WO2013146467A1

WO2013146467A1 - 動力装置

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Publication number: WO2013146467A1
Application number: PCT/JP2013/057818
Authority: WO
Inventors: 本多　健司; 康二芝端
Original assignee: 本田技研工業株式会社
Priority date: 2012-03-27
Filing date: 2013-03-19
Publication date: 2013-10-03
Also published as: CN104185748B; US9133925B2; CN104185748A; DE112013001766T5; JP5809350B2; JPWO2013146467A1; US20150065282A1

Abstract

　装置の小型化を図ることができる動力装置を提供する。動力装置１は、互いに一体に設けられた第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２で構成された２連ピニオンギヤ１４と、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合うピニオンギヤＰと、２連ピニオンギヤ１４およびピニオンギヤＰを回転自在に支持する、回転自在のキャリア部材１３と、ピニオンギヤＰに噛み合う、回転自在のサンギヤＳと、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合うとともに、２つの回転軸の一方ＳＲＲに連結された、回転自在の第１リングギヤＲ１と、第２ピニオンギヤＰ２に噛み合うとともに、２つの回転軸の他方ＳＲＬに連結された、回転自在の第２リングギヤＲ２と、キャリア部材１３に連結された、回転エネルギを入出力可能な第１エネルギ入出力装置１１と、サンギヤＳに連結された、回転エネルギを入出力可能な第２エネルギ入出力装置１２を備えている。

Description

動力装置

　本発明は、互いに差回転が可能な２つの回転軸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。この従来の動力装置は、車両の左右の出力軸を駆動するためのものであり、動力源としての第１回転電機および第２回転電機と、第１ピニオンギヤおよび第２ピニオンギヤを一体に有する２連ピニオンギヤと、２連ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアと、第１ピニオンギヤに噛み合う第１サンギヤと、第２ピニオンギヤに噛み合う第２サンギヤおよびリングギヤを備えている。これらのリングギヤ、キャリア、第１および第２サンギヤは、共線図において、それらの回転数が互いに一つの直線上に位置する共線関係にあり、左側からこの順で並んでいる。

　また、この従来の動力装置では、第１および第２回転電機の間のトルク差を増大させて左右の駆動輪に伝達するために、リングギヤ、キャリア、第１および第２サンギヤから成る４つの回転要素と、左右の出力軸、第１および第２回転電機との間の連結関係が、次のように設定されている。すなわち、これらの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２つの回転要素、すなわちリングギヤおよび第２サンギヤが、第１および第２回転電機にそれぞれ連結されている。また、共線図において内側に位置する２つの回転要素、すなわちキャリアおよび第１サンギヤが、左右の出力軸にそれぞれ連結されている。

特開２０１１－２３７０１９号公報

　上述したように、従来の動力装置では、第１および第２回転電機の間のトルク差を増大させて左右の駆動輪に伝達することを目的としており、この目的を達成する上で、第１サンギヤを右出力軸に連結することは不可欠である。このため、第１サンギヤには、右出力軸を駆動するために、比較的大きなトルクが伝達される。これに対して、図１９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サンギヤから右出力軸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、大きなトルクが右出力軸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１９に示すように、２連ピニオンギヤの第１ピニオンギヤを支持する軸受け（以下「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、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１９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、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、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。

　本発明は、以上のような課題を解決するためになされたものであり、装置の小型化を図ることができる動力装置を提供することを目的とする。

　上記の目的を達成するために、請求項１に係る発明は、互いに差回転が可能な２つの回転軸（実施形態における（以下、本項において同じ）左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ、ＳＦＬ、ＳＦＲ）を駆動するための動力装置１、４１であって、互いに一体に設けられた第１ピニオンギヤＰ１および第２ピニオンギヤＰ２で構成された２連ピニオンギヤ１４と、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合うピニオンギヤＰと、２連ピニオンギヤ１４およびピニオンギヤＰを回転自在に支持する、回転自在のキャリア部材１３と、ピニオンギヤＰに噛み合う、回転自在のサンギヤＳと、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合うとともに、２つの回転軸の一方（右出力軸ＳＲＲ、ＳＦＲ）に連結された、回転自在の第１リングギヤＲ１と、第２ピニオンギヤＰ２に噛み合うとともに、２つの回転軸の他方（左出力軸ＳＲＬ、ＳＦＬ）に連結された、回転自在の第２リングギヤＲ２と、キャリア部材１３に連結された、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、サンギヤＳに連結された、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、を備えることを特徴とする。

　この構成によれば、２連ピニオンギヤおよびピニオンギヤが、キャリア部材に回転自在に支持されており、２連ピニオンギヤの第１ピニオンギヤがピニオンギヤに噛み合っている。また、ピニオンギヤはサンギヤに噛み合っており、２連ピニオンギヤの第１および第２ピニオンギヤは、第１および第２リングギヤにそれぞれ噛み合っている。以上から、サンギヤ、第１リングギヤ、第２リングギヤおよびキャリア部材の回転数は、いわゆる共線関係にあり、共線図において一つの直線上に並ぶ。また、この共線図において、キャリア部材およびサンギヤは、両外側にそれぞれ位置するとともに、第１および第２リングギヤは内側に位置する。

　また、キャリア部材およびサンギヤは、第１および第２エネルギ入出力装置にそれぞれ連結されるとともに、第１および第２リングギヤは、２つの回転軸の一方（以下「一方の回転軸」という）および他方（以下「他方の回転軸」という）にそれぞれ連結されている。以上により、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、キャリア部材、サンギヤ、第１および第２リングギヤなどを介して２つの回転軸に伝達し、両回転軸を適切に駆動することができる。この場合、上述したようにキャリア部材、サンギヤ、第１および第２リングギヤ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つの回転軸に分配される回転エネルギ（トルク）を適切に制御することができる。

　さらに、前述した従来の動力装置と異なり、一方および他方の回転軸に、サンギヤではなく、第１および第２リングギヤがそれぞれ連結されている。図２０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リングギヤから一方の回転軸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、前述した従来の第１サンギヤと比較して、一方の回転軸へのトルクの伝達に伴って第１リングギヤに作用する噛合い反力ＦＲは小さくなる。このことは、第２リングギヤについても、その噛合い半径が比較的大きいことから同様に当てはまる。したがって、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、それにより動力装置の小型化を図ることができる。

　また、前述したように、共線図においてキャリア部材およびサンギヤが第１および第２リングギヤの両外側にそれぞれ位置することから明らかなように、第１および第２エネルギ入出力装置からキャリア部材およびサンギヤにそれぞれ伝達されたトルクは、増大した状態で２つの回転軸に伝達される。このため、キャリア部材を小型化できるとともに、サンギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができ、このことによっても、動力装置の小型化を図ることができる。

　さらに、図２０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。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、前述した従来のピニオン軸受けと比較して、第１ピニオン軸受けの小型化を図ることができる。なお、図２０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。

　このことは、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）についても、同様に当てはまる。すなわち、第２ピニオン軸受けには、第２ピニオンギヤの回転に伴って遠心力が作用する。また、第２ピニオンギヤには、第２リングギヤから他方の回転軸へのトルクの伝達に伴って、第２リングギヤからの噛合い反力が作用する。これらの遠心力と噛合い反力は、第２ピニオン軸受けに対し、互いに相殺しあうように作用するので、第２ピニオン軸受けの小型化を図ることができる。以上の第１および第２ピニオン軸受けの小型化によっても、動力装置の小型化を図ることができる。

　なお、図２０は、第１ピニオンギヤおよびピニオンギヤがそれぞれ３つの場合の例であるが、これに限らないことはいうまでもない。

　請求項２に係る発明は、請求項１に記載の動力装置４１において、互いに差回転が可能な第１回転要素（サンギヤＳＤ）、第２回転要素（キャリアＣＤ）および第３回転要素（リングギヤＲＤ）を有する差動装置Ｄと、回転エネルギを出力可能に構成され、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）と、をさらに備え、第１回転要素は、第１リングギヤＲ１と２つの回転軸の一方（右出力軸ＳＦＲ）との間の回転エネルギの伝達経路（フランジ１７）に連結され、第２回転要素は、第２リングギヤＲ２と２つの回転軸の他方（左出力軸ＳＦＬ）との間の回転エネルギの伝達経路上に設けられるとともに、第３回転要素は、エネルギ出力装置に連結されていることを特徴とする。

　この構成によれば、差動装置の第１～第３回転要素が、互いに差回転が可能に構成されている。また、第１回転要素は、第１リングギヤと２つの回転軸の一方との間の回転エネルギの伝達経路に連結され、第２回転要素は、第２リングギヤと２つの回転軸の他方との間の回転エネルギの伝達経路上に設けられるとともに、第３回転要素は、エネルギ出力装置に連結されている。さらに、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。以上により、２つの回転軸に、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回転エネルギを低減できる。これにより、両装置の小型化を図ることができる。

　前記目的を達成するため、請求項３に係る発明は、互いに差回転が可能な２つの回転軸（実施形態における（以下、本項において同じ）左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ）を駆動するための動力装置５１、６１であって、互いに一体に設けられた第１ピニオンギヤＰ１Ａおよび第２ピニオンギヤＰ２Ａで構成された２連ピニオンギヤ１０２と、第１ピニオンギヤＰ１Ａに噛み合うピニオンギヤＰＡと、２連ピニオンギヤ１０２およびピニオンギヤＰＡを回転自在に支持するとともに、２つの回転軸の一方（右出力軸ＳＲＲ）に連結された、回転自在のキャリア部材１０１と、ピニオンギヤＰＡに噛み合う、回転自在の第１サンギヤＳ１Ａと、第２ピニオンギヤＰ２Ａに噛み合う、回転自在の第２サンギヤＳ２Ａと、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ａ、Ｐ２Ａの一方に噛み合うとともに、２つの回転軸の他方（左出力軸ＳＲＬ）に連結された、回転自在の第１リングギヤＲ１Ａと、第１サンギヤＳ１Ａに連結された、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、第２サンギヤＳ２Ａに連結された、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、を備えることを特徴とする。

　この構成によれば、２連ピニオンギヤおよびピニオンギヤが、キャリア部材に回転自在に支持されており、２連ピニオンギヤの第１ピニオンギヤがピニオンギヤに、ピニオンギヤが第１サンギヤに、第２ピニオンギヤが第２サンギヤに、それぞれ噛み合っている。また、２連ピニオンギヤの第１および第２ピニオンギヤに噛み合う第１リングギヤが設けられている。以上から、第１サンギヤ、第１リングギヤ、キャリア部材および第２サンギヤの回転数は、いわゆる共線関係にあり、共線図において、一つの直線上にこの順で並び、第１および第２サンギヤが、第１リングギヤおよびキャリア部材の両外側にそれぞれ位置する。

　また、第１および第２サンギヤは、第１および第２エネルギ入出力装置にそれぞれ連結されるとともに、キャリア部材および第１リングギヤは、一方の回転軸（２つの回転軸の一方）および他方の回転軸（２つの回転軸の他方）にそれぞれ連結されている。以上により、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、第１サンギヤ、第２サンギヤ、第１リングギヤおよびキャリア部材などを介して２つの回転軸に伝達し、両回転軸を適切に駆動することができる。この場合、上述したように第１サンギヤ、第１リングギヤ、キャリア部材および第２サンギヤ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つの回転軸に分配される回転エネルギ（トルク）を適切に制御することができる。

　さらに、前述した従来の動力装置と異なり、他方の回転軸に、サンギヤではなく、第１リングギヤが連結されている。請求項１の説明から明らかなように、前述した従来の第１サンギヤと比較して、他方の回転軸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小型化を図ることができる。

　また、前述したように、共線図において第１および第２サンギヤが第１リングギヤおよびキャリア部材の両外側にそれぞれ位置することから明らかなように、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サンギヤにそれぞれ伝達されたトルクは、増大した状態で２つの回転軸に伝達される。このため、第１および第２サンギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができ、このことによっても、動力装置の小型化を図ることができる。

　さらに、第１および第２ピニオンギヤの一方が第１リングギヤに噛み合っていることから、請求項１に係る発明と同様、この第１および第２ピニオンギヤの一方について、回転に伴う遠心力と噛合い反力が互いに相殺しあうように作用するので、前述した従来のピニオン軸受けと比較して、第１および第２ピニオンギヤの一方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３に記載の動力装置６１において、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ａ、Ｐ２Ａの他方に噛み合う、回転自在の第２リングギヤＲ２Ａをさらに備えることを特徴とする。

　この構成によれば、第１および第２ピニオンギヤに噛み合う第２リングギヤをさらに備えている。請求項３で述べた構成から明らかなように、第１サンギヤ、第１および第２リングギヤの一方、第１および第２リングギヤの他方、キャリア部材、および第２サンギヤの回転数は、いわゆる共線関係にあり、共線図において一つの直線上に並ぶ。このように、回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素を構成することができる。

　また、請求項１の場合と同様、第１および第２ピニオンギヤの双方について、回転に伴う遠心力と噛合い反力が互いに相殺しあうように作用するので、前述した従来のピニオン軸受けと比較して、第１および第２ピニオンギヤ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、動力装置の小型化を図ることができる。

　請求項５に係る発明は、請求項４に記載の動力装置６１において、回転エネルギを出力可能に構成され、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、第２リングギヤＲ２Ａは、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、請求項４の説明で述べた、回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素、すなわち第１サンギヤ、第１および第２リングギヤの一方、第１および第２リングギヤの他方、キャリア部材、および第２サンギヤのうち、第１リングギヤが他方の回転軸に、第２リングギヤがエネルギ出力装置に、それぞれ機械的に連結されている。これにより、２つの回転軸に、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回転エネルギを低減でき、ひいては、両装置の小型化を図ることができる。

　前記目的を達成するため、請求項６に係る発明は、互いに差回転が可能な２つの回転軸（実施形態における（以下、本項において同じ）左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ）を駆動するための動力装置７１であって、互いに一体に設けられた第１ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ１ｃおよび第２ピニオンギヤＰ２Ｃ、Ｐ２ｃで構成された２連ピニオンギヤ１０６、３０１と、第１ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ１ｃに噛み合う第３ピニオンギヤＰ３Ｃ、Ｐ３ｃと、第２ピニオンギヤＰ２Ｃ、Ｐ２ｃに噛み合う第４ピニオンギヤＰ４Ｃ、Ｐ４ｃと、２連ピニオンギヤ１０６、３０１、第３および第４ピニオンギヤＰ３Ｃ、Ｐ３ｃ、Ｐ４Ｃ、Ｐ４ｃを回転自在に支持する、回転自在のキャリア部材１０５、３０２と、第３ピニオンギヤＰ３Ｃ、Ｐ３ｃに噛み合う、回転自在の第１サンギヤＳ１Ｃ、Ｓ１ｃと、第１ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ１ｃに噛み合うとともに、２つの回転軸の一方（右出力軸ＳＲＲ）に連結された、回転自在の第１リングギヤＲ１Ｃ、Ｒ１ｃと、第２ピニオンギヤＰ２Ｃ、Ｐ２ｃに噛み合う、回転自在の第２サンギヤＳ２Ｃ、Ｓ２ｃと、第４ピニオンギヤＰ４Ｃ、Ｐ４ｃに噛み合うとともに、２つの回転軸の他方（左出力軸ＳＲＬ）に連結された、回転自在の第２リングギヤＲ２Ｃ、Ｒ２ｃと、第１サンギヤＳ１Ｃ、Ｓ１ｃに連結された、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、第２サンギヤＳ２Ｃ、Ｓ２ｃに連結された、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、を備えることを特徴とする。

　この構成によれば、２連ピニオンギヤ、第３および第４ピニオンギヤが、キャリア部材に回転自在に支持されており、２連ピニオンギヤの第１および第２ピニオンギヤが、第３および第４ピニオンギヤにそれぞれ噛み合っている。また、第３ピニオンギヤが第１サンギヤに、第１ピニオンギヤが第１リングギヤに、それぞれ噛み合うとともに、第２ピニオンギヤが第２サンギヤに、第４ピニオンギヤが第２リングギヤに、それぞれ噛み合っている。以上から、第１サンギヤ、第１リングギヤ、キャリア部材、第２リングギヤおよび第２サンギヤの回転数は、いわゆる共線関係にあり、共線図において、一つの直線上にこの順で並び、第１および第２サンギヤが、第１および第２リングギヤの両外側にそれぞれ位置する。

　また、第１および第２サンギヤは、第１および第２エネルギ入出力装置にそれぞれ連結されるとともに、第１および第２リングギヤは、一方の回転軸（２つの回転軸の一方）および他方の回転軸（２つの回転軸の他方）にそれぞれ連結されている。以上により、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、第１および第２サンギヤ、ならびに、第１および第２リングギヤなどを介して２つの回転軸に伝達し、両回転軸を適切に駆動することができる。この場合、上述したように第１サンギヤ、第１リングギヤ、キャリア部材、第２リングギヤおよび第２サンギヤ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つの回転軸に分配される回転エネルギ（トルク）を適切に制御することができる。

　さらに、前述した従来の動力装置と異なり、一方および他方の回転軸に、サンギヤではなく、第１および第２リングギヤがそれぞれ連結されているので、請求項１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、それにより動力装置の小型化を図ることができる。

　また、前述したように、共線図において第１および第２サンギヤが第１および第２リングギヤの両外側にそれぞれ位置することから明らかなように、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サンギヤにそれぞれ伝達されたトルクは、増大した状態で２つの回転軸に伝達される。このため、第１および第２サンギヤの歯幅を比較的小さな値に設定することができ、このことによっても、動力装置の小型化を図ることができる。

　さらに、第１および第４ピニオンギヤが第１および第２リングギヤにそれぞれ噛み合っているので、請求項１に係る発明と同様、第１および第４ピニオンギヤ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６に記載の動力装置７１において、第１ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ１ｃと第２ピニオンギヤＰ２Ｃ、Ｐ２ｃは、互いに同じ径および同じ歯数を有することを特徴とする。

　この構成によれば、第１ピニオンギヤと第２ピニオンギヤは、それらの径同士および歯数同士がそれぞれ同じになっている。これにより、例えば、第１および第２ピニオン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。また、この場合、第１および第２ピニオンギヤを、軸線方向に比較的長い単一のピニオンギヤで構成することができる。それにより、生産性をさらに向上させることができる。

　請求項８に係る発明は、請求項７に記載の動力装置７１において、第１リングギヤＲ１Ｃ、Ｒ１ｃと第２リングギヤＲ２Ｃ、Ｒ２ｃは、互いに同じ歯数を有することを特徴とする。

　この構成によれば、第１および第２ピニオンギヤの歯数同士と、第１および第２リングギヤの歯数同士が、それぞれ同じになっている。これにより、後述する式（７）から明らかなように、共線図（後述する図１６参照）におけるキャリア部材から第１リングギヤまでの距離と、キャリア部材から第２リングギヤまでの距離が互いに等しくなり、キャリア部材から第１および第２リングギヤに分配されるトルクの分配比を１：１にすることができる。

　請求項９に係る発明は、請求項８に記載の動力装置７１において、第１サンギヤＳ１Ｃ、Ｓ１ｃと第２サンギヤＳ２Ｃ、Ｓ２ｃは、互いに同じ歯数を有することを特徴とする。

　この構成によれば、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と、第１および第２ピニオンギヤの歯数同士と、第３および第４ピニオンギヤの歯数同士は、それぞれ同じになっている。これにより、後述する式（５）および（６）から明らかなように、図１６に示す第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。この第１レバー比αＢ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おり、第２レバー比βＢ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いる。したがって、第１および第２エネルギ入出力装置から２つの回転軸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。

　請求項１０に係る発明は、請求項６ないし９のいずれかに記載の動力装置７１において、回転エネルギを出力可能に構成され、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、キャリア部材１０５は、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、回転数が互いに共線関係にある第１サンギヤ、第１リングギヤ、キャリア部材、第２リングギヤおよび第２サンギヤのうちのキャリア部材が、エネルギ出力装置に連結されている。これにより、２つの回転軸に、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回転エネルギを低減でき、ひいては、両装置の小型化を図ることができる。

　前記目的を達成するため、請求項１１に係る発明は、互いに差回転が可能な２つの回転軸（実施形態における（以下、本項において同じ）左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ）を駆動するための動力装置８１であって、互いに一体に設けられた第１ピニオンギヤＰ１Ｄおよび第２ピニオンギヤＰ２Ｄで構成された２連ピニオンギヤ２０２と、第１ピニオンギヤＰ１Ｄに噛み合うピニオンギヤＰＤと、２連ピニオンギヤ２０２およびピニオンギヤＰＤを回転自在に支持する、回転自在のキャリア部材２０１と、ピニオンギヤＰＤに噛み合う、回転自在の第１サンギヤＳ１Ｄと、第１ピニオンギヤＰ１Ｄに噛み合うとともに、２つの回転軸の一方（右出力軸ＳＲＲ）に連結された、回転自在の第１リングギヤＲ１Ｄと、第２ピニオンギヤＰ２Ｄに噛み合う、回転自在の第２サンギヤＳ２Ｄと、第２ピニオンギヤＰ２Ｄに噛み合うとともに、２つの回転軸の他方（左出力軸ＳＲＬ）に連結された、回転自在の第２リングギヤＲ２Ｄと、第１サンギヤＳ１Ｄに連結された、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、第２サンギヤＳ２Ｄに連結された、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、を備えることを特徴とする。

　この構成によれば、２連ピニオンギヤおよびピニオンギヤが、キャリア部材に回転自在に支持されており、２連ピニオンギヤの第１ピニオンギヤがピニオンギヤに、ピニオンギヤが第１サンギヤに、第２ピニオンギヤが第２サンギヤに、それぞれ噛み合っている。また、第１および第２ピニオンギヤが、第１および第２リングギヤにそれぞれ噛み合っている。以上から、第１サンギヤ、第１および第２リングギヤの一方、第１および第２リングギヤの他方、キャリア部材および第２サンギヤの回転数は、いわゆる共線関係にあり、共線図において、一つの直線上にこの順で並び、第１および第２サンギヤは、第１および第２リングギヤの両外側にそれぞれ位置する。

　また、第１および第２サンギヤは、第１および第２エネルギ入出力装置にそれぞれ連結されるとともに、第１および第２リングギヤは、一方の回転軸（２つの回転軸の一方）および他方の回転軸（２つの回転軸の他方）にそれぞれ連結されている。以上により、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、第１および第２サンギヤ、ならびに第１および第２リングギヤなどを介して２つの回転軸に伝達し、両回転軸を適切に駆動することができる。この場合、上述したように第１サンギヤ、一方のリングギヤ、他方のリングギヤ、キャリア部材および第２サンギヤ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つの回転軸に分配される回転エネルギ（トルク）を適切に制御することができる。

　さらに、第１および第２ピニオンギヤが第１および第２リングギヤにそれぞれ噛み合っているので、請求項１に係る発明と同様、第１および第２ピニオンギヤ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、動力装置の小型化を図ることができる。

　請求項１２に係る発明は、請求項１ないし１１のいずれかに記載の動力装置１、４１、５１、６１、７１、８１において、第１および第２エネルギ入出力装置が回転電機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のエネルギ入出力装置として一般的な回転電機を用いるので、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。

　請求項１３に係る発明は、請求項１ないし１２のいずれかに記載の動力装置１、４１、５１、６１、７１、８１において、２つの回転軸は、輸送機関（車両ＶＦＲ、車両ＶＡＷ）を推進するための２つの被駆動部（左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲ、左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲ）に連結されていることを特徴とする。

　この構成によれば、２つの回転軸が輸送機関を推進するための２つの被駆動部に連結されているので、請求項１、３、６、１１に係る発明の作用・効果から明らかなように、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、ひいては、輸送機関の移動性を高めることができる。

　請求項１４に係る発明は、請求項１３に記載の動力装置１、４１、５１、６１、７１、８１において、２つの被駆動部の一方は、輸送機関の進行方向に対して、左右方向の一方の側に配置され、２つの被駆動部の他方は、左右方向の他方の側に配置されていることを特徴とする。

　この構成によれば、輸送機関の進行方向に対して、２つの被駆動部の一方が左右方向の一方の側に、他方が左右方向の他方の側に、それぞれ配置されているので、前述した請求項１の作用・効果から明らかなように、輸送機関の旋回性を高めることができる。

　請求項１５に係る発明は、請求項１３または１４に記載の動力装置１、４１、５１、６１、７１、８１において、輸送機関は車両であって、被駆動部は車両の車輪であることを特徴とする。

　この構成によれば、車両について、請求項１３または１４に係る発明による効果を有効に得ることができる。

本発明の第１実施形態による動力装置を、これを適用した車両の左右の後輪とともに概略的に示す図である。図１に示す動力装置のＥＣＵなどを示すブロック図である。図１に示す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に示す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に示す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、右旋回用の第３ヨーモーメント増大制御中について示す共線図である。図１に示す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、右旋回用の第３ヨーモーメント低減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を、これを適用した車両の左右の前輪とともに概略的に示す図である。図７に示す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、右旋回用の第３ヨーモーメント増大制御について示す共線図である。第２実施形態の第１変形例による動力装置を適用したＦＲ式の車両を概略的に示す図である。第２実施形態の第２変形例による動力装置を適用した全輪駆動式の車両を概略的に示す図である。本発明の第３実施形態による動力装置を、これを適用した車両の左右の後輪とともに示す概略的に示す図である。図１１に示す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、右旋回用の第３ヨーモーメント増大制御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を、これを適用した車両の左右の後輪とともに示す概略的に示す図である。図１３に示す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、右旋回用の第３ヨーモーメント増大制御について示す共線図である。本発明の第５実施形態による動力装置を、これを適用した車両の左右の後輪とともに示す概略的に示す図である。図１５に示す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、右旋回用の第３ヨーモーメント増大制御について示す共線図である。本発明の第６実施形態による動力装置を、これを適用した車両の左右の後輪とともに示す概略的に示す図である。図１７に示す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、右旋回用の第３ヨーモーメント増大制御について示す共線図である。従来技術の課題を説明するための図である。本発明による効果を説明するための図である。第５実施形態による歯車装置の変形例を概略的に示す図である。図２１のＡ－Ａ線に沿う切断部を示す端面図である。図２１のＢ－Ｂ線に沿う切断部を示す端面図である。図２１のＣ－Ｃ線に沿う切断部を示す端面図である。

　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に示す第１実施形態による動力装置１は、四輪の車両（図示せず）の左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを駆動するためのものであり、車両の後部に搭載されている。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。また、車両の前部には、動力源としての内燃機関（以下「エンジン」という。図示せず）が搭載されている。このエンジンは、ガソリンエンジンであり、車両の左右の前輪に変速機（いずれも図示せず）などを介して連結されており、左右の前輪を駆動する。

　動力装置１は、歯車装置ＧＳ、動力源としての第１回転電機１１および第２回転電機１２を備えている。歯車装置ＧＳは、第１および第２回転電機１１、１２と左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲとの間でトルクを伝達するためのものであり、キャリア部材１３、２連ピニオンギヤ１４、サンギヤＳ、ピニオンギヤＰ、第１リングギヤＲ１および第２リングギヤＲ２などで構成されている。これらのキャリア部材１３、サンギヤＳ、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２は、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されている。

　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と一体の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１５および右出力軸ＳＲＲ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１３ａ、１３ｂは、互いに同軸状に配置されており、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの軸線方向に互いに対向している。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支軸１３ｃは第１基部１３ａの径方向の外端部に、第２支軸１３ｄは内端部に、それぞれ位置している。さらに、４つの第１支軸１３ｃは、第１基部１３ａの周方向に互いに等間隔に位置しており、このことは、４つの第２支軸１３ｄについても同様である。

　前記２連ピニオンギヤ１４は、互いに一体に形成された第１ピニオンギヤＰ１および第２ピニオンギヤＰ２で構成されている。２連ピニオンギヤ１４の数は、上述した第１支軸１３ｃと同じ値４であり（２つのみ図示）、各２連ピニオンギヤ１４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いる。なお、２連ピニオンギヤ１４および第１支軸１３ｃの数は値４に限らず、任意である。第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２は、第１支軸１３ｃの左部および右部にそれぞれ位置しており、互いに異なるピッチ円直径を有している。

　また、前記サンギヤＳ、ピニオンギヤＰおよび２連ピニオンギヤ１４の第１ピニオンギヤＰ１は、径方向に、内側からこの順で並んでおり、サンギヤＳは、中空の第１回転軸１５に一体に取り付けられている。この第１回転軸１５は、軸受け（図示せず）に回転自在に支持されており、その内側には右出力軸ＳＲＲが、外側にはキャリア部材１３が、それぞれ相対的に回転自在に配置されている。ピニオンギヤＰの数は、キャリア部材１３の第２支軸１３ｄ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Ｐ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いる。また、ピニオンギヤＰは、サンギヤＳおよび第１ピニオンギヤＰ１の双方に噛み合っている。なお、ピニオンギヤＰおよび第２支軸１３ｄの数は値４に限らず、任意である。

　前記第１リングギヤＲ１は、いわゆる内歯歯車で構成され、サンギヤＳの外周に設けられており、第１ピニオンギヤＰ１に噛み合っている。また、第１リングギヤＲ１は、中空の第２回転軸１６とフランジ１７を介して右出力軸ＳＲＲに取り付けられており、右出力軸ＳＲＲと一体に回転自在である。第２回転軸１６の内側には、キャリア部材１３および第１回転軸１５が、相対的に回転自在に配置されている。

　前記第２リングギヤＲ２は、第１リングギヤＲ１と同様の内歯歯車で構成されており、２連ピニオンギヤ１４の第２ピニオンギヤＰ２に噛み合っている。また、第２リングギヤＲ２は、中空の第３回転軸１８とフランジ１９を介して左出力軸ＳＲＬに取り付けられており、左出力軸ＳＲＬと一体に回転自在である。第３回転軸１８の内側には、第２回転軸１６、キャリア部材１３、第１回転軸１５および右出力軸ＳＲＲが、相対的に回転自在に配置されている。

　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、歯車装置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るとともに、キャリア部材１３に一体に取り付けられており、キャリア部材１３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２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と右後輪ＷＲＲ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、前述した第１回転軸１５に一体に取り付けられており、サンギヤＳ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、当該動力を電力に変換することを適宜「回生」という。

　以上のように、動力装置１では、キャリア部材１３および第１ロータ１１ｂは、互いに直結されているので、両者１３、１１ｂ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１６およびフランジ１７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リングギヤＲ２は、第３回転軸１８およびフランジ１９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、サンギヤＳおよび第２ロータ１２ｂは、第１回転軸１５を介して互いに連結されているので、サンギヤＳの回転数および第２ロータ１２ｂの回転数は、互いに等しい。

　さらに、歯車装置ＧＳが前述したように構成されているため、キャリア部材１３の回転数、第１リングギヤＲ１の回転数、第２リングギヤＲ２の回転数、およびサンギヤＳの回転数は、共線図において、互いに同じ一つの直線上に位置する共線関係にあり、キャリア部材１３およびサンギヤＳは、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２の両外側にそれぞれ位置する。以上から、動力装置１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３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３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３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レバー比であり、次式（１）および（２）で表される。
　　　　α＝｛ＺＲ１（ＺＰ１×ＺＲ２－ＺＳ×ＺＰ２）｝
　　　　　　／｛ＺＳ（ＺＰ２×ＺＲ１－ＺＰ１×ＺＲ２）｝　……（１）
　　　　β＝（ＺＰ１×ＺＲ２）／（ＺＰ２×ＺＲ１－ＺＰ１×ＺＲ２）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　……（２）
　ここで、ＺＲ１は第１リングギヤＲ１の歯数であり、ＺＰ１は第１ピニオンギヤＰ１の歯数、ＺＲ２は第２リングギヤＲ２の歯数である。また、ＺＳはサンギヤＳの歯数であり、ＺＰ２は第２ピニオンギヤＰ２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１ピニオンギヤＰ１の歯数ＺＰ１、第２リングギヤＲ２の歯数ＺＲ２、サンギヤＳの歯数ＺＳおよび第２ピニオンギヤＰ２の歯数ＺＰ２（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（例えば値２．５）になるように、各ギヤの歯数は設定されている。また、式（１）および（２）から明らかなように、ＺＰ１×ＺＲ２－ＺＳ×ＺＰ２＞０と、ＺＰ２×ＺＲ１－ＺＰ１×ＺＲ２＞０が成立するように、各ギヤの歯数は設定されている。

　なお、図３などに示す共線図において、キャリア部材１３およびサンギヤＳは、歯車装置ＧＳの構成上、必然的に、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２の両外側にそれぞれ位置する。一方、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２は、必ずしも図３に示すように右側および左側にそれぞれ位置するのではなく、各ギヤの歯数の設定によっては、逆に左側および右側にそれぞれ位置する。

　また、図２に示すように、ＥＣＵ２には、操舵角センサ３１から車両のハンドル（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、動力装置１の各種の動作が行われる。以下、車両の直進時および左右の旋回時における動力装置１の動作について説明する。

　・直進時
　車両の直進時で、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３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、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。

　この場合、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、ＲＬＭ２－ＲＬＭ１（ＲＬＭ２＞ＲＬＭ１）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、ＲＲＭ１－ＲＲＭ２（ＲＲＭ１＞ＲＲＭ２）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。また、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。

　また、車両の直進時で、かつ減速走行中には、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、当該回生電力を制御する。図４は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係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、－ＲＬＧ２＋ＲＬＧ１（ＲＬＧ２＞ＲＬＧ１）で表されるとともに、右出力軸伝達トルクは、－ＲＲＧ１＋ＲＲＧ２（ＲＲＧ１＞ＲＲＧ２）で表され、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに制動トルクが作用し、車両が減速される。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。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
　車両の右旋回時において、車両を右旋回させる右回りのヨーモーメントを増大させるときには、右旋回用のヨーモーメント増大制御が実行され、このヨーモーメント増大制御として、第１～第４ヨーモーメント増大制御が用意されている。以下、これらの第１～第４ヨーモーメント増大制御について順に説明する。まず、第１ヨーモーメント増大制御中には、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３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、車両の右回りの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、第１ヨーモーメント増大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。

　第２ヨーモーメント増大制御中には、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４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、車両の右回りの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、第２ヨーモーメント増大制御を実行するための実行条件は、例えば、車両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。

　第３ヨーモーメント増大制御中には、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３を用いて前述したように、図５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。また、図４を用いて前述したように、図５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＋ＲＬＭ２で表されるとともに、右出力軸伝達トルクは、－（ＲＲＧ１＋ＲＲＭ２）で表される。このように、左出力軸伝達トルクが増大するとともに、右出力軸ＳＲＲに制動トルクが作用する結果、車両の右回りの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。

　なお、第３ヨーモーメント増大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：エンジンによる車両の駆動中であり、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：エンジンによる車両の駆動中であり、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増大条件の成立時には、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。

　第４ヨーモーメント増大制御中には、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。このゼロトルク制御は、第２回転電機１２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１モータ制動トルクＴＧ１のみが発生するので、図５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、左出力軸伝達トルクが増大するとともに、右出力軸ＳＲＲに制動トルクが作用する結果、車両の右回りの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回転電機１１で回生する電力が制御される。なお、第４ヨーモーメント増大制御を実行するための実行条件は、例えば、エンジンによる車両の駆動中であり、バッテリ２３の充電状態が上限値よりも小さく、かつ第１回転電機１１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。

　また、車両の右旋回時において、車両を右旋回させる右回りのヨーモーメントを低減するときには、右旋回用のヨーモーメント低減制御が実行され、このヨーモーメント低減制御として、第１～第４ヨーモーメント低減制御が用意されている。以下、これらの第１～第４ヨーモーメント低減制御について順に説明する。まず、第１ヨーモーメント低減制御中には、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３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、車両の右回りの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、第１ヨーモーメント低減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。

　第２ヨーモーメント低減制御中には、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４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、車両の右回りの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、第２ヨーモーメント低減制御を実行するための実行条件は、例えば、車両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。

　第３ヨーモーメント低減制御中には、第１回転電機１１で力行を行うとともに、第２回転電機１２で回生を行う。図６は、この場合における各種の回転要素の間の回転数の関係およびトルクの釣り合い関係を示している。図３を用いて前述したように、図６におけるＴＭ１は、第１モータ出力トルクであり、ＲＬＭ１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、図４を用いて前述したように、図６におけるＴＧ２は、第２モータ制動トルクであり、ＲＬＧ２およびＲＲＧ２はそれぞれ、第２回転電機１２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、－（ＲＬＭ１＋ＲＬＧ２）で表されるとともに、右出力軸伝達トルクは、ＲＲＭ１＋ＲＲＧ２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、右出力軸伝達トルクが増大する結果、車両の右回りの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。

　なお、第３ヨーモーメント低減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以上であること。
　第２低減条件：車両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２回転電機１２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低減条件の成立時には、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。

　第４ヨーモーメント低減制御中には、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。この場合、第２モータ制動トルクＴＧ２のみが発生するので、図６から明らかなように、左出力軸伝達トルクは－ＲＬＧ２で表されるとともに、右出力軸伝達トルクはＲＲＧ２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、右出力軸伝達トルクが増大する結果、車両の右回りの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２回転電機１２で回生する電力が制御される。なお、第４ヨーモーメント低減制御を実行するための実行条件は、例えば、車両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２回転電機１２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、車両の左旋回時、車両を左旋回させる左回りのヨーモーメントを増大させるときには、左旋回用のヨーモーメント増大制御が実行され、左回りのヨーモーメントを低減するときには、左旋回用のヨーモーメント低減制御が実行される。これらの左旋回用のヨーモーメント増大制御およびヨーモーメント低減制御はそれぞれ、前述した右旋回用のヨーモーメント増大制御およびヨーモーメント低減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、本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、本実施形態における右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬが、本発明における２つの回転軸の一方および他方にそれぞれ相当するとともに、本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、本実施形態における左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲが、本発明における２つの被駆動部に相当する。

　以上のように、第１実施形態によれば、２連ピニオンギヤ１４およびピニオンギヤＰが、キャリア部材１３に回転自在に支持されており、２連ピニオンギヤ１４の第１ピニオンギヤＰ１がピニオンギヤＰに噛み合っている。また、ピニオンギヤＰはサンギヤＳに噛み合っており、２連ピニオンギヤ１４の第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ２は、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２にそれぞれ噛み合っている。

　さらに、これらのキャリア部材１３およびサンギヤＳは、第１および第２回転電機１１、１２にそれぞれ連結されるとともに、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２は、右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬにそれぞれ連結されている。以上により、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、キャリア部材１３、サンギヤＳ、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２などを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達し、両出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを適切に駆動（制動）することができる。この場合、図３などを用いて説明したようにキャリア部材１３、サンギヤＳ、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２の回転数が互いに共線関係にあるので、第１および第２回転電機１１、１２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適切に制御することができ、ひいては、車両の旋回性を含めた走行性を高めることができる。

　さらに、前述した従来の動力装置と異なり、右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬに、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ので、両ギヤ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１の小型化を図ることができる。また、共線図（図３など）においてキャリア部材１３およびサンギヤＳが第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２の両外側にそれぞれ位置することから、第１および第２回転電機１１、１２からキャリア部材１３およびサンギヤＳにそれぞれ伝達されたトルクは、増大した状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。このため、キャリア部材１３を小型化できるとともに、サンギヤＳの歯幅を比較的小さな値に設定することができ、このことによっても、動力装置１の小型化を図ることができる。

　さらに、前述した図２０を用いて説明したように、第１ピニオンギヤＰ１を支持する軸受け（以下「第１軸受け」という）には、第１ピニオンギヤＰ１の回転に伴って遠心力が作用する。また、第１ピニオンギヤＰ１には、第１リングギヤＲ１から右出力軸ＳＲＲへのトルクの伝達に伴って、第１リングギヤＲ１からの噛合い反力が作用し、この噛合い反力は、第１軸受けに対し、上記の遠心力と反対の方向に作用する。その結果、第１軸受けに対し、これらの遠心力と噛合い反力が互いに相殺しあうように作用するので、前述した従来のピニオン軸受けと比較して、第１軸受けの小型化を図ることができる。

　このことは、第２ピニオンギヤＰ２を支持する軸受け（以下「第２軸受け」という）についても、同様に当てはまる。すなわち、第２軸受けには、第２ピニオンギヤＰ２の回転に伴って遠心力が作用する。また、第２ピニオンギヤＰ２には、第２リングギヤＲ２から左出力軸ＳＲＬへのトルクの伝達に伴って、第２リングギヤＲ２からの噛合い反力が作用する。これらの遠心力と噛合い反力は、第２軸受けに対し、互いに相殺しあうように作用するので、第２軸受けの小型化を図ることができる。以上の第１および第２軸受けの小型化によっても、動力装置１の小型化を図ることができる。

　次に、図７を参照しながら、本発明の第２実施形態による動力装置４１について説明する。この動力装置４１は、第１実施形態と異なり、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲにそれぞれ連結された左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲではなく、左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲにそれぞれ連結された左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲを駆動するためのものであり、第１実施形態と比較して、前述した歯車装置ＧＳなどに加え、動力源としてのエンジン３と、変速機４および差動装置Ｄをさらに備えることが、主に異なっている。図７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。

　エンジン３は、ガソリンエンジンであり、四輪の車両の前部に搭載されている。エンジン３のクランク軸（図示せず）には、変速機４が連結されている。変速機４は、有段式の自動変速機であり、その動作がＥＣＵ２により制御されることによって、エンジン３の動力を変速した状態で出力軸４ａに出力する。

　差動装置Ｄは、いわゆるダブルピニオン式の遊星歯車装置であり、サンギヤＳＤと、サンギヤＳＤの外周に設けられたリングギヤＲＤと、サンギヤＳＤに噛み合う複数の第１ピニオンギヤＰＤ１と、第１ピニオンギヤＰＤ１およびリングギヤＲＤに噛み合う複数の第２ピニオンギヤＰＤ２と、第１および第２ピニオンギヤＰＤ１，ＰＤ２を回転自在に支持するキャリアＣＤを有している。差動装置Ｄ、歯車装置ＧＳ、第１および第２回転電機１１、１２は、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲと同軸状に配置されており、左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲの間に左側からこの順で並んでいる。

　また、差動装置ＤのリングギヤＲＤの外周部には、外歯ギヤＧが形成されており、この外歯ギヤＧは、変速機４の出力軸４ａに一体に取り付けられたギヤ４ｂに噛み合っている。このように、リングギヤＲＤは、変速機４を介してエンジン３に連結されている。

　さらに、差動装置ＤのサンギヤＳＤは、回転軸を介して前述したフランジ１７に一体に取り付けられている。フランジ１７は、右出力軸ＳＦＲに一体に取り付けられており、第１実施形態と同様、第２回転軸１６を介して第１リングギヤＲ１に連結されている。このように、サンギヤＳＤは、第１リングギヤＲ１と右出力軸ＳＦＲとの間の回転エネルギの伝達経路に連結されている。

　また、差動装置ＤのキャリアＣＤの左端部は、左出力軸ＳＦＬに一体に取り付けられており、キャリアＣＤの右端部は、前述したフランジ１９および第３回転軸１８を介して第２リングギヤＲ２に連結されている。このように、キャリアＣＤは、第２リングギヤＲ２と左出力軸ＳＦＬとの間の回転エネルギの伝達経路上に設けられている。

　以上の構成の差動装置Ｄでは、エンジントルクが、変速機４を介してリングギヤＲＤに伝達されると、リングギヤＲＤに伝達されたトルクは、第２および第１ピニオンギヤＰＤ２，ＰＤ１を介して、サンギヤＳＤおよびキャリアＣＤに、１：１のトルク分配比で分配される。キャリアＣＤに分配されたトルクは、左出力軸ＳＦＬを介して左前輪ＷＦＬに伝達され、サンギヤＳＤに分配されたトルクは、右出力軸ＳＦＲを介して右前輪ＷＦＲに伝達される。

　以上のように、動力装置４１では、第２リングギヤＲ２およびキャリアＣＤは、第３回転軸１８とフランジ１９を介して互いに連結されており、キャリアＣＤは、左出力軸ＳＦＬに直結されている。したがって、第２リングギヤＲ２、キャリアＣＤおよび左出力軸ＳＦＬ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１６およびフランジ１７を介して右出力軸ＳＦＲに連結されており、差動装置ＤのサンギヤＳＤは、回転軸およびフランジ１７を介して右出力軸ＳＦＲに連結されている。したがって、第１リングギヤＲ１、サンギヤＳＤおよび右出力軸ＳＦＲの回転数は互いに等しい。

　また、歯車装置ＧＳのキャリア部材１３、第１回転電機１１の第１ロータ１１ｂ、第１リングギヤＲ１、第２リングギヤＲ２、歯車装置ＧＳのサンギヤＳ、および第２回転電機１２の第２ロータ１２ｂの間の回転数の関係は、第１実施形態と同様である。また、差動装置Ｄがダブルピニオン式の遊星歯車装置であることから明らかなように、キャリアＣＤ、リングギヤＲＤおよびサンギヤＳＤは、互いに差回転が可能であり、共線図において、それらの回転数が同じ一つの直線上に位置する共線関係にあり、左側からこの順で並ぶ。

　以上から、動力装置４１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８に示す共線図のように表される。同図に示すように、差動装置ＤのキャリアＣＤ、リングギヤＲＤ、サンギヤＳＤ、歯車装置ＧＳのサンギヤＳ、第２リングギヤＲ２、第１リングギヤＲ１、およびキャリア部材１３によって、回転数が互いに共線関係にある５つの回転要素が構成される。また、図８から明らかなように、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲは、互いに差回転が可能である。なお、図８では、歯車装置ＧＳのサンギヤＳおよび差動装置ＤのサンギヤＳＤを明確にするために、両者Ｓ、ＳＤの符号のみをカッコ書きで表記している。

　また、図８は、右旋回用の第３ヨーモーメント増大制御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、ＴＥは、エンジン３から変速機４を介してリングギヤＲＤに伝達されるトルクであり、ＲＬＥおよびＲＲＥは、エンジン３からリングギヤＲＤへのトルク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。その他のパラメータ（第１モータ制動トルクＴＧ１など）については、第１実施形態と同様である。前述したようにリングギヤＲＤに伝達されたトルクがキャリアＣＤおよびサンギヤＳＤに１：１のトルク分配比で分配されることから明らかなように、これらの反力トルクＲＬＥおよびＲＲＥは互いに等しい。

　この場合、左出力軸ＳＦＬに伝達されるトルクは、ＲＬＥ＋ＲＬＧ１＋ＲＬＭ２で表されるとともに、右出力軸ＳＦＲに伝達されるトルクは、ＲＲＥ－（ＲＲＧ１＋ＲＲＭ２）で表される。このように、左出力軸ＳＦＬに伝達されるトルクが右出力軸ＳＦＲに伝達されるトルクよりも大きくなり、それにより、車両の右回りのヨーモーメントが増大する。

　この図８と、前述した第１実施形態の右旋回用の第３ヨーモーメント増大制御におけるトルクの釣り合い関係などを示す図５との比較から明らかなように、第３ヨーモーメント増大制御における動作は、第１実施形態と比較して、変速機４で変速されたエンジン３のトルクが差動装置Ｄによって左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに分配されることだけが異なっている。このことは、直進時や第１ヨーモーメント増大制御などにおける各種の動作についても同様であるので、動力装置４１の動作の説明については省略する。

　また、第２実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は、次のとおりである。すなわち、本実施形態におけるサンギヤＳＤ、キャリアＣＤおよびリングギヤＲＤが、本発明における第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素にそれぞれ相当するとともに、本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。また、本実施形態におけるフランジ１７が、本発明における第１リングギヤと２つの回転軸の一方との間の回転エネルギの伝達経路に相当する。その他の対応関係については、第１実施形態と同様である。

　以上のように、第２実施形態によれば、差動装置ＤのサンギヤＳＤが、歯車装置ＧＳの第１リングギヤＲ１と右出力軸ＳＦＲとの間の回転エネルギの伝達経路に連結され、キャリアＣＤが、歯車装置ＧＳの第２リングギヤＲ２と左出力軸ＳＦＬとの間の回転エネルギの伝達経路上に設けられるとともに、差動装置ＤのリングギヤＲＤがエンジン３に連結されている。これにより、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに、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のトルクが伝達されるので、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る。これにより、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。その他、第１実施形態による効果を同様に得ることができる。

　また、図９は、第２実施形態の第１変形例を示しており、この第１変形例は、動力装置をＦＲ（フロントエンジン－リヤドライブ）式の車両ＶＦＲに適用した例である。この車両ＶＦＲでは、差動装置Ｄ、歯車装置ＧＳ、第１および第２回転電機（いずれも図示せず）は、車両ＶＦＲの後部に配置されており、差動装置Ｄの前述したリングギヤ（図示せず）は、プロペラシャフトＰＳを介して変速機４に連結されている。また、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ、差動装置Ｄ、歯車装置ＧＳ、第１および第２回転電機の間の連結関係は、第２実施形態と比較して、前側の左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲを後ろ側の左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに置き換えた点のみが異なっており、その他は同様である。

　なお、この第１変形例では、車両ＶＦＲが、本発明における輸送機関に相当する。

　以上の構成により、エンジン３のトルクは、変速機４、プロペラシャフトＰＳ、および差動装置Ｄを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達され、さらに左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達される。また、第１および第２モータ出力トルクならびに第１および第２モータ制動トルクは、歯車装置ＧＳおよび差動装置Ｄを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達され、さらに左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達される。以上により、この場合にも、第２実施形態による効果を同様に得ることができる。

　さらに、図１０は、第２実施形態の第２変形例を示しており、この第２変形例は、動力装置を全輪駆動式の車両ＶＡＷに適用した例である。この車両ＶＡＷでは、前側の左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲは、フロントデフＤＦ、センターデフＤＣおよび変速機４を介して、エンジン３に連結されている。また、差動装置Ｄ、歯車装置ＧＳ、第１および第２回転電機（いずれも図示せず）は、車両ＶＡＷの後部に配置されており、差動装置Ｄのリングギヤ（図示せず）は、プロペラシャフトＰＳおよびセンターデフＤＣを介して変速機４に連結されている。また、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ、差動装置Ｄ、歯車装置ＧＳ、第１および第２回転電機の間の連結関係は、上述した第１変形例と同様である。

　なお、この第２変形例では、車両ＶＡＷが、本発明における輸送機関に相当する。

　以上の構成により、エンジン３のトルクは、変速機４を介してセンターデフＤＣに伝達され、フロントデフＤＦおよびプロペラシャフトＰＳに分配される。フロントデフＤＦに分配されたトルクは、左右の出力軸ＳＦＬ、ＳＦＲに伝達され、さらに左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲに伝達される。プロペラシャフトＰＳに分配されたトルクは、差動装置Ｄを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達され、さらに左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達される。また、第１および第２モータ出力トルクならびに第１および第２モータ制動トルクは、歯車装置ＧＳおよび差動装置Ｄを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達され、さらに左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに伝達される。以上により、この場合にも、第２実施形態による効果を同様に得ることができる。

　なお、第２実施形態の第１および第２変形例では、エンジン３および変速機４を、車両ＶＦＲ、ＶＡＷの前部に配置しているが、車両の後部に配置してもよい。

　次に、図１１および図１２を参照しながら、本発明の第３実施形態による動力装置５１について説明する。この動力装置５１は、第１実施形態と比較して、歯車装置ＧＳＡの構成が主に異なっている。図１１および図１２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１１に示す歯車装置ＧＳＡは、キャリア部材１０１、第１サンギヤＳ１Ａ、ピニオンギヤＰＡ、２連ピニオンギヤ１０２、第１リングギヤＲ１Ａ、および第２サンギヤＳ２Ａを有している。歯車装置ＧＳＡは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの間に位置している。

　キャリア部材１０１は、円板状の基部１０１ａと、基部１０１ａに一体に設けられた４つの第１支軸１０１ｂおよび第２支軸１０１ｃ（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、後述する第１および第３回転軸５２、５４が相対的に回転自在に配置されている。基部１０１ａは、右出力軸ＳＲＲに同軸状に一体に取り付けられており、それにより、キャリア部材１０１は、右出力軸ＳＲＲと一体に回転自在である。

　第１支軸１０１ｂは基部１０１ａの径方向の中央に、第２支軸１０１ｃは基部１０１ａの径方向の外端部に、それぞれ配置されており、両者１０１ｂおよび１０１ｃはいずれも、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの軸線方向に、右後輪ＷＲＲ側に延びている。また、４つの第１支軸１０１ｂは、基部１０１ａの周方向に互いに等間隔に位置しており、このことは４つの第２支軸１０１ｃについても同様である。

　前記２連ピニオンギヤ１０２は、互いに一体に形成された第１ピニオンギヤＰ１Ａおよび第２ピニオンギヤＰ２Ａで構成されている。２連ピニオンギヤ１０２の数は、上述した第２支軸１０１ｃと同じ値４であり（２つのみ図示）、各２連ピニオンギヤ１０２は、第２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いる。また、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ａ、Ｐ２Ａは、互いに異なるピッチ円直径を有している。なお、２連ピニオンギヤ１０２および第２支軸１０１ｃの数は値４に限らず、任意である。

　また、第１サンギヤＳ１Ａ、ピニオンギヤＰＡ、２連ピニオンギヤ１０２の第１ピニオンギヤＰ１Ａおよび第１リングギヤＲ１Ａは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第１サンギヤＳ１Ａは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第１回転軸５２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。第１回転軸５２の内側および外側にはそれぞれ、右出力軸ＳＲＲおよび第３回転軸５４が相対的に回転自在に配置されている。

　また、ピニオンギヤＰＡの数は、キャリア部材１０１の前述した第１支軸１０１ｂと同じ値４（２つのみ図示）である。各ピニオンギヤＰＡは、第１支軸１０１ｂ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Ｓ１Ａおよび第１ピニオンギヤＰ１Ａの双方に噛み合っている。なお、ピニオンギヤＰＡおよび第１支軸１０１ｂの数は値４に限らず、任意である。第１リングギヤＲ１Ａは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第２回転軸５３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２回転軸５３の内側には、キャリア部材１０１が相対的に回転自在に配置されている。

　前記第２サンギヤＳ２Ａおよび２連ピニオンギヤ１０２の第２ピニオンギヤＰ２Ａ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Ｓ１Ａ、ピニオンギヤＰＡ、第１ピニオンギヤＰ１Ａおよび第１リングギヤＲ１Ａから成る歯車組と第２回転電機１２との間に配置されている。第２サンギヤＳ２Ａは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第３回転軸５４を介して、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。第２ピニオンギヤＰ２Ａは、第２サンギヤＳ２Ａに噛み合っている。

　以上の構成により、第１サンギヤＳ１Ａ、第１リングギヤＲ１Ａ、キャリア部材１０１、および第２サンギヤＳ２Ａ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１サンギヤＳ１Ａを回転させたときには、第１リングギヤＲ１Ａは第１サンギヤＳ１Ａの回転方向と同方向に回転し、第２サンギヤＳ２Ａは、第１サンギヤＳ１Ａの回転方向と逆方向に回転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第１サンギヤＳ１Ａの回転数は第１リングギヤＲ１Ａの回転数よりも高くなる。以上から、回転数の関係を表す共線図において、第１サンギヤＳ１Ａ、第１リングギヤＲ１Ａ、キャリア部材１０１および第２サンギヤＳ２Ａは、この順で並ぶ。

　また、第１サンギヤＳ１Ａおよび第１ロータ１１ｂは、第１回転軸５２を介して互いに連結されているので、第１サンギヤＳ１Ａ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Ｒ１Ａは、第２回転軸５３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１リングギヤＲ１Ａ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１０１は、右出力軸ＳＲＲに直結されているので、キャリア部材１０１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Ｓ２Ａおよび第２ロータ１２ｂは、第３回転軸５４を介して互いに連結されているので、第２サンギヤＳ２Ａ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３実施形態による動力装置５１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１２に示す共線図のように表される。同図における各種のパラメータは、第１実施形態で述べたとおりである。また、図１２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。さらに、この図１２と、第１実施形態による動力装置１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３実施形態による動力装置５１は、第１実施形態による動力装置１と同様に動作する。

　また、図１２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＝（ＺＲ１Ａ－ＺＳ１Ａ）／ＺＳ１Ａ　　……（３）
　　　　βＡ＝（ＺＲ１Ａ×ＺＰ２Ａ）／（ＺＳ２Ａ×ＺＰ１Ａ）　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　……（４）
　ここで、ＺＲ１Ａは第１リングギヤＲ１Ａの歯数であり、ＺＳ１Ａは第１サンギヤＳ１Ａの歯数、ＺＰ２Ａは第２ピニオンギヤＰ２Ａの歯数、ＺＳ２Ａは第２サンギヤＳ２Ａの歯数、ＺＰ１Ａは第１ピニオンギヤＰ１Ａの歯数である。

　これらの第１リングギヤＲ１Ａの歯数ＺＲ１Ａ、第１サンギヤＳ１Ａの歯数ＺＳ１Ａ、第２ピニオンギヤＰ２Ａの歯数ＺＰ２Ａ、第２サンギヤＳ２Ａの歯数ＺＳ２Ａ、および第１ピニオンギヤＰ１Ａの歯数ＺＰ１Ａ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３実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は次のとおりである。すなわち、本実施形態における右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬが、本発明における２つの回転軸の一方および他方にそれぞれ相当し、本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、本実施形態における左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲが、本発明における２つの被駆動部に相当する。

　以上のように、第３実施形態によれば、２連ピニオンギヤ１０２およびピニオンギヤＰＡが、キャリア部材１０１に回転自在に支持されており、２連ピニオンギヤ１０２の第１ピニオンギヤＰ１ＡがピニオンギヤＰＡに、ピニオンギヤＰＡが第１サンギヤＳ１Ａに、それぞれ噛み合っている。また、２連ピニオンギヤ１０２の第１および第２ピニオンギヤＰ１Ａ、Ｐ２Ａが、第１リングギヤＲ１Ａおよび第２サンギヤＳ２Ａに、それぞれ噛み合っている。さらに、これらの第１および第２サンギヤＳ１Ａ、Ｓ２Ａは、第１および第２回転電機１１、１２にそれぞれ連結されるとともに、キャリア部材１０１および第１リングギヤＲ１Ａは、右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬにそれぞれ連結されている。

　以上により、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、第１サンギヤＳ１Ａ、第２サンギヤＳ２Ａ、第１リングギヤＲ１Ａおよびキャリア部材１０１などを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達し、両出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを適切に駆動（制動）することができる。この場合、図１２を用いて説明したように第１サンギヤＳ１Ａ、第１リングギヤＲ１Ａ、キャリア部材１０１および第２サンギヤＳ２Ａの回転数が互いに共線関係にあるので、第１および第２回転電機１１、１２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適切に制御することができ、ひいては、車両の旋回性を含めた走行性を高めることができる。

　さらに、前述した従来の動力装置と異なり、左出力軸ＳＲＬに、第１リングギヤＲ１Ａが連結されているので、第１リングギヤＲ１Ａ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５１の小型化を図ることができる。また、共線図（図１２）において第１および第２サンギヤＳ１Ａ、Ｓ２Ａが第１リングギヤＲ１Ａおよびキャリア部材１０１の両外側にそれぞれ位置することから、第１および第２回転電機１１、１２から第１および第２サンギヤＳ１Ａ、Ｓ２Ａにそれぞれ伝達されたトルクは、増大した状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。このため、第１および第２サンギヤＳ１Ａ、Ｓ２Ａの歯幅を比較的小さな値に設定することができ、このことによっても、動力装置５１の小型化を図ることができる。

　さらに、第１ピニオンギヤＰ１Ａが第１リングギヤＲ１Ａに噛み合っていることから、前述した図２０を用いて説明したように、第１ピニオンギヤＰ１Ａを支持する軸受けに対して、回転に伴う遠心力と噛合い反力とが互いに相殺しあうように作用するので、前述した従来の場合と比較して、この軸受けの小型化を図ることができ、ひいては、動力装置５１の小型化を図ることができる。

　なお、第３実施形態では、第１リングギヤＲ１Ａを、第１ピニオンギヤＰ１Ａに噛み合わせているが、第２ピニオンギアＰ２Ａに噛み合わせてもよい。

　次に、図１３および図１４を参照しながら、本発明の第４実施形態による動力装置６１について説明する。この動力装置６１は、第３実施形態と比較して、第２ピニオンギヤＰ２Ａに噛み合う第２リングギヤＲ２Ａと、第２実施形態で述べたエンジンおよび変速機（いずれも図示せず）をさらに備える点が、主に異なっている。図１３および図１４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。

　歯車装置ＧＳＢの第２リングギヤＲ２Ａは、第２ピニオンギヤＰ２Ａの径方向の外方に配置されており、その外周部には、ギヤＧＡが形成されている。このギヤＧＡは、変速機の出力軸４ａのギヤ４ｂに噛み合っている。また、第１リングギヤＲ１Ａのピッチ円直径は、第２リングギヤＲ２Ａよりも大きな値に、第１ピニオンギヤＰ１Ａのピッチ円直径は、第２ピニオンギヤＰ２Ａよりも大きな値に、それぞれ設定されている。

　以上の構成により、第１サンギヤＳ１Ａ、第１リングギヤＲ１Ａ、第２リングギヤＲ２Ａ、キャリア部材１０１および第２サンギヤＳ２Ａ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１サンギヤＳ１Ａを回転させたときには、第１および第２リングギヤＲ１Ａ、Ｒ２Ａはいずれも、第１サンギヤＳ１Ａの回転方向と同方向に回転し、第２サンギヤＳ２Ａは、第１サンギヤＳ１Ａの回転方向と逆方向に回転する。

　この場合、各ギヤの歯数の関係から、第１サンギヤＳ１Ａの回転数、第１リングギヤＲ１Ａの回転数および第２リングギヤＲ２Ａの回転数の間に、「第１サンギヤＳ１Ａの回転数＞第１リングギヤＲ１Ａの回転数＞第２リングギヤＲ２Ａ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Ｓ１Ａ、第１リングギヤＲ１Ａ、第２リングギヤＲ２Ａ、キャリア部材１０１および第２サンギヤＳ２Ａは、この順で並ぶ。

　また、第１サンギヤＳ１Ａおよび第１ロータ１１ｂは、第１回転軸５２を介して互いに連結されているので、第１サンギヤＳ１Ａ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Ｒ１Ａは、第２回転軸５３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１リングギヤＲ１Ａ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１０１は、右出力軸ＳＲＲに直結されているので、キャリア部材１０１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Ｓ２Ａおよび第２ロータ１２ｂは、第３回転軸５４を介して互いに連結されているので、第２サンギヤＳ２Ａおよび第２ロータ１２ｂの回転数は、互いに等しい。また、エンジンの運転中、第２リングギヤＲ２Ａには、エンジンから変速機を介してトルクが伝達される。

　以上から、第４実施形態による動力装置６１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１４に示す共線図のように表される。同図における各種のパラメータは、第１および第２実施形態で述べたとおりである。また、図１４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。さらに、この図１４と、第１および第２実施形態による動力装置１、４１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および図８との比較から明らかなように、この第４実施形態による動力装置６１は、第１および第２実施形態による動力装置１、４１と同様に動作する。

　なお、図１４に示す共線図における第１および第２リングギヤＲ１Ａ、Ｒ２Ａの並び順は、それらの歯数の関係によって互いに入れ替わる。

　以上により、第４実施形態によれば、第３実施形態による効果を同様に得ることができる。また、図１４に示すように、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Ｓ１Ａ、第１リングギヤＲ１Ａ、第２リングギヤＲ２Ａ、キャリア部材１０１および第２サンギヤＳ２Ａ）を構成することができる。この場合、第２実施形態と異なり、差動装置Ｄを用いることなく、歯車装置ＧＳＢのみで、５つの回転要素を構成できるので、その分、動力装置６１のさらなる小型化を図ることができる。

　また、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ａ、Ｐ２Ａをそれぞれ支持する軸受けに対して、回転に伴う遠心力と噛合い反力が互いに相殺しあうように作用するので、前述した従来の場合と比較して、これらの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６１のさらなる小型化を図ることができる。

　さらに、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに、第１および第２回転電機１１、１２からの回転エネルギに加え、エンジンからの回転エネルギが伝達されるので、第１および第２回転電機１１、１２に必要とされる回転エネルギを低減でき、ひいては、両装置の小型化を図ることができる。

　なお、第４実施形態では、第１リングギヤＲ１Ａを第１ピニオンギヤＰ１Ａに、第２リングギヤＲ２Ａを第２ピニオンギヤＰ２Ａに、それぞれ噛み合わせているが、これとは逆に、第１リングギヤＲ１Ａを第２ピニオンギヤＰ２Ａに、第２リングギヤＲ２Ａを第１ピニオンギヤＰ１Ａに、それぞれ噛み合わせてもよい。

　次に、図１５および図１６を参照しながら、本発明の第５実施形態による動力装置７１について説明する。この動力装置７１は、第１実施形態と比較して、歯車装置ＧＳＣの構成と、第２実施形態で述べたエンジンおよび変速機（いずれも図示せず）をさらに備える点が、主に異なっている。図１５および図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～第４実施形態と異なる点を中心に説明する。

　図１５に示す歯車装置ＧＳＣは、キャリア部材１０５、２連ピニオンギヤ１０６、第１サンギヤＳ１Ｃ、第３ピニオンギヤＰ３Ｃ、第１リングギヤＲ１Ｃ、第２サンギヤＳ２Ｃ、第４ピニオンギヤＰ４Ｃおよび第２リングギヤＲ２Ｃを有している。歯車装置ＧＳＣは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの間に位置している。

　キャリア部材１０５は、ドーナツ板状の第１基部１０５ａおよび第２基部１０５ｂと、両基部１０５ａおよび１０５ｂに一体に設けられた４つの第１支軸１０５ｃ、第２支軸１０５ｄおよび第３支軸１０５ｅ（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１０５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および第３回転軸７２、７４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１０５ａ、１０５ｂ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１０５ｂは、第１基部１０５ａと比較して、径方向の外側で、かつ右後輪ＷＲＲ側に配置されており、中空の回転軸の一端部に一体に取り付けられている。この回転軸の他端部には、ギヤＧＣが一体に設けられており、このギヤＧＣは、変速機の出力軸４ａのギヤ４ｂと噛み合っている。また、回転軸の内側には、第３回転軸７４が相対的に回転自在に配置されている。

　第１～第３支軸１０５ｃ～１０５ｅは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第１支軸１０５ｃは、第１基部１０５ａ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、右後輪ＷＲＲ側に延びている。第２支軸１０５ｄは、第１および第２基部１０５ａ、１０５ｂ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３支軸１０５ｅは、第２基部１０５ｂ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、左後輪ＷＲＬ側すなわち第１支軸１０５ｃとは反対側に延びている。

　前記２連ピニオンギヤ１０６は、互いに一体に形成された第１ピニオンギヤＰ１Ｃおよび第２ピニオンギヤＰ２Ｃで構成されている。２連ピニオンギヤ１０６の数は、上述した第２支軸１０５ｄと同じ値４であり（２つのみ図示）、各２連ピニオンギヤ１０６は、第２支軸１０５ｄ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、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ２Ｃは、互いに異なるピッチ円直径を有している。なお、２連ピニオンギヤ１０６および第２支軸１０５ｄの数は値４に限らず、任意である。

　また、第１サンギヤＳ１Ｃ、第３ピニオンギヤＰ３Ｃ、２連ピニオンギヤ１０６の第１ピニオンギヤＰ１Ｃおよび第１リングギヤＲ１Ｃは、径方向に内側からこの順で並んでいる。第１サンギヤＳ１Ｃは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第１回転軸７２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。第１回転軸７２の内側および外側にはそれぞれ、右出力軸ＳＲＲおよび第３回転軸７４が相対的に回転自在に配置されている。

　また、第３ピニオンギヤＰ３Ｃの数は、キャリア部材１０５の前述した第１支軸１０５ｃと同じ値４（２つのみ図示）である。各第３ピニオンギヤＰ３Ｃは、第１支軸１０５ｃ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Ｓ１Ｃおよび第１ピニオンギヤＰ１Ｃの双方に噛み合っている。なお、第３ピニオンギヤＰ３Ｃおよび第１支軸１０５ｃの数は値４に限らず、任意である。第１リングギヤＲ１Ｃは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第２回転軸７３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。また、第２回転軸７３の内側および外側にはそれぞれ、キャリア部材１０５および後述する第４回転軸７５が相対的に回転自在に配置されている。

　前記第２サンギヤＳ２Ｃ、２連ピニオンギヤ１０６の第２ピニオンギヤＰ２Ｃ、第４ピニオンギヤＰ４Ｃおよび第２リングギヤＲ２Ｃ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Ｓ１Ｃ、第３ピニオンギヤＰ３Ｃ、第１ピニオンギヤＰ１Ｃおよび第１リングギヤＲ１Ｃから成る歯車組と第２回転電機１２との間に配置されている。第２サンギヤＳ２Ｃは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第３回転軸７４を介して、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。２連ピニオンギヤ１０６の第２ピニオンギヤＰ２Ｃは、第２サンギヤＳ２Ｃおよび第４ピニオンギヤＰ４Ｃの双方に噛み合っている。

　また、第４ピニオンギヤＰ４Ｃの数は、キャリア部材１０５の前述した第３支軸１０５ｅと同じ値４（２つのみ図示）である。各第４ピニオンギヤＰ４Ｃは、第３支軸１０５ｅ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Ｐ２Ｃおよび第２リングギヤＲ２Ｃの双方に噛み合っている。なお、第４ピニオンギヤＰ４Ｃおよび第３支軸１０５ｅの数は値４に限らず、任意である。第２リングギヤＲ２Ｃは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第４回転軸７５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。

　以上の構成により、第１サンギヤＳ１Ｃ、第１リングギヤＲ１Ｃ、キャリア部材１０５、第２リングギヤＲ２Ｃおよび第２サンギヤＳ２Ｃ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１０５を固定した状態で、第１サンギヤＳ１Ｃを回転させたときには、第１リングギヤＲ１Ｃは、第１サンギヤＳ１Ｃの回転方向と同方向に回転するとともに、第２サンギヤＳ２Ｃおよび第２リングギヤＲ２Ｃは、第１サンギヤＳ１Ｃの回転方向と逆方向に回転する。この場合、各ギヤの歯数の関係から、第１サンギヤＳ１Ｃの回転数は、第１リングギヤＲ１Ｃの回転数よりも高くなるとともに、第２サンギヤＳ２Ｃの回転数は、第２リングギヤＲ２Ｃの回転数よりも低くなる。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Ｓ１Ｃ、第１リングギヤＲ１Ｃ、キャリア部材１０５、第２リングギヤＲ２Ｃおよび第２サンギヤＳ２Ｃは、この順で並ぶ。

　また、第１サンギヤＳ１Ｃおよび第１ロータ１１ｂは、第１回転軸７２を介して互いに連結されているので、第１サンギヤＳ１Ｃ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Ｒ１Ｃは、第２回転軸７３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Ｒ１Ｃおよび右出力軸ＳＲＲの回転数は、互いに等しい。また、第２リングギヤＲ２Ｃは、第４回転軸７５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Ｒ２Ｃ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Ｓ２Ｃおよび第２ロータ１２ｂは、第３回転軸７４を介して互いに連結されているので、第２サンギヤＳ２Ｃおよび第２ロータ１２ｂの回転数は、互いに等しい。さらに、エンジンの運転中、キャリア部材１０５には、エンジンから変速機を介してトルクが伝達される。

　以上から、第５実施形態による動力装置７１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１６に示す共線図のように表される。同図における各種のパラメータは、αＢおよびβＢを除いて、第１および第２実施形態で述べたとおりである。また、図１６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。さらに、この図１６と、第１および第２実施形態による動力装置１、４１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および図８との比較から明らかなように、この動力装置７１は、第１および第２実施形態による動力装置１、４１と同様に動作する。

　また、図１６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（５）および（６）で表される。
　αＢ＝｛（ＺＲ２Ｃ－ＺＳ２Ｃ）／（ＺＳ２Ｃ×ＺＲ２Ｃ×ＺＰ１Ｃ）｝
　　　　×｛（ＺＲ１Ｃ×ＺＲ２Ｃ×ＺＰ１Ｃ×ＺＰ２Ｃ）
　　　　／（ＺＲ１Ｃ×ＺＰ２Ｃ＋ＺＲ２Ｃ×ＺＰ１Ｃ）｝　　……（５）
　βＢ＝｛（ＺＲ１Ｃ－ＺＳ１Ｃ）／（ＺＳ１Ｃ×ＺＲ１Ｃ×ＺＰ２Ｃ）｝
　　　　×｛（ＺＲ１Ｃ×ＺＲ２Ｃ×ＺＰ１Ｃ×ＺＰ２Ｃ）
　　　　／（ＺＲ１Ｃ×ＺＰ２Ｃ＋ＺＲ２Ｃ×ＺＰ１Ｃ）｝　　……（６）
　ここで、ＺＲ２Ｃは第２リングギヤＲ２Ｃの歯数であり、ＺＳ２Ｃは第２サンギヤＳ２Ｃの歯数、ＺＰ１Ｃは第１ピニオンギヤＰ１Ｃの歯数である。また、ＺＲ１Ｃは第１リングギヤＲ１Ｃの歯数であり、ＺＰ２Ｃは第２ピニオンギヤＰ２Ｃの歯数、ＺＳ１Ｃは、第１サンギヤＳ１Ｃの歯数である。

　これらの第２リングギヤＲ２Ｃの歯数ＺＲ２Ｃ、第２サンギヤＳ２Ｃの歯数ＺＳ２Ｃ、第１ピニオンギヤＰ１Ｃの歯数ＺＰ１Ｃ、第１リングギヤＲ１Ｃの歯数ＺＲ１Ｃ、第２ピニオンギヤＰ２Ｃの歯数ＺＰ２Ｃ、および第１サンギヤＳ１Ｃの歯数ＺＳ１Ｃ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、共線図（図１６）におけるキャリア部材１０５から第１リングギヤＲ１Ｃまでの距離と、キャリア部材１０５から第２リングギヤＲ２Ｃまでの距離が互いに等しく、キャリア部材１０５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。このため、第１および第２リングギヤＲ１Ｃ、Ｒ２Ｃの歯数ＺＲ１Ｃ、ＺＲ２Ｃならびに第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ２Ｃの歯数ＺＰ１Ｃ、ＺＰ２Ｃの間には、次式（７）が成立する。
　　　　１／（ＺＲ２Ｃ×ＺＰ１Ｃ）＝１／（ＺＲ１Ｃ×ＺＰ２Ｃ）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　……（７）

　また、第１および第２リングギヤＲ１Ｃ、Ｒ２Ｃの歯数ＺＲ１Ｃ、ＺＲ２Ｃ同士と、第１および第２サンギヤＳ１Ｃ、Ｓ２Ｃの歯数ＺＳ１Ｃ、ＺＳ２Ｃ同士と、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ２Ｃの歯数ＺＰ１Ｃ、ＺＰ２Ｃ同士と、第３および第４ピニオンギヤＰ３ＣおよびＰ４Ｃの歯数ＺＰ３Ｃ、ＺＰ４Ｃ同士は、それぞれ同じ値に設定されている。これにより、前記式（５）および（６）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。また、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ２Ｃの径同士が、同じ値に設定されている。

　また、第５実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は、次のとおりである。すなわち、本実施形態における右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬが、本発明における２つの回転軸の一方および他方にそれぞれ相当するとともに、本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、本実施形態における左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲが、本発明における２つの被駆動部に相当する。

　以上のように、第５実施形態によれば、２連ピニオンギヤ１０６、第３および第４ピニオンギヤＰ３Ｃ、Ｐ４Ｃが、キャリア部材１０５に回転自在に支持されており、２連ピニオンギヤ１０６の第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ２Ｃが、第３および第４ピニオンギヤＰ３Ｃ、Ｐ４Ｃにそれぞれ噛み合っている。また、第３ピニオンギヤＰ３Ｃが第１サンギヤＳ１Ｃに、第１ピニオンギヤＰ１Ｃが第１リングギヤＲ１Ｃに、それぞれ噛み合うとともに、第２ピニオンギヤＰ２Ｃが第２サンギヤＳ２Ｃに、第４ピニオンギヤＰ４Ｃが第２リングギヤＲ２Ｃに、それぞれ噛み合っている。

　さらに、第１および第２サンギヤＳ１Ｃ、Ｓ２Ｃは、第１および第２回転電機１１、１２にそれぞれ連結されるとともに、第１および第２リングギヤＲ１、Ｒ２は、右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬにそれぞれ連結されている。以上により、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、第１および第２サンギヤＳ１Ｃ、Ｓ２Ｃ、ならびに第１および第２リングギヤＲ１Ｃ、Ｒ２Ｃなどを介して右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬに伝達し、両出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを適切に駆動（制動）することができる。

　この場合、図１６を用いて説明したように第１サンギヤＳ１Ｃ、第１リングギヤＲ１Ｃ、キャリア部材１０５、第２リングギヤＲ２Ｃおよび第２サンギヤＳ２Ｃの回転数が互いに共線関係にあるので、第１および第２回転電機１１、１２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適切に制御することができ、ひいては、車両の旋回性を含めた走行性を高めることができる。

　また、前述した従来の動力装置と異なり、右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬに、第１および第２リングギヤＲ１Ｃ、Ｒ２Ｃがそれぞれ連結されているので、第１実施形態と同様、両ギヤＲ１Ｃ、Ｒ２Ｃ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７１の小型化を図ることができる。

　また、共線図（図１６）において第１および第２サンギヤＳ１Ｃ、Ｓ２Ｃが第１および第２リングギヤＲ１Ｃ、Ｒ２Ｃの両外側にそれぞれ位置することから、第１および第２回転電機１１、１２から第１および第２サンギヤＳ１Ｃ、Ｓ２Ｃにそれぞれ伝達されたトルクは、増大した状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。このため、第１および第２サンギヤＳ１Ｃ、Ｓ２Ｃの歯幅を比較的小さな値に設定することができ、このことによっても、動力装置７１の小型化を図ることができる。

　さらに、第１および第４ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ４Ｃが第１および第２リングギヤＲ１Ｃ、Ｒ２Ｃにそれぞれ噛み合っていることから、両ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ４Ｃを支持する軸受けに対して、回転に伴う遠心力と噛合い反力が互いに相殺しあうように作用するので、前述した従来の場合と比較して、これらの軸受けの小型化を図ることができる。

　また、第４実施形態と同様、図１６に示すように、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Ｓ１Ｃ、第１リングギヤＲ１Ｃ、キャリア部材１０５、第２リングギヤＲ２Ｃおよび第２サンギヤＳ２Ｃ）を構成することができる。この場合、第２実施形態と異なり、差動装置Ｄを用いることなく、歯車装置ＧＳＣのみで、５つの回転要素を構成できるので、その分、動力装置７１のさらなる小型化を図ることができる。

　また、第１ピニオンギヤＰ１Ｃと第２ピニオンギヤＰ２Ｃは、それらの径同士および歯数ＺＰ１Ｃ、ＺＰ２Ｃ同士がそれぞれ同じになっている。これにより、例えば、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ２Ｃ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。

　なお、歯車装置ＧＳＣでは、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｃ、Ｐ２Ｃを、互いに一体の独立のギヤとしてそれぞれ構成しているが、軸線方向に比較的長い単一のピニオンギヤで構成してもよい。その場合には、生産性をさらに向上させることができる。

　図２１～図２４は、第５実施形態による歯車装置ＧＳＣの変形例を示している。以下、この変形例について、図２１の左側を「左」、右側を「右」として、第５実施形態と異なる点を中心に説明する。この変形例では、第１および第２サンギヤＳ１ｃ、Ｓ２ｃの径同士および歯数同士と、第１および第２リングギヤＲ１ｃ、Ｒ２ｃの径同士および歯数同士と、２連ピニオンギヤ３０１の第１および第２ピニオンギヤＰ１ｃ、Ｐ２ｃの径同士および歯数同士と、第３および第４ピニオンギヤＰ３ｃ、Ｐ４ｃの径同士および歯数同士は、それぞれ同じ値に設定されている。また、第１および第２ピニオンギヤＰ１ｃ、Ｐ２ｃの径は、第３および第４ピニオンギヤＰ３ｃ、Ｐ４ｃの径よりも大きい。

　なお、図２１では、図示の便宜上、第１および第２サンギヤＳ１ｃ、Ｓ２ｃの径同士と、第１および第２リングギヤＲ１ｃ、Ｒ２ｃの径同士が、それぞれ異なる大きさに描かれている。また、図２２～図２４では、便宜上、ギヤ部分の切断面のみを示し、軸部分の切断面は省略している。

　図２１～図２４に示すように、第５実施形態と同様、第１サンギヤＳ１ｃは、第３ピニオンギヤＰ３ｃに噛み合っており、第１ピニオンギヤＰ１ｃは、第３ピニオンギヤＰ３ｃおよび第１リングギヤＲ１ｃの双方に噛み合っている。また、第２サンギヤＳ２ｃは、第２ピニオンギヤＰ２ｃに噛み合っており、第４ピニオンギヤＰ４ｃは、第２ピニオンギヤＰ２ｃおよび第２リングギヤＲ２ｃの双方に噛み合っている。

　また、第１～第４ピニオンギヤＰ１ｃ～Ｐ４ｃは、各３個づつ設けられており（便宜上、図２１にはそれぞれ２個のみ、図２２～図２４にはそれぞれ１個のみ図示）、キャリア部材３０２に回転自在に支持されている。このキャリア部材３０２の構成は、第５実施形態のキャリア部材１０５と基本的に同じであるので、その詳細な説明は省略する。さらに、第１および第２サンギヤＳ１ｃ、Ｓ２ｃ、キャリア部材３０２、ならびに第１および第２リングギヤＲ１ｃ、Ｒ２ｃは、同一軸線上に配置されている。

　２連ピニオンギヤ３０１は軸線方向に比較的大きく延びており、第３ピニオンギヤＰ３ｃは、２連ピニオンギヤ３０１よりも短く、かつ、第１サンギヤＳ１ｃ、第１ピニオンギヤＰ１ｃおよび第１リングギヤＲ１ｃよりも長い長さで、軸線方向に延びている。また、第３ピニオンギヤＰ３ｃは、第２サンギヤＳ２ｃおよび第２ピニオンギヤＰ２ｃの双方と径方向に重ならないように配置されている。第１サンギヤＳ１ｃは、第１ピニオンギヤＰ１ｃおよび第１リングギヤＲ１ｃの双方と径方向に重ならないように配置されている。また、第１サンギヤＳ１ｃは第３ピニオンギヤＰ３ｃの右側の部位に、第１ピニオンギヤＰ１ｃは第３ピニオンギヤＰ３ｃの左側の部位に、それぞれ噛み合っている。

　さらに、第２リングギヤＲ２ｃは、第１サンギヤＳ１ｃと径方向に重なるように配置されており、第２サンギヤＳ２ｃおよび第２ピニオンギヤＰ２ｃの双方と径方向に重ならないように配置されている。第４ピニオンギヤＰ４ｃは、２連ピニオンギヤ３０１よりも短く、かつ、第２サンギヤＳ２ｃ、第２ピニオンギヤＰ２ｃおよび第２リングギヤＲ２ｃよりも長い長さで、軸線方向に延びている。また、第４ピニオンギヤＰ４ｃは、第１ピニオンギヤＰ１ｃおよび第１リングギヤＲ１ｃの双方と径方向に重ならないように配置されている。第２ピニオンギヤＰ２ｃは第４ピニオンギヤＰ４ｃの右側の部位に、第２リングギヤＲ２ｃは第４ピニオンギヤＰ４ｃの左側の部位に、それぞれ噛み合っている。

　以上のように、第１サンギヤＳ１ｃおよび第１ピニオンギヤＰ１ｃが、径方向に互いに重ならないように配置されている（図２２および図２３参照）ので、第１および第２サンギヤＳ１ｃ、Ｓ２ｃの径同士と、互いに一体の第１および第２ピニオンギヤＰ１ｃ、Ｐ２ｃの径同士がそれぞれ同じであり、かつ第２サンギヤＳ２ｃおよび第２ピニオンギヤＰ２ｃが互いに噛み合っていても、第１サンギヤＳ１ｃおよび第１ピニオンギヤＰ１ｃが互いに噛み合うことはない。

　また、第３ピニオンギヤＰ３ｃ、第２サンギヤＳ２ｃおよび第２ピニオンギヤＰ２ｃが、径方向に互いに重ならないように配置されている（図２２～図２４参照）。このため、第１および第２サンギヤＳ１ｃ、Ｓ２ｃの径同士と、互いに一体の第１および第２ピニオンギヤＰ１ｃ、Ｐ２ｃの径同士がそれぞれ同じであり、かつ、第３ピニオンギヤＰ３ｃが第１サンギヤＳ１ｃおよび第１ピニオンギヤＰ１ｃの双方に噛み合っていても、第３ピニオンギヤＰ３ｃ、第２サンギヤＳ２ｃおよび第２ピニオンギヤＰ２ｃが互いに噛み合うことはない。

　さらに、第２リングギヤＲ２ｃおよび第２ピニオンギヤＰ２ｃが、径方向に互いに重ならないように配置されている（図２３および図２４参照）ので、第１および第２リングギヤＲ１ｃ、Ｒ２ｃの径同士と、互いに一体の第１および第２ピニオンギヤＰ１ｃ、Ｐ２ｃの径同士がそれぞれ同じであり、かつ、第１ピニオンギヤＰ１ｃおよび第１リングギヤＲ１ｃが互いに噛み合っていても、第２リングギヤＲ２ｃおよび第２ピニオンギヤＰ２ｃが互いに噛み合うことはない。

　また、第４ピニオンギヤＰ４ｃ、第１ピニオンギヤＰ１ｃおよび第１リングギヤＲ１ｃが、径方向に互いに重ならないように配置されている（図２２～図２４参照）。このため、互いに一体の第１および第２ピニオンギヤＰ１ｃ、Ｐ２ｃの径同士と、第１および第２リングギヤＲ１ｃ、Ｒ２ｃの径同士がそれぞれ同じであり、かつ、第４ピニオンギヤＰ４ｃが第２ピニオンギヤＰ２ｃおよび第２リングギヤＲ２ｃの双方に噛み合っていても、第４ピニオンギヤＰ４ｃ、第１ピニオンギヤＰ１ｃおよび第１リングギヤＲ１ｃが互いに噛み合うことはない。

　以上のように、この変形例によれば、第５実施形態と同様、第１および第２ピニオンギヤＰ１ｃ、Ｐ２ｃの径同士および歯数同士が、それぞれ同じ値に設定されているので、その生産性に優れている。同様に、第１および第２サンギヤＳ１ｃ、Ｓ２ｃの径同士および歯数同士と、第１および第２リングギヤＲ１ｃ、Ｒ２ｃの径同士および歯数同士が、それぞれ同じ値に設定されているので、それらの生産性に優れている。

　次に、図１７および図１８を参照しながら、本発明の第６実施形態による動力装置８１について説明する。この動力装置８１は、第１実施形態と比較して、歯車装置ＧＳＤの構成が主に異なっている。図１７および図１８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。

　歯車装置ＧＳＤは、基本的には、第４実施形態による歯車装置ＧＳＢと同様に構成されており、キャリア部材２０１、第１サンギヤＳ１Ｄ、ピニオンギヤＰＤ、２連ピニオンギヤ２０２、第１リングギヤＲ１Ｄ、第２サンギヤＳ２Ｄおよび第２リングギヤＲ２Ｄを有している。歯車装置ＧＳＤは、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲと同軸状に配置されており、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲの間に位置している。

　キャリア部材２０１は、ドーナツ板状の基部２０１ａと、基部２０１ａに一体に設けられた４つの第１支軸２０１ｂおよび第２支軸２０１ｃ（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２０１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および第３回転軸８２、８４が相対的に回転自在に配置されている。

　第１支軸２０１ｂは基部２０１ａの径方向の内端部に、第２支軸２０１ｃは基部２０１ａの径方向の外端部に、それぞれ配置されており、両者２０１ｂおよび２０１ｃはいずれも、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲの軸線方向に、右後輪ＷＲＲ側に延びている。また、４つの第１支軸２０１ｂは、基部２０１ａの周方向に互いに等間隔に位置しており、このことは４つの第２支軸２０１ｃについても同様である。

　前記２連ピニオンギヤ２０２は、互いに一体に形成された第１ピニオンギヤＰ１Ｄおよび第２ピニオンギヤＰ２Ｄで構成されている。２連ピニオンギヤ２０２の数は、上述した第２支軸２０１ｃと同じ値４であり（２つのみ図示）、各２連ピニオンギヤ２０２は、第２支軸２０１ｃ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、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｄ、Ｐ２Ｄは、互いに異なるピッチ円直径を有している。なお、２連ピニオンギヤ２０２および第２支軸２０１ｃの数は値４に限らず、任意である。

　また、第１サンギヤＳ１Ｄ、ピニオンギヤＰＤ、２連ピニオンギヤ２０２の第１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、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第１回転軸８２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。第１回転軸８２の内側および外側にはそれぞれ、右出力軸ＳＲＲおよび第３回転軸８４が相対的に回転自在に配置されている。

　また、ピニオンギヤＰＤの数は、キャリア部材２０１の前述した第１支軸２０１ｂと同じ値４（２つのみ図示）である。各ピニオンギヤＰＤは、第１支軸２０１ｂ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および第１ピニオンギヤＰ１Ｄの双方に噛み合っている。なお、ピニオンギヤＰＤおよび第１支軸２０１ｂの数は値４に限らず、任意である。第１リングギヤＲ１Ｄは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第２回転軸８３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。第２回転軸８３の内側および外側には、キャリア部材２０１および後述する第４回転軸８５が相対的に回転自在に配置されている。

　前記第２サンギヤＳ２Ｄ、２連ピニオンギヤ２０２の第２ピニオンギヤＰ２Ｄ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おり、これらの歯車組は、上述した第１サンギヤＳ１Ｄ、ピニオンギヤＰＤ、第１ピニオンギヤＰ１Ｄおよび第１リングギヤＲ１Ｄから成る歯車組と第２回転電機１２との間に配置されている。第２サンギヤＳ２Ｄは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第３回転軸８４を介して、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。

　２連ピニオンギヤ２０２の第２ピニオンギヤＰ２Ｄは、第２サンギヤＳ２Ｄおよび第２リングギヤＲ２Ｄの双方に噛み合っている。第２リングギヤＲ２Ｄは、軸受け（図示せず）に回転自在に支持された中空の第４回転軸８５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。また、第２リングギヤＲ２Ｄのピッチ円直径が、第１リングギヤＲ１Ｄよりも大きな値に、第２ピニオンギヤＰ２Ｄのピッチ円直径が、第１ピニオンギヤＰ１Ｄよりも大きな値に、それぞれ設定されている。

　以上の構成により、第１サンギヤＳ１Ｄ、第２リングギヤＲ２Ｄ、第１リングギヤＲ１Ｄ、キャリア部材２０１、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２０１を固定した状態で、第１サンギヤＳ１Ｄを回転させたときには、第１および第２リングギヤＲ１Ｄ、Ｒ２Ｄはいずれも、第１サンギヤＳ１Ｄの回転方向と同方向に回転し、第２サンギヤＳ２Ｄは、第１サンギヤＳ１Ｄの回転方向と逆方向に回転する。

　この場合、各ギヤの歯数の関係から、第１サンギヤＳ１Ｄの回転数、第２リングギヤＲ２Ｄの回転数および第１リングギヤＲ１Ｄの回転数の間に、「第１サンギヤＳ１Ｄの回転数＞第２リングギヤＲ２Ｄの回転数＞第１リングギヤＲ１Ｄ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Ｓ１Ｄ、第２リングギヤＲ２Ｄ、第１リングギヤＲ１Ｄ、キャリア部材２０１および第２サンギヤＳ２Ｄは、この順で並ぶ。

　また、第１サンギヤＳ１Ｄおよび第１ロータ１１ｂは、第１回転軸８２を介して互いに連結されているので、第１サンギヤＳ１Ｄ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８３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Ｒ１Ｄおよび右出力軸ＳＲＲの回転数は、互いに等しい。また、第２リングギヤＲ２Ｄは、第４回転軸８５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Ｒ２Ｄおよび左出力軸ＳＲＬの回転数は、互いに等しい。さらに、第２サンギヤＳ２Ｄおよび第２ロータ１２ｂは、第３回転軸８４を介して互いに連結されているので、第２サンギヤＳ２Ｄ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６実施形態による動力装置８１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１８に示す共線図のように表される。同図における各種のパラメータは、αＣおよびβＣを除いて、第１および第２実施形態で述べたとおりである。また、図１８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。さらに、この図１８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６実施形態による動力装置８１は、第１実施形態による動力装置１と同様に動作する。

　また、図１８におけるαＣおよびβＣ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（８）および（９）で表される。
　　　αＣ＝｛ＺＲ１Ｄ（ＺＲ２Ｄ×ＺＰ１Ｄ－ＺＳ１Ｄ×ＺＰ２Ｄ）｝
　　　　　　／｛ＺＳ１Ｄ（ＺＲ１Ｄ×ＺＰ２Ｄ－ＺＲ２Ｄ×ＺＰ１Ｄ）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　……（８）
　　βＣ＝｛ＺＲ２Ｄ（ＺＲ１Ｄ×ＺＰ２Ｄ＋ＺＳ２Ｄ×ＺＰ１Ｄ）｝
　　　　　／｛ＺＳ２Ｄ（ＺＲ１Ｄ×ＺＰ２Ｄ－ＺＲ２Ｄ×ＺＰ１Ｄ）｝
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　……（９）

　ここで、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、ＺＰ１Ｄは第１ピニオンギヤＰ１Ｄの歯数、ＺＳ１Ｄは第１サンギヤＳ１Ｄの歯数、ＺＰ２Ｄは第２ピニオンギヤＰ２Ｄの歯数、ＺＳ２Ｄは第２サンギヤＳ２Ｄの歯数である。なお、図１８に示す共線図における第１および第２リングギヤＲ１Ｄ、Ｒ２Ｄの並び順は、それぞれの歯数の設定によって互いに入れ替わる。

　また、第６実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は、第５実施形態と同様である。

　以上のように、第６実施形態によれば、２連ピニオンギヤ２０２およびピニオンギヤＰＤが、キャリア部材２０１に回転自在に支持されており、２連ピニオンギヤ２０２の第１ピニオンギヤＰ１ＤがピニオンギヤＰＤに、ピニオンギヤＰＤが第１サンギヤＳ１Ｄに、第２ピニオンギヤＰ２Ｄが第２サンギヤＳ２Ｄに、それぞれ噛み合っている。また、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｄ、Ｐ２Ｄが、第１および第２リングギヤＲ１Ｄ、Ｒ２Ｄにそれぞれ噛み合っている。

　また、第１および第２サンギヤＳ１Ｄ、Ｓ２Ｄは、第１および第２回転電機１１、１２にそれぞれ連結されるとともに、第１および第２リングギヤＲ１Ｄ、Ｒ２Ｄは、右出力軸ＳＲＲおよび左出力軸ＳＲＬにそれぞれ連結されている。以上により、第１および第２回転電機１１、１２から出力された回転エネルギを、第１サンギヤＳ１Ｄ、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などを介して左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達し、両出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを適切に駆動（制動）することができる。

　この場合、上述したように第１サンギヤＳ１Ｄ、第２リングギヤＲ２Ｄ、第１リングギヤＲ１Ｄ、キャリア部材２０２および第２サンギヤＳ２Ｄの回転数が互いに共線関係にあるので、第１および第２回転電機１１、１２における回転エネルギの入出力を制御することによって、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ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、ひいては、車両の旋回性を含めた走行性を高めることができる。

　さらに、前述した従来の動力装置と異なり、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに、サンギヤではなく、第２および第１リングギヤＲ２Ｄ、Ｒ１Ｄがそれぞれ連結されているので、第１実施形態と同様、第１および第２リングギヤＲ１Ｄ、Ｒ２Ｄの歯幅を比較的小さな値に設定することができ、それにより動力装置８１の小型化を図ることができる。

　また、前述したように、共線図において第１および第２サンギヤＳ１Ｄ、Ｓ２Ｄが第２および第１リングギヤＲ２Ｄ、Ｒ１Ｄの両外側にそれぞれ位置することから明らかなように、第１および第２回転電機１１、１２から第１および第２サンギヤＳ１Ｄ、Ｓ２Ｄにそれぞれ伝達されたトルクは、増大した状態で左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲに伝達される。このため、第１および第２サンギヤＳ１Ｄ、Ｓ２Ｄの歯幅を比較的小さな値に設定することができ、このことによっても、動力装置８１の小型化を図ることができる。

　さらに、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｄ、Ｐ２Ｄが第１および第２リングギヤＲ１Ｄ、Ｒ２Ｄにそれぞれ噛み合っているので、第１実施形態と同様、第１および第２ピニオンギヤＰ１Ｄ、Ｐ２Ｄ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８１の小型化を図ることができる。

　なお、第１、第３および第６実施形態では、左右の前輪をエンジンで駆動するとともに、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲ（左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ）を動力装置１、５１、８１で駆動するように車両を構成しているが、これとは逆に、左右の前輪にそれぞれ連結された左右の出力軸を本発明による動力装置で駆動するとともに、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲをエンジンで駆動するように、車両を構成してもよい。また、第１、第３および第６実施形態は、エンジンが搭載された車両に、本発明による動力装置１、５１、８１を適用した例であるが、本発明は、これに限らず、エンジンが搭載されていない車両にも適用可能である。

　また、第４および第５実施形態では、動力装置６１、７１を、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに連結された左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを駆動するように構成しているが、第２実施形態と同様、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲに連結された左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲを駆動するように構成してもよく、あるいは、第２実施形態の第１および第２変形例と同様に構成してもよい。さらに、第４実施形態では第２リングギヤＲ２Ａを、第５実施形態ではキャリア部材１０５を、本発明のエネルギ出力装置に相当するエンジンに連結しているが、エンジンに連結しなくてもよい。

　なお、本発明は、説明した第１～第６実施形態（変形例を含む。以下、総称する場合「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、第１、第２、第５および第６実施形態では、第１リングギヤＲ１、Ｒ１Ｃ、Ｒ１Ｄを右出力軸ＳＲＲ（ＳＦＲ）に、第２リングギヤＲ２、Ｒ２Ｃ、Ｒ２Ｄを左出力軸ＳＲＬ（ＳＦＬ）に、それぞれ連結しているが、これとは逆に、第１リングギヤＲ１、Ｒ１Ｃ、Ｒ１Ｄを左出力軸ＳＲＬ（ＳＦＬ）に、第２リングギヤＲ２、Ｒ２Ｃ、Ｒ２Ｄを右出力軸ＳＲＲ（ＳＦＲ）に、それぞれ連結してもよい。この場合、第２実施形態で述べた差動装置ＤのサンギヤＳＤは、第１リングギヤＲ１と左出力軸ＳＲＬ（ＳＦＬ）との間の回転エネルギの伝達経路に連結され、キャリアＣＤは、第２リングギヤＲ２と右出力軸ＳＲＲ（ＳＦＲ）との間の回転エネルギの伝達経路上に設けられる。

　また、第３および第４実施形態では、第１リングギヤＲ１Ａを左出力軸ＳＲＬに、キャリア部材１０１を右出力軸ＳＲＲに、それぞれ連結しているが、これとは逆に、第１リングギヤＲ１Ａを右出力軸ＳＲＲに、キャリア部材１０１を左出力軸ＳＲＬに、それぞれ連結してもよい。さらに、実施形態では、第１および第２ピニオンギヤＰ１、Ｐ１Ａ、Ｐ１Ｃ、Ｐ１Ｄ、Ｐ２、Ｐ２Ａ、Ｐ２Ｃ、Ｐ２Ｄを、互いに一体に形成しているが、別個に形成した後に、互いに一体に連結してもよい。

　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、第２実施形態では、ダブルピニオン式の遊星歯車装置である差動装置Ｄを用いているが、互いに差回転が可能な第１～第３回転要素を有する他の装置、例えば、シングルピニオン式の遊星歯車装置や、次のようなタイプの差動装置を用いてもよい。すなわち、一対のサイドギヤと、両サイドギヤに噛み合う複数のピニオンギヤと、これらのピニオンギヤを回転自在に支持するキャリアを有し、キャリアに伝達されたトルクを一対のサイドギヤの各々に１：１の分配比で分配するタイプの差動装置を用いてもよい。さらに、実施形態では、本発明による動力装置１、４１、５１、６１、７１、８１を、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ（ＳＦＬ、ＳＦＲ）を駆動するように構成しているが、車両の前後の駆動輪に連結された前後の出力軸を駆動するように構成してもよい。

　また、第２、第４および第５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、回転電機、油圧モータなどを用いてもよい。さらに、実施形態では、左右の出力軸ＳＲＬ、ＳＲＲ（ＳＦＬ、ＳＦＲ）を、左右の後輪ＷＲＬ、ＷＲＲ（左右の前輪ＷＦＬ、ＷＦＲ）にそれぞれ直接、連結しているが、ギヤなどを介して連結してもよい。また、実施形態は、本発明を車両に適用した例であるが、本発明は、これに限らず、例えば船舶や航空機などにも適用可能である。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、装置の小型化を図る上で、極めて有用である。

　　１　動力装置
　　３　エンジン（エネルギ出力装置）
ＳＲＲ　右出力軸（２つの回転軸の一方）
ＳＲＬ　左出力軸（２つの回転軸の他方）
ＶＦＲ　車両（輸送機関）
ＶＡＷ　車両（輸送機関）
ＷＲＬ　左後輪（２つの被駆動部）
ＷＲＲ　右後輪（２つの被駆動部）
ＷＦＬ　左前輪（２つの被駆動部）
ＷＦＲ　右前輪（２つの被駆動部）
　１３　キャリア部材
　１４　２連ピニオンギヤ
　Ｐ１　第１ピニオンギヤ
　Ｐ２　第２ピニオンギヤ
　　Ｐ　ピニオンギヤ
　　Ｓ　サンギヤ
　Ｒ１　第１リングギヤ
　Ｒ２　第２リングギヤ
　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）
　１７　フランジ（第１リングギヤと２つの回転軸の一方との間の
　　　　回転エネルギの伝達経路）
　４１　動力装置
ＳＦＲ　右出力軸（２つの回転軸の一方）
ＳＦＬ　左出力軸（２つの回転軸の他方）
　　Ｄ　差動装置
　ＳＤ　サンギヤ（第１回転要素）
　ＣＤ　キャリア（第２回転要素）
　ＲＤ　リングギヤ（第３回転要素）
　５１　動力装置
　６１　動力装置
Ｐ１Ａ　第１ピニオンギヤ
Ｐ２Ａ　第２ピニオンギヤ
１０２　２連ピニオンギヤ
　ＰＡ　ピニオンギヤ
１０１　キャリア部材
Ｓ１Ａ　第１サンギヤ
Ｓ２Ａ　第２サンギヤ
Ｒ１Ａ　第１リングギヤ
Ｒ２Ａ　第２リングギヤ
　７１　動力装置
Ｐ１Ｃ　第１ピニオンギヤ
Ｐ２Ｃ　第２ピニオンギヤ
１０６　２連ピニオンギヤ
Ｐ３Ｃ　第３ピニオンギヤ
Ｐ４Ｃ　第４ピニオンギヤ
１０５　キャリア部材
Ｓ１Ｃ　第１サンギヤ
Ｒ１Ｃ　第１リングギヤ
Ｓ２Ｃ　第２サンギヤ
Ｒ２Ｃ　第２リングギヤ
Ｐ１ｃ　第１ピニオンギヤ
Ｐ２ｃ　第２ピニオンギヤ
３０１　２連ピニオンギヤ
Ｐ３ｃ　第３ピニオンギヤ
Ｐ４ｃ　第４ピニオンギヤ
３０２　キャリア部材
Ｓ１ｃ　第１サンギヤ
Ｒ１ｃ　第１リングギヤ
Ｓ２ｃ　第２サンギヤ
Ｒ２ｃ　第２リングギヤ
　８１　動力装置
Ｐ１Ｄ　第１ピニオンギヤ
Ｐ２Ｄ　第２ピニオンギヤ
２０２　２連ピニオンギヤ
　ＰＤ　ピニオンギヤ
２０１　キャリア部材
Ｓ１Ｄ　第１サンギヤ
Ｒ１Ｄ　第１リングギヤ
Ｓ２Ｄ　第２サンギヤ
Ｒ２Ｄ　第２リングギヤ

Claims

　互いに差回転が可能な２つの回転軸を駆動するための動力装置であって、
　互いに一体に設けられた第１ピニオンギヤおよび第２ピニオンギヤで構成された２連ピニオンギヤと、
　前記第１ピニオンギヤに噛み合うピニオンギヤと、
　前記２連ピニオンギヤおよび前記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部材と、
　前記ピニオンギヤに噛み合う、回転自在のサンギヤと、
　前記第１ピニオンギヤに噛み合うとともに、前記２つの回転軸の一方に連結された、回転自在の第１リングギヤと、
　前記第２ピニオンギヤに噛み合うとともに、前記２つの回転軸の他方に連結された、回転自在の第２リングギヤと、
　前記キャリア部材に連結された、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、
　前記サンギヤに連結された、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、
　を備えることを特徴とする動力装置。
　互いに差回転が可能な第１回転要素、第２回転要素および第３回転要素を有する差動装置と、
　回転エネルギを出力可能に構成され、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と、をさらに備え、
　前記第１回転要素は、前記第１リングギヤと前記２つの回転軸の前記一方との間の回転エネルギの伝達経路に連結され、前記第２回転要素は、前記第２リングギヤと前記２つの回転軸の前記他方との間の回転エネルギの伝達経路上に設けられるとともに、前記第３回転要素は、前記エネルギ出力装置に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。
　互いに差回転が可能な２つの回転軸を駆動するための動力装置であって、
　互いに一体に設けられた第１ピニオンギヤおよび第２ピニオンギヤで構成された２連ピニオンギヤと、
　前記第１ピニオンギヤに噛み合うピニオンギヤと、
　前記２連ピニオンギヤおよび前記ピニオンギヤを回転自在に支持するとともに、前記２つの回転軸の一方に連結された、回転自在のキャリア部材と、
　前記ピニオンギヤに噛み合う、回転自在の第１サンギヤと、
　前記第２ピニオンギヤに噛み合う、回転自在の第２サンギヤと、
　前記第１および第２ピニオンギヤの一方に噛み合うとともに、前記２つの回転軸の他方に連結された、回転自在の第１リングギヤと、
　前記第１サンギヤに連結された、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、
　前記第２サンギヤに連結された、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、
　を備えることを特徴とする動力装置。
　前記第１および第２ピニオンギヤの他方に噛み合う、回転自在の第２リングギヤをさらに備えることを特徴とする、請求項３に記載の動力装置。
　回転エネルギを出力可能に構成され、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、
　前記第２リングギヤは、前記エネルギ出力装置に機械的に連結されていることを特徴とする、請求項４に記載の動力装置。
　互いに差回転が可能な２つの回転軸を駆動するための動力装置であって、
　互いに一体に設けられた第１ピニオンギヤおよび第２ピニオンギヤで構成された２連ピニオンギヤと、
　前記第１ピニオンギヤに噛み合う第３ピニオンギヤと、
　前記第２ピニオンギヤに噛み合う第４ピニオンギヤと、
　前記２連ピニオンギヤ、前記第３および第４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部材と、
　前記第３ピニオンギヤに噛み合う、回転自在の第１サンギヤと、
　前記第１ピニオンギヤに噛み合うとともに、前記２つの回転軸の一方に連結された、回転自在の第１リングギヤと、
　前記第２ピニオンギヤに噛み合う、回転自在の第２サンギヤと、
　前記第４ピニオンギヤに噛み合うとともに、前記２つの回転軸の他方に連結された、回転自在の第２リングギヤと、
　前記第１サンギヤに連結された、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、
　前記第２サンギヤに連結された、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、
　を備えることを特徴とする動力装置。
　前記第１ピニオンギヤと前記第２ピニオンギヤは、互いに同じ径および同じ歯数を有することを特徴とする、請求項６に記載の動力装置。
　前記第１リングギヤと前記第２リングギヤは、互いに同じ歯数を有することを特徴とする、請求項７に記載の動力装置。
　前記第１サンギヤと前記第２サンギヤは、互いに同じ歯数を有することを特徴とする、請求項８に記載の動力装置。
　回転エネルギを出力可能に構成され、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、
　前記キャリア部材は、前記エネルギ出力装置に機械的に連結されていることを特徴とする、請求項６ないし９のいずれかに記載の動力装置。
　互いに差回転が可能な２つの回転軸を駆動するための動力装置であって、
　互いに一体に設けられた第１ピニオンギヤおよび第２ピニオンギヤで構成された２連ピニオンギヤと、
　前記第１ピニオンギヤに噛み合うピニオンギヤと、
　前記２連ピニオンギヤおよび前記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部材と、
　前記ピニオンギヤに噛み合う、回転自在の第１サンギヤと、
　前記第１ピニオンギヤに噛み合うとともに、前記２つの回転軸の一方に連結された、回転自在の第１リングギヤと、
　前記第２ピニオンギヤに噛み合う、回転自在の第２サンギヤと、
　前記第２ピニオンギヤに噛み合うとともに、前記２つの回転軸の他方に連結された、回転自在の第２リングギヤと、
　前記第１サンギヤに連結された、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、
　前記第２サンギヤに連結された、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、
　を備えることを特徴とする動力装置。
　前記第１および第２エネルギ入出力装置が回転電機であることを特徴とする、請求項１ないし１１のいずれかに記載の動力装置。
　前記２つの回転軸は、輸送機関を推進するための２つの被駆動部に連結されていることを特徴とする、請求項１ないし１２のいずれかに記載の動力装置。
　前記２つの被駆動部の一方は、前記輸送機関の進行方向に対して、左右方向の一方の側に配置され、前記２つの被駆動部の他方は、前記左右方向の他方の側に配置されていることを特徴とする、請求項１３に記載の動力装置。
　前記輸送機関は車両であって、前記被駆動部は前記車両の車輪であることを特徴とする、請求項１３または１４に記載の動力装置。