JP2009292207A

JP2009292207A - 車両の駆動装置

Info

Publication number: JP2009292207A
Application number: JP2008145669A
Authority: JP
Inventors: Yukihiko Ideshio; 幸彦出塩; Shigeru Okuwaki; 茂奥脇; Hiroyuki Shibata; 寛之柴田; Tomohito Ono; 智仁大野; Seiji Masunaga; 聖二増永; Makoto Funahashi; 眞舟橋
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2008-06-03
Filing date: 2008-06-03
Publication date: 2009-12-17
Anticipated expiration: 2028-06-03
Also published as: WO2009147501A8; CN102083645A; DE112009001348T5; US8784245B2; US20110111910A1; WO2009147501A3; WO2009147501A2; DE112009001348B4; JP4572956B2; CN102083645B

Abstract

【課題】内燃機関と出力部材とを変速ギア列を介在させずに連結する直結段を変速機構にて実現することにより、ギアの噛み合い損失を低減できる駆動装置を提供する。
【解決手段】駆動装置２Ａは、変速ギア列４１〜４４、４６を切り替えるとともに、第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とを連結することにより、第１速〜第６速及び後退段からなる複数の変速段を実現できる変速機構７と、動力分配機構６のリングギアＲｇとキャリアＣｒとを連結して差動回転を禁止するロック状態とその禁止を解除する解放状態とを切り替えるロッククラッチＳＬと、を備えている。
【選択図】図１

Description

本発明は、内燃機関と電動機とが駆動源として設けられた車両の駆動装置に関する。

複数のギアを用いたツインクラッチ式変速機を内燃機関に連結し、その変速機の２つのクラッチ軸の間に電動機をそのロータ軸がクラッチ軸と直交する向きで配置し、一方のクラッチ軸と電動機のロータ軸とを一対のベベルギアで連結し、他方のクラッチ軸と電動機のケースとを他の一対のベベルギアで連結し、２つのクラッチ軸間の回転差を利用して電動機を駆動して発電する車両の駆動装置が知られている（特許文献１）。その他、本発明に関連する先行技術文献として特許文献２が存在する。

特開２００２−２０４５０４号公報特開２００４−２９３７９５号公報

特許文献１の駆動装置は、内燃機関と２つのクラッチ軸とが複数の結合ギアを介在させた状態で連結されているため、内燃機関の動力を伝達する際にギアの噛み合い損失を避けることができない。また、電動機を２つのクラッチ軸間に配置するので小型化が困難である。更に、電動機のロータ軸とクラッチ軸とを直交させた状態でベベルギアを介してこれらを連結するものであるので構成が複雑である。

本発明は、内燃機関と出力部材とを変速ギア列を介在させずに連結する直結段を変速機構にて実現することにより、ギアの噛み合い損失を低減できる駆動装置を提供することを目的とする。

本発明の車両の駆動装置は、内燃機関と、電動機と、車両の駆動輪に動力を出力するための出力部材と、相互に差動回転可能な第１要素、第２要素及び第３要素を持ち、前記第１要素に前記内燃機関が連結され、かつ前記第２要素に前記電動機が接続された差動機構と、前記差動機構の前記第１要素又は前記第３要素と前記出力部材との間に介在して前記第１要素又は前記第３要素から前記出力部材へ動力を伝達するための変速ギア列を切り替えるとともに、前記変速ギア列を介在させずに前記第１要素と前記出力部材とを連結することにより、前記差動機構から前記出力部材までの変速比が低いものから順番に段階的に設定された複数の変速段を実現できる変速機構と、前記差動機構の前記１要素、前記第２要素及び前記第３要素から選ばれた２つの要素同士を連結して差動回転を禁止するロック状態とその禁止を解除する解放状態とを切り替えることができる差動ロック機構と、を備えることにより、上述した課題を解決する（請求項１）。

この駆動装置によれば、電動機の動作制御を行いながら差動ロック機構のロック状態と解放状態との間で適宜切り替えることにより、例えば、変速機構が第１要素と出力部材との間に介在した変速ギア列を第３要素と出力部材との間に介在した変速ギア列に切り替えて変速段を変更する過程でこれらの変速ギア列を容易に同期させることができる。これにより、ショックが緩和された変速段の変更が可能になる。また、変速機構は変速ギア列を介在させる変速段の他に、内燃機関が連結された第１要素と出力部材とを変速ギア列を介在させずに連結する直結段を実現できるため、ギアの噛み合い損失を低減できる。そのため燃費を向上させることができる。

本発明の駆動装置の一態様において、前記変速機構は、前記第１要素と前記出力部材とを前記変速ギア列を介在させずに連結することによって実現される直結段と、前記直結段よりも高い変速比のオーバードライブ変速段とが前記複数の変速段に含まれるように構成されており、前記オーバードライブ変速段が実現された状態で車速が所定値以上になった場合に、前記オーバードライブ変速段から前記直結段に切り替えられるように、前記変速機構を制御する変速制御手段を更に備えていてもよい（請求項２）。例えば、車速が１６０ｋｍ／ｈ以上の高車速域ではエンジン最適線が高回転側に位置するため、１２０Ｋｍ／ｈ程度の車速に適したオーバードライブ変速段の変速比よりも若干ローギア側に最適な変速比が存在する。この態様によれば、オーバードライブ変速段が実現された状態で車速が所定値以上になった場合には、オーバードライブ変速段よりも変速比が低い直結段に切り替えられる。つまり、オーバードライブ変速段から直結段へダウンシフトされる。そのため、所定値以上の高速域に適した変速比で車両が駆動されるので燃費が向上する。こうした高速域で切り替えられる変速段は、変速ギア列を介在させない直結段であるのでギアの噛み合い損失も低減できる。ギアの噛み合い損失はトルクに比例して増大するため、高車速域で直結段を選択するメリットを最も享受することができる。

本発明の駆動装置の一態様において、前記変速機構は、前記第１要素と一体回転する第１ドライブ軸と、前記第１ドライブ軸の外周に同軸状態で配置されて前記第３回転要素と一体回転する中空の第２ドライブ軸と、前記第１ドライブ軸及び前記第２ドライブ軸のそれぞれと平行に配置され、かつ前記出力部材に動力を伝達するためのカウンタギアが設けられたカウンタ軸と、を有し、前記複数の変速段のうち最も低い変速比の変速段を実現するための変速ギア列が前記第１ドライブ軸と前記カウンタ軸との間に設けられていてもよい（請求項３）。ドライブ軸とカウンタ軸との軸間距離が一定であるときは、変速ギア列を構成するドライブギアのギア径が小さいほど変速比を小さくすることができる。この態様では、変速比の最も低い変速ギア列のドライブギアが同軸に組み合わされた内側の第１ドライブ軸に設けられているので、このドライブギアを外側の第２ドライブ軸に設ける場合よりもギア径を小さくできる。そのため、外側の第２ドライブ軸とカウンタ軸との間に変速ギア列を設けて所望の変速比を得る場合よりも軸間距離を短くすることができる。これにより、駆動装置の径方向の小型化を達成できる。

本発明の駆動装置の一態様において、前記変速機構は、前記第１要素と一体回転する第１ドライブ軸と、前記第１ドライブ軸の外周に同軸状態で配置されて前記第３回転要素と一体回転する中空の第２ドライブ軸と、前記第１ドライブ軸と平行に配置され、かつ前記出力部材に動力を伝達するためのカウンタギアが設けられたカウンタ軸と、前記複数の変速段を実現する複数の変速ギア列のいずれかを前記カウンタ軸に対して選択的に連結し、かつ前記第２ドライブ軸よりも径方向外側に配置された切替クラッチと、を有し、前記差動ロック機構は、前記第１ドライブ軸と前記第２ドライブ軸とを連結することにより前記ロック状態を実現し、かつ前記第１ドライブ軸と前記切替クラッチとの間に配置されていてもよい（請求項４）。この態様によれば、差動ロック機構と切替クラッチとが軸線方向にオーバーラップするように配置されるため、差動ロック機構の追加に伴う駆動装置の軸線方向に関する寸法増大を回避することができる。

この態様においては、前記電動機は、ステータと、前記ステータと同軸上に配置されて内周に空間が形成されたロータとを有し、前記差動機構は、前記ロータの内周に形成された前記空間に配置されており、前記差動ロック機構は、前記差動機構よりも軸線方向に離れた位置に配置されてもよい（請求項５）。この場合、差動機構がロータの内周に形成された空間に配置されているので、差動機構と電動機とは軸線方向に関してオーバーラップするように配置される。仮に、差動ロック機構を差動機構の付近に配置した場合には電動機の周辺の構成が複雑になる。そのため、電動機と差動機構とをオーバーラップさせることが困難になり、これらを軸線方向にずらすことが必要になる。例えば、軸線方向と車両前後方向とが一致するＦＲ車両に駆動装置を適用する場合には、車両後方に向かって空間が窄まるフロアトンネルの形状を考慮して、できるだけ電動機を車両前方に配置することが有利である。電動機は径の２〜３乗に比例してトルクが大きくなるからである。径を小さくした電動機で同等のトルクを得るためには電動機の軸線方向の寸法を拡大しなければならない。この態様の駆動装置をＦＲ車両に適用する場合においては、差動ロック機構を差動機構から離れた位置に配置する結果として、電動機を車両前方に配置することができるようになる。これにより、電動機の径拡大に対する制約が緩和されるので電動機の軸線方向の寸法を短縮することができる。

本発明の駆動装置の一態様において、前記変速機構は、前記差動機構から出力された動力が伝達されるドライブ軸と、前記ドライブ軸と平行に配置されて、前記ドライブ軸の動力を前記出力部材に伝達するための第１カウンタ軸及び第２カウンタ軸と、を有するとともに、変速比が最も高い変速段を実現し、かつ前記ドライブ軸と前記第２カウンタ軸との間に設けられた第１変速ギア列と、変速比が前記第１変速ギア列よりも２段階低い変速段を実現し、かつ前記第ドライブ軸と前記第１カウンタ軸との間に設けられた第２変速ギア列とが径方向に揃うように配置されていてもよい（請求項６）。この態様によれば、第１変速ギア列と第２変速ギア列とは軸線方向にオーバーラップするように配置される。そのため、駆動装置の軸線方向の寸法を短縮することができる。また、変速比が最も高い変速段とそれよりも変速比が２段階低い変速段とを実現する第１ギア列と第２ギア列とが径方向に揃えられているので、他の変速段を実現するギア列同士を径方向に揃える場合よりも変速比の差が小さくて済む。その結果、第１カウンタ軸と第２カウンタ軸との軸間距離を短くすることができる。

本発明の駆動装置の一態様において、前記変速機構は、前記差動機構から出力された動力が伝達されるドライブ軸と、前記ドライブ軸と平行に配置されて、前記ドライブ軸の動力を前記出力部材に伝達するためのカウンタ軸と、を有するとともに、変速比が最も低い変速段を実現し、かつ前記ドライブ軸と前記カウンタ軸との間に設けられた変速ギア列が前記内燃機関から最も離れた位置に配置されていてもよい（請求項７）。変速比が最も低い変速段を実現する変速ギア列には他のギア列よりも入力されるトルクが大きい。この態様によれば、変速比が最も低い変速段を実現する変速ギア列は他のギア列よりも内燃機関から離れた位置に存在するため、その変速ギア列の支持位置はドライブ軸の端部側に偏ることになる。従って、この変速ギア列がドライブ軸の中央寄りに支持される場合と比べてドライブ軸の撓みを抑制することができる。

以上説明したように、本発明によれば、変速機構が変速ギア列を介在させる変速段の他に内燃機関が連結された第１要素と出力部材とを変速ギア列を介在させずに連結する直結段を実現できるためギアの噛み合い損失を低減することができる。

（第１の形態）
図１は本発明の一形態に係る駆動装置が適用された車両の概略を示している。この図に示すように、車両１はいわゆるハイブリッド車両として構成されていてＦＲ型のレイアウトを有している。車両１にはその走行のために駆動装置２Ａが設けられている。駆動装置２Ａは、内燃機関３と、電動機としてのモータ・ジェネレータ（ＭＧ）４と、車両１の駆動輪９に動力を出力するための出力部材としての出力軸５と、内燃機関３及びＭＧ４のそれぞれが連結される差動機構としての動力分配機構６と、動力分配機構６と出力軸５との間に介在し、動力分配機構６の出力を変速して出力軸５に伝達する変速機構７とを備えている。なお、出力軸５の回転はプロペラ軸１２及び差動装置１３を介して左右の駆動輪９にそれぞれ伝達される。プロペラ軸１２はその両端に設けられた不図示のユニバーサルジョイントを介して出力軸５及び差動装置１３にそれぞれ連結されている。

内燃機関３は火花点火型の多気筒内燃機関として構成されている。内燃機関３はその動力伝達を断続するエンジンクラッチＳＥを介して第１ドライブ軸１０Ａに連結されている。エンジンクラッチＳＥは周知のドグクラッチとして構成されていて、内燃機関３から第１ドライブ軸１０Ａに動力を伝達する係合状態と、その動力の伝達を遮断する解放状態との間で切り替え動作できる。第１ドライブ軸１０ＡはＭＧ４及び動力分配機構６を貫くように延びており、出力軸５と同軸上に配置されている。第１ドライブ軸１０Ａの外周には中空の第２ドライブ軸１０Ｂが同軸状態で配置されている。また、内燃機関３には、その始動を行うとともに、始動後の内燃機関３の動力を利用して発電できるスタータ・ジェネレータ（ＳＧ）１１が設けられている。ＳＧ１１で発電された電力は車両１の各部で消費される他、ＭＧ４の電源として設けられた不図示のバッテリに蓄えられる。

ＭＧ４は電動機としての機能と発電機としての機能とを生じるように構成されている。ＭＧ４には不図示のインバータを介してバッテリが電気的に接続されていて、そのインバータを制御することによりＭＧ４の出力トルク又は回生トルクを適宜設定するようになっている。ＭＧ４は第１ドライブ軸１０Ａと同軸上に回転可能に設けられたロータ４ａと、そのロータ４ａの外周側に位置するステータ４ｂとを有する。ステータ４ｂは図示しないケーシング等の固定要素に固定されており回転しないようになっている。ロータ４ａの内周に形成された空間に動力分配機構６が配置されている。つまり、ＭＧ４と動力分配機構６とは第１ドライブ軸１０Ａの軸線方向に関してオーバーラップした状態で配置されている。

動力分配機構６は遊星歯車機構として構成されている。即ち、動力分配機構６は、外歯歯車であるサンギアＳｎと、そのサンギアＳｎに対して同軸的に配置された内歯歯車であるリングギアＲｇと、これらのギアＳｎ、Ｒｇに噛み合うピニオン１５を自転かつ公転自在に保持するキャリアＣｒとを有し、これらの３つの要素が相互に差動回転できる周知の歯車機構である。この形態では、内燃機関３が第１ドライブ軸１０Ａを介してキャリアＣｒに、ＭＧ４がサンギアＳｎに、第２ドライブ軸１０ＢがリングギアＲｇに、それぞれ連結されている。第１ドライブ軸１０ＡはキャリアＣｒと一体回転し、第２ドライブ軸１０ＢはリングギアＲｇと一体回転する。従って、キャリアＣｒが本発明に係る第１要素に、サンギアＳｎが本発明に係る第２要素に、リングギアＲｇが本発明に係る第３要素にそれぞれ相当する。

変速機構７は、各ドライブ軸１０Ａ、１０Ｂと出力軸５との間に介在させる変速ギア列を切り替えるとともに、変速ギア列を介在させずに第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とを連結することにより複数の変速段を実現できる。変速機構７は前進６段及び後退１段からなる複数の変速段を実現する。前進６段の内訳は、動力分配機構６から出力軸５までの変速比が低いものから順番に段階的に設定された、第１速、第２速、第３速、第４速、第５速及び第６速である。これらの変速段のうち、第５速は変速ギア列を介在させずに第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とを連結することにより実現される直結段でありその変速比は１である。

第１ドライブ軸１０Ａは第２ドライブ軸１０Ｂの端部から突き出るように延びており、第２ドライブ軸１０Ｂから突き出た部分には、第１速及び後退段で共用される変速ドライブギア１６と、第３速用の変速ドライブギア１７とがそれぞれ設けられている。また、第２ドライブ軸１０Ｂには、第２速用の変速ドライブギア１８と、第４速及び第６速で共用される変速ドライブギア１９とがそれぞれ設けられている。

変速機構７には各ドライブ軸１０Ａ、１０Ｂと平行に配置された２つのカウンタ軸２０Ａ、２０Ｂが設けられている。第１カウンタ軸２０Ａには、各変速ドライブギア１６〜１９と噛み合う変速ドリブンギア２１〜２４が回転自在に設けられている。第１カウンタ軸２０Ａの端部には、出力軸５と一体回転する出力ギア３０と噛み合う第１カウンタギア３１が一体回転可能に設けられている。また、第２カウンタ軸２０Ｂには、第２ドライブ軸１０Ｂに設けられた変速ドライブギア１９に噛み合う変速ドリブンギア２６と、第１ドライブ軸１０Ａに設けられた変速ドライブギア１６に対して中間ギア３３を介在させた状態で噛み合う後退段用の変速ドリブンギア２９とが回転自在にそれぞれ設けられている。第２カウンタギア２０Ｂの端部には、出力ギア３０に噛み合う第２カウンタギア３２が一体回転可能に設けられている。

各ドライブ軸１０Ａ、１０Ｂと各カウンタ軸２０Ａ、２０Ｂとに設けられたギアが互いに噛み合うことにより変速比が互いに相違する複数の変速ギア列が構成される。即ち、第１速を実現する変速ギア列４１は第１ドライブ軸１０Ａと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１６、２１により構成され、第２速を実現する変速ギア列４２は第２ドライブ軸１０Ｂと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１８、２２により構成され、第３速を実現する変速ギア列４３は第１ドライブ軸１０Ａと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１７、２３により構成され、第４速を実現する変速ギア列４４は第２ドライブ軸１０Ｂと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１９、２４により構成され、第６速を実現する変速ギア列４６は第２ドライブ軸１０Ｂと第２カウンタ軸２０Ｂとの間に設けられたギア１９、２６により構成される。後退段を実現する変速ギア列５０は第１ドライブ軸１０Ａと第２カウンタ軸２０Ｂとの間に設けられたギア１６、３３、２９により構成される。

第１ドライブ軸１０Ａと第２ドライブ軸１０Ｂとは同軸に組み合わされているが、その内側の第１ドライブ軸１０Ａに変速比の最も低い第１速用の変速ドライブギア１６が設けられている。第１速は変速比を最も低くする必要があるため、変速ドライブギア１６のギア径を最も小さくする必要がある。そのため、仮に、第１速の変速ドライブギア１６を外側の第２ドライブ軸２０Ｂに設けた場合にはそのギア径が大きくならざるを得ない。従って、所望の変速比を得るために変速ドライブギア１６と噛み合う変速ドリブンギア２１のギア径も大きくなってしまうので、その結果、第１ドライブ軸１０Ａと第１カウンタ軸２０Ａとの軸間距離が大きくなってしまう。本形態では、第１速用の変速ドライブギア１６が内側の第１ドライブ軸１０Ａに設けられているので、これを第２ドライブ軸２０Ｂに設ける場合と比べて第１ドライブ軸１０Ａと第１カウンタ軸２０Ａとの軸間距離を小さくすることができる。これにより、駆動装置２Ａの径方向の小型化を達成できる。従って、駆動装置２Ａの車両への搭載成立性が向上し、更に重量低減を図ることができる。なお、以上の場合において、第１カウンタ軸２０Ａが本発明に係るカウンタ軸に相当する。

第２ドライブ軸１０Ｂに設けられた変速ドライブギア１９は第４速と第６速とで共用されており、第４速の変速ギア列４４と第６速の変速ギア列４６とが径方向に揃うように配置されている。つまり、変速ギア列４４と変速ギア列４６とは軸線方向にオーバーラップするように配置されている。これらの変速段で変速ドライブギア１９を共用しているため、駆動装置２Ａの軸線方向の寸法を短縮することができる。また、最も変速比が高い第６速とそれよりも変速比が２段階低い第４速との間で変速ドライブギア１９を共用しているため、変速比が３段階以上離れた他の変速段とドライブギアを共用する場合よりも第１カウンタ軸２０Ａと第２カウンタ軸２０Ｂとの軸間距離を短くすることができる。この場合において、第６速の変速ギア列４６が本発明に係る第１変速ギア列に相当し、第４速の変速ギア列４４が本発明に係る第２変速ギア列に相当する。また、第２ドライブ軸１０Ｂが本発明に係るドライブ軸に相当する。

後退段を実現する変速ギア列５０は第１速を実現する変速ギア列４１と軸線方向にオーバーラップするように配置されており、変速ギア列５０と変速ギア列４１とのそれぞれで変速ドライブギア１６を共用している。変速ドライブギア１６のギア径は第１速で用いるため最も小さい。そのため、後退段用の変速ドリブンギア２６のギア径を相対的に大きくすることができる。その結果、後退段の減速比を限られたスペース内で大きくすることが可能になる。

第２カウンタ軸２０Ｂは、第６速の変速ギア列４６と後退段の変速ギア列５０との間で共用されており、他の変速段の変速ギア列４１〜４４が設けられた第１カウンタ軸２０Ａと別軸になっている。これにより、変速比の設定をカウンタ軸毎に行うことができる。後退段や第６速などはドライバビリティの観点から変速段相互の繋がりを考慮する必要性が低い。従って、これらの変速段の変速比を他の変速段とは切り離して独自に設定できるから、例えば、最も変速比が高い第６速の変速比の設定自由度が拡大する。そのため、燃費の向上を狙った最適な変速比の設定を容易に行うことができる。変速段の相互の繋がりを重視すべき変速段については、それらの変速ギア列が共通の第１カウンタ軸２０Ａに設けられているので各変速段の変速比をドライバビリティを確保する観点から自由に設定することができる。

変速機構７には、変速ギア列４１〜４６、５０のいずれかを動力分配機構６と出力軸５との間に選択的に介在させて動力分配機構６から出力軸５への動力伝達を達成するため、各カウンタ軸２０Ａ、２０Ｂに対して変速ドリブンギア２１〜２４、２６、２９のいずれかを選択的に連結する第１クラッチＳ１、第２クラッチＳ２及び第４クラッチＳ４がそれぞれ設けられている。また、変速機構７には、直結段である第５速を実現するため、第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とを連結及び解放できる第３クラッチＳ３が設けられている。これらのクラッチＳ１〜Ｓ４はいずれも周知のドグクラッチとして構成されている。第１クラッチＳ１は第１速用の変速ドリブンギア２１と第３速用の変速ドリブンギア２３との間に、第２クラッチＳ２は第２速用の変速ドリブンギア２２と第４速用の変速ドリブンギア２４との間に、第３クラッチＳ３は第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５との間に、第４クラッチＳ４は第６速用の変速ドリブンギア２６と後退段用の変速ドリブンギア２９との間にそれぞれ配置されている。第４クラッチＳ４は第６速と後退段との間で共用されているので、後退段用のクラッチを専用に持つ場合に比べて駆動装置２Ａの軸線方向の寸法増大を防止することができる。

第１クラッチＳ１は第１カウンタ軸２０Ａに一体のハブ５１と、そのハブ５１に対して軸線方向に移動自在にスプライン嵌合されているスリーブ５２と、第１速用の変速ドリブンギア２１に一体でかつスリーブ５２とスプライン嵌合可能なスプライン５３と、第３速用の変速ドリブンギア２３に一体でかつスリーブ５２とスプライン嵌合可能なスプライン５４とを備えている。これにより、スリーブ５２を第１速用の変速ドリブンギア２１側に移動させてスプライン５３に嵌合させることにより、変速ドリブンギア２１が第１カウンタ軸２０Ａに対して一体回転可能に結合される。その結果、第１ドライブ軸１０Ａの動力は変速ギア列４１を介して出力軸５に伝達されて変速比が最も低い第１速が実現される。
また、第１クラッチＳ１のスリーブ５２を第３速用の変速ドリブンギア２３側に移動させてスプライン５４に嵌合させることにより、変速ドリブンギア２３が第１カウンタ軸２０Ａに対して一体回転可能に結合される。その結果、第１ドライブ軸１０Ａの動力は変速ギア列４３を介して出力軸５に伝達されて第３速が実現される。従って、第１クラッチＳ１は、第１速を実現する作動位置Ｐ１と、第３速を実現する作動位置Ｐ３と、各ドリブンギア２１、２３をフリーにする中立位置Ｎとの間で選択的に動作できる。これにより、第１クラッチＳ１は第１速及び第３速を選択的に実現することができる。

同様に、第２速及び第４速を選択的に実現するための第２クラッチＳ２は、第１カウンタ軸２０Ａに一体のハブ５５と、ハブ５５にスプライン嵌合されたスリーブ５６と、第２速用の変速ドリブンギア２２に一体のスプライン５７と、第４速用の変速ドリブンギア２４に一体のスプライン５８とを備えている。そして、第２クラッチＳ２は第２速を実現する作動位置Ｐ２と、第４速を実現する作動位置Ｐ４と、各ドリブンギア２２、２４をフリーにする中立位置Ｎとの間で選択的に動作できる。また、第６速及び後退段を選択的に実現するための第４クラッチＳ４は、第２カウンタ軸２０Ｂに一体のハブ６０と、ハブ６０にスプライン嵌合されたスリーブ６１と、第６速用の変速ドリブンギア２６に一体のスプライン６２と、後退段用の変速ドリブンギア２９に一体のスプライン６３と、を備えている。そして、第４クラッチＳ４は第６速を実現する作動位置Ｐ６と、後退段を実現する作動位置ＰＲと、各ドリブンギア２６、２９をフリーにする中立位置Ｎとの間で選択的に動作できる。

直結段である第５速を実現する第３クラッチＳ３は、出力軸５に一体のハブ６５と、そのハブ６５に対して軸線方向に移動自在にスプライン嵌合されたスリーブ６６と、第１ドライブ軸１０Ａに一体でかつスリーブ６６とスプライン嵌合可能なスプライン６７とを備えている。これにより、スリーブ６６を第１ドライブ軸１０Ａ側に移動させてスプライン６７に嵌合させることにより、第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とが一体回転可能に連結される。また、スリーブ６６を図示の位置に移動することによりこれらの連結を解除することができる。つまり、第３クラッチＳ３は第５速を実現する作動位置Ｐ５と第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５との連結を解除する中立位置Ｎとの間で動作できる。

駆動装置２Ａには動力分配機構６の各要素の差動回転を禁止するための差動ロック機構としてのロッククラッチＳＬが設けられている。ロッククラッチＳＬは第１ドライブ軸１０Ａと第２ドライブ軸１０Ｂとを一体回転可能に連結して動力分配機構６の差動回転を禁止するロック状態と、その禁止を解除する解放状態とを切り替えることができる。ロッククラッチＳＬにて第１ドライブ軸１０Ａと第２ドライブ軸１０Ｂとが連結される結果、これらに結合された動力分配機構６のキャリアＣｒとリングギアＲｇとが同一回転速度になるから、サンギアＳｎ、リングギアＲｇ及びキャリアＣｒの各要素の差動回転が禁止される。

ロッククラッチＳＬは周知のドグクラッチとして構成されており、第１ドライブ軸１０Ａと一体のハブ７０と、そのハブ７０に対して軸線方向に移動自在にスプライン嵌合されたスリーブ７１と、第２ドライブ軸１０Ｂに一体でかつスリーブ７１とスプライン嵌合可能なスプライン７２とを備えている。これにより、ロッククラッチＳＬのスリーブ７１を第２ドライブ軸１０Ｂ側に移動させてスプライン７２に嵌合させることにより、第１ドライブ軸１０Ａと第２ドライブ軸１０Ｂとが一体回転可能に連結されてロック状態に切り替えられる。また、スリーブ７１を図示の位置に移動することによりこれらの連結が解除されて解放状態へ切り替えられる。つまり、ロッククラッチＳＬはロック状態の作動位置ＰＬと解放状態の中立位置Ｎとの間で動作できる。

ロッククラッチＳＬは、第２ドライブ軸１０Ｂの端部に隣接し、かつ第１ドライブ軸１０Ａと切替クラッチとしての第４クラッチＳ４との間に配置されている。つまり、ロッククラッチＳＬと第４クラッチＳ４とは軸線方向にオーバーラップするように配置されている。このため、ロッククラッチＳＬの追加に伴う駆動装置２Ａの軸線方向に関する寸法増大を回避することができる。また、仮に、ロッククラッチＳＬを動力分配機構６の付近に配置した場合にはＭＧ４の周辺の構成が複雑になる。そのため、ＭＧ４を動力分配機構６にオーバーラップさせて配置することが困難になるから、ＭＧ４を動力分配機構６の後方に配置しなければならなくなる。一般に、ＦＲ車両のフロアトンネルは車両後方に向かって空間が窄まる形状を持っている。こうしたフロアトンネルの形状を考慮して、ＭＧはできるだけ車両前方に配置することが有利である。ＭＧは径の２〜３乗に比例してトルクが大きくなるからである。径を小さくしたＭＧで同等のトルクを得るためにはＭＧの軸線方向の寸法を拡大しなければならない。以上のことから、ロッククラッチＳＬを動力分配機構６から離して後方に配置することにより、ＭＧ４を駆動装置２Ａの前方（車両前方）に配置することができるようになるのでＭＧ４の軸線方向の寸法を短縮することができる。

上述した各クラッチＳＥ、Ｓ１〜Ｓ４、ＳＬには、これらを駆動するためのアクチュエータ（不図示）が一つずつ接続されている。これらのアクチュエータは駆動装置２Ａを制御する制御手段として設けられた電子制御ユニット（ＥＣＵ）７５によって操作される。アクチュエータとしては電磁式又は油圧式のものが採用されている。各アクチュエータに対するＥＣＵ７５の操作によって各クラッチＳＥ、Ｓ１〜Ｓ４、ＳＬは所定のロジックに従って制御される。各クラッチの操作と連係してＭＧ４の動作がＥＣＵ７５にて制御されることにより、駆動装置２Ａは駆動源が互いに相違する複数の駆動モードと変速比が互いに相違する複数の変速段とが組み合わされた多様な形態で動作する。

図２は駆動装置２Ａの動作形態と各クラッチの作動状態とが対応付けられた一覧表として表現された作動係合表を示している。図中の記号Ｐ１〜Ｐ６、ＰＲは上述したクラッチＳ１〜Ｓ４の作動位置を示し、記号「Ｘ」はクラッチＳ１〜Ｓ４の中立位置又はエンジンクラッチＳＥ及びロッククラッチＳＬの解放状態を示している。記号「○」はエンジンクラッチＳＥの係合状態又はロッククラッチＳＬのロック状態を示している。記号「−」はロッククラッチＳＬがロック状態でも解放状態でも構わないことを示している。なお、図中の１ｓｔ−２ｎｄ、２ｎｄ−３ｒｄ…が記載された欄は変速段が切り替わる過渡状態における各クラッチの作動状態を示したものである。変速段の切替えの過渡状態における制御については後述する。

図２に示すように、駆動装置２Ａは、その駆動モードとしてＥＶモード、Ｅｎｇモード、Ｅｎｇ＋ＭＧモード、及びＣＶＴモードの４つのモードのなかからいずれか一つを選択的に実行できるように構成されている。ＥＶモードは内燃機関３の出力を利用せずにＭＧ４のみを駆動源とする駆動モードである。Ｅｎｇモードは、ＭＧ４の出力を利用せずに内燃機関３のみを駆動源とする駆動モードである。Ｅｎｇ＋ＭＧモードは、動力分配機構６をロックさせた状態で内燃機関３及びＭＧ４の両者を駆動源とする駆動モードである。ＣＶＴモードは、動力分配機構６の各要素の差動回転を許容した状態で内燃機関３及びＭＧ４の両者を駆動源とし、かつ所定の変速段においてＭＧ４の動作を制御することにより内燃機関３から出力軸５に至る変速比を無段階に変更する駆動モードである。これらのモードのうち、ＥＶモード、Ｅｎｇモード及びＥｎｇ＋ＭＧモードの３つのモードに関しては各変速段で実行可能である。また、ＣＶＴモードに関しては、動力分配機構６のリングギアＲｇの出力を調整して無段変速を実行する関係上、リングギアＲｇと一体回転する第２ドライブ軸１０Ｂに変速ドライブギアが設けられた第２速、第４速及び第６速の偶数変速段で実行可能である。

図３〜図１０を参照しながら各駆動モードを説明する。図３は第１速のＥＶモードの動力伝達経路を示し、図４は第１速のＥＶモードにおける共線図の一例を示している。なお、図４の共線図において、「Ｅｎｇ」は内燃機関３を、「ＭＧ」はＭＧ４を、「Ｃｏ」は第１カウンタ軸２０Ａのカウンタギア３１を、それぞれ示している。また、「ｄｒｉｖｅ」は変速段に対応した変速ドライブギアを、「ｄｒｉｖｅｎ」は変速段に対応した変速ドリブンギアをそれぞれ示している。これらの記号の意味は他図の共線図についても同様である。

図３に示すように、ＥＶモードは、ＭＧ４のみを駆動源とするものであるからエンジンクラッチＳＥが解放状態に設定されて内燃機関３からの動力伝達が遮断されている。そしてＭＧ４の動力を動力分配機構６を経由させて第１ドライブ軸１０Ａに伝達するためロッククラッチＳＬをロック状態（作動位置ＰＬ）に設定する。これにより、図４に示すように、動力分配機構６の各要素（Ｓｎ、Ｒｇ、Ｃｒ）の差動回転は禁止され、各要素は同一回転速度で一体回転する。第１ドライブ軸１０Ａに伝達されたＭＧ４の動力は第１速用の変速ドライブギア１６へ伝達される。図３に示すように、このドライブギア１６と噛み合う変速ドリブンギア２１は第１クラッチＳ１が作動位置Ｐ１に操作されることにより第１カウンタ軸２０Ａに連結されている。このため、第１ドライブ軸１０Ａの回転は、互いに噛み合う変速ドライブギア１６及び変速ドリブンギア２１にて構成される変速ギア列４１によって減速されて、第１カウンタ軸２０Ａに伝達される。第１カウンタ軸２０Ａの回転はカウンタギア３１に出力され、その回転はこのカウンタギア３１と噛み合う出力ギア３０にて変速されて出力軸５に伝達される。このようにＥＶモード（第１速）では、ＭＧ４の動力が図３の太線で示した動力伝達経路に沿って出力軸５へ伝達される。

図５は第１速のＥｎｇモードの動力伝達経路を示し、図６は第１速のＥｎｇモードにおける共線図の一例を示している。図５に示すように、Ｅｎｇモードは、内燃機関３のみを駆動源とするものであるから、エンジンクラッチＳＥが係合状態に設定されて内燃機関３の動力が第１ドライブ軸１０Ａに伝達されている。ＭＧ４は電力供給が停止されることによって停止している（図６参照）。なお、図５の場合は、ロッククラッチＳＬを解放状態に設定して内燃機関３の負荷を低減しているが、例えばＭＧ４で発電を行う場合にはロッククラッチＳＬをロック状態として内燃機関３の動力の一部を利用してＭＧ４を駆動することもできる。第１ドライブ軸１０Ａから出力軸５へ至る動力伝達はＥＶモードと同様である。Ｅｎｇモード（第１速）においては、内燃機関３の動力が図５の太線で示した動力伝達経路に沿って出力軸５へ伝達される。

図７は第１速のＥｎｇ＋ＭＧモードの動力伝達経路を示し、図８は第１速のＥｎｇ＋Ｍｇモードにおける共線図の一例を示している。図７に示すように、Ｅｎｇ＋ＭＧモードは動力分配機構６をロックした状態で内燃機関３及びＭＧ４の両者を駆動源とするものであるから、エンジンクラッチＳＥが係合状態に、ロッククラッチＳＬがロック状態にそれぞれ設定される。これにより、図８に示すように、動力分配機構６の各要素は同一回転速度で一体回転する。ロッククラッチＳＬにより第１ドライブ軸１０Ａと第２ドライブ軸１０Ｂとが結合されるので、内燃機関３の動力とＭＧ４の動力とが合成された状態で各ドライブ軸１０Ａ、１０Ｂを経由して第１速用の変速ドライブギア１６へ伝達される。第１ドライブ軸１０Ａから出力軸５へ至る動力伝達はＥＶモードと同様である。Ｅｎｇ＋ＭＧモード（第１速）においては、内燃機関３の動力が図５の太線で示した動力伝達経路に沿って出力軸５へ伝達される。

図３〜図８に示したＥＶモード、Ｅｎｇモード及びＥｎｇ＋ＭＧモードの各モードは第１速におけるものであるが、他の変速段におけるこれらのモードも第１ドライブ軸１０Ａ又は第２ドライブ軸１０Ｂから出力軸５に至る経路を除いて第１速の場合と同様である。なお、偶数変速段のＥｎｇモードの場合、偶数変速段の変速ドライブギアが第２ドライブ軸１０Ｂに設けられている関係から、ロッククラッチＳＬをロック状態にすることが必須である（図２及び図５参照）。

次に、偶数変速段で実施されるＣＶＴモードについて説明する。図９は第２速のＣＶＴモードの動力伝達経路を示し、図１０は第２速のＣＶＴモードにおける共線図の一例を示している。図９に示すように、ＣＶＴモードでは、内燃機関３の動力とＭＧ４の動力とを動力分配機構６を利用して合成するものであるから、動力分配機構６の各要素が差動回転するようにロッククラッチＳＬは解放状態に設定され、かつ内燃機関３の動力が動力分配機構６に入力されるようにエンジンクラッチＳＥは係合状態に設定される。従って、ＣＶＴモードにおける動力伝達経路は図９の太線で示した通りとなる。図１０に示すように、ＭＧ４を制御することにより、出力要素となるリングギアＲｇの回転速度を任意に調整できるため、変速比が第２速に設定された状況下で内燃機関３からカウンタギア３１に至る変速比を無段階に変更することができる。ＣＶＴモードは、第２速以外の偶数変速段である第４速及び第６速においても、第２ドライブ軸１０Ｂから出力軸５に至る経路を除き、図９に示した第２速の場合と同様の動力伝達経路に従って動力が伝達される。

次に、図１及び図１１Ａ〜図１１Ｅを参照しながら変速段の切替え過渡における駆動装置２Ａの動作について説明する。図１１Ａ〜図１１ＥはＥｎｇ＋ＭＧモードの第１速から第２速へ変速段を切り替える過程における各状態の共線図を示している。図１１ＡはロッククラッチＳＬを解放状態にしてＭＧ４を停止させた状態を示している。この場合には内燃機関３のトルクが第１ドライブ軸１０Ａへ直接的に出力された状態になる。この場合、第２ドライブ軸１０ＢがリングギアＲｇと一体回転し、かつ第２クラッチＳ２が中立位置Ｎになっているため、第２速用の変速ドリブンギア２３の回転速度と第１速用の変速ドリブンギア２１の回転速度とは一致していない。

そこで、図１１Ｂに示すように、これらの回転速度を一致させるために同期制御を行う。この同期制御は、ＭＧ４の動作を制御して、第２速用の変速ドリブンギア２２の回転速度を、第１カウンタ軸２０Ａに結合された第１速用の変速ドリブンギア２１の回転速度に一致させる。換言すれば、第２クラッチＳ２と第１クラッチＳ１とを同期させる。同期制御が完了した場合、第２クラッチＳ２のスリーブ５６の回転速度とスプライン５７の回転速度とが一致するので、第１クラッチＳ１を作動位置Ｐ１にしたままで、第２クラッチＳ２を第２速用の作動位置Ｐ２に操作する。図１１Ｃは、図１１Ｂの状態から第１クラッチＳ１の伝達トルクを減少させつつ、その減少分を第２クラッチＳ２へ移行するいわゆるトルクフェーズを示している。この場合、ＭＧ４が内燃機関３のトルク反力を分担するようにしてトルクの移行を速やかに実行している。

図１１Ｄは、第２クラッチＳ２へのトルク移行の完了後に第１クラッチＳ１を中立位置Ｎへ操作することによって内燃機関３及びＭＧ４の回転速度が低下するいわゆるイナーシャフェーズを示している。この場合、第１クラッチＳ１の解放により動力分配機構６の各要素の回転速度が揃う状態まで内燃機関３及びＭＧ４の回転速度が低下する。図１１Ｅは、動力分配機構６の各要素の回転速度が揃った段階で、ロッククラッチＳＬを解放状態からロック状態へ切り替えた状態を示している。以上により、Ｅｎｇ＋ＭＧモードの第１速から第２速への切り替えが完了する。以上の操作は他の変速段の切り替えに関しても同様である。また、ダウンシフトに関しては上述の手順と逆の手順になる。

駆動装置２Ａは、最も変速比の高い第６速において上述したＣＶＴモードを実行できるように構成されている。この利点に関して、図１２及び１３を参照しながら説明する。図１２は、縦軸をエンジントルク、横軸をエンジン回転数（回転速度）として、エンジン最適線、最大トルク及び等パワー線をそれぞれ示した説明図である。

一般に、内燃機関３の動作点をエンジン最適線上に位置させることが最も効率が良い。しかし、動作点は変速比によって決まるので、段階的な変速比では動作点をエンジン最適線上に常に位置させることはできない。従って、動作点がエンジン最適線にできるだけ近づくように変速比が設定される。例えば、図１２に示すように、車速が１２０ｋｍ／ｈ程度の場合、エンジン最適線が低回転側に位置するので、その車速においてエンジン回転数ができるだけ低回転となるように、最高変速段の変速比をハイギヤードに設定すれば効率（燃費）が向上する。但し、最高変速段の変速比を単にハイギヤード化しただけでは、図１２に示す最大トルクと動作点間の幅として示される余裕駆動力Ｐｔが小さくなってしまう。従って、このような変速比の設定では余裕駆動力Ｐｔが不足して頻繁にダウンシフトを行う必要が生じてしまい、最高変速段のハイギヤード化による低回転化とドライバビリティの向上との両立を図ることが困難である。

駆動装置２Ａは最高変速段である第６速においてＣＶＴモードを実行できるため、エンジン回転数の低回転化とドライバビリティの向上と両立できる。図１３は第６速のＣＶＴモードにおける共線図の一例を示している。この図に示すように、ＭＧ４の回転速度を略０に制御することにより、エンジン回転数をＥｎｇモードの場合の回転数ＮｃよりもΔだけ低下させることができる。つまり、Ｅｎｇモードの場合と同一車速を維持しながら第６速の変速比をハイギヤード化した場合と同等の効果が得られる。ＭＧ４の出力が略０であるからＭＧ４に関わる損失も少なくて済む。従って、第６速の変速比を無理にハイギヤード化しなくても低回転化が達成できるためドライバビリティの向上も同時に達成できる。

駆動装置２Ａの基本的な変速スケジュールは、公知技術と同様に車速及びアクセル開度に基づいて適正な変速段へ切り替えられるようになっている。但し、オーバードライブ変速段である第６速が実現された状態で車速が所定値以上になった場合には、直結段である第５速にシフトダウンするように制御される。その制御プログラムはＥＣＵ７５に記憶されており、適時に読み出されて繰り返し実行される。そのルーチンを実行することにより、ＥＣＵ７５は不図示の車速センサからの情報に基づいて第６速での走行中に車速が所定値以上になったことを判断し、車速が所定値（例えば１６０ｋｍ／ｈ）以上になった場合に各クラッチ及びＭＧ４を操作して第６速から第５速へ変速段を切り替える。これにより、ＥＣＵ７５は本発明に係る制御手段として機能する。

こうしたダウンシフトを行う理由について図１４を参照しながら説明する。図１４は縦軸をエンジントルク、横軸をエンジン回転数（回転速度）として、エンジン最適線、第６速のエンジン動作線（点）及び第５速のエンジン動作線（点）をそれぞれ示した説明図である。この図に示すように、車速が１６０ｋｍ／ｈ以上の高車速域ではエンジン最適線が高回転側に位置するため、１２０Ｋｍ／ｈ程度の車速に適した変速比よりも若干ローギア側に最適な変速比が存在する。従って、第６速での運転中に車速が上昇して高車速域に入った場合には第６速を維持するよりも第５速にシフトダウンした方が効率がよい。しかも第５速は変速ギア列を介在させない直結段であるのでギアの噛み合い損失も低減できる。これにより、燃費向上を図ることができる。ギアの噛み合い損失はトルクに比例して増大するため、高車速域で選択される第５速を直結段とするメリットを最も享受できる。

（第２の形態）
次に、本発明の第２の形態に係る駆動装置を図１５及び図１６を参照して説明する。なお、第２の形態において第１の形態と共通する構成には同一の参照符号を付して説明を省略する。図１５は第２の形態に係る駆動装置が適用された車両１の概略を示している。本形態の特徴は、第１の形態と比べて軸線方向の寸法増大を回避しつつ前進７段の変速段を実現したことである。

駆動装置２Ｂは前進７段及び後退１段からなる複数の変速段を実現できる変速機構７７を備えている。変速機構７７が実現する前進７段の内訳は動力分配機構６から出力軸５までの変速比が低いものから順番に段階的に設定された、第１速、第２速、第３速、第４速、第５速、第６速、及び第７速である。これらの変速段のうち、第７速は変速ギア列を介在させずに第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とを連結することにより実現される直結段でありその変速比は１である。

第１ドライブ軸１０Ａには、第１速及び後退段で共用される変速ドライブギア１６が設けられるとともに、第３速及び第５速で共用される変速ドライブギア１７が設けられている。これらの変速ドライブギア１６、１７の並び順は第１の形態とは反対になっている。第２ドライブ軸１０Ｂには第１の形態と同様に第２速用の変速ドライブギア１８と、第４速及び第６速で共用される変速ドライブギア１９とがそれぞれ設けられている。

第１カウンタ軸２０Ａには、各変速ドライブギア１６〜１９と噛み合う変速ドリブンギア２１〜２４が回転自在に設けられている。また、第２カウンタ軸２０Ｂには、第２ドライブ軸１０Ｂに設けられた変速ドライブギア１７に噛み合う変速ドリブンギア２５と、変速ドライブギア１９に噛み合う変速ドリブンギア２６と、第１ドライブ軸１０Ａに設けられた変速ドライブギア１６に対して中間ギア３３を介在させた状態で噛み合う後退段用の変速ドリブンギア２９とが回転自在にそれぞれ設けられている。

各ドライブ軸１０Ａ、１０Ｂと各カウンタ軸２０Ａ、２０Ｂとに設けられたギアが互いに噛み合うことにより変速比が互いに相違する複数の変速ギア列が構成される。本形態に係る複数の変速ギア列は次の通りに構成される。即ち、第１速を実現する変速ギア列４１は第１ドライブ軸１０Ａと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１６、２１により構成され、第２速を実現する変速ギア列４２は第２ドライブ軸１０Ｂと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１８、２２により構成され、第３速を実現する変速ギア列４３は第１ドライブ軸１０Ａと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１７、２３により構成され、第４速を実現する変速ギア列４４は第２ドライブ軸１０Ｂと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１９、２４により構成され、第５速を実現する変速ギア列４５は第１ドライブ軸１０Ａと第２カウンタ軸２０Ｂとの間に設けられたギア１７、２５により構成され、第６速を実現する変速ギア列４６は第２ドライブ軸１０Ｂと第２カウンタ軸２０Ｂとの間に設けられたギア１９、２６により構成される。後退段を実現する変速ギア列５０は第１ドライブ軸１０Ａと第２カウンタ軸２０Ｂとの間に設けられたギア１６、３３、２９により構成される。第７速は、変速ギア列を介在させずに第１ドライブギア１０Ａと出力軸５とを連結する直結段である。

第１速を実現する変速ギア列４１は、他の変速ギア列と比べて内燃機関３から最も離れた位置に配置されている。第１速は変速比が最も低く変速ドライブギア１６に入力されるトルクが大きい。変速ギア列４１が他のギア列と比べて内燃機関３から最も離れていると、変速ギア列４１の支持位置が第１ドライブ軸１０Ａの端部側に偏ることになる。従って、第１ドライブ軸１０Ａの中央寄りに第１速の変速ギア列が支持される場合と比べて第１ドライブ軸１０Ａの撓みを抑制することができる。この場合には、第１ドライブ軸１０Ａが本発明に係るドライブ軸に相当し、第１カウンタ軸２０Ａが本発明に係るカウンタ軸に相当する。

変速機構７７には、変速ギア列４１〜４６、５０のいずれかを動力分配機構６と出力軸５との間に選択的に介在させて動力分配機構６から出力軸５への動力伝達を達成するため、各カウンタ軸２０Ａ、２０Ｂに対して変速ドリブンギア２１〜２６、２９のいずれかを選択的に連結する第１クラッチＴ１、第２クラッチＴ２、第３クラッチＴ３及び第４クラッチＴ４が設けられている。また、直結段である第７速を実現するため、第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とを連結及び解放できる第５クラッチＴ５が設けられている。これらのクラッチＴ１〜Ｔ５はいずれも周知のドグクラッチとして構成されていて、第１の形態のクラッチＳ１等と同様の構成要素を持つ。図面に符号を付して説明することは省略するが、各クラッチＴ１〜Ｔ５は、カウンタ軸と一体回転するハブ、そのハブとスプライン嵌合されたスリーブ、及びそのスリーブとスプライン嵌合されかつドリブンギアと一体回転するスプラインを構成要素として持っている。

第１クラッチＴ１は第１速用の変速ドリブンギア２１と第３速用の変速ドリブンギア２３との間に配置されていて、第１速を実現する作動位置Ｐ１と、第３速を実現する作動位置Ｐ３と、各ドリブンギア２１、２３をフリーにする中立位置Ｎとの間で選択的に動作できる。第２クラッチＴ２は第２速用の変速ドリブンギア２２と第４速用の変速ドリブンギア２４との間に配置されていて、第２速を実現する作動位置Ｐ２と、第４速を実現する作動位置Ｐ４と、各ドリブンギア２２、２４をフリーにする中立位置Ｎとの間で選択的に動作できる。第３クラッチＴ３は第５速用の変速ドリブンギア２５と後退段用の変速ドリブンギア２９との間に配置されていて、第５速を実現する作動位置Ｐ５と、後退段を実現する作動位置ＰＲと、各ドリブンギア２５、２９をフリーにする中立位置Ｎとの間で選択的に動作できる。第４クラッチＴ４は第６速用の変速ドリブンギア２６に隣接して配置されていて第６速を実現する作動位置Ｐ６と、ドリブンギア２６をフリーにする中立位置Ｎとの間で選択的に動作できる。直結段である第７速を実現する第５クラッチＴ５は、第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とを連結して第７速を実現する作動位置Ｐ７と第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５との連結を解除する中立位置Ｎとの間で動作できる。これらのクラッチＴ１〜Ｔ５は第１の形態と同様にＥＣＵ７５にて所定のロジックに従って制御される。また、エンジンクラッチＳＥ及びロッククラッチＳＬに関しても第１の形態と同様にＥＣＵ７５にて制御される。これにより、第１の形態と同様に、駆動装置２Ｂに関する図１６の作動係合表に示した多様な動作形態を実現でき、第１の形態と同様の作用効果を発揮できる。なお図１６の作動係合表の読み方は第１の形態の図２と同様である。

（第３の形態）
次に、本発明の第３の形態に係る駆動装置を図１７及び図１８を参照して説明する。なお、第３の形態において第１及び第２の形態と共通する構成には同一の参照符号を付して説明を省略する。図１７は第３の形態に係る駆動装置が適用された車両の概略を示している。本形態の特徴は、第１の形態と比べて軸線方向の寸法増大を回避しつつ前進８段の変速段を実現したことである。

駆動装置２Ｃは前進８段及び後退１段からなる複数の変速段を実現できる変速機構８７を備えている。変速機構８７が実現する前進８段の内訳は動力分配機構６から出力軸５までの変速比が低いものから順番に段階的に設定された、第１速、第２速、第３速、第４速、第５速、第６速、第７速、及び８速である。これらの変速段のうち、第７速は変速ギア列を介在させずに第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とを連結することにより実現される直結段でありその変速比は１である。

第１ドライブ軸１０Ａには、第１速及び後退段で共用される変速ドライブギア１６が設けられるとともに、第３速及び第５速で共用される変速ドライブギア１７が設けられている。第２ドライブ軸１０Ｂには、第２速及び第４速で共用される変速ドライブギア１８と、第６速及び第８速で共用される変速ドライブギア１９とがそれぞれ設けられている。

第１カウンタ軸２０Ａには、各変速ドライブギア１６〜１９と噛み合う変速ドリブンギア２１〜２３、２６が回転自在に設けられている。また、第２カウンタ軸２０Ｂには、各変速ドライブギア１６〜１９と噛み合う変速ドリブンギア２４、２５、２８、２９が回転自在に設けられている。

各ドライブ軸１０Ａ、１０Ｂと各カウンタ軸２０Ａ、２０Ｂとに設けられたギアが互いに噛み合うことにより変速比が互いに相違する複数の変速ギア列が構成される。本形態に係る複数の変速ギア列は次の通りに構成される。即ち、第１速を実現する変速ギア列４１は第１ドライブ軸１０Ａと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１６、２１により構成され、第２速を実現する変速ギア列４２は第２ドライブ軸１０Ｂと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１８、２２により構成され、第３速を実現する変速ギア列４３は第１ドライブ軸１０Ａと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１７、２３により構成され、第４速を実現する変速ギア列４４は第２ドライブ軸１０Ｂと第２カウンタ軸２０Ｂとの間に設けられたギア１８、２４により構成され、第５速を実現する変速ギア列４５は第１ドライブ軸１０Ａと第２カウンタ軸２０Ｂとの間に設けられたギア１７、２５により構成され、第６速を実現する変速ギア列４６は第２ドライブ軸１０Ｂと第１カウンタ軸２０Ａとの間に設けられたギア１９、２６により構成され、第８速を実現する変速ギア列４８は、第２ドライブ軸１０Ｂと第２カウンタ軸２０Ｂとの間に設けられたギア１９、２８により構成される。第７速は、変速ギア列を介在させずに第１ドライブギア１０Ａと出力軸５とを連結する直結段である。後退段を実現する変速ギア列５０は第１ドライブ軸１０Ａと第２カウンタ軸２０Ｂとの間に設けられたギア１６、３３、２９により構成される。第１速を実現する変速ギア列４１は、他の変速ギア列と比べて内燃機関３から最も離れた位置に配置されているため第２の形態と同様の効果を奏する。

変速機構８７には、変速ギア列４１〜４６、５０のいずれかを動力分配機構６と出力軸５との間に選択的に介在させて動力分配機構６から出力軸５への動力伝達を達成するため、各カウンタ軸２０Ａ、２０Ｂに対して変速ドリブンギア２１〜２６、２８、２９のいずれかを選択的に連結する第１クラッチＵ１、第２クラッチＵ２、第３クラッチＵ３及び第４クラッチＵ４が設けられている。また、直結段である第７速を実現するため、第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とを連結及び解放できる第５クラッチＵ５が設けられている。これらのクラッチＵ１〜Ｕ５はいずれも周知のドグクラッチとして構成されていて、第１の形態のクラッチＳ１等と同様の構成要素を持つ。

第１クラッチＵ１は第１速用の変速ドリブンギア２１と第３速用の変速ドリブンギア２３との間に配置されていて、第１速を実現する作動位置Ｐ１と、第３速を実現する作動位置Ｐ３と、各ドリブンギア２１、２３をフリーにする中立位置Ｎとの間で選択的に動作できる。第２クラッチＵ２は第２速用の変速ドリブンギア２２と第６速用の変速ドリブンギア２６との間に配置されていて、第２速を実現する作動位置Ｐ２と、第６速を実現する作動位置Ｐ６と、各ドリブンギア２２、２６をフリーにする中立位置Ｎとの間で選択的に動作できる。第３クラッチＵ３は第４速用の変速ドリブンギア２４と第８速用の変速ドリブンギア２８との間に配置されていて、第４速を実現する作動位置Ｐ４と、第８速を実現する作動位置Ｐ８と、各ドリブンギア２４、２８をフリーにする中立位置Ｎとの間で選択的に動作できる。第４クラッチＵ４は第５速用の変速ドリブンギア２５と後退段用の変速ドリブンギア２９との間に配置されていて、第５速を実現する作動位置Ｐ５と、後退段を実現する作動位置ＰＲと、各ドリブンギア２５、２９をフリーにする中立位置との間で選択的に動作できる。直結段である第７速を実現する第５クラッチＵ５は、第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５とを連結して第７速を実現する作動位置Ｐ７と第１ドライブ軸１０Ａと出力軸５との連結を解除する中立位置Ｎとの間で動作できる。

これらのクラッチＵ１〜Ｕ５は第１の形態と同様にＥＣＵ７５にて所定のロジックに従って制御される。また、エンジンクラッチＳＥ及びロッククラッチＳＬに関しても第１の形態と同様にＥＣＵ７５にて制御される。これにより、第１の形態と同様に、駆動装置２Ｃに関する図１８の作動係合表に示した多様な動作形態を実現でき、第１の形態と同様の作用効果を発揮できる。なお図１８の作動係合表の読み方は第１の形態の図２と同様である。また、この形態は、第８速がオーバードライブ変速段に相当するため、第８速で走行中に車速が所定値以上になった場合に第８速から第７速の直結段に変速段を切り替える制御をＥＣＵ７５が行うことができる。この場合、ＥＣＵ７５は本発明に係る制御手段として機能する。

本発明は以上の各形態に限定されず、本発明の要旨の範囲内で種々の形態にて実施できる。上述した動力分配機構及び変速機構の構成は一例にすぎず、これらを機構学上等価な別形態に変更することも可能である。また、動力分配機構及び変速機構の各回転要素に対する接続関係も別形態に変更することも可能である。

本発明の一形態に係る駆動装置が適用された車両の概略を示した図。図１の駆動装置２Ａの動作形態と各クラッチの作動状態とが対応付けられた作動係合表を示した図。第１速のＥＶモードの動力伝達経路を示した図。第１速のＥＶモードにおける共線図の一例を示した図。第１速のＥｎｇモードの動力伝達経路を示した図。第１速のＥｎｇモードにおける共線図の一例を示した図。第１速のＥｎｇ＋ＭＧモードの動力伝達経路を示した図。第１速のＥｎｇ＋Ｍｇモードにおける共線図の一例を示した図。第２速のＣＶＴモードの動力伝達経路を示した図。第２速のＣＶＴモードにおける共線図の一例を示した図。Ｅｎｇ＋ＭＧモードの第１速から第２速へ変速段を切り替える過程における共線図であって第１の状態を示した図。Ｅｎｇ＋ＭＧモードの第１速から第２速へ変速段を切り替える過程における共線図であって第２の状態を示した図。Ｅｎｇ＋ＭＧモードの第１速から第２速へ変速段を切り替える過程における共線図であって第３の状態を示した図。Ｅｎｇ＋ＭＧモードの第１速から第２速へ変速段を切り替える過程における共線図であって第４の状態を示した図。Ｅｎｇ＋ＭＧモードの第１速から第２速へ変速段を切り替える過程における共線図であって第５の状態を示した図。縦軸をエンジントルク、横軸をエンジン回転数（回転速度）として、エンジン最適線、最大トルク及び等パワー線をそれぞれ示した説明図。第６速のＣＶＴモードにおける共線図の一例を示した図。縦軸をエンジントルク、横軸をエンジン回転数（回転速度）として、エンジン最適線、第６速のエンジン動作線（点）及び第５速のエンジン動作線（点）をそれぞれ示した説明図。第２の形態に係る駆動装置が適用された車両の概略を示した図。図１５に示した駆動装置の作動係合表を示した図。第３の形態に係る駆動装置が適用された車両の概略を示した図。図１７に示した駆動装置の作動係合表を示した図。

符号の説明

１車両
２Ａ〜２Ｃ駆動装置
３内燃機関
４ＭＧ（電動機）
４ａロータ
４ｂステータ
５出力軸（出力部材）
６動力分配機構（作動機構）
７変速機構
９駆動輪
１０Ａ第１ドライブ軸
１０Ｂ第２ドライブ軸
２０Ａ第１カウンタ軸
２０Ｂ第２カウンタ軸
３１第１カウンタギア
３２第２カウンタギア
４１〜４６、４８、５０変速ギア列
Ｃｒキャリア（第１要素）
Ｓｎサンギア（第２要素）
Ｒｇリングギア（第３要素）
ＳＬロッククラッチ（差動ロック機構）
Ｓ４第４クラッチ（切替クラッチ）
Ｔ４第４クラッチ（切替クラッチ）

Claims

内燃機関と、電動機と、車両の駆動輪に動力を出力するための出力部材と、相互に差動回転可能な第１要素、第２要素及び第３要素を持ち、前記第１要素に前記内燃機関が連結され、かつ前記第２要素に前記電動機が接続された差動機構と、前記差動機構の前記第１要素又は前記第３要素と前記出力部材との間に介在して前記第１要素又は前記第３要素から前記出力部材へ動力を伝達するための変速ギア列を切り替えるとともに、前記変速ギア列を介在させずに前記第１要素と前記出力部材とを連結することにより、前記差動機構から前記出力部材までの変速比が低いものから順番に段階的に設定された複数の変速段を実現できる変速機構と、前記差動機構の前記１要素、前記第２要素及び前記第３要素から選ばれた２つの要素同士を連結して差動回転を禁止するロック状態とその禁止を解除する解放状態とを切り替えることができる差動ロック機構と、を備えることを特徴とする車両の駆動装置。
前記変速機構は、前記第１要素と前記出力部材とを前記変速ギア列を介在させずに連結することによって実現される直結段と、前記直結段よりも高い変速比のオーバードライブ変速段とが前記複数の変速段に含まれるように構成されており、
前記オーバードライブ変速段が実現された状態で車速が所定値以上になった場合に、前記オーバードライブ変速段から前記直結段に切り替えられるように、前記変速機構を制御する変速制御手段を更に備える請求項１に記載の駆動装置。
前記変速機構は、前記第１要素と一体回転する第１ドライブ軸と、前記第１ドライブ軸の外周に同軸状態で配置されて前記第３回転要素と一体回転する中空の第２ドライブ軸と、前記第１ドライブ軸及び前記第２ドライブ軸のそれぞれと平行に配置され、かつ前記出力部材に動力を伝達するためのカウンタギアが設けられたカウンタ軸と、を有し、前記複数の変速段のうち最も低い変速比の変速段を実現するための変速ギア列が前記第１ドライブ軸と前記カウンタ軸との間に設けられている請求項１又は２に記載の駆動装置。
前記変速機構は、前記第１要素と一体回転する第１ドライブ軸と、前記第１ドライブ軸の外周に同軸状態で配置されて前記第３回転要素と一体回転する中空の第２ドライブ軸と、前記第１ドライブ軸と平行に配置され、かつ前記出力部材に動力を伝達するためのカウンタギアが設けられたカウンタ軸と、前記複数の変速段を実現する複数の変速ギア列のいずれかを前記カウンタ軸に対して選択的に連結し、かつ前記第２ドライブ軸よりも径方向外側に配置された切替クラッチと、を有し、
前記差動ロック機構は、前記第１ドライブ軸と前記第２ドライブ軸とを連結することにより前記ロック状態を実現し、かつ前記第１ドライブ軸と前記切替クラッチとの間に配置されている請求項１又は２に記載の駆動装置。
前記電動機は、ステータと、前記ステータと同軸上に配置されて内周に空間が形成されたロータとを有し、前記差動機構は、前記ロータの内周に形成された前記空間に配置されており、前記差動ロック機構は、前記差動機構よりも軸線方向に離れた位置に配置されている請求項４に記載の駆動装置。
前記変速機構は、前記差動機構から出力された動力が伝達されるドライブ軸と、前記ドライブ軸と平行に配置されて、前記ドライブ軸の動力を前記出力部材に伝達するための第１カウンタ軸及び第２カウンタ軸と、を有するとともに、変速比が最も高い変速段を実現し、かつ前記ドライブ軸と前記第２カウンタ軸との間に設けられた第１変速ギア列と、変速比が前記第１変速ギア列よりも２段階低い変速段を実現し、かつ前記第ドライブ軸と前記第１カウンタ軸との間に設けられた第２変速ギア列とが径方向に揃うように配置されている請求項１又は２に記載の駆動装置。
前記変速機構は、前記差動機構から出力された動力が伝達されるドライブ軸と、前記ドライブ軸と平行に配置されて、前記ドライブ軸の動力を前記出力部材に伝達するためのカウンタ軸と、を有するとともに、変速比が最も低い変速段を実現し、かつ前記ドライブ軸と前記カウンタ軸との間に設けられた変速ギア列が前記内燃機関から最も離れた位置に配置されている請求項１又は２に記載の駆動装置。