JP2023152774A - 車両用駆動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】第１回転電機を効率的に利用できる車両用駆動装置を提供する。【解決手段】車両が停止状態から最高速度まで加速する間に、第１回転電機ＭＧ１は、第１ロータが正回転しつつ負トルクを発生させる発電状態から、第１ロータが負回転しつつ負トルクを発生させる力行状態まで変化し、車両を最大加速度で加速させた場合に、出力部材Ｏの出力が最大値Ｐｍａｘに到達する車両の速度域である最大出力到達域Ａ１で、第１回転電機ＭＧ１の発電出力が最大値Ｐとなり、車両の最高速度Ｖ３を含む速度域である最高速域Ａ２で、第１回転電機ＭＧ１の力行出力が最大値Ｐとなるように、分配用差動歯車機構のギヤ比、第１ロータから分配用差動歯車機構の第１回転要素までの変速比、入力部材から分配用差動歯車機構の第２回転要素までの変速比、分配用差動歯車機構の第３回転要素から出力部材Ｏまでの変速比、及び第２ロータから出力部材Ｏまでの変速比が設定されている。【選択図】図４

Description

本発明は、内燃機関に駆動連結される入力部材と、車輪に駆動連結される出力部材と、第１回転電機と、第２回転電機と、分配用差動歯車機構と、を備えた車両用駆動装置に関する。

このような車両用駆動装置の一例が、下記の特許文献１に開示されている。以下、背景技術の説明では、特許文献１における符号を括弧内に引用する。

特許文献１の車両用駆動装置（１６）では、分配用差動歯車機構（４０）は、サンギヤ（Ｓ）、キャリヤ（ＣＡ）、及びリングギヤ（Ｒ）を備えたシングルピニオン型の遊星歯車機構である。サンギヤ（Ｓ）は、第１回転電機（ＭＧ１）のロータに駆動連結されている。そして、キャリヤ（ＣＡ）は、入力部材（２０）を介して内燃機関（１２）に駆動連結されている。また、リングギヤ（Ｒ）は、第２回転電機（ＭＧ２）のロータ、及び出力部材（３２ａ）に駆動連結されている。

特開２０２０－１８５９３０号公報

特許文献１の車両用駆動装置（１６）は、車輪（１４）の駆動力源として機能する、内燃機関（１２）、第１回転電機（ＭＧ１）、及び第２回転電機（ＭＧ２）のうち、少なくとも内燃機関（１２）の駆動力により車両を走行させる動作モードを備えている。この動作モードでは、内燃機関（ＥＧ）のトルクが、分配用差動歯車機構（４０）により、第１回転電機（ＭＧ１）の側と、出力部材（３２ａ）及び第２回転電機（ＭＧ２）の側とに分配される。第１回転電機（ＭＧ１）は、正回転しつつ負トルクを発生させて発電を行う。また、第１回転電機（ＭＧ１）のトルクを反力として、内燃機関（ＥＧ）のトルクに対して減衰したトルクが、出力部材（３２ａ）及び第２回転電機（ＭＧ２）の側に伝達される。

上記の動作モードでは、第１回転電機（ＭＧ１）が常に発電状態となる。そのため、特許文献１の車両用駆動装置（１６）では、第１回転電機（ＭＧ１）を効率的に利用できていなかった。

そこで、第１回転電機を効率的に利用できる車両用駆動装置の実現が望まれる。

上記に鑑みた、車両用駆動装置の特徴構成は、
内燃機関に駆動連結される入力部材と、
車両が備えた車輪に駆動連結される出力部材と、
第１ロータを備えた第１回転電機と、
第２ロータを備えた第２回転電機と、
第１回転要素、第２回転要素、及び第３回転要素を備え、前記第１回転要素、前記第２回転要素、及び前記第３回転要素の回転速度の順が記載の順となるように構成された分配用差動歯車機構と、を備えた車両用駆動装置であって、
前記第１回転要素が、前記第１ロータに駆動連結され、
前記第２回転要素が、前記入力部材に駆動連結され、
前記第３回転要素が、前記出力部材及び前記第２ロータに駆動連結され、
前記車両が停止状態から最高速度まで加速する間に、前記第１回転電機は、前記第１ロータが正回転しつつ負トルクを発生させて発電する状態から、前記第１ロータが負回転しつつ負トルクを発生させて力行する状態まで変化し、
前記車両を最大加速度で加速させた場合に、前記出力部材の出力が最大値に到達する前記車両の速度域である最大出力到達域で、前記第１回転電機の発電出力が最大となり、前記車両の最高速度を含む速度域である最高速域で、前記第１回転電機の力行出力が最大となるように、前記分配用差動歯車機構のギヤ比である分配ギヤ比、前記第１ロータから前記第１回転要素までの変速比である第１変速比、前記入力部材から前記第２回転要素までの変速比である第２変速比、前記第３回転要素から前記出力部材までの変速比である第３変速比、及び前記第２ロータから前記出力部材までの変速比である第４変速比が設定されている点にある。

この特徴構成によれば、車両を最大加速度で加速させる場合に、第１回転電機が発電状態と力行状態との双方で最大出力を発生させるように、分配ギヤ比、第１変速比、第２変速比、第３変速比、及び第４変速比が設定されている。つまり、第１回転電機を発電状態と力行状態との双方で最大限利用できるような動力伝達系の設定となっている。したがって、本特徴構成によれば、第１回転電機を効率的に利用可能な車両用駆動装置を実現できる。

第１の実施形態に係る車両用駆動装置のスケルトン図 第１の実施形態に係る車両用駆動装置の制御ブロック図 車両を停止状態から最高速度まで加速させる場合における、分配用差動歯車機構の速度線図 車両を停止状態から最高速度まで最大加速度で加速させる場合における、車速に対する第１回転電機、第２回転電機、及び出力部材のそれぞれの出力を表したグラフ 第２の実施形態に係る車両用駆動装置のスケルトン図 第３の実施形態に係る車両用駆動装置のスケルトン図 第４の実施形態に係る車両用駆動装置のスケルトン図 第５の実施形態に係る車両用駆動装置のスケルトン図 第６の実施形態に係る車両用駆動装置のスケルトン図 車両を停止状態から最高速度まで最大加速度で加速させる場合における、車速に対する第１回転電機、第２回転電機、及び出力部材のそれぞれの出力を表したグラフ 車両を停止状態から最高速度まで最大加速度で加速させる場合における、車速に対する第１回転電機、第２回転電機、及び出力部材のそれぞれの出力を表したグラフ 第７の実施形態に係る車両用駆動装置のスケルトン図

１．第１の実施形態
以下では、第１の実施形態に係る車両用駆動装置１００について、図１から図４を参照して説明する。本実施形態に係る車両用駆動装置１００は、ＦＦ（Front Engine Front Drive）車両に搭載されるように構成されている。

図１に示すように、車両用駆動装置１００は、入力部材Ｉと、出力部材Ｏと、第１回転電機ＭＧ１と、第２回転電機ＭＧ２と、分配用差動歯車機構ＳＰと、を備えている。本実施形態では、車両用駆動装置１００は、第１減速機ＲＤ１と、出力用差動歯車機構ＤＦと、を更に備えている。

本実施形態では、入力部材Ｉと第１回転電機ＭＧ１と第２回転電機ＭＧ２と分配用差動歯車機構ＳＰとが同軸上に配置されている。

第１回転電機ＭＧ１は、第１ステータＳＴ１と、第１ロータＲＴ１と、を備えている。第１ステータＳＴ１は、非回転部材ＮＲに固定されている（図示を省略）。第１ロータＲＴ１は、第１ステータＳＴ１に対して回転自在に支持されている。なお、本実施形態では、非回転部材ＮＲは、第１回転電機ＭＧ１等を収容するケースである。

第２回転電機ＭＧ２は、第２ステータＳＴ２と、第２ロータＲＴ２と、を備えている。第２ステータＳＴ２は、非回転部材ＮＲに固定されている（図示を省略）。第２ロータＲＴ２は、第２ステータＳＴ２に対して回転自在に支持されている。本実施形態では、第２ロータＲＴ２は、ロータギヤ２と一体的に回転するように連結されている。

第１回転電機ＭＧ１及び第２回転電機ＭＧ２のそれぞれは、電力の供給を受けて動力を発生するモータ（電動機）としての機能と、動力の供給を受けて電力を発生するジェネレータ（発電機）としての機能とを有している。第１回転電機ＭＧ１及び第２回転電機ＭＧ２のそれぞれは、バッテリやキャパシタ等の蓄電装置ＢＴとの間で電力の授受を行うように、当該蓄電装置ＢＴと電気的に接続されている。第１回転電機ＭＧ１及び第２回転電機ＭＧ２のそれぞれは、車輪Ｗの駆動力源として機能する。

以下の説明では、第１ロータＲＴ１の回転軸心に沿う方向を「軸方向Ｌ」とする。そして、軸方向Ｌの一方側を「軸方向第１側Ｌ１」とし、軸方向Ｌの他方側を「軸方向第２側Ｌ２」とする。また、第１ロータＲＴ１の回転軸心を含む複数の回転軸心のそれぞれに直交する方向を、各回転軸心を基準とした「径方向Ｒ」とする。なお、どの回転軸心を基準とするかを区別する必要がない場合やどの回転軸心を基準とするかが明らかである場合には、単に「径方向Ｒ」と記す場合がある。

入力部材Ｉは、内燃機関ＥＧに駆動連結されている。本実施形態では、入力部材Ｉは、軸方向Ｌに沿って延在するように形成された入力軸１である。内燃機関ＥＧは、車輪Ｗの駆動力源として機能する。内燃機関ＥＧは、燃料の燃焼により駆動されて動力を取り出す原動機（ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン等）である。

ここで、本願において「駆動連結」とは、２つの回転要素が駆動力を伝達可能に連結された状態を指し、当該２つの回転要素が一体的に回転するように連結された状態、或いは当該２つの回転要素が１つ又は２つ以上の伝動部材を介して駆動力を伝達可能に連結された状態を含む。このような伝動部材としては、回転を同速で又は変速して伝達する各種の部材、例えば、軸、歯車機構、ベルト、チェーン等が含まれる。なお、伝動部材として、回転及び駆動力を選択的に伝達する係合装置、例えば、摩擦係合装置、噛み合い式係合装置等が含まれていても良い。ただし、遊星歯車機構の各回転要素について「駆動連結」という場合には、遊星歯車機構における複数の回転要素が、互いに他の回転要素を介することなく連結されている状態を指すものとする。

分配用差動歯車機構ＳＰは、第１回転要素Ｅ１、第２回転要素Ｅ２、及び第３回転要素Ｅ３を備えている。そして、分配用差動歯車機構ＳＰは、第１回転要素Ｅ１、第２回転要素Ｅ２、及び第３回転要素Ｅ３の回転速度の順が記載の順となるように構成されている。

ここで、「回転速度の順」とは、各回転要素の回転状態における回転速度の順番のことである。各回転要素の回転速度は、差動歯車機構の回転状態によって変化するが、各回転要素の回転速度の高低の並び順は、差動歯車機構の構造によって定まるものであるため一定となる。なお、各回転要素の回転速度の順は、各回転要素の速度線図（図３等参照）における配置順に等しい。ここで、「各回転要素の速度線図における配置順」とは、速度線図における各回転要素に対応する軸が、当該軸に直交する方向に沿って配置される順番のことである。速度線図における各回転要素に対応する軸の配置方向は、速度線図の描き方によって異なるが、その配置順は差動歯車機構の構造によって定まるものであるため一定となる。

第１回転要素Ｅ１は、第１ロータＲＴ１に駆動連結されている。第２回転要素Ｅ２は、入力部材Ｉに駆動連結されている。第３回転要素Ｅ３は、出力部材Ｏ及び第２ロータＲＴ２に駆動連結されている。

分配用差動歯車機構ＳＰは、第１サンギヤＳ１と、第２サンギヤＳ２と、第１キャリヤＣ１と、を備えた遊星歯車機構である。

第１キャリヤＣ１は、第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２を回転自在に支持している。第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２は、互いに一体的に回転するように連結されている。第１ピニオンギヤＰ１は、第１サンギヤＳ１に噛み合っている。第２ピニオンギヤＰ２は、第２サンギヤＳ２に噛み合っている。第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２のそれぞれは、自己の軸心回りに回転（自転）すると共に、第１サンギヤＳ１及び第２サンギヤＳ２の軸心（つまり、第１キャリヤＣ１の回転軸心）を中心として回転（公転）する。第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２は、それらの公転軌跡に沿って、互いに間隔を空けて複数設けられている。

本実施形態では、第１ピニオンギヤＰ１は、第２ピニオンギヤＰ２よりも軸方向第１側Ｌ１に配置されている。そして、第１ピニオンギヤＰ１は、第２ピニオンギヤＰ２よりも小径に形成されている。

第１サンギヤＳ１は、第１回転要素Ｅ１及び第２回転要素Ｅ２の一方である。そして、第１キャリヤＣ１は、第１回転要素Ｅ１及び第２回転要素Ｅ２の他方である。第２サンギヤＳ２は、第３回転要素Ｅ３である。本実施形態では、第１サンギヤＳ１が第２回転要素Ｅ２であり、第１キャリヤＣ１が第１回転要素Ｅ１である。本実施形態では、第１サンギヤＳ１は、入力軸１と一体的に回転するように連結されている。そして、第２サンギヤＳ２は、ロータギヤ２と一体的に回転するように連結されている。また、第１キャリヤＣ１は、第１ロータＲＴ１と一体的に回転するように連結されている。本例では、第１キャリヤＣ１は、第１ロータＲＴ１に対して径方向Ｒの内側に配置されている。

このように、本実施形態では、分配用差動歯車機構ＳＰは、第１サンギヤＳ１と、第２サンギヤＳ２と、互いに一体的に回転するように連結された第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２を回転自在に支持する第１キャリヤＣ１と、を備えた遊星歯車機構であり、
第１ピニオンギヤＰ１は、第１サンギヤＳ１に噛み合い、
第２ピニオンギヤＰ２は、第２サンギヤＳ２に噛み合い、
第１サンギヤＳ１が、第１回転要素Ｅ１及び第２回転要素Ｅ２の一方であり、
第１キャリヤＣ１が、第１回転要素Ｅ１及び第２回転要素Ｅ２の他方であり、
第２サンギヤＳ２が、第３回転要素Ｅ３である。

この構成によれば、分配用差動歯車機構ＳＰが遊星歯車機構を用いて構成されている場合において、当該遊星歯車機構が内歯のリングギヤを備えていないため、分配用差動歯車機構ＳＰの径方向Ｒの寸法を小さく抑え易い。その結果、車両用駆動装置１００の低コスト化を図り易い。
また、本構成によれば、第１ピニオンギヤＰ１と第２ピニオンギヤＰ２とが一体的に回転するように連結されているため、それらのピニオンギヤＰ１，Ｐ２を支持する軸受の数を少なく抑えることができる。その結果、車両用駆動装置１００の低コスト化を図り易い。

本実施形態では、分配用差動歯車機構ＳＰは、第１ロータＲＴ１に対して径方向Ｒの内側であって、径方向Ｒに沿う径方向視で第１ロータＲＴ１と重複する位置に配置されている。ここで、２つの要素の配置に関して、「特定方向視で重複する」とは、その視線方向に平行な仮想直線を当該仮想直線と直交する各方向に移動させた場合に、当該仮想直線が２つの要素の双方に交わる領域が少なくとも一部に存在することを指す。

この構成によれば、第１ロータＲＴ１に対して径方向Ｒの内側の空間を利用して分配用差動歯車機構ＳＰを配置することができる。したがって、車両用駆動装置１００の軸方向Ｌの寸法を小さく抑え易い。

第１減速機ＲＤ１は、第３回転要素Ｅ３及び第２ロータＲＴ２の回転を減速して出力部材Ｏの側に伝達するように構成されている。本実施形態では、第１減速機ＲＤ１は、カウンタ入力ギヤ３１及びカウンタ出力ギヤ３２を備えたカウンタギヤ機構により構成されている。

カウンタ入力ギヤ３１とカウンタ出力ギヤ３２とは、互いに一体的に回転するように連結されている。本実施形態では、カウンタ入力ギヤ３１は、ロータギヤ２に噛み合う第１アイドラギヤ４に噛み合っている。つまり、本実施形態では、カウンタ入力ギヤ３１とロータギヤ２とが、第１アイドラギヤ４の周方向の互いに異なる位置において、第１アイドラギヤ４に噛み合っている。また、本実施形態では、カウンタ出力ギヤ３２は、出力用差動歯車機構ＤＦの入力要素である差動入力ギヤ５に噛み合っている。

本実施形態では、カウンタ入力ギヤ３１は、ロータギヤ２よりも大径に形成されている。また、カウンタ出力ギヤ３２は、差動入力ギヤ５よりも小径に形成されている。そのため、本実施形態では、ロータギヤ２の回転は、第１アイドラギヤ４を介したロータギヤ２とカウンタ入力ギヤ３１との間で減速されて、カウンタ出力ギヤ３２に伝達される。そして、カウンタ出力ギヤ３２の回転は、カウンタ出力ギヤ３２と差動入力ギヤ５との間で減速される。なお、本例では、カウンタ入力ギヤ３１は、カウンタ出力ギヤ３２よりも大径に形成されている。

出力用差動歯車機構ＤＦは、出力部材Ｏの回転を一対の車輪Ｗに分配するように構成されている。本実施形態では、出力用差動歯車機構ＤＦは、傘歯車式の差動歯車機構である。

出力部材Ｏは、車輪Ｗに駆動連結されている。本実施形態では、差動入力ギヤ５が出力部材Ｏとして機能する。

図２に示すように、車両用駆動装置１００は、内燃機関ＥＧ、第１回転電機ＭＧ１、及び第２回転電機ＭＧ２を制御する制御装置１０を備えている。本実施形態では、制御装置１０は、主制御部１１と、内燃機関ＥＧを制御する内燃機関制御部１２と、第１回転電機ＭＧ１を制御する第１回転電機制御部１３と、第２回転電機ＭＧ２を制御する第２回転電機制御部１４と、を備えている。

主制御部１１は、内燃機関制御部１２、第１回転電機制御部１３、及び第２回転電機制御部１４のそれぞれに対して、各制御部が担当する装置を制御する指令を出力する。内燃機関制御部１２は、内燃機関ＥＧが、主制御部１１から指令された指令トルクを出力するように、或いは、主制御部１１から指令された指令回転速度となるように内燃機関ＥＧを制御する。第１回転電機制御部１３は、第１回転電機ＭＧ１が、主制御部１１から指令された指令トルクを出力するように、或いは、主制御部１１から指令された指令回転速度となるように第１回転電機ＭＧ１を制御する。第２回転電機制御部１４は、第２回転電機ＭＧ２が、主制御部１１から指令された指令トルクを出力するように、或いは、主制御部１１から指令された指令回転速度となるように第２回転電機ＭＧ２を制御する。

また、主制御部１１は、車両用駆動装置１００が搭載される車両の各部の情報を取得するために、当該車両の各部に設けられたセンサからの情報を取得可能に構成されている。本実施形態では、主制御部１１は、ＳＯＣセンサＳｅ１、及び車速センサＳｅ２からの情報を取得可能に構成されている。

ＳＯＣセンサＳｅ１は、第１回転電機ＭＧ１及び第２回転電機ＭＧ２と電気的に接続された蓄電装置ＢＴの状態を検出するためのセンサである。ＳＯＣセンサＳｅ１は、例えば、電圧センサや電流センサ等を含んで構成されている。主制御部１１は、ＳＯＣセンサＳｅ１から出力される電圧値や電流値等の情報に基づいて、蓄電装置ＢＴの充電量（ＳＯＣ：State of Charge）を算出する。

車速センサＳｅ２は、車両用駆動装置１００を搭載した車両の走行速度（車速）を検出するためのセンサである。本実施形態では、車速センサＳｅ２は、出力部材Ｏの回転速度を検出するためのセンサである。主制御部１１は、車速センサＳｅ２の検出信号に基づいて、出力部材Ｏの回転速度（角速度）を算出する。出力部材Ｏの回転速度は車速に比例するため、主制御部１１は、車速センサＳｅ２の検出信号に基づいて車速を算出することができる。

図３に示すように、第１回転電機ＭＧ１は、車両用駆動装置１００を搭載した車両が停止状態から最高速度であるＶ３まで加速する間に、第１ロータＲＴ１が正回転しつつ負トルクを発生させて発電する状態から、第１ロータＲＴ１が負回転しつつ負トルクを発生させて力行する状態まで変化する。本実施形態では、車両用駆動装置１００を搭載した車両を、停止状態から最高速度（Ｖ３）まで加速させる場合に、第１回転電機ＭＧ１が上記のように発電状態から力行状態まで変化するように第１回転電機制御部１３により制御されると共に、第１回転電機ＭＧ１が発電状態である場合には第２回転電機ＭＧ２がその電力を用いて力行し、第１回転電機ＭＧ１が力行状態である場合には第２回転電機ＭＧ２がそのための電力を発電するように第２回転電機制御部１４により制御される。これにより、蓄電装置ＢＴに蓄電された電力の変動を少なく抑えることができる。

車両用駆動装置１００においては、当該車両用駆動装置１００を搭載した車両を最大加速度で加速させた場合に、出力部材Ｏの出力が最大値であるＰｍａｘに到達する車両の速度域である最大出力到達域Ａ１で、第１回転電機ＭＧ１の発電出力が最大となり、当該車両の最高速度であるＶ３を含む速度域である最高速域Ａ２で、第１回転電機ＭＧ１の力行出力が最大となるように、分配ギヤ比λ、第１変速比、第２変速比、第３変速比、及び第４変速比が設定されている。

ここで、分配ギヤ比λは、分配用差動歯車機構ＳＰのギヤ比である。本実施形態では、分配ギヤ比λは、第２回転要素Ｅ２を停止させて第１回転要素Ｅ１及び第３回転要素Ｅ３を回転させた場合における、第１回転要素Ｅ１の回転速度に対する第３回転要素Ｅ３の回転速度の比である。なお、例えば、分配用差動歯車機構ＳＰがシングルピニオン型の遊星歯車機構により構成されている場合には、分配ギヤ比λは、リングギヤの歯数に対するサンギヤの歯数の比、つまり、サンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除算した値である。

第１変速比は、第１ロータＲＴ１から第１回転要素Ｅ１までの変速比である。本実施形態では、第１変速比は、第１ロータＲＴ１から第１回転要素Ｅ１としての第１キャリヤＣ１までの変速比である。上述したように、本実施形態では、第１ロータＲＴ１は、第１キャリヤＣ１と一体的に回転するように連結されている。そのため、本実施形態では、第１変速比は１である。仮に、第１ロータＲＴ１の回転が減速又は増速して第１回転要素Ｅ１に伝達される構成である場合には、当該減速比又は増速比が第１変速比である。

第２変速比は、入力部材Ｉから第２回転要素Ｅ２までの変速比である。本実施形態では、第２変速比は、入力部材Ｉとしての入力軸１から第２回転要素Ｅ２としての第１サンギヤＳ１までの変速比である。上述したように、本実施形態では、入力軸１は、第１サンギヤＳ１と一体的に回転するように連結されている。そのため、本実施形態では、第２変速比は１である。仮に、入力軸１の回転が減速又は増速して第２回転要素Ｅ２に伝達される構成である場合には、当該減速比又は増速比が第２変速比である。

第３変速比は、第３回転要素Ｅ３から出力部材Ｏまでの変速比である。本実施形態では、第３変速比は、第３回転要素Ｅ３としての第２サンギヤＳ２から出力部材Ｏとしての差動入力ギヤ５までの変速比である。上述したように、本実施形態では、第３回転要素Ｅ３から出力部材Ｏ（差動入力ギヤ５）までの動力伝達経路には、第２サンギヤＳ２と一体的に回転するロータギヤ２と、第１アイドラギヤ４と、カウンタギヤ機構を構成するギヤ３１，３２とが設けられている。したがって、本実施形態では、第３変速比は、ギヤ３１，３２により減速された差動入力ギヤ５の回転速度に対するロータギヤ２の回転速度の比、つまり、ロータギヤ２の回転速度を差動入力ギヤ５の回転速度で除算した値である。

第４変速比は、第２ロータＲＴ２から出力部材Ｏまでの変速比である。本実施形態では、第４変速比は、第２ロータＲＴ２から出力部材Ｏとしての差動入力ギヤ５までの変速比である。上述したように、本実施形態では、第２ロータＲＴ２は第３回転要素Ｅ３としての第２サンギヤＳ２と一体的に回転するように連結されている。したがって、本実施形態では、第４変速比は第３変速比と同じである。

最大出力到達域Ａ１は、出力部材Ｏの出力が最大値であるＰｍａｘに到達する車両の速度を含む、一定幅の速度範囲である。例えば、最大出力到達域Ａ１は、出力部材Ｏの出力が最大値であるＰｍａｘに到達する車速の±２０％の速度範囲である。また、最高速域Ａ２は、車両の最高速度であるＶ３を含む、一定幅の速度範囲である。例えば、最高速域Ａ２は、車両用駆動装置１００を搭載した車両の最高速度であるＶ３の±２０％の速度範囲である。

図３に、本実施形態の車両用駆動装置１００を搭載した車両を、停止状態から最高速度（Ｖ３）まで加速させる場合における、分配用差動歯車機構ＳＰの速度線図を示す。本例では、分配ギヤ比λは１である。なお、図３の速度線図において、縦線上の位置は、分配用差動歯車機構ＳＰの各回転要素の回転速度に対応している。そして、並列配置された複数本の縦線のそれぞれは、分配用差動歯車機構ＳＰの各回転要素に対応している。また、図３の速度線図において、複数本の縦線の上方に示された符号は、分配用差動歯車機構ＳＰの回転要素の符号である。そして、複数本の縦線の下方に示された符号は、上方に示された符号に対応する回転要素に駆動連結された要素の符号である。

また、図４に、本実施形態の車両用駆動装置１００を搭載した車両を、停止状態から最高速度（Ｖ３）まで最大加速度で加速させる場合における、車速に対する第１回転電機ＭＧ１、第２回転電機ＭＧ２、及び出力部材Ｏのそれぞれの出力を表したグラフを示す。この図は、蓄電装置ＢＴの電力を消費せず、第２回転電機ＭＧ２が力行する状態ではその電力を第１回転電機ＭＧ１が発電し、第１回転電機ＭＧ１が力行する状態ではその電力を第２回転電機ＭＧ２が発電する理想的な状態を示している。

図３の速度線図における破線Ｌａは、内燃機関ＥＧが回転しており、車速がゼロである場合における分配用差動歯車機構ＳＰの各回転要素の回転速度を示している。この場合、第３回転要素Ｅ３としての第２サンギヤＳ２の回転速度はゼロ、第１回転要素Ｅ１としての第１キャリヤＣ１の回転速度はＮ１１となっている。Ｎ１１は、正数である（Ｎ１１＞０）。したがって、このとき、第１キャリヤＣ１と一体的に回転するように連結された第１ロータＲＴ１は、正回転する。車両が停止している状態、つまり、車速がゼロに維持されている状態では、第１回転電機ＭＧ１はトルクを発生させずに空転するように制御される（ゼロトルク制御）。また、第２回転電機ＭＧ２もトルクを発生させず回転もしない停止状態とされる。そこから車両を発進させる場合、つまり、車速を上昇させる場合に、第１回転電機ＭＧ１は、第１ロータＲＴ１が正回転しつつ負トルクを発生させて発電する状態となる。また、第２回転電機ＭＧ２は第２ロータＲＴ２が正回転しつつ正トルクを発生させて力行する状態となる。

図３の速度線図における実線Ｌｂは、破線Ｌａの状態から車速（出力部材Ｏの回転速度）が上昇し、車速がＶ１（図４参照）である場合における分配用差動歯車機構ＳＰの各回転要素の回転速度を示している。この場合、第３回転要素Ｅ３としての第２サンギヤＳ２の回転速度はＮ３１、第１回転要素Ｅ１としての第１キャリヤＣ１の回転速度はＮ１２となっている。Ｎ１２は、正数である（Ｎ１２＞０）。このとき、第１回転電機ＭＧ１は、第１ロータＲＴ１が正回転しつつ負トルクを発生させて発電する状態となる。また、第２回転電機ＭＧ２は、第２ロータＲＴ２が正回転しつつ正トルクを発生させて力行する状態となる。なお、図示の例では、Ｎ３１とＮ１２とは同値である（Ｎ３１＝Ｎ１２）。

図３の速度線図における破線Ｌｃは、実線Ｌｂの状態から更に車速（出力部材Ｏの回転速度）が上昇し、車速がＶ２（図４参照）である場合における分配用差動歯車機構ＳＰの各回転要素の回転速度を示している。この場合、第３回転要素Ｅ３としての第２サンギヤＳ２の回転速度はＮ３２、第１回転要素Ｅ１としての第１キャリヤＣ１の回転速度はゼロとなっている。このとき、第１キャリヤＣ１と一体的に回転するように連結された第１ロータＲＴ１は回転しないため、第１回転電機ＭＧ１の出力はゼロとなる（図４参照）。ただし、内燃機関ＥＧのトルクを出力部材Ｏに伝達するための反力を発生させる必要があるため、第１回転電機ＭＧ１は、第１ロータＲＴ１の回転速度がゼロである場合にも負トルクを発生させている。また、第２回転電機ＭＧ２は第２ロータＲＴ２が正回転しつつ正トルクを発生させて力行する状態となる。

図３の速度線図における実線Ｌｄは、破線Ｌｃの状態から更に車速（出力部材Ｏの回転速度）が上昇し、車速が最高速度のＶ３（図４参照）である場合における分配用差動歯車機構ＳＰの各回転要素の回転速度を示している。この場合、第３回転要素Ｅ３としての第２サンギヤＳ２の回転速度はＮ３３、第１回転要素Ｅ１としての第１キャリヤＣ１の回転速度はＮ１３となっている。Ｎ１３は、負数である（Ｎ１３＜０）。このとき、第１回転電機ＭＧ１は、第１ロータＲＴ１が負回転しつつ負トルクを発生させて力行する状態となる。また、第２回転電機ＭＧ２は、第２ロータＲＴ２が正回転しつつ負トルクを発生させて発電する状態となる。

図４に示すように、車速がゼロからＶ２までの間、第１回転電機ＭＧ１は、第１ロータＲＴ１が正回転しつつ（図３の速度線図における破線Ｌａ及び実線Ｌｂ参照）、負トルクを発生させて発電する状態となる。ここでは、車速がＶ１よりも低いＶ０となった時点で、第１回転電機ＭＧ１の発電出力が最大値であるＰとなる。そして、第２回転電機ＭＧ２は、第１回転電機ＭＧ１が発電した電力により力行する。そのため、本例では、車速がＶ０となった時点で、第２回転電機ＭＧ２の力行出力が最大値Ｐとなっている。なお、発電出力は、発電状態の回転電機の出力の絶対値である。発電状態の回転電機の出力は負数となるため、図４においては、第１回転電機ＭＧ１の発電出力の最大値を「－Ｐ」と表している。一方、力行出力は、力行状態の回転電機の出力の絶対値である。力行状態の回転電機の出力は正数となるため、図４においては、第１回転電機ＭＧ１の発電出力が最大値Ｐである場合の第２回転電機ＭＧ２の力行出力（最大出力）を「＋Ｐ」と表している。

車速がＶ０からＶ１までの間、第１回転電機ＭＧ１の発電出力は最大値Ｐを維持する。車速がＶ１を超えると、第１回転電機ＭＧ１の発電出力は次第に減少し、車速がＶ２となった時点で、第１回転電機ＭＧ１の発電出力がゼロとなる。

本例では、車速がＶ１よりも僅かに大きくなった時点で、出力部材Ｏの出力、つまり、車両用駆動装置１００の総出力が最大値であるＰｍａｘとなる。このように、出力部材Ｏの出力が最大値であるＰｍａｘに到達する車両の速度域である最大出力到達域Ａ１で、第１回転電機ＭＧ１の発電出力が最大値Ｐ（「－Ｐ」と図示）となっている。

車速がＶ２を超えると、第１回転電機ＭＧ１は、第１ロータＲＴ１が負回転しつつ（図３の速度線図における実線Ｌｄ参照）、負トルクを発生させて力行する状態に変化する。そして、車速がＶ３となった時点で、第１回転電機ＭＧ１の力行出力が最大値Ｐ（「＋Ｐ」と図示）となる。このとき、第２回転電機ＭＧ２は発電状態となっており、第２回転電機ＭＧ２が発電した電力により第１回転電機ＭＧ１が力行する。

このように、車速がＶ３を含む速度域である最高速域Ａ２で、第１回転電機ＭＧ１の力行出力が最大値Ｐ（「＋Ｐ」と図示）となっている。なお、本例では、Ｖ１は、Ｖ３の１／３である。つまり、本例では、車速が最高速度（Ｖ３）の１／３となったときに、出力部材Ｏの出力が概ね最大となるように設定されている。

以上のように、車両用駆動装置１００は、
内燃機関ＥＧに駆動連結される入力部材Ｉと、
車両が備えた車輪Ｗに駆動連結される出力部材Ｏと、
第１ロータＲＴ１を備えた第１回転電機ＭＧ１と、
第２ロータＲＴ２を備えた第２回転電機ＭＧ２と、
第１回転要素Ｅ１、第２回転要素Ｅ２、及び第３回転要素Ｅ３を備え、第１回転要素Ｅ１、第２回転要素Ｅ２、及び第３回転要素Ｅ３の回転速度の順が記載の順となるように構成された分配用差動歯車機構ＳＰと、を備えた車両用駆動装置１００であって、
第１回転要素Ｅ１が、第１ロータＲＴ１に駆動連結され、
第２回転要素Ｅ２が、入力部材Ｉに駆動連結され、
第３回転要素Ｅ３が、出力部材Ｏ及び第２ロータＲＴ２に駆動連結され、
車両が停止状態から最高速度まで加速する間に、第１回転電機ＭＧ１は、第１ロータＲＴ１が正回転しつつ負トルクを発生させて発電する状態から、第１ロータＲＴ１が負回転しつつ負トルクを発生させて力行する状態まで変化し、
車両を最大加速度で加速させた場合に、出力部材Ｏの出力が最大値であるＰｍａｘに到達する車両の速度域である最大出力到達域Ａ１で、第１回転電機ＭＧ１の発電出力が最大値であるＰとなり、車両の最高速度であるＶ３を含む速度域である最高速域Ａ２で、第１回転電機ＭＧ１の力行出力が最大値であるＰとなるように、分配用差動歯車機構ＳＰのギヤ比である分配ギヤ比λ、第１ロータＲＴ１から第１回転要素Ｅ１までの変速比である第１変速比、入力部材Ｉから第２回転要素Ｅ２までの変速比である第２変速比、第３回転要素Ｅ３から出力部材Ｏまでの変速比である第３変速比、及び第２ロータＲＴ２から出力部材Ｏまでの変速比である第４変速比が設定されている。

この構成によれば、車両を最大加速度で加速させる場合に、第１回転電機ＭＧ１が発電状態と力行状態との双方で最大出力を発生させるように、分配ギヤ比λ、第１変速比、第２変速比、第３変速比、及び第４変速比が設定されている。つまり、第１回転電機ＭＧ１を発電状態と力行状態との双方で最大限利用できるような動力伝達系の設定となっている。したがって、本構成によれば、第１回転電機ＭＧ１を効率的に利用可能な車両用駆動装置１００を実現できる。

本実施形態では、分配ギヤ比λは、０．８から１．２の間に設定されている。上記の通り、本例では、分配ギヤ比λは１である。

この構成によれば、第１回転電機ＭＧ１が、最大出力到達域Ａ１で正回転側の最高回転速度となり、最高速域Ａ２で負回転側の最高回転速度となるようにし易い。これにより、第１回転電機ＭＧ１の使用される回転速度域を正回転側と負回転側との双方に広げることができる。したがって、第１回転電機ＭＧ１を効率的に利用することができる。

また、本実施形態では、最大出力到達域Ａ１で第１回転電機ＭＧ１の発電出力が最大となるとき（図３の速度線図における実線Ｌｂ参照）の第１ロータＲＴ１の回転速度であるＮ１２の絶対値と、最高速域Ａ２で第１回転電機ＭＧ１の力行出力が最大となるとき（図３の速度線図における実線Ｌｄ参照）の第１ロータＲＴ１の回転速度であるＮ１３の絶対値とが同等である。本例では、正数であるＮ１２の絶対値と、負数であるＮ１３の絶対値とが同値である。

なお、２つの数値に関して、「同等である」とは、これらの数値が完全に同一であることに加えて、これらの数値が同一であると見なしても良い範囲として、各数値の特性に応じて予め設定された範囲（例えば基準の値に対して±１０％以内の範囲）内であることも含む概念である。

このように、本実施形態では、最大出力到達域Ａ１で第１回転電機ＭＧ１の発電出力が最大となるときの第１ロータＲＴ１の回転速度の絶対値と、最高速域Ａ２で第１回転電機ＭＧ１の力行出力が最大となるときの第１ロータＲＴ１の回転速度の絶対値とが同等となるように、分配ギヤ比λ、第１変速比、第２変速比、第３変速比、及び第４変速比が設定されている。

この構成によれば、第１回転電機ＭＧ１を発電状態と力行状態との双方で最大限利用できるような動力伝達系を実現し易い。

２．第２の実施形態
以下では、第２の実施形態に係る車両用駆動装置１００について、図５を参照して説明する。本実施形態では、分配用差動歯車機構ＳＰの構成が、上記第１の実施形態に係る車両用駆動装置１００のものとは異なっている。また、本実施形態は、第２回転電機ＭＧ２が、入力部材Ｉ、第１回転電機ＭＧ１、及び分配用差動歯車機構ＳＰとは別軸上に配置されている点で、上記第１の実施形態とは異なっている。以下では、上記第１の実施形態との相違点を中心として説明する。なお、特に説明しない点については、上記第１の実施形態と同様とする。

図５に示すように、本実施形態では、分配用差動歯車機構ＳＰは、第３サンギヤＳ３、第３キャリヤＣ３、及び第３リングギヤＲ３を備えたシングルピニオン型の遊星歯車機構である。

第３キャリヤＣ３は、ピニオンギヤＰ３を回転自在に支持している。ピニオンギヤＰ３は、第３サンギヤＳ３と第３リングギヤＲ３とに噛み合っている。ピニオンギヤＰ３は、その軸心回りに回転（自転）すると共に、第３サンギヤＳ３の軸心を中心として回転（公転）する。ピニオンギヤＰ３は、その公転軌跡に沿って、互いに間隔を空けて複数設けられている。本実施形態では、第３キャリヤＣ３が、第２回転要素Ｅ２である。

本実施形態では、第３サンギヤＳ３が、第１回転要素Ｅ１である。本実施形態では、第３サンギヤＳ３は、第１ロータＲＴ１と一体的に回転するように連結されている。

また、本実施形態では、第３リングギヤＲ３が、第３回転要素Ｅ３である。本実施形態では、第３リングギヤＲ３は、カウンタ入力ギヤ３１に噛み合う分配出力ギヤ６と一体的に回転するように連結されている。分配出力ギヤ６は、第３リングギヤＲ３に対して径方向Ｒの外側に配置されている。本実施形態では、分配出力ギヤ６とロータギヤ２とが、カウンタ入力ギヤ３１の周方向の互いに異なる位置において、カウンタ入力ギヤ３１に噛み合っている。

本実施形態では、車両用駆動装置１００は、入力部材Ｉの回転を減速して第２回転要素Ｅ２に伝達する第２減速機ＲＤ２を更に備えている。

この構成によれば、入力部材Ｉから第２回転要素Ｅ２までの減速比を大きくできるため、最大出力到達域Ａ１及び最高速域Ａ２の双方での第３回転要素Ｅ３の回転速度を相対的に低くし易い。これにより、第３回転要素Ｅ３から出力部材Ｏまでの変速比（減速比）を小さくし易い。したがって、第３回転要素Ｅ３と出力部材Ｏとの間の動力伝達経路の構成を小型化し易いため、車両用駆動装置１００の車両への搭載性を高め易い。
また、本構成によれば、第１回転電機ＭＧ１の正回転側及び負回転側の最高回転速度を維持しつつ、分配ギヤ比λを小さくし易い。

本実施形態では、第２減速機ＲＤ２は、第４サンギヤＳ４、第４キャリヤＣ４、及び第４リングギヤＲ４を備えたシングルピニオン型の遊星歯車機構である。

第４キャリヤＣ４は、分配用差動歯車機構ＳＰの第２回転要素Ｅ２としての第３キャリヤＣ３と一体的に回転するように連結されている。第４キャリヤＣ４は、第４ピニオンギヤＰ４を回転自在に支持している。第４ピニオンギヤＰ４は、第４サンギヤＳ４と第４リングギヤＲ４とに噛み合っている。第４ピニオンギヤＰ４は、その軸心回りに回転（自転）すると共に、第４サンギヤＳ４の軸心を中心として回転（公転）する。第４ピニオンギヤＰ４は、その公転軌跡に沿って、互いに間隔を空けて複数設けられている。

第４サンギヤＳ４は、入力部材Ｉと一体的に回転するように連結されている。第４リングギヤＲ４は、非回転部材ＮＲ（例えば、第２減速機ＲＤ２等を収容するケース）に固定されている。

本実施形態では、分配ギヤ比λは、０．２から０．４の間に設定されている。そして、上記の通り、本実施形態では、入力部材Ｉの回転が第２減速機ＲＤ２により減速されて第２回転要素Ｅ２に伝達される。このように、分配ギヤ比λを１から下げるに従って、最高車速に対する第２回転要素Ｅ２の回転速度を低く設定している。本実施形態のように、分配ギヤ比λが０．２から０．４の間である場合、分配用差動歯車機構ＳＰとして、上記のシングルピニオン型の遊星歯車機構のような従来のスプリット型のハイブリッド車両用の駆動装置に用いられる遊星歯車機構を用いることが容易となる。

３．第３の実施形態
以下では、第３の実施形態に係る車両用駆動装置１００について、図６を参照して説明する。本実施形態では、第２減速機ＲＤ２の構成が、上記第２の実施形態に係る車両用駆動装置１００のものとは異なっている。以下では、上記第２の実施形態との相違点を中心として説明する。なお、特に説明しない点については、上記第２の実施形態と同様とする。

図６に示すように、本実施形態では、第２減速機ＲＤ２は、上記のような遊星歯車式の減速機ではなく、平行軸歯車式の減速機である。具体的には、本実施形態では、第２減速機ＲＤ２は、互いに噛み合う第１減速ギヤ７１と第２減速ギヤ７２とを備えている。

第１減速ギヤ７１は、入力部材Ｉとしての入力軸１と一体的に回転するように連結されている。第２減速ギヤ７２は、分配用差動歯車機構ＳＰの第２回転要素Ｅ２としての第３キャリヤＣ３と一体的に回転するように連結されている。そして、第２減速ギヤ７２は、第１減速ギヤ７１よりも大径に形成されている。そのため、入力軸１の回転は、第１減速ギヤ７１と第２減速ギヤ７２との間で減速されて、第３キャリヤＣ３に伝達される。

４．第４の実施形態
以下では、第４の実施形態に係る車両用駆動装置１００について、図７を参照して説明する。本実施形態は、車両用駆動装置１００がＦＲ（Front Engine Rear Drive）車両に搭載されるように構成されている点で、上記第１の実施形態とは異なっている。以下では、上記第１の実施形態との相違点を中心として説明する。なお、特に説明しない点については、上記第１の実施形態と同様とする。

図７に示すように、本実施形態では、入力部材Ｉと第１回転電機ＭＧ１と第２回転電機ＭＧ２と分配用差動歯車機構ＳＰと第１減速機ＲＤ１とが同軸上に配置されている。

本実施形態では、第１減速機ＲＤ１は、第５サンギヤＳ５、第５キャリヤＣ５、及び第５リングギヤＲ５を備えたシングルピニオン型の遊星歯車機構である。

第５キャリヤＣ５は、第５ピニオンギヤＰ５を回転自在に支持している。第５ピニオンギヤＰ５は、第５サンギヤＳ５と第５リングギヤＲ５とに噛み合っている。第５ピニオンギヤＰ５は、その軸心回りに回転（自転）すると共に、第５サンギヤＳ５の軸心を中心として回転（公転）する。第５ピニオンギヤＰ５は、その公転軌跡に沿って、互いに間隔を空けて複数設けられている。

第５リングギヤＲ５は、非回転部材ＮＲ（例えば、第１減速機ＲＤ１等を収容するケース）に固定されている。第５サンギヤＳ５は、第２ロータＲＴ２と一体的に回転するように連結されている。本実施形態では、第１回転電機ＭＧ１及び分配用差動歯車機構ＳＰと、第１減速機ＲＤ１との軸方向Ｌの間に、第２回転電機ＭＧ２が配置されている。そして、第２回転電機ＭＧ２の第２ロータＲＴ２が、分配用差動歯車機構ＳＰの第２サンギヤＳ２、及び第１減速機ＲＤ１の第５サンギヤＳ５と一体的に回転するように連結されている。

本実施形態では、第５キャリヤＣ５は、軸方向Ｌに沿って延在するプロペラシャフト８を介して、駆動ピニオンギヤ９と一体的に回転するように連結されている。駆動ピニオンギヤ９は、差動入力ギヤ５に噛み合っている。本実施形態では、駆動ピニオンギヤ９は、その回転軸心が軸方向Ｌに沿うように配置されている。そして、差動入力ギヤ５は、その回転軸心が駆動ピニオンギヤ９の回転軸心に直交するように配置されている。

本実施形態では、上記第１の実施形態と同様に、分配ギヤ比λは、０．８から１．２の間に設定されている。

５．第５の実施形態
以下では、第５の実施形態に係る車両用駆動装置１００について、図８を参照して説明する。本実施形態では、車両用駆動装置１００の動力伝達経路上における第１減速機ＲＤ１の位置が、上記第４の実施形態のものとは異なっている。また、本実施形態は、車両用駆動装置１００が第２減速機ＲＤ２を備えている点で、上記第４の実施形態とは異なっている。以下では、上記第４の実施形態との相違点を中心として説明する。なお、特に説明しない点については、上記第４の実施形態と同様とする。

図８に示すように、本実施形態では、第１回転電機ＭＧ１及び分配用差動歯車機構ＳＰと、第２回転電機ＭＧ２との軸方向Ｌの間に、第１減速機ＲＤ１が配置されている。そして、分配用差動歯車機構ＳＰの第２サンギヤＳ２が、第２ロータＲＴ２と一体的に回転するように連結されておらず、第１減速機ＲＤ１の第５キャリヤＣ５と一体的に回転するように連結されている。

本実施形態では、第２減速機ＲＤ２は、第４キャリヤＣ４が分配用差動歯車機構ＳＰの第１サンギヤＳ１と一体的に回転するように連結されている以外は、上記第２の実施形態のものと同様に構成されている。

本実施形態では、上記第２の実施形態と同様に、分配ギヤ比λは、０．２から０．４の間に設定されている。

６．第６の実施形態
以下では、第６の実施形態に係る車両用駆動装置１００について、図９を参照して説明する。本実施形態では、車両用駆動装置１００は、変速機ＴＭを更に備えている。本実施形態は、車両用駆動装置１００が変速機ＴＭを備える点で、上記第１の実施形態とは異なっている。また、本実施形態では、分配用差動歯車機構ＳＰの構成が、上記第１の実施形態のものとは異なっている。以下では、上記第１の実施形態との相違点を中心として説明する。なお、特に説明しない点については、上記第１の実施形態と同様とする。

図９に示すように、本実施形態では、分配用差動歯車機構ＳＰは、第１サンギヤＳ１と、第２サンギヤＳ２と、第１キャリヤＣ１と、を備えた遊星歯車機構である。

本実施形態では、第１キャリヤＣ１は、第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２に加えて、第３ピニオンギヤＰ２１を回転自在に支持している。第１ピニオンギヤＰ１は、第１サンギヤＳ１に噛み合っている。第２ピニオンギヤＰ２は、第３ピニオンギヤＰ２１に噛み合っている。第３ピニオンギヤＰ２１は、第２サンギヤＳ２に噛み合っている。本実施形態では、第１ピニオンギヤＰ１は、第２ピニオンギヤＰ２よりも大径に形成されている。

本実施形態では、第１サンギヤＳ１は、第１回転要素Ｅ１である。そして、第１キャリヤＣ１は、第２回転要素Ｅ２である。また、第２サンギヤＳ２は、第３回転要素Ｅ３である。

このように、本実施形態では、分配用差動歯車機構ＳＰは、第１サンギヤＳ１と、第２サンギヤＳ２と、互いに一体的に回転するように連結された第１ピニオンギヤＰ１及び第２ピニオンギヤＰ２、並びに第３ピニオンギヤＰ２１を回転自在に支持する第１キャリヤＣ１と、を備えた遊星歯車機構であり、
第１ピニオンギヤＰ１は、第１サンギヤＳ１に噛み合い、
第２ピニオンギヤＰ２は、第３ピニオンギヤＰ２１に噛み合い、
第３ピニオンギヤＰ２１は、第２サンギヤＳ２に噛み合い、
第１サンギヤＳ１が、第１回転要素Ｅ１であり、
第１キャリヤＣ１が、第２回転要素Ｅ２であり、
第２サンギヤＳ２が、第３回転要素Ｅ３である。

この構成によれば、第１回転要素Ｅ１及び第３回転要素Ｅ３に比べて、車両走行中の最高回転速度が低くなり易い第２回転要素Ｅ２が第１キャリヤＣ１であるため、第１キャリヤＣ１に作用する遠心力の影響を少なく抑え易い。したがって、第１キャリヤＣ１の強度確保のために分配用差動歯車機構ＳＰが大型化することを回避し易い。

本実施形態では、入力軸１は、ワンウェイクラッチＯＷＣを介して、内燃機関ＥＧの出力軸に連結されている。ワンウェイクラッチＯＷＣは、入力軸１の回転方向に応じて、入力軸１と内燃機関ＥＧの出力軸との相対回転を規制又は許容する。

変速機ＴＭは、第１変速段、及び当該第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段を形成可能に構成されている。そして、変速機ＴＭは、分配用差動歯車機構ＳＰの第３回転要素Ｅ３の側から伝達される回転を、第１変速段又は第２変速段に応じた変速比で変速して出力部材Ｏの側へ伝達する。

本実施形態では、第１減速機ＲＤ１は、カウンタ入力ギヤ３１及びカウンタ出力ギヤ３２の代わりに、減速ギヤ３３を備えている。減速ギヤ３３は、ロータギヤ２に噛み合う第１アイドラギヤ４に噛み合っている。減速ギヤ３３は、ロータギヤ２よりも大径に形成されている。そのため、分配用差動歯車機構ＳＰの第３回転要素Ｅ３（ここでは、第２サンギヤＳ２）及び第２ロータＲＴ２の回転は、ロータギヤ２と減速ギヤ３３との間で減速されて、変速機ＴＭに伝達される。

本実施形態では、変速機ＴＭは、変速用遊星歯車機構ＰＧと、ブレーキＢＲと、クラッチＣＬと、を備えている。

本実施形態では、変速用遊星歯車機構ＰＧは、第６サンギヤＳ６、第６キャリヤＣ６、及び第６リングギヤＲ６を備えたシングルピニオン型の遊星歯車機構である。

第６キャリヤＣ６は、第６ピニオンギヤＰ６を回転自在に支持している。第６ピニオンギヤＰ６は、第６サンギヤＳ６と第６リングギヤＲ６とに噛み合っている。第６ピニオンギヤＰ６は、その軸心回りに回転（自転）すると共に、第６サンギヤＳ６の軸心を中心として回転（公転）する。第６ピニオンギヤＰ６は、その公転軌跡に沿って、互いに間隔を空けて複数設けられている。

本実施形態では、第６キャリヤＣ６は、変速出力ギヤ６０と一体的に回転するように連結されている。変速出力ギヤ６０は、差動入力ギヤ５に噛み合っている。また、本実施形態では、第６サンギヤＳ６は、減速ギヤ３３と一体的に回転するように連結されている。

本実施形態では、ブレーキＢＲは、第６リングギヤＲ６を非回転部材ＮＲに選択的に固定する係合装置である。また、クラッチＣＬは、第６サンギヤＳ６と第６リングギヤＲ６との間の動力伝達を断接する係合装置である。本例では、ブレーキＢＲ及びクラッチＣＬのそれぞれは、摩擦係合式の係合装置である。

ブレーキＢＲが係合状態となると、第６リングギヤＲ６が非回転部材ＮＲに対して相対回転不能に固定される。一方、ブレーキＢＲが解放状態となると、第６リングギヤＲ６が非回転部材ＮＲに対して相対回転自在となる。また、クラッチＣＬが係合状態となると、第６サンギヤＳ６と第６キャリヤＣ６と第６リングギヤＲ６とが互いに一体的に回転するように連結される。一方、クラッチＣＬが解放状態となると、第６サンギヤＳ６と第６キャリヤＣ６と第６リングギヤＲ６とが互いに相対回転自在となる。

本実施形態では、変速機ＴＭは、ブレーキＢＲ及びクラッチＣＬのいずれか一方が係合状態となり、他方が解放状態となるように構成されている。本実施形態では、ブレーキＢＲが係合状態、かつ、クラッチＣＬが解放状態の場合に、比較的変速比が大きい第１変速段が形成される。そして、ブレーキＢＲが解放状態、かつ、クラッチＣＬが係合状態の場合に、比較的変速比が小さい第２変速段が形成される。本実施形態では、ブレーキＢＲが解放状態、かつ、クラッチＣＬが係合状態の場合、第６サンギヤＳ６と第６キャリヤＣ６と第６リングギヤＲ６とが互いに一体的に回転するのに伴い、分配用差動歯車機構ＳＰの第３回転要素Ｅ３の側から伝達される回転は、そのまま出力部材Ｏの側へ伝達される。つまり、本実施形態では、第２変速段に応じた変速比は、「１」である。

図１０に、本実施形態の車両用駆動装置１００を搭載した車両を、第１変速段又は第２変速段が形成された状態で、停止状態から各変速段における最高速度まで最大加速度で加速させる場合における、車速に対する第１回転電機ＭＧ１、第２回転電機ＭＧ２、及び出力部材Ｏのそれぞれの出力を表したグラフを示す。この図は、蓄電装置ＢＴの電力を消費せず、第２回転電機ＭＧ２が力行する状態ではその電力を第１回転電機ＭＧ１が発電し、第１回転電機ＭＧ１が力行する状態ではその電力を第２回転電機ＭＧ２が発電する理想的な状態を示している。

図１０では、変速機ＴＭが第１変速段を形成した状態における、車速に対する第１回転電機ＭＧ１の出力を線幅の細い１点鎖線で、車速に対する第２回転電機ＭＧ２の出力を線幅の細い２点鎖線で、車速に対する出力部材Ｏの出力を線幅の細い実線で示している。また、変速機ＴＭが第２変速段を形成した状態における、車速に対する第１回転電機ＭＧ１の出力を線幅の太い１点鎖線で、車速に対する第２回転電機ＭＧ２の出力を線幅の太い２点鎖線で、車速に対する出力部材Ｏの出力を線幅の太い実線で示している。これは、図１１においても同様とする。

図１０に示すように、変速機ＴＭが第１変速段を形成した状態における、最高車速はＶ１３である。変速機ＴＭが第１変速段を形成した状態で、第１回転電機ＭＧ１は、車速がゼロからＶ１２までの間、第１ロータＲＴ１が正回転しつつ、負トルクを発生させて発電する状態となる。

ここでは、車速がＶ１１となった時点で、第１回転電機ＭＧ１の発電出力が最大値であるＰ（「－Ｐ」と図示）となる。そして、第２回転電機ＭＧ２は、第１回転電機ＭＧ１が発電した電力により力行する。そのため、車速がＶ１１となった時点で、第２回転電機ＭＧ２の力行出力が最大値Ｐ（「＋Ｐ」と図示）となっている。また、車速がＶ１１となった時点で、出力部材Ｏの出力、つまり、車両用駆動装置１００の総出力が最大値であるＰｍａｘとなる。

車速がＶ１１を超えると、第１回転電機ＭＧ１の発電出力は次第に減少し、車速がＶ１２となった時点で、第１回転電機ＭＧ１の発電出力がゼロとなる。そして、車速がＶ１２を超えると、第１回転電機ＭＧ１は、第１ロータＲＴ１が負回転しつつ、負トルクを発生させて力行する状態に変化する。そして、車速がＶ１３となった時点で、第１回転電機ＭＧ１の力行出力が最大値Ｐ（「＋Ｐ」と図示）となる。このとき、第２回転電機ＭＧ２は発電状態となっており、第２回転電機ＭＧ２が発電した電力により第１回転電機ＭＧ１が力行する。

また、変速機ＴＭが第２変速段を形成した状態における、最高車速はＶ１５である。変速機ＴＭが第２変速段を形成した状態で、第１回転電機ＭＧ１は、車速がゼロからＶ１４までの間、第１ロータＲＴ１が正回転しつつ、負トルクを発生させて発電する状態となる。

ここでは、車速がＶ１３となった時点で、第１回転電機ＭＧ１の発電出力が最大値であるＰ（「－Ｐ」と図示）となる。そして、第２回転電機ＭＧ２は、第１回転電機ＭＧ１が発電した電力により力行する。そのため、車速がＶ１３となった時点で、第２回転電機ＭＧ２の力行出力が最大値Ｐ（「＋Ｐ」と図示）となっている。また、車速がＶ１３となった時点で、出力部材Ｏの出力、つまり、車両用駆動装置１００の総出力が最大値であるＰｍａｘとなる。

車速がＶ１３を超えると、第１回転電機ＭＧ１の発電出力は次第に減少し、車速がＶ１４となった時点で、第１回転電機ＭＧ１の発電出力がゼロとなる。そして、車速がＶ１４を超えると、第１回転電機ＭＧ１は、第１ロータＲＴ１が負回転しつつ、負トルクを発生させて力行する状態に変化する。このとき、第２回転電機ＭＧ２は発電状態となっており、第２回転電機ＭＧ２が発電した電力により第１回転電機ＭＧ１が力行する。

図１１に、本実施形態の車両用駆動装置１００を搭載した車両を、第１変速段又は第２変速段が形成された状態で、停止状態から各変速段における最高速度まで最大加速度で加速させる場合における、車速に対する第１回転電機ＭＧ１、第２回転電機ＭＧ２、及び出力部材Ｏのそれぞれの出力を表したグラフを示す。この図は、蓄電装置ＢＴの電力を消費し、第２回転電機ＭＧ２が力行状態を維持して走行する状態を示している。

図１１に示すように、変速機ＴＭが第１変速段を形成した状態で、第２回転電機ＭＧ２は、車速がＶ１１からＶ１３までの間、力行出力の最大値Ｐ（「＋Ｐ」と図示）を維持する。これに伴い、車速がＶ１１を超えても、出力部材Ｏの出力、つまり、車両用駆動装置１００の総出力がＰＡから次第に増加し、車速がＶ１３となった時点で最大値であるＰｍａｘとなる。なお、図１１に示す例における「ＰＡ」は、図１０に示す例における「Ｐｍａｘ」に等しい。また、図１１に示す例における「Ｐｍａｘ」は、「ＰＡ」に、蓄電装置ＢＴの出力を加えたものである。

また、変速機ＴＭが第２変速段を形成した状態で、第２回転電機ＭＧ２は、車速がＶ１３からＶ１５までの間、力行出力の最大値Ｐ（「＋Ｐ」と図示）を維持する。これに伴い、車速がＶ１３を超えても、出力部材Ｏの出力、つまり、車両用駆動装置１００の総出力がＰＡから次第に増加し、車速がＶ１５となった時点で最大値であるＰｍａｘとなる。

図１１に示すように、本実施形態では、第２変速段における最高車速であるＶ１５に近い車速であるＶ１４で第１回転電機ＭＧ１の出力がゼロになるように、第２変速段の変速比が設定されている。

以上のように、本実施形態では、車両用駆動装置１００は、第１変速段、及び当該第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段を形成可能であり、第３回転要素Ｅ３の側から伝達される回転を、第１変速段又は第２変速段に応じた変速比で変速して出力部材Ｏの側へ伝達する変速機ＴＭを更に備えている。

この構成によれば、高車速で走行する場合に、第２変速段が形成された状態とすることにより、第１回転電機ＭＧ１及び第２回転電機ＭＧ２の出力を小さく抑えることが可能となる。したがって、第１回転電機ＭＧ１及び第２回転電機ＭＧ２の定格出力を小さく抑え易く、第１回転電機ＭＧ１及び第２回転電機ＭＧ２の小型化、及びそれらの冷却構造の簡素化を図り易い。
また、上述したように第２変速段における最高車速以下の車速（以下、「対象車速」と記す）で第１回転電機ＭＧ１の出力がゼロになるように、第２変速段の変速比を設定した場合、当該対象車速で巡行する場合に第１回転電機ＭＧ１が出力を出す必要がないため、その発熱を少なく抑えやすい。図１０及び図１１に示す例では、対象車速であるＶ１４は、第１変速段における最高車速であるＶ１３よりも高く、第２変速段における最高車速であるＶ１５よりも低い車速（例えば、スピードリミッタ機能で制限される最高車速）とされているが、対象車速を、第２変速段における最高車速とすることもできる。また、電力循環（第１回転電機ＭＧ１が力行状態、第２回転電機ＭＧ２が回生状態で、第１回転電機ＭＧ１の力行トルクの一部が回生に用いられること）を生じる車速域をより高車速側にすることができるので、通常走行中のエネルギ効率の低下を少なく抑えやすい。

７．第７の実施形態
以下では、第７の実施形態に係る車両用駆動装置１００について、図１２を参照して説明する。本実施形態は、車両用駆動装置１００が四輪駆動の車両に搭載されるように構成されている点で、上記第６の実施形態とは異なっている。以下では、上記第６の実施形態との相違点を中心として説明する。なお、特に説明しない点については、上記第６の実施形態と同様とする。

図１２に示すように、本実施形態では、分配用差動歯車機構ＳＰは、上記第４の実施形態のもの（図７参照）と同様に構成されている。

本実施形態では、車両用駆動装置１００は、トランスファＴＲを更に備えている。また、本実施形態では、車両用駆動装置１００は、出力用差動歯車機構ＤＦの代わりに、第１出力用差動歯車機構ＤＦ１及び第２出力用差動歯車機構ＤＦ２を備えている。

トランスファＴＲは、出力部材Ｏの駆動力を前輪側と後輪側とに分配するように構成されている。本実施形態では、トランスファＴＲは、第７サンギヤＳ７、第７キャリヤＣ７、及び第７リングギヤＲ７を備えたダブルピニオン型の遊星歯車機構を備えている。

第７キャリヤＣ７は、内側ピニオンギヤＰ７１及び外側ピニオンギヤＰ７２を回転自在に支持している。内側ピニオンギヤＰ７１と外側ピニオンギヤＰ７２とは、互いに噛み合っている。内側ピニオンギヤＰ７１は、外側ピニオンギヤＰ７２に対して径方向Ｒの内側に配置されている。そして、内側ピニオンギヤＰ７１は、第７サンギヤＳ７に噛み合っている。外側ピニオンギヤＰ７２は、第７リングギヤＲ７に噛み合っている。内側ピニオンギヤＰ７１及び外側ピニオンギヤＰ７２のそれぞれは、その軸心回りに回転（自転）すると共に、第７サンギヤＳ７の軸心を中心として回転（公転）する。内側ピニオンギヤＰ７１及び外側ピニオンギヤＰ７２のそれぞれは、その公転軌跡に沿って、互いに間隔を空けて複数設けられている。

本実施形態では、第７リングギヤＲ７は、入力ギヤ７０と一体的に回転するように連結されている。入力ギヤ７０は、変速出力ギヤ６０に噛み合う第２アイドラギヤ４１に噛み合っている。つまり、入力ギヤ７０と変速出力ギヤ６０とが、第２アイドラギヤ４１の周方向の互いに異なる位置において、第２アイドラギヤ４１に噛み合っている。本実施形態では、入力ギヤ７０は、第７リングギヤＲ７に対して径方向Ｒの外側に配置されている。

また、本実施形態では、第７サンギヤＳ７は、軸方向Ｌに沿って延在する第１プロペラシャフト８１を介して、第１駆動ピニオンギヤ９１と一体的に回転するように連結されている。第１駆動ピニオンギヤ９１は、第１出力用差動歯車機構ＤＦ１の入力要素である第１差動入力ギヤ５１に噛み合っている。本実施形態では、第１駆動ピニオンギヤ９１は、その回転軸心が軸方向Ｌに沿うように配置されている。そして、第１差動入力ギヤ５１は、その回転軸心が第１駆動ピニオンギヤ９１の回転軸心に直交するように配置されている。

また、本実施形態では、第７キャリヤＣ７は、軸方向Ｌに沿って延在する第２プロペラシャフト８２を介して、第２駆動ピニオンギヤ９２と一体的に回転するように連結されている。第２駆動ピニオンギヤ９２は、第２出力用差動歯車機構ＤＦ２の入力要素である第２差動入力ギヤ５２に噛み合っている。本実施形態では、第２駆動ピニオンギヤ９２は、その回転軸心が軸方向Ｌに沿うように配置されている。そして、第２差動入力ギヤ５２は、その回転軸心が第２駆動ピニオンギヤ９２の回転軸心に直交するように配置されている。

第１出力用差動歯車機構ＤＦ１は、第１差動入力ギヤ５１に伝達された回転を一対の車輪Ｗ（ここでは、一対の前輪）に分配するように構成されている。また、第２出力用差動歯車機構ＤＦ２は、第２差動入力ギヤ５２に伝達された回転を一対の車輪Ｗ（ここでは、一対の後輪）に分配するように構成されている。本実施形態では、第１出力用差動歯車機構ＤＦ１及び第２出力用差動歯車機構ＤＦ２のそれぞれは、傘歯車式の差動歯車機構である。

８．その他の実施形態
（１）上記の実施形態では、蓄電装置ＢＴに蓄電された電力の変動を少なく抑えるように、車両用駆動装置１００を搭載した車両を、停止状態から最高速度まで加速させる場合に、第１回転電機ＭＧ１が発電状態である場合には第２回転電機ＭＧ２がその電力を用いて力行し、第１回転電機ＭＧ１が力行状態である場合には第２回転電機ＭＧ２がそのための電力を発電するように制御される構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、車両用駆動装置１００を搭載した車両を、停止状態から最高速度まで加速させる場合において、蓄電装置ＢＴの電力を消費して、第１回転電機ＭＧ１と第２回転電機ＭＧ２とが同時に力行状態となるように制御しても良い。また、蓄電装置ＢＴの電力が低下している場合等には、第１回転電機ＭＧ１と第２回転電機ＭＧ２とが同時に発電状態となるように制御しても良い。

（２）上記第６及び第７の実施形態では、変速機ＴＭが、２つの変速段（第１変速段、第２変速段）を形成可能である構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、変速機ＴＭが３つ以上の変速段を形成可能であっても良い。

（３）なお、上述した各実施形態で開示された構成は、矛盾が生じない限り、他の実施形態で開示された構成と組み合わせて適用することも可能である。その他の構成に関しても、本明細書において開示された実施形態は全ての点で単なる例示に過ぎない。したがって、本開示の趣旨を逸脱しない範囲内で、適宜、種々の改変を行うことが可能である。

本開示に係る技術は、内燃機関に駆動連結される入力部材と、車輪に駆動連結される出力部材と、第１回転電機と、第２回転電機と、分配用差動歯車機構と、を備えた車両用駆動装置に利用することができる。

１００：車両用駆動装置、Ｉ：入力部材、Ｏ：出力部材、ＭＧ１：第１回転電機、ＳＴ１：第１ステータ、ＲＴ１：第１ロータ、ＭＧ２：第２回転電機、ＳＴ２：第２ステータ、ＲＴ２：第２ロータ、ＳＰ：分配用遊星歯車機構、Ｅ１：第１回転要素、Ｅ２：第２回転要素、Ｅ３：第３回転要素、ＥＧ：内燃機関、Ｗ：車輪、Ａ１：最大出力到達域、Ａ２：最高速域

Claims (8)

1. 内燃機関に駆動連結される入力部材と、
   車両が備えた車輪に駆動連結される出力部材と、
   第１ロータを備えた第１回転電機と、
   第２ロータを備えた第２回転電機と、
   第１回転要素、第２回転要素、及び第３回転要素を備え、前記第１回転要素、前記第２回転要素、及び前記第３回転要素の回転速度の順が記載の順となるように構成された分配用差動歯車機構と、を備えた車両用駆動装置であって、
   前記第１回転要素が、前記第１ロータに駆動連結され、
   前記第２回転要素が、前記入力部材に駆動連結され、
   前記第３回転要素が、前記出力部材及び前記第２ロータに駆動連結され、
   前記車両が停止状態から最高速度まで加速する間に、前記第１回転電機は、前記第１ロータが正回転しつつ負トルクを発生させて発電する状態から、前記第１ロータが負回転しつつ負トルクを発生させて力行する状態まで変化し、
   前記車両を最大加速度で加速させた場合に、前記出力部材の出力が最大値に到達する前記車両の速度域である最大出力到達域で、前記第１回転電機の発電出力が最大となり、前記車両の最高速度を含む速度域である最高速域で、前記第１回転電機の力行出力が最大となるように、前記分配用差動歯車機構のギヤ比である分配ギヤ比、前記第１ロータから前記第１回転要素までの変速比である第１変速比、前記入力部材から前記第２回転要素までの変速比である第２変速比、前記第３回転要素から前記出力部材までの変速比である第３変速比、及び前記第２ロータから前記出力部材までの変速比である第４変速比が設定されている、車両用駆動装置。
2. 前記第２回転要素を停止させて前記第１回転要素及び前記第３回転要素を回転させた場合における、前記第１回転要素の回転速度に対する前記第３回転要素の回転速度の比を、前記分配ギヤ比として、
   前記分配ギヤ比が、０．８から１．２の間に設定されている、請求項１に記載の車両用駆動装置。
3. 前記入力部材の回転を減速して前記第２回転要素に伝達する減速機を更に備えている、請求項１に記載の車両用駆動装置。
4. 前記分配用差動歯車機構は、第１サンギヤと、第２サンギヤと、互いに一体的に回転するように連結された第１ピニオンギヤ及び第２ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリヤと、を備えた遊星歯車機構であり、
   前記第１ピニオンギヤは、前記第１サンギヤに噛み合い、
   前記第２ピニオンギヤは、前記第２サンギヤに噛み合い、
   前記第１サンギヤが、前記第１回転要素及び前記第２回転要素の一方であり、
   前記キャリヤが、前記第１回転要素及び前記第２回転要素の他方であり、
   前記第２サンギヤが、前記第３回転要素である、請求項１から３のいずれか一項に記載の車両用駆動装置。
5. 前記分配用差動歯車機構は、第１サンギヤと、第２サンギヤと、互いに一体的に回転するように連結された第１ピニオンギヤ及び第２ピニオンギヤ、並びに第３ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリヤと、を備えた遊星歯車機構であり、
   前記第１ピニオンギヤは、前記第１サンギヤに噛み合い、
   前記第２ピニオンギヤは、前記第３ピニオンギヤに噛み合い、
   前記第３ピニオンギヤは、前記第２サンギヤに噛み合い、
   前記第１サンギヤが、前記第１回転要素であり、
   前記キャリヤが、前記第２回転要素であり、
   前記第２サンギヤが、前記第３回転要素である、請求項１から３のいずれか一項に記載の車両用駆動装置。
6. 前記第１ロータの回転軸心に直交する方向を径方向として、
   前記分配用差動歯車機構は、前記第１ロータに対して前記径方向の内側であって、前記径方向に沿う径方向視で前記第１ロータと重複する位置に配置されている、請求項１から３のいずれか一項に記載の車両用駆動装置。
7. 第１変速段、及び前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段を形成可能であり、前記第３回転要素の側から伝達される回転を、前記第１変速段又は前記第２変速段に応じた変速比で変速して前記出力部材の側へ伝達する変速機を更に備える、請求項１から３のいずれか一項に記載の車両用駆動装置。
8. 前記最大出力到達域で前記第１回転電機の発電出力が最大となるときの前記第１ロータの回転速度の絶対値と、前記最高速域で前記第１回転電機の力行出力が最大となるときの前記第１ロータの回転速度の絶対値とが同等となるように、前記分配ギヤ比、前記第１変速比、前記第２変速比、前記第３変速比、及び前記第４変速比が設定されている、請求項１から３のいずれか一項に記載の車両用駆動装置。

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