギヤR2X、第1サンギヤS1Xおよび第2サンギヤS2X(図66参照))のうち、キャリア部材91および第2サンギヤS2X以外の3つの回転要素、すなわち、第1サンギヤS1X、第1および第2リングギヤR1X、R2Xのうちの1つを省略することによって、回転数が互いに共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置が構成される。
図80は、第17実施形態による配分装置DS17の一例を示しており、この配分装置DS17は、上記の3つの回転要素のうちの第1サンギヤS1Xを省略した差動装置GSIを有している。図80において、第1および第10実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1および第10実施形態と異なる点を中心に説明する。なお、図80では、第10実施形態と異なり、第1リングギヤR1Xなどから成る第1遊星歯車装置と、第2サンギヤS2Xなどから成る第2遊星歯車装置が、左右反対に配置されている。すなわち、第1遊星歯車装置は右駆動輪WRR側に、第2遊星歯車装置は左駆動輪WRL側に、それぞれ配置されている。
図80に示す配分装置DS17は、第10実施形態(図65)と比較して、第1サンギヤS1Xが省略されていることに加え、次の点a)〜e)が異なっている。
a)差動装置GSIがエンジンに連結されていない点。
b)第2サンギヤS2Xが、第2ロータ12bに代えて、第1ロータ11bに連結されている点。
c)第2リングギヤR2Xが、エンジン(変速機出力軸)に代えて、左出力軸SRLに連結されている点。
d)キャリア部材91が、左出力軸SRLに代えて、右出力軸SRRに連結されている点。
e)第1リングギヤR1Xが、第1ロータ11bに代えて、第2ロータ12bに連結されている点。
以上の構成により、第17実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図81に示す共線図のように表される。この図81と、第10実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図66との比較から明らかなように、第10実施形態と同様、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2ならびに第1および第2モータ制動トルクTG1、TG2を制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。
また、図81におけるαIおよびβIはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、次式(13)および(14)で表される。
αI=(ZR2X/ZS2X)−1 ……(13)
βI=ZR2 X/ZR1X ……(14)
ここで、ZR2Xは第2リングギヤR2Xの歯数であり、ZS2Xは第2サンギヤS2Xの歯数、ZR1Xは第1リングギヤR1Xの歯数である。
これらの第2リングギヤR2Xの歯数ZR2X、第2サンギヤS2Xの歯数ZS2Xおよび第1リングギヤR1Xの歯数ZR1Xは、左右の出力軸SRL、SRRの差回転が可能な範囲内で第1および第2ロータ11b、12bの一方が逆転しないことを条件として、第1および第2レバー比αI、βIが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第2リングギヤR2Xの歯数ZR2X、第2サンギヤS2Xの歯数ZS2Xおよび第1リングギヤR1Xの歯数ZR1Xは、第1および第2レバー比αI、βIが互いに同じ値になるように、すなわち、上記式(13)および(14)から、(ZR2X/ZS2X)−1=ZR2X/ZR1Xが成立するように、設定されている。
また、前述した3つの回転要素のうちの第1および第2リングギヤR1X、R2Xではなく、第1サンギヤS1Xを省略しているので、上述したように第2リングギヤR2Xおよびキャリア部材91を左右の出力軸SRL、SRRにそれぞれ連結することができる。以上により、第17実施形態によれば、第15実施形態による効果を同様に得ることができる。
なお、図80に示す例では、第1サンギヤS1Xを省略しているが、これに代えて、第1および第2リングギヤR1X、R2Xの一方を省略することによって、回転数が共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第17実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第17実施形態におけるキャリア部材91が、本発明におけるキャリアに相当し、第17実施形態における第2サンギヤS2X、第2リングギヤR2Xおよび第1リングギヤR1Xが、本発明における第1ギヤ、第2ギヤおよび第3ギヤにそれぞれ相当するとともに、第17実施形態における第2ピニオンギヤP2およびピニオンギヤPAが、本発明における第1分割ギヤおよび第2分割ギヤにそれぞれ相当する。また、第17実施形態における第2サンギヤS2Xおよび第1リングギヤR1Xが、本発明における第1および第2外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第17実施形態における第2リングギヤR2Xおよびキャリア部材91が、本発明における第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第1実施形態と同様である。
次に、第18実施形態による動力装置について説明する。この第18実施形態では、第11実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある5つの回転要素(第2サンギヤS2、第2リングギヤR2B、キャリア部材95、第1リングギヤR1Bおよび第1サンギヤS1(図69参照))のうち、キャリア部材95、第1および第2サンギヤS1、S2以外の2つの回転要素の一方を省略することによって、回転数が共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置が構成される。また、これらの4つの回転要素のうち、回転数の関係を表す共線図において両外側に位置する2つの回転要素に、第1および第2ロータ11b、12bが、内側に位置する2つの回転要素に、左右の出力軸SRL、SRR(または左右の出力軸SFL、SFR、前記の出力軸SF、SR)が、それぞれ連結される。
図82は、第18実施形態による配分装置DS18の一例を示しており、この配分装置DS18は、上記の2つの回転要素、すなわち第1および第2リングギヤR1B、R2Bのうちの第1リングギヤR1Bを省略した差動装置GSJを有している。図82において、第1および第11実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。
図82に示す配分装置DS18は、第11実施形態と比較して、第1リングギヤR1Bが省略されていることに加え、次の点a)およびb)が異なっている。
a)差動装置GSJがエンジンに連結されていない点。
b)キャリア部材95が、エンジン(変速機出力軸)に代えて、右出力軸SRRに連結されている点。
以上の構成により、第18実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図83に示す共線図のように表される。この図83と、第11実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図69との比較から明らかなように、第11実施形態と同様、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2ならびに第1および第2モータ制動トルクTG1、TG2を制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。
また、図83におけるαJおよびβJはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、第2リングギヤR2Bの歯数ZR2B、第2サンギヤS2の歯数ZS2、および第1サンギヤS1の歯数ZS1を用いて、次式(15)および(16)で表される。
αJ=(ZR2B/ZS2)−1 ……(15)
βJ=ZR2B/ZS1 ……(16)
これらの第2リングギヤR2Bの歯数ZR2B、第2サンギヤS2の歯数ZS2および第1サンギヤS1の歯数ZS1は、左右の出力軸SRL、SRRの差回転が可能な範囲内で第1および第2ロータ11b、12bの一方が逆転しないことを条件として、第1および第2レバー比αJ、βJが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第2リングギヤR2Bの歯数ZR2B、第2サンギヤS2の歯数ZS2および第1サンギヤS1の歯数ZS1は、第1および第2レバー比αJ、βJが互いに同じ値になるように、すなわち、上記式(15)および(16)から、(ZR2B/ZS2)−1=ZR2B/ZS1が成立するように、設定されている。以上により、第18実施形態によれば、第15実施形態による効果を同様に得ることができる。
なお、図82に示す例では、第1リングギヤR1Bを省略しているが、これに代えて、第2リングギヤR2Bを省略することによって、回転数が共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第18実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第18実施形態におけるキャリア部材95が、本発明におけるキャリアに相当し、第18実施形態における第2サンギヤS2、第2リングギヤR2Bおよび第1サンギヤS1が、本発明における第1ギヤ、第2ギヤおよび第3ギヤにそれぞれ相当するとともに、第18実施形態における第2ピニオンギヤP2、ピニオンギヤP2B、第1ピニオンギヤP1およびピニオンギヤP1Bが、本発明における第1分割ギヤ、第2分割ギヤ、第3分割ギヤおよび第4分割ギヤにそれぞれ相当する。
さらに、第18実施形態におけるキャリア部材95および第2リングギヤR2Bが、本発明における第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第11実施形態と同様である。
次に、第19実施形態による動力装置について説明する。この第19実施形態では、第12実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある5つの回転要素(第1サンギヤS1、第1リングギヤR1B、キャリア部材95、第2リングギヤR2Bおよび第2サンギヤS2)のうち、キャリア部材95、第1および第2リングギヤR1B、R2B以外の2つの回転要素、すなわち、第1および第2サンギヤS1、S2の一方を省略することによって、回転数が共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置が構成される。
図84は、第19実施形態による配分装置DS19の一例を示しており、この配分装置DS19は、上記の2つの回転要素のうちの第2サンギヤS2を省略した差動装置GSKを有している。図84において、第1および第12実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1および第12実施形態と異なる点を中心に説明する。
図84に示す配分装置DS19は、第12実施形態(図70)と比較して、第2サンギヤS2が省略されていることに加え、次の点a)〜d)が異なっている。
a)差動装置GSKがエンジンに連結されていない点。
b)第1リングギヤR1Bが、右出力軸SRRに代えて、左出力軸SRLに連結されている点。
c)キャリア部材95が、エンジン(変速機出力軸)に代えて、右出力軸SRRに連結されている点。
d)第2リングギヤR2Bが、左出力軸SRLに代えて、第2ロータ12bに連結されている点。
以上の構成により、第19実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図85に示す共線図のように表される。この図85と、第12実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図69との比較から明らかなように、第12実施形態と同様、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2ならびに第1および第2モータ制動トルクTG1、TG2を制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。
また、図85におけるαKおよびβKはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、第1リングギヤR1Bの歯数ZR1B、第1サンギヤS1の歯数ZS1および第2リングギヤR2Bの歯数ZR2Bを用いて、次式(17)および(18)で表される。
αK=(ZR1B/ZS1)−1 ……(17)
βK=ZR1B/ZR2B ……(18)
これらの第1リングギヤR1Bの歯数ZR1B、第1サンギヤS1の歯数ZS1および第2リングギヤR2Bの歯数ZR2Bは、左右の出力軸SRL、SRRの差回転が可能な範囲内で第1および第2ロータ11b、12bの一方が逆転しないことを条件として、第1および第2レバー比αK、βKが比較的大きな値になるように、設定されている。また、第1リングギヤR1Bの歯数ZR1B、第1サンギヤS1の歯数ZS1および第2リングギヤR2Bの歯数ZR2Bは、第1および第2レバー比αK、βKが互いに同じ値になるように、すなわち、上記式(17)および(18)から、(ZR1B/ZS1)−1=ZR1B/ZR2Bが成立するように、設定されている。以上により、第19実施形態によれば、第15実施形態による効果を同様に得ることができる。
なお、図84に示す例では、第2サンギヤS2を省略しているが、これに代えて、第1サンギヤS1を省略することによって、回転数が共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第19実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第19実施形態におけるキャリア部材95が、本発明にけるキャリアに相当し、第19実施形態における第1リングギヤR1B、第1サンギヤS1および第2リングギヤR2Bが、本発明にける第1ギヤ、第2ギヤおよび第3ギヤにそれぞれ相当する。また、第19実施形態における第1ピニオンギヤP1、ピニオンギヤP1B、第2ピニオンギヤP2およびピニオンギヤP2Bが、本発明における第1分割ギヤ、第2分割ギヤ、第3分割ギヤおよび第4分割ギヤにそれぞれ相当する。
さらに、第19実施形態における第1サンギヤS1および第2リングギヤR2Bが、本発明における第1および第2外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第19実施形態における第1リングギヤR1Bおよびキャリア部材95が、本発明における第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第1実施形態と同様である。
次に、第20実施形態による動力装置について説明する。この第20実施形態では、第13実施形態で述べた回転数が互いに共線関係にある5つの回転要素(キャリア部材101、第1リングギヤR1D、第2リングギヤR2D、第1サンギヤS1Dおよび第2サンギヤS2D)のうち、キャリア部材101、第1リングギヤR1Dおよび第2サンギヤS2D以外の回転要素、すなわち、第1サンギヤS1Dおよび第2リングギヤR2Dの一方を省略することによって、回転数が互いに共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置が構成される。
図86は、第20実施形態による配分装置DS20の一例を示しており、この配分装置DS20は、上記の2つの回転要素のうちの第1サンギヤS1Dを省略した差動装置GSLを有している。図86において、第1および第13実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1および第13実施形態と異なる点を中心に説明する。
図86に示す配分装置DS20は、第13実施形態(図71)と比較して、第1サンギヤS1Dが省略されていることに加え、次の点a)〜e)が異なっている。
a)差動装置GSLがエンジンに連結されていない点。
b)第2サンギヤS2Dが、第2ロータ12bに代えて、第1ロータ11bに連結されている点。
c)第2リングギヤR2Dが、エンジン(変速機出力軸)に代えて、左出力軸SRLに連結されている点。
d)第1リングギヤR1Dが、左出力軸SRLに代えて、右出力軸SRRに連結されている点。
e)キャリア部材101が、第1ロータ11bに代えて、第2ロータ12bに連結されている点。
以上の構成により、第20実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係は、例えば図87に示す共線図のように表される。この図87と、第13実施形態における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示す図73との比較から明らかなように、第13実施形態と同様、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2ならびに第1および第2モータ制動トルクTG1、TG2を制御することによって、左右の出力軸SRL、SRRに分配されるトルクを制御することができる。
また、図87におけるαLおよびβLはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、次式(19)および(20)で表される。
αL={ZR1D(ZR2D−ZS2D)}
/{ZS2D(ZR1D−ZR2D)} ……(19)
βL=ZR2D/(ZR1D−ZR2D) ……(20)
ここで、第13実施形態で述べたように、ZR1Dは第1リングギヤR1Dの歯数であり、ZR2Dは第2リングギヤR2Dの歯数、ZS2Dは第2サンギヤS2Dの歯数である。以上により、第20実施形態によれば、第15実施形態による効果を同様に得ることができる。
なお、図86に示す例では、第1サンギヤS1Dを省略しているが、これに代えて、第2リングギヤR2Dを省略することによって、回転数が共線関係にある4つの回転要素を有する差動装置を構成してもよいことは、もちろんである。
また、第20実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、第20実施形態におけるキャリア部材101が、本発明におけるキャリアに相当するととも、第20実施形態における第2サンギヤS2D、第2リングギヤR2Dおよび第1リングギヤR1Dが、本発明における第1ギヤ、第2ギヤおよび第3ギヤにそれぞれ相当する。また、第20実施形態における第2ピニオンギヤP2、ピニオンギヤP2D、第1ピニオンギヤP1およびピニオンギヤP1Dが、本発明における第1分割ギヤ、第2分割ギヤ、第3分割ギヤおよび第4分割ギヤにそれぞれ相当する。
さらに、第20実施形態における第2サンギヤS2Dおよびキャリア部材101が、本発明における第1および第2外側回転要素にそれぞれ相当するとともに、第2および第1リングギヤR2D、R1Dが、本発明における第1および第2準外側回転要素にそれぞれ相当する。その他の対応関係は、第1実施形態と同様である。
なお、第13実施形態で述べたように、ピニオンギヤP1Dを第1サンギヤS1Dと第1ピニオンギヤP1の間に、ピニオンギヤP2Dを第2ピニオンギヤP2と第2リングギヤR2Dの間に、それぞれ設ける場合には、5つの回転要素(キャリア部材101、第1リングギヤR1D、第2リングギヤR2D、第1サンギヤS1Dおよび第2サンギヤS2D)のうち、キャリア部材101、第1サンギヤS1Dおよび第2リングギヤR2D以外の回転要素、すなわち、第1リングギヤR1Dおよび第2サンギヤS2Dの一方が省略される。
なお、第1〜第13実施形態では、差動装置GS、GSA、GSX、GSB〜GSD、GSF、に、エンジン3を連結しているが、エンジン3を連結しなくてもよいことはもちろんである。また、第9〜13実施形態に示す差動装置GSA、GSX、GSB〜GSD、GSFを、第2〜第8実施形態による動力装置に適用してもよいことは、もちろんである。さらに、第14〜第20実施形態による動力装置では、第1および第2回転電機11、12を用いているが、両者11、12に代えて、第2実施形態で述べた回転電機41、第1および第2クラッチ42、43を用いてもよい。
なお、本発明は、説明した第1〜第20実施形態(以下、総称して「実施形態」という)に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態では、左右の出力軸SRL、SRR、前後の出力軸SF、SR、および左右の出力軸SFL、SFRから成る3組の出力軸のうちの1組の出力軸を駆動するように、本発明による動力装置を構成しているが、これらの3組の出力軸のうち、各実施形態で対象とした組以外の1組の出力軸を駆動するように構成してもよい。すなわち、第1実施形態を例にして述べると、第1実施形態では、本発明による動力装置を、前側の左右の出力軸SRL、SRRを駆動するように構成しているが、第6実施形態と同様に前後の出力軸SF、SRを駆動するように構成してもよく、あるいは、第7実施形態と同様に後側の左右の出力軸SFL、SFRを駆動するように構成してもよい。また、この場合、左右の出力軸SRL、SRR、前後の出力軸SF、SR、および左右の出力軸SFL、SFRの各ギヤに対する連結関係を逆にしてもよい。すなわち、第1〜第5実施形態を例にして述べると、第1〜第5実施形態では、第1および第2リングギヤR1、R2を、左出力軸SRLおよび右出力軸SRRにそれぞれ連結しているが、これとは逆に、右出力軸SRRおよび左出力軸SRLにそれぞれ連結してもよい。
また、実施形態では、本発明における第1および第2エネルギ入出力装置は、第1および第2回転電機11、12であるが、回転エネルギを入出力可能な他の装置、例えば、油圧モータなどでもよい。さらに、実施形態では、第1および第2回転電機11、12として、ACモータを用いているが、回転エネルギと電気エネルギの間でエネルギを変換可能な他の装置、例えばDCモータを用いてもよい。
また、実施形態では、バッテリ23が第1および第2回転電機11、12に共用されているが、バッテリを別個に設けてもよい。さらに、実施形態では、第1および第2回転電機11、12で回生した電力を、バッテリ23に充電しているが、キャパシタに充電してもよい。あるいは、第1および第2回転電機11、12とは異なる他の回転電機と、この他の回転電機に連結されたフライホイールとを用い、第1および第2回転電機11、12で回生した電力を他の回転電機で動力に変換するとともに、変換された動力を、運動エネルギとしてフライホイールに蓄積してもよい。あるいは、第1および第2回転電機11、12で回生した電力を、他の回転電機やアクチュエータに直接、供給してもよい。あるいは、第1および第2回転電機11、12に代えて、上述したように回転エネルギを圧力エネルギに変換可能な油圧モータを用いるとともに、この油圧モータで変換された圧力エネルギをアキュームレータに蓄積してもよい。
また、実施形態では、本発明におけるエネルギ出力装置として、ガソリンエンジンであるエンジン(3)を用いているが、回転エネルギを出力可能な他の装置、例えば、ディーゼルエンジンや、LPGエンジン、CNG(Compressed Natural Gas)エンジン、外燃機関、油圧モータなどを用いてもよい。あるいは、回転エネルギの出力に加え、回転エネルギの入力が可能な装置、例えば、回転電機などを用いてもよい。さらに、実施形態では、動力装置の動力源としてエンジン(3)を用いているが、エンジンを省略してもよいことはもちろんである。また、実施形態は、本発明による動力装置を、車両に適用した例であるが、本発明はこれに限らず、船舶や航空機などにも適用してもよい。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。
産業上の利用の可能性
本発明は、装置を簡易に構成するとともに、装置の小型化、軽量化および製造コストの削減を図る上で、極めて有用である。
VFR 車両(輸送機関)
VFF 車両(輸送機関)
VAW 車両(輸送機関)
WRL 左後輪(左駆動輪)
WRR 右後輪(右駆動輪)
WFL 左前輪(左駆動輪)
WFR 右前輪(右駆動輪)
SRL 左出力軸(2つの被駆動部の一方、2つの被駆動部の他方)
SRR 右出力軸(2つの被駆動部の他方、2つの被駆動部の一方)
SFL 左出力軸(2つの被駆動部の一方)
SFR 右出力軸(2つの被駆動部の他方)
SF 前出力軸(2つの被駆動部の他方、2つの被駆動部の一方)
SR 後出力軸(2つの被駆動部の一方、2つの被駆動部の他方)
3 エンジン(エネルギ出力装置)
11 第1回転電機(第1エネルギ入出力装置)
12 第2回転電機(第2エネルギ入出力装置)
GS 差動装置
GSA 差動装置
GSB 差動装置
GSC 差動装置
GSD 差動装置
GSF 差動装置
GSG 差動装置
GSH 差動装置
GSI 差動装置
GSJ 差動装置
GSK 差動装置
GSL 差動装置
GSX 差動装置
S1 第1サンギヤ(第1ギヤ、第2ギヤ、第3ギヤ、第1外側回転要 素)
R1 第1リングギヤ(第2ギヤ、第3ギヤ、第4ギヤ、第2準外側回転 要素)
P1 第1ピニオンギヤ(第1分割ギヤ、第3分割ギヤ)
S2 第2サンギヤ(第3ギヤ、第4ギヤ、第2ギヤ、第1ギヤ、第2外 側回転要素)
R2 第2リングギヤ(第4ギヤ、第1準外側回転要素)
P2 第2ピニオンギヤ(第1分割ギヤ、第3分割ギヤ)
13 キャリア部材(キャリア)
PA ピニオンギヤ(第2ピニオンギヤ、第2分割ギヤ)
R2A 第2リングギヤ(第2ギヤ、第1ギヤ、中央回転要素、第1準外側 回転要素)
91 キャリア部材(キャリア、第1準外側回転要素、第1外側回転要素
、第2準外側回転要素)
95 キャリア部材(キャリア、中央回転要素、第1準外側回転要素、第 2準外側回転要素)
101 キャリア部材(キャリア、第1外側回転要素、第2外側回転要素)
P1B ピニオンギヤ(第2分割ギヤ、第4分割ギヤ)
P2B ピニオンギヤ(第4分割ギヤ、第2分割ギヤ)
R1B 第1リングギヤ(第2ギヤ、第1ギヤ、第1準外側回転要素)
R2B 第2リングギヤ(第4ギヤ、第3ギヤ、第2ギヤ、第2準外側回転 要素、第2外側回転要素)
S1D 第1サンギヤ(第2ギヤ、第2準外側回転要素)
R1D 第1リングギヤ(第1ギヤ、第3ギヤ、第1準外側回転要素、第2 準外側回転要素)
S2D 第2サンギヤ(第3ギヤ、第1ギヤ、第2外側回転要素、第1外側 回転要素)
R2D 第2リングギヤ(第4ギヤ、第2ギヤ、中央回転要素、第1準外側 回転要素)
P1D ピニオンギヤ(第2分割ギヤ、第4分割ギヤ)
P2D ピニオンギヤ(第4分割ギヤ、第2分割ギヤ)
S1X 第1サンギヤ(第1ギヤ、第1準外側回転要素)
R1X 第1リングギヤ(第2ギヤ、第3ギヤ、第1外側回転要素、第2外 側回転要素)
S2X 第2サンギヤ(第3ギヤ、第1ギヤ、第2外側回転要素、第1外側 回転要素)
R2X 第2リングギヤ(第4ギヤ、第2ギヤ、中央回転要素、第1準外側 回転要素)
この構成によれば、第1および第2ギヤはそれぞれ、第1ピニオンギヤと噛み合う第1サンギヤおよび第1リングギヤであり、第3および第4ギヤそれぞれ、第2ピニオンギヤと噛み合う第2サンギヤおよび第2リングギヤである。以上により、第1サンギヤ、第2リングギヤ、キャリア、第1リングギヤおよび第2サンギヤの回転数の関係は、例えば後述する図5のように表される。
なお、右ヨーモーメントを増大させるために、第2回転電機12に対してゼロトルク制御を実行するとともに、第1回転電機11で力行を行ってもよい。この場合、第1モータ出力トルクTM1のみが発生するので、図7から明らかなように、左出力軸伝達トルクはRLE+RLM1で表されるとともに、右出力軸伝達トルクはRRE−RRM1で表される。このように、左出力軸SRLに駆動トルクが作用するとともに、右出力軸SRRに制動トルクが作用する結果、車両VFRの右ヨーモーメントが増大する。換言すれば、右出力軸SRRのトルクの一部が、第1モータ出力トルクTM1を反力として、左出力軸SRLに伝達される。この場合にも、操舵角θや車速VP、アクセル開度APに応じて、第1ステータ11aに供給される電力が制御される。
[差動制限制御]
差動制限制御中、基本的には、回転電機41に対してゼロトルク制御を行うとともに、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を制御することによって、ロータ41bと第1および第2サンギヤS1、S2の双方との間を接続する。これにより、第1および第2サンギヤS1、S2がロータ41bを介して互いに接続されるので、両者S1およびS2の間で差回転が生じているときには、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第1および第2サンギヤS1、S2を一体に回転させるように作用する。この場合、第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2から成る5つの回転要素の回転数が互いに共線関係にあるため、第1および第2クラッチ42、43からの反力は、これらの5つの回転要素を一体に回転させるように作用する。それにより、第2および第1リングギヤR2、R1にそれぞれ連結された左右の出力軸SRLおよびSRRの差回転が制限される。
図18において、TTMは、回転電機41から第2変速機51を介してキャリア部材13に伝達されるトルク(以下「変速後モータトルク」という)であり、RLTMおよびRRTMは、キャリア部材13への変速後モータトルクの伝達に伴って左右の出力軸SRLおよびSRRにそれぞれ作用する反力トルクである。この場合、共線図におけるキャリア部材13から左出力軸SRLまでの距離と、キャリア部材13から右出力軸SRRまでの距離が互いに等しいので、これらの反力トルクRLTMおよび反力トルクRRTMは、互いに等しい。また、第2実施形態において図15を用いて説明したように、RC1は、第1クラッチ42を滑らせるのに伴って第1クラッチ42から第1サンギヤS1に作用する反力トルクであり、RLC1およびRRC1は、この反力トルクRC1が第1サンギヤS1に作用するのに伴って左右の出力軸SRLおよびSRRにそれぞれ作用する反力トルクである。
上記とは逆に、MOT駆動モード中における車両VFRの左右の旋回時、第1および第2サンギヤS1、S2のうちの回転数が低い方の回転要素に接続された第1または第2クラッチ42、43を滑らせた場合には、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ作用する反力トルクは、該回転数が低い方の回転要素の回転数を上昇させるように作用する。したがって、この場合には、車両VFRの左右のヨーモーメントを低減することができる。なお、上述したようにMOT駆動モード中に左右の出力軸SRL、SRRへのトルクの分配を制御する場合には、第1および第2クラッチ42、43を完全に締結すると、それにより左右の出力軸伝達トルクの差が過大になってしまうので、両クラッチ42、43は、完全に締結されずに、滑らせるように制御される。
また、第2および第3実施形態と同様、第2クラッチ43のインナー43aは、第3回転軸16の他端部に一体に取り付けられている。一方、第クラッチ43のアウター43bは、第2回転電機12の第2ロータ12bに一体に取り付けられている。第2クラッチ43の締結度合はECU2により制御され(図21参照)、それにより、第3回転軸16と第2ロータ12bの間、すなわち、第2サンギヤS2と第2ロータ12bの間が、接続・遮断される。
以上により、図50に示すように、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2は、差動装置GSに伝達され、さらに前後の出力軸SF、SRに伝達される。なお、変速歯車装置GTでは、サンギヤSt、第1リングギヤRt1、キャリア部材72および第2リングギヤRt2が空転するだけで、第1および第2モータ出力トルクTM1、TM2が変速歯車装置GTを介して差動装置GSに伝達されることはない。また、上述した第1および第2クラッチ42、43の締結によって、第1および第2サンギヤS1、S2が第1ロータ11bを介して互いに接続されるので、両者S1およびS2の間で差回転が生じているときには、第1および第2クラッチ42、43から第1および第2サンギヤS1、S2にそれぞれ反力が作用する。これらの反力は、第1および第2サンギヤS1、S2を一体に回転させるように作用し、それにより、第2および第1リングギヤR2、R1にそれぞれ連結された前後の出力軸SFおよびSRの差回転が制限される。
なお、動力分割モード中、第1および第2クラッチ42、43の締結度合を互いに異なる大きさに制御することによって、前後の出力軸SF、SRに分配されるトルクを制御することができる。この場合、第1クラッチ42の締結度合を、第2クラッチ43のそれよりも大きな値に制御することにより、第1ロータ11bから第1サンギヤS1に伝達されるトルクを、第2サンギヤS2に伝達されるトルクよりも増大させることによって、前出力軸伝達トルクが、後出力軸伝達トルクよりも大きくなる。これとは逆に、第2クラッチ43の締結度合を、第1クラッチ42のそれよりも大きな値に制御することにより、第1ロータ11bから第サンギヤSに伝達されるトルクを、第サンギヤSに伝達されるトルクよりも増大させることによって、出力軸伝達トルクが、出力軸伝達トルクよりも大きくなる。
図示しないものの、減速回生モード中、図56の場合とは逆に、第1クラッチ42の締結により第1ロータ11bと第1サンギヤS1の間を接続し、第2クラッチ43の解放の維持により第1ロータ11bと第2サンギヤS2の間を遮断状態に維持するとともに、第1回転電機11で回生を行った場合には、前出力軸SFから差動装置GSに伝達されるトルクが、後出力軸SRから差動装置GSに伝達されるトルクよりも大きくなる。換言すれば、前出力軸SFに作用する制動トルクが、後出力軸Sに作用する制動トルクよりも大きくなる。また、第1回転電機11で力行を行った場合には、回生を行った場合と前後の出力軸SF、SRに作用する制動トルクの大小関係が逆になるだけで、前後の出力軸SF、SRへの制動トルクの分配制御を同様に行うことができる。なお、減速回生モード中の差動制限制御については後述する。
以上の構成の第7実施形態による動力装置では、差動装置GSの第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2に対する、第1ロータ11b、左出力軸SFL、変速機出力軸、右出力軸SFおよび第2ロータ12bの間の連結関係は、前側の左右の出力軸SFL、SFRを後側の左右の出力軸SRL、SRRに置き換えれば、第1実施形態(図2や図5などを参照)と同様である。このため、第7実施形態による動力装置によれば、第1実施形態による作用・効果を同様に得ることができる。
以上の構成の第8実施形態による動力装置では、差動装置GSの第1サンギヤS1、第2リングギヤR2、キャリア部材13、第1リングギヤR1および第2サンギヤS2に対する、ロータ41b、左出力軸SFL、変速機出力軸および右出力軸SFの間の連結関係は、前側の左右の出力軸SFL、SFRを後側の左右の出力軸SRL、SRRに置き換えれば、第2実施形態(図9や図11などを参照)と同様である。このため、第8実施形態による動力装置によれば、第2実施形態による作用・効果を同様に得ることができる。
前述したように、従来の差動装置では、差動装置の第1および第2レバー比A1、A2(トルク比)を互いに同じ値に設定するには、第1〜第3サンギヤおよび第1〜第3リングギヤから成る計6つのギヤの歯数を互いに異なる値に設定しなければならない。これに対し、この第9実施形態では、上述したように第1リングギヤR1、第1サンギヤS1および第2サンギヤS2から成る計3つのギヤの歯数を設定するだけで、第1および第2レバー比αA、βAを互いに同じ値に容易に設定することができる。それにより、第1および第2回転電機11、12を用いた前後の出力軸SF、SRへのトルクの分配制御を、精度良くかつ容易に行うことができ、したがって、車両VAWの走行安定性を高めることができる。
図71に示す差動装置GSDは、第10および第11実施形態と同様、ダブルプラネタリタイプの第1および第2遊星歯車機構を組み合わせたものである。差動装置GSDでは、第1サンギヤS1D、第1ピニオンギヤP1、ピニオンギヤP1D、第1リングギヤR1Dおよびキャリア部材101によって、上記の第1遊星歯車機構が構成され、第2サンギヤS2D、ピニオンギヤP2D、第2ピニオンギヤP2、第2リングギヤR2Dおよびキャリア部材101によって、上記の第2遊星歯車機構が構成されている。左右の出力軸SRL、SRRおよび差動装置GSは、互いに同軸状に配置されている。
また、前記第2サンギヤS2D、ピニオンギヤP2D、第2ピニオンギヤP2および第2リングギヤR2Dは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第2サンギヤS2Dの歯数は、第1サンギヤS1の歯数よりも小さな値に設定されており、第1回転軸14を介して第2ロータ12bに連結されている。また、ピニオンギヤP2Dの数は、第1支軸101cと同じ値4である(2つのみ図示)。各ピニオンギヤP2Dは、第1支軸101cに、軸受け(図示せず)を介して回転自在に支持されており、第2サンギヤS2Dに噛み合っている。
また、図79におけるαFおよびβFはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、次式(11)および(12)で表される。
αF=ZR1/(ZR2A−ZR1) ……(11)
βF={ZR2A(ZR1−ZS2)
/{ZS2(ZR2A−ZR1)} ……(12)
第9実施形態で述べたように、ZR1は、第1リングギヤR1の歯数であり、ZR2Aは、第2リングギヤR2Aの歯数、ZS2は、第2サンギヤS2の歯数である。
図80は、第17実施形態による配分装置DS17の一例を示しており、この配分装置DS17は、上記の3つの回転要素のうちの第1サンギヤS1Xを省略した差動装置GSIを有している。図80において、第1および第10実施形態と同じ構成要素については、同じ符号を付している。以下、第1および第10実施形態と異なる点を中心に説明する。なお、図80では、第10実施形態と異なり、第1リングギヤR1Xなどから成る第1遊星歯車装置と、第2サンギヤS2Xなどから成る第2遊星歯車装置が、左右反対に配置されている。すなわち、第1遊星歯車装置は右輪WRR側に、第2遊星歯車装置は左輪WRL側に、それぞれ配置されている。
また、図81におけるαIおよびβIはそれぞれ、第1レバー比および第2レバー比であり、次式(13)および(14)で表される。
αI=(ZR2X/ZS2X)−1 ……(13)
βI=ZR2X/ZR1X ……(14)
ここで、ZR2Xは第2リングギヤR2Xの歯数であり、ZS2Xは第2サンギヤS2Xの歯数、ZR1Xは第1リングギヤR1Xの歯数である。
なお、本発明は、説明した第1〜第20実施形態(以下、総称して「実施形態」という)に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態では、左右の出力軸SRL、SRR、前後の出力軸SF、SR、および左右の出力軸SFL、SFRから成る3組の出力軸のうちの1組の出力軸を駆動するように、本発明による動力装置を構成しているが、これらの3組の出力軸のうち、各実施形態で対象とした組以外の1組の出力軸を駆動するように構成してもよい。すなわち、第1実施形態を例にして述べると、第1実施形態では、本発明による動力装置を、側の左右の出力軸SRL、SRRを駆動するように構成しているが、第6実施形態と同様に前後の出力軸SF、SRを駆動するように構成してもよく、あるいは、第7実施形態と同様に側の左右の出力軸SFL、SFRを駆動するように構成してもよい。また、この場合、左右の出力軸SRL、SRR、前後の出力軸SF、SR、および左右の出力軸SFL、SFRの各ギヤに対する連結関係を逆にしてもよい。すなわち、第1〜第5実施形態を例にして述べると、第1〜第5実施形態では、第1および第2リングギヤR1、R2を、左出力軸SRLおよび右出力軸SRRにそれぞれ連結しているが、これとは逆に、右出力軸SRRおよび左出力軸SRLにそれぞれ連結してもよい。


Claims (9)

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