CN102166946B - 车辆用驱动系统以及控制该车辆用驱动系统的方法和装置 - Google Patents

车辆用驱动系统以及控制该车辆用驱动系统的方法和装置 Download PDF

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    • F16H61/02—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used
    • F16H61/0202—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric
    • F16H61/0204—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric for gearshift control, e.g. control functions for performing shifting or generation of shift signal
    • F16H61/0213—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric for gearshift control, e.g. control functions for performing shifting or generation of shift signal characterised by the method for generating shift signals
    • F16H2061/0223—Generating of new shift maps, i.e. methods for determining shift points for a schedule by taking into account driveline and vehicle conditions
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Abstract

本发明涉及车辆用驱动系统。该车辆用驱动系统是小型化的和/或其燃料经济性得到提高。装有切换离合器C0和切换制动器B0形式的差动状态切换装置的动力分配机构16可通过切换装置在机构可用作电控无级变速器的差动状态(无级变速状态)与机构可用作具有固定变速比的变速器的固定变速比变速状态之间切换。在车辆高速行驶或发动机8的高速操作期间动力分配机构16布置在固定变速比变速状态，以使发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38，从而由于机械能转化为电能的转化损失的减少而提高燃料经济性。在发动机8的高输出操作期间机构16也布置在固定变速比变速状态，从而可减少第一电动机M1的要求电反作用力，因此可减小第一电动机M1和第二电动机M2的要求尺寸以及包括电动机M1的驱动系统10的要求尺寸。

Description

车辆用驱动系统以及控制该车辆用驱动系统的方法和装置
本申请是2004年12月24日在中国专利局提交的名称为“车辆用驱动系统以及控制该车辆用驱动系统的方法和装置”的专利申请200480042100.5的分案申请。
技术领域
本发明涉及布置成用于将发动机的输出传递到车辆的驱动轮并包括控制装置的车辆用驱动系统，更具体地，本发明涉及用于使一个或多个电动机小型化的技术，用于驱动系统在电控无级变速状态与有级变速状态之间的切换的技术，以及用于适当地控制无级变速部的变速比(速度比)和有级变速部的变速比的变速控制技术。
背景技术
作为布置成用于将发动机的输出传递到车辆的驱动轮的车辆用驱动系统的一个示例，已知有这样一种驱动系统，所述驱动系统包括布置成用于将发动机的输出传递到第一电动机和输出轴的动力分配机构，以及设置在所述动力分配机构与驱动轮之间的第二电动机。这种类型的驱动系统的示例包括专利文献1、6和8中公开的混合动力车辆用驱动系统。在这些混合动力车辆用驱动系统中，所述动力分配机构例如由用作差动机构的行星齿轮组构成，其中所述差动机构的差动作用使得发动机驱动力的主要部分机械地传递到驱动轮，并且使得驱动力的其余部分通过第一电动机与第二电动机之间的电力路径(electric path)从第一电动机电力地传递到第二电动机，从而可利用保持在燃料经济性改进的最优操作状态下的发动机驱动车辆。在有级式变速器设置在动力传递部件与输出轴之间的情况下，要传递到动力传递部件的转矩增大(boost)，从而可减小包括电动机的驱动力源的尺寸。
[专利文献1]JP-2003-127681A
[专利文献2]JP-11-198670A
[专利文献3]JP-11-198668A
[专利文献4]JP-11-217025A
[专利文献5]JP-WO 03/016749A1
[专利文献6]JP-2003-130202A
[专利文献7]JP-2003-130203A
[专利文献8]JP-2000-2327A
发明内容
本发明解决的问题
通常，无级变速器被认为是用于改进车辆的燃料经济性的装置，而另一方面，诸如有级式变速器的行星齿轮式动力传递装置被认为是具有高动力传递效率的装置。在如上所述的包括可用作电控无级变速器的变速机构的传统车辆用驱动系统中，设置有电力路径，电能通过所述电力路径从第一电动机传递到第二电动机，也就是说，一部分车辆驱动力作为电能通过所述电力路径传递。在该车辆用驱动系统使用输出较高的发动机的情况下，所述驱动系统要求(期望)第一电动机是大型化的，并且由于第二电动机由从大型化的第一电动机中供应的电能驱动，因此还要求第二电动机也是大型化的，因而不利的是，车辆用驱动系统整体为大型化的。另外，其中一部分发动机输出一度被转换成电能之后传递到驱动轮的车辆用驱动系统在车辆的一些行驶条件(例如，在车辆以较高速度行驶期间)下具有燃料经济性恶化的危险。在诸如所谓的“电CVT”的无级变速器等变速器中也遭遇类似的问题，在电CVT中，上述动力分配机构的变速比被电力地改变。
在具有用于电能从第一电动机到第二电动机的传递的电力路径的上述车辆用驱动系统中，一部分车辆驱动力一度被转换成电能，也就是说，一部分发动机输出一度被转换成电能之后传递到驱动轮，因此所述车辆用驱动系统的动力传递效率低于行星齿轮式动力传递装置(诸如有级式变速器)的动力传递效率。另一方面，如上所述的不具有电力路径的行星齿轮式动力传递装置被认为是具有较高动力传递效率的装置，但是由于发动机转速保持在由车辆的行驶速度所确定的数值下，因此包括行星齿轮式动力传递装置的驱动系统不能总是被控制得使得发动机的燃料经济性最大化。因此不存在可利用的允许发动机的高燃料经济性的动力传递机构。为了提高燃料经济性，考虑过修改传统车辆用驱动系统，使得驱动系统可在电控无级变速状态与有级变速状态下选择性地操作，以便使发动机输出转换为电能的转换损失最小化，其中在所述有级变速状态中，发动机输出在没有电力路径的情况下主要通过机械路径传递到驱动轮。在这种情况下，驱动系统可在无级变速状态与有级变速状态之间切换。然而，不容易确保无级变速状态与有级变速状态之间的适当切换，以使得车辆能够在高燃料经济性下行驶。换句话说，不适当的切换可导致燃料经济性的降低。
包括电控无级变速器和有级变速器的车辆用驱动系统也是公知的。该驱动系统具有电控无级变速器的变速比和有级变速器的变速比的多个组合。在这方面，这种类型的驱动系统具有在电控无级变速器的控制方面改进的余地。例如，通过沿正向方向被驱动的第一电动机的输出和发动机的输出，无级变速器在车辆的加速期间具有较高的动力传递效率，但是在车辆以较高速度稳定行驶期间可遭受较低的动力传递效率，这要求无级变速器的输出轴在较高速度下转动并因此要求第一电动机沿反向方向被驱动。
考虑到上述背景技术提出了本发明。因此，本发明的一个目的是提供一种具有控制装置的车辆用驱动系统，所述驱动系统是小型化的或者燃料经济性得到提高。本发明的另一个目的是提供一种车辆用驱动系统和一种控制装置，所述驱动系统可在电控无级变速状态和有级变速状态下可选择地性操作，所述控制装置允许无级变速状态与有级变速状态之间的适当切换以及驱动系统的燃料经济性的显著提高。本发明的另一个目的是提供一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述控制装置允许驱动系统的无级变速器和有级变速器的变速比的适当控制，以便提高燃料经济性。
作为对致力于解决上述问题的广泛研究的结果，本发明的发明人获得了这样一种结论，即，当在正常输出状态下操作同时发动机输出较小时，第一和第二电动机无需为大型化的，而在较大输出状态(例如最大输出状态)下操作同时发动机输出较大(例如车辆高输出行驶)时要求第一和第二电动机为大型化的，以使第一和第二电动机具有大容量或大输出；还获得了这样一种结论，即，当发动机的输出较大时，通过控制驱动系统使得发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，可利用小型化的第一和第二电动机将车辆用驱动系统制成为小型化的。本发明的发明人还获得了这样一种结论，即，在没有电力路径的情况下，通过控制驱动系统使得发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，可在发动机输出转换为电能的转换损失为较少量的情况下进一步提高驱动系统的燃料经济性，其中通过所述电力路径，在车辆高速行驶期间一部分发动机输出一度转换成电能之后从第二电动机传递到驱动轮。基于这些结论作出了本发明。
解决所述问题的方法
根据权利要求1可实现上述目的，其中提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，以及设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，所述车辆用驱动系统包括：用于将动力分配机构选择性地布置在(a)动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态与(b)动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置。
本发明的优点
在上述本发明驱动系统中，动力分配机构由差动状态切换装置控制，以便被选择性地布置在(a)动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态。因此，本发明驱动系统不仅具有归于变速比可电力地变化的变速器的功能的提高燃料经济性的优点，而且还具有归于能够机械地传递车辆驱动力的齿轮类型变速器的高动力传递效率的优点。因此，在车辆在低速或中速下行驶的同时，当发动机处于具有低输出或中等输出的正常输出状态时，动力分配机构处于差动状态下，从而确保了车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆在较高速度下行驶时，动力分配机构处于其中发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮的锁定状态下，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，所述损失会在驱动系统用作变速比可电力地变化的变速器时发生。当发动机处于高输出状态下时，动力分配机构也处于锁定状态下。因此，仅当车速较低或中等时或者当发动机输出较低或中等时，动力分配机构才用作变速比可电力地变化的变速器，从而可减少所要求的电动机的发电量，即，必须从电动机传递的最大电量，从而可使得电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
本发明的其它形式
根据权利要求2可实现上述目的，其中所述动力分配机构包括固定于所述发动机的第一元件，固定于所述第一电动机的第二元件以及固定于所述动力传递部件的第三元件，并且所述差动状态切换装置用于允许所述第一、第二和第三元件相对于彼此转动，从而将所述动力分配机构布置在所述差动状态，以及允许将所述第一、第二和第三元件中的至少两个元件相互连接或将所述第二元件保持静止，从而将所述动力分配机构布置在所述锁定状态。本发明的这种形式确保了可由差动状态切换装置在差动状态和锁定状态之间选择性地切换的动力分配机构的简单布置。
根据权利要求3也可实现上述目的，其中权利要求3提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，以及设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，所述车辆用驱动系统包括：用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态与动力分配机构可用作具有单个变速比或多个变速比的变速器的固定变速比变速状态的差动状态切换装置。
在如上所述的驱动系统中，所述动力分配机构由差动状态切换装置控制，以便被选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构可用作具有单个变速比或多个变速比的变速器的固定变速比切换状态下。因此，本驱动系统不仅具有归于变速比可电力地变化的变速器的功能的提高燃料经济性的优点，而且还具有归于能够机械地传递车辆驱动力的齿轮类型变速器的高动力传递效率的优点。因此，在车辆在低速或中速下行驶的同时，当发动机处于具有低输出或中等输出的正常输出状态时，动力分配机构处于差动状态下，从而确保了车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆在较高速度下行驶时，动力分配机构处于其中发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮的固定变速比变速状态下，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，所述损失会在驱动系统用作变速比可电力地变化的变速器时发生。当发动机处于高输出状态下时，动力分配机构也处于固定变速比变速状态下。因此，仅当车速较低或中等时或者当发动机输出较低或中等时，动力分配机构才用作变速比可电力地变化的变速器，从而可减少所要求的电动机的发电量，即，必须从电动机传递的最大电量，从而可使得电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
在根据权利要求4的车辆用驱动系统中，其中所述动力分配机构包括固定于所述发动机的第一元件，固定于所述第一电动机的第二元件以及固定于所述动力传递部件的第三元件，并且所述差动状态切换装置用于允许所述第一、第二和第三元件相对于彼此转动，从而将所述动力分配机构布置在所述差动状态，以及允许将所述第一、第二和第三元件中的至少两个元件相互连接或将所述第二元件保持静止，从而将所述动力分配机构布置在所述固定变速比变速状态。本发明的这种形式确保了可由差动状态切换装置在差动状态和固定变速比变速状态之间选择性地切换的动力分配机构的简单布置。
在根据权利要求5的车辆用驱动系统中，所述动力分配机构是行星齿轮组，并且所述第一元件是所述行星齿轮组的行星架，所述第二元件是所述行星齿轮组的太阳齿轮，而所述第三元件是所述行星齿轮组的齿圈，所述差动状态切换装置包括用于将所述行星架、太阳齿轮和齿圈中选定的两个相互连接的离合器，和/或用于将所述太阳齿轮固定于静止元件(非转动元件)的制动器。在本发明的这种形式中，可减小动力分配机构沿其轴向方向的尺寸，并且动力分配机构例如是由一个行星齿轮组简单地构成的。
在根据权利要求6的车辆用驱动系统中，行星齿轮组是单小齿轮型的行星齿轮组。在本发明的这种形式中，可减小动力分配机构沿其轴向方向的尺寸，并且动力分配机构是由一个单小齿轮型的行星齿轮组简单地构成的。
在根据权利要求7的车辆用驱动系统中，所述差动状态切换装置用于将所述单小齿轮型的行星齿轮组的所述行星架和太阳齿轮相连接，以使所述行星齿轮组用作变速比为1的变速器；或者用于将所述太阳齿轮保持静止，以使所述行星齿轮组用作变速比小于1的增速变速器。在本发明的这种形式中，动力分配机构是由单小齿轮型的行星齿轮组简单地构成的，用作具有单个固定变速比或多个固定变速比的变速器。
在根据权利要求8的车辆用驱动系统中，行星齿轮组是双小齿轮型的行星齿轮组。在本发明的这种形式中，可减小动力分配机构沿其轴向方向的尺寸，并且动力分配机构是由一个双小齿轮型的行星齿轮组简单地构成的。
在根据权利要求9的车辆用驱动系统中，所述差动状态切换装置用于将所述双小齿轮型的行星齿轮组的所述行星架和太阳齿轮相连接，以使所述行星齿轮组用作变速比为1的变速器；或者用于将所述太阳齿轮保持静止，以使所述行星齿轮组用作变速比大于1的减速变速器。在本发明的这种形式中，动力分配机构是由双小齿轮型的行星齿轮组简单地构成的，用作具有单个固定变速比或多个固定变速比的变速器。
在根据权利要求10的车辆用驱动系统中，所述驱动系统还包括设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的自动变速器，并且所述驱动系统的变速比由所述自动变速器的变速比确定。在本发明的这种形式中，通过利用自动变速器的变速比，可在变速比的广范围(总幅)上得到驱动力。
在根据权利要求11的车辆用驱动系统中，所述驱动系统还包括设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的自动变速器，并且所述驱动系统的综合变速比(总变速比)由所述动力分配机构的变速比和所述自动变速器的变速比确定。在本发明的这种形式中，通过利用自动变速器的变速比，可在变速比的广范围上得到驱动力，从而可提高动力传递部件在其无级变速状态下的操作效率。
在根据权利要求12的车辆用驱动系统中，自动变速器是有级式自动变速器。在本发明的这种形式中，变速比可电力地变化的无级变速器是由有级式自动变速器和处于差动状态下的动力分配机构构成的，而有级式变速器是由有级式自动变速器和处于锁定状态或固定变速比变速状态下的动力分配机构构成的。
以上所述的驱动系统优选布置成使得第二电动机固定于动力传递部件。在这种情况中，可将自动变速器的要求输入转矩制定得低于其输出轴的转矩，从而可进一步减小第二电动机的要求尺寸。
以上所述的驱动系统优选布置成使得自动变速器为变速比大于1的减速变速器，在这种情况中，例如当第二电动机固定于动力传递部件时可将自动变速器的要求输入转矩制定得低于其输出轴的转矩，从而可进一步减小第二电动机的要求尺寸。
根据权利要求13，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个元件的第一行星齿轮组，这三个元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述三个元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第二元件、第一元件和第三元件，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，而所述第三元件固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第二元件连接于所述第一元件的切换离合器，和/或用于将所述第二元件固定于静止元件的切换制动器，所述动力分配机构通过释放所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在差动状态下，并通过接合所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述动力分配机构具有固定变速比的固定变速比变速状态；以及(b)所述有级式自动变速器包括第二行星齿轮组、第三行星齿轮组和第四行星齿轮组，并具有五个转动元件，每个所述转动元件都由所述第二、第三和第四行星齿轮组的太阳齿轮、行星架和齿圈中的至少一个构成，所述五个转动元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述五个转动元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第四元件、第五元件、第六元件、第七元件和第八元件，所述第四元件通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第五元件通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第六元件通过第三制动器选择性地固定于静止元件，所述第七元件固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第八元件通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述有级式自动变速器具有通过所述第一离合器、第二离合器、第一制动器、第二制动器和第三制动器的各个组合的接合动作建立(达成)的多个操作位置。
根据权利要求14，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮组，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，而所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第一行星架和所述第一太阳齿轮相互连接的切换离合器，和/或用于将所述第一太阳齿轮固定于静止元件的切换制动器；以及(b)所述有级式自动变速器包括单小齿轮型的第二行星齿轮组、单小齿轮型的第三行星齿轮组和单小齿轮型的第四行星齿轮组，所述第二行星齿轮组具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈，所述第三行星齿轮组具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈，而所述第四行星齿轮组具有第四太阳齿轮、第四行星架和第四齿圈，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第四齿圈通过第三制动器选择性地固定于静止元件，并且所述第二齿圈、所述第三行星架和第四行星架固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，以及所述第三齿圈和所述第四太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件。
根据权利要求15，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个元件的第一行星齿轮组，这三个元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述三个元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第二元件、第一元件和第三元件，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，而所述第三元件固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第二元件连接于所述第一元件的切换离合器，和/或用于将所述第二元件固定于静止元件的切换制动器，所述动力分配机构通过释放所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在差动状态下，并通过接合所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述动力分配机构具有固定变速比的固定变速比变速状态；以及(b)所述有级式自动变速器包括第二行星齿轮组和第三行星齿轮组，并且具有四个转动元件，每个所述转动元件都由所述第二和第三行星齿轮组的太阳齿轮、行星架和齿圈中的至少一个构成，所述四个转动元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述四个转动元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第四元件、第五元件、第六元件和第七元件，所述第四元件通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第五元件通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第六元件固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第七元件通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述有级式自动变速器具有通过所述第一离合器、第二离合器、第一制动器和第二制动器的各个组合的接合动作建立的多个操作位置。
根据权利要求16，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮组，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，而所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第一行星架和所述第一太阳齿轮相互连接的切换离合器，和/或用于将所述第一太阳齿轮固定于静止元件的切换制动器；以及(b)所述有级式自动变速器包括单小齿轮型的第二行星齿轮组和单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二行星齿轮组具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈，所述第三行星齿轮组具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第三行星架通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第二行星架和所述第三齿圈固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第二齿圈通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件。
根据权利要求17，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个元件的第一行星齿轮组，这三个元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述三个元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第二元件、第一元件和第三元件，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，而所述第三元件固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第二元件连接于所述第一元件的切换离合器，和/或用于将所述第二元件固定于静止元件的切换制动器，所述动力分配机构通过释放所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在差动状态下，并通过接合所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述动力分配机构具有固定变速比的固定变速比变速状态；以及(b)所述有级式自动变速器包括第二行星齿轮组和第三行星齿轮组，并且具有四个转动元件，每个所述转动元件都由所述第二和第三行星齿轮组的太阳齿轮、行星架和齿圈中的至少一个构成，所述四个转动元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述四个转动元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第四元件、第五元件、第六元件和第七元件，所述第四元件通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第四离合器选择性地连接于所述发动机，所述第五元件通过第三离合器选择性地连接于所述发动机并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第六元件固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第七元件通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述有级式自动变速器具有通过所述第一离合器、第二离合器、第三离合器和第四离合器、第一制动器和第二制动器的各个组合的接合动作建立的多个操作位置。
根据权利要求18，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮组，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，而所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第一行星架和所述第一太阳齿轮相互连接的切换离合器，和/或用于将所述第一太阳齿轮固定于静止元件的切换制动器；以及(b)所述有级式自动变速器包括双小齿轮型的第二行星齿轮组和单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二行星齿轮组具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈，所述第三行星齿轮组具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈，所述第三太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第四离合器选择性地连接于所述发动机，所述第二行星架和所述第三行星架通过第三离合器选择性地连接于所述发动机并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第二齿圈和所述第三齿圈固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第二太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件。
根据权利要求19，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个元件的第一行星齿轮组，这三个元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述三个元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第二元件、第三元件和第一元件，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，而所述第三元件固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第二元件连接于所述第一元件的切换离合器，和/或用于将所述第二元件固定于静止元件的切换制动器，所述动力分配机构通过释放所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在差动状态下，并通过接合所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述动力分配机构具有固定变速比的固定变速比变速状态；以及(b)所述有级式自动变速器包括第二行星齿轮组和第三行星齿轮组，并且具有四个转动元件，每个所述转动元件都由所述第二和第三行星齿轮组的太阳齿轮、行星架和齿圈中的至少一个构成，所述四个转动元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述四个转动元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第四元件、第五元件、第六元件和第七元件，所述第四元件通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第五元件通过第二离合器选择性地连接于所述发动机并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第六元件固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第七元件通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述有级式自动变速器具有通过第一离合器、第二离合器、第三离合器、第一制动器和第二制动器的各个组合的接合动作建立的多个操作位置。
根据权利要求20，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的双小齿轮型的第一行星齿轮组，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，而所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第一行星架和所述第一太阳齿轮相互连接的切换离合器，和/或用于将所述第一太阳齿轮固定于静止元件的切换制动器；以及(b)所述有级式自动变速器包括单小齿轮型的第二行星齿轮组和双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二行星齿轮组具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈，所述第三行星齿轮组具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈，所述第二太阳齿轮通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三行星架通过第二离合器选择性地连接于所述发动机并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第二齿圈和所述第三齿圈固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件。
根据权利要求21，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个元件的第一行星齿轮组，这三个元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述三个元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第二元件、第一元件和第三元件，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，而所述第三元件固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第二元件连接于所述第一元件的切换离合器，和/或用于将所述第二元件固定于静止元件的切换制动器，所述动力分配机构通过释放所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在差动状态，并通过接合所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述动力分配机构具有固定变速比的固定变速比变速状态；以及(b)所述有级式自动变速器包括第二行星齿轮组、第三行星齿轮组和第四行星齿轮组，并且具有五个转动元件，每个所述转动元件都由所述第二、第三和第四行星齿轮组的太阳齿轮、行星架和齿圈中的至少一个构成，所述五个转动元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述五个转动元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第四元件、第五元件、第六元件、第七元件和第八元件，所述第四元件通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第五元件通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第六元件通过第三制动器选择性地固定于静止元件，所述第七元件固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第八元件固定于所述动力传递部件，所述有级式自动变速器具有通过所述第二离合器、第一制动器、第二制动器和第三制动器的各个组合的接合动作建立的多个操作位置。
根据权利要求22，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮组，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，而所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第一行星架和所述第一太阳齿轮相互连接的切换离合器，和/或用于将所述第一太阳齿轮固定于静止元件的切换制动器；以及(b)所述有级式自动变速器包括单小齿轮型的第二行星齿轮组、单小齿轮型的第三行星齿轮组和单小齿轮型的第四行星齿轮组，所述第二行星齿轮组具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈，所述第三行星齿轮组具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈，而所述第四行星齿轮组具有第四太阳齿轮、第四行星架和第四齿圈，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第四齿圈通过第三制动器选择性地固定于静止元件，并且所述第二齿圈、所述第三行星架和所述第四行星架固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第三齿圈和所述第四太阳齿轮固定于所述动力传递部件。
根据权利要求23，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个元件的第一行星齿轮组，这三个元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述三个元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第二元件、第一元件和第三元件，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，而所述第三元件固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第二元件连接于所述第一元件的切换离合器，和/或用于将所述第二元件固定于静止元件的切换制动器，所述动力分配机构通过释放所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在差动状态，并通过接合所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述动力分配机构具有固定变速比的固定变速比变速状态；以及(b)所述有级式自动变速器包括第二行星齿轮组和第三行星齿轮组，并且具有四个转动元件，每个所述转动元件都由所述第二和第三行星齿轮组的太阳齿轮、行星架和齿圈中的至少一个构成，所述四个转动元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述四个转动元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第四元件、第五元件、第六元件和第七元件，所述第四元件通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第五元件通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第六元件固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第七元件固定于所述动力传递部件，所述有级式自动变速器具有通过所述第二离合器、第一制动器和第二制动器的各个组合的接合动作建立的多个操作位置。
根据权利要求24，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮组，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，而所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第一行星架和所述第一太阳齿轮相互连接的切换离合器，和/或用于将所述第一太阳齿轮固定于静止元件的切换制动器；以及(b)所述有级式自动变速器包括单小齿轮型的第二行星齿轮组和单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二行星齿轮组具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈，所述第三行星齿轮组具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第三行星架通过第二制动器选择性地固定于静止元件，而所述第二行星架和所述第三齿圈固定于所述有级式自动变速器的输出转动元件，所述第二齿圈固定于所述动力传递部件。
在权利要求25所涉及的车辆用驱动系统中，所述动力分配机构设置在第一轴线上，并且所述自动变速器设置在与所述第一轴线平行的第二轴线上，所述动力传递部件由分别设置在所述第一和第二轴线上的一对部件构成，所述动力分配机构和所述自动变速器通过所述动力传递部件相互连接，以便在它们之间传递驱动力。在本发明的这种形式中，可将驱动系统沿轴向方向上的尺寸制造得小于动力分配机构和自动变速器同轴地设置在同一轴线上的驱动系统的尺寸。因此，本发明驱动系统可适合地用在横向FF或RR车辆上，使得第一和第二轴线平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于这样一种横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。
在权利要求26所涉及的车辆用驱动系统中，第二电动机设置在第一轴线上。在这种情况下，可减小驱动系统的第二轴线沿轴向方向的尺寸。
在权利要求27所涉及的车辆用驱动系统中，第二电动机设置在第二轴线上。在这种情况下，可减小驱动系统的第二轴线沿轴向方向的尺寸。
在权利要求28所涉及的车辆用驱动系统中，所述动力传递部件位于所述动力分配机构的远离所述发动机的一侧上。换句话说，动力分配机构位于发动机和动力传递部件之间。在这种情况下，可减小驱动系统的第二轴线沿轴向方向的尺寸。
在权利要求29所涉及的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括用作其输出转动元件的差动驱动齿轮，所述差动驱动齿轮位于所述自动变速器的远离所述动力传递部件的一端。换句话说，自动变速器位于动力传递部件和差动驱动齿轮之间。在这种情况下，可减小驱动系统的第二轴线沿轴向方向的尺寸。
在权利要求30所涉及的车辆用驱动系统中，传递到所述自动变速器的所述动力分配机构的输出转动运动的方向相对于所述动力分配机构的输入转动运动的方向反转，所述驱动系统具有通过接合所述第三制动器建立的后退行驶位置。在本发明的这种形式中，要传递到驱动系统的后退行驶位置中的自动变速器的动力传递部件的转动运动的方向相对于驱动系统的前进行驶位置中的自动变速器的动力传递部件的转动运动的方向反转。因此，自动变速器无需装有用于使输出转动元件的转动方向相对于自动变速器所接收的输入转动运动的方向反转的接合装置或齿轮装置，以便建立用于输出转动元件沿与前进行驶位置相反的方向的后退行驶位置。因此，例如，可在自动变速器中没有第一离合器的情况下建立后退行驶位置。另外，在后退行驶位置中，自动变速器的输出转动运动的速度低于从变速比可在第三制动器的接合状态下连续变化的动力分配机构接收的输入转动运动的速度。因此，后退行驶位置具有要求的变速比，所述变速比例如可高于第一档位的变速比。
在权利要求31所涉及的车辆用驱动系统中，要传递到所述自动变速器的所述动力分配机构的输出转动运动的方向相对于所述动力分配机构的输入转动运动的方向反转，所述驱动系统具有通过接合所述第二制动器建立的后退行驶位置。在本发明的这种形式中，要传递到后退行驶位置中的自动变速器的动力传递部件的转动运动的方向相对于前进行驶位置中的自动变速器的动力传递部件的转动运动的方向反转。因此，自动变速器无需装有用于使输出转动元件的转动方向相对于自动变速器所接收的输入转动运动的方向反转的接合装置或齿轮装置，以便建立用于输出转动元件沿与前进行驶位置相反的方向的后退行驶位置。因此，例如，可在自动变速器中没有第一离合器的情况下建立后退行驶位置。另外，在后退行驶位置中，自动变速器的输出转动运动的速度低于从变速比可在第二制动器的接合状态下连续变化的动力分配机构接收的输入转动运动的速度。因此，后退行驶位置具有要求的变速比，所述变速比例如可高于第一档位的变速比。
在权利要求32所涉及的车辆用驱动系统中，要传递到所述自动变速器的所述动力分配机构的输出转动运动的方向相对于所述动力分配机构的输入转动运动的方向反转，所述驱动系统具有通过接合所述第二离合器建立的后退行驶位置。在本发明的这种形式中，要传递到后退行驶位置中的自动变速器的动力传递部件的转动运动的方向相对于前进行驶位置中的自动变速器的动力传递部件的转动运动的方向反转。因此，自动变速器无需装有用于使输出转动元件的转动运动的方向相对于自动变速器所接收的输入转动运动的方向反转的接合装置或齿轮装置，以便建立用于输出转动元件沿与前进行驶位置相反的方向的后退行驶位置。因此，例如，可在自动变速器中没有第一离合器的情况下建立后退行驶位置。另外，在后退行驶位置中，自动变速器的输出转动运动的速度等于从变速比可在第二离合器的接合状态下连续变化的动力分配机构接收的输入转动运动的速度。因此，后退行驶位置具有要求的变速比，所述变速比例如可高于第一档位的变速比。
根据权利要求33，提供了一种控制车辆用驱动系统的方法，所述车辆用驱动系统包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，以及设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，所述方法包括：(a)基于车辆状态将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态。
在上述本方法中，所述动力分配机构被控制得基于车辆状态选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态。因此，所述驱动系统不仅具有归于变速比可电力地变化的变速器的功能的提高燃料经济性的优点，而且还具有归于能够机械地传递车辆驱动力的齿轮类型变速器的高动力传递效率的优点。因此，当由行驶速度和发动机转矩表示的车辆状态为正常时，例如，在车辆在低速或中速下行驶的同时，当发动机处于具有低或中等发动机输出的正常输出状态时，动力分配机构处于差动状态，从而确保了车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆在较高速度下行驶时，动力分配机构处于其中发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮的锁定状态下，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，所述损失会在驱动系统用作变速比可电力地变化的变速器时发生。当发动机处于高输出状态下时，动力分配机构也处于锁定状态下。因此，仅当车速较低或中等时或者当发动机输出较低或中等时，动力分配机构才用作变速比可电力地变化的变速器，从而可减少所要求的电动机的发电量，即，必须从电动机传递的最大电量，从而可使得电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
根据权利要求34，提供了一种控制车辆用驱动系统的方法，所述驱动系统包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，以及设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，所述方法包括：(a)基于车辆状态将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构可用作具有单个变速比或多个变速比的变速器的固定变速比变速状态。
在如上所述的方法中，所述动力分配机构被控制得基于车辆状态选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构可用作具有单个变速比或多个变速比的变速器的固定变速比切换状态下。因此，该驱动系统不仅具有归于变速比可电力地变化的变速器的功能的提高燃料经济性的优点，而且还具有归于能够机械地传递车辆驱动力的齿轮类型变速器的高动力传递效率的优点。因此，当由行驶速度和发动机转矩表示的车辆状态为正常时，例如，在车辆在低速或中速下行驶的同时，当发动机处于具有低或中等发动机输出的正常输出状态时，动力分配机构处于差动状态，从而确保了车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆在较高速度下行驶时，动力分配机构处于其中发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮的锁定状态下，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，所述损失会在驱动系统用作变速比可电力地变化的变速器时发生。当发动机处于高输出状态下时，动力分配机构也处于锁定状态下。因此，仅当车速较低或中等时或者当发动机输出较低或中等时，动力分配机构才用作变速比可电力地变化的变速器，从而可减少所要求的电动机的发电量，即，必须从电动机传递的最大电量，从而可使得电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
在权利要求35所涉及的车辆用驱动系统中，所述驱动系统还包括设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的自动变速器，并且所述驱动系统的综合变速比由所述动力分配机构的变速比和所述自动变速器的变速比确定，并且通过基于车辆状态控制所述动力分配机构的变速比和所述自动变速器的变速比而控制所述综合变速比。在本发明的这种形式中，通过利用自动变速器的变速比，可在变速比的广范围上得到驱动力，从而可进一步提高动力分配机构的无级变速控制的效率。另外，可调节车辆的驱动力以符合车辆状态。
在权利要求36所涉及的车辆用驱动系统中，车辆的状态由车辆的驱动力关联值表示。在这种情况中，通过考虑燃料经济性而控制驱动系统的综合变速比，并且可适当地调节车辆驱动力。
在权利要求37所涉及的车辆用驱动系统中，车辆的状态由车辆的行驶速度表示。在这种情况中，通过考虑燃料经济性而控制驱动系统的综合变速比，并且可适当地调节车辆驱动力。
根据权利要求38，提供了一种车辆用驱动系统，它包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(a)所述动力分配机构包括具有由太阳齿轮、行星架和齿圈构成的三个元件的第一行星齿轮组，这三个元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述三个元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第二元件、第一元件和第三元件，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，而所述第三元件固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述第二元件连接于所述第一元件的切换离合器，和/或用于将所述第二元件固定于静止元件的切换制动器，所述动力分配机构通过释放所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在差动状态，并通过接合所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述动力分配机构具有固定变速比的固定变速比变速状态；以及(b)要传递到所述自动变速器的所述动力传递部件的转动运动的方向在驱动系统的后退行驶位置时相对于在驱动系统的前进行驶位置时反转。
在本发明的这种形式中，要传递到所述自动变速器的所述动力传递部件的转动运动的方向在驱动系统的后退行驶位置时相对于在驱动系统的前进行驶位置时反转。因此，自动变速器无需装有用于使输出转动元件的转动运动的方向相对于自动变速器所接收的输入转动运动的方向反转的接合装置或齿轮装置，以便建立用于输出转动元件沿与前进行驶位置相反的方向的后退行驶位置。
在权利要求39所涉及的车辆用驱动系统中，所述有级式自动变速器包括具有太阳齿轮、行星架和齿圈的行星齿轮组，所述太阳齿轮、行星架和齿圈相互啮合并构成至少三个转动元件，这至少三个元件的转动速度沿一共线图中的各个直线表示，在该共线图中，所述至少三个元件沿从共线图两相对端中的一端到另一端的方向以下述的顺序分别布置为第四元件、第五元件和第六元件，所述第四元件固定于所述动力传递部件，使得驱动力可传递到动力传递部件；所述第五元件固定于所述自动变速器的输出转动元件，使得驱动力可传递到输出转动元件；而所述第六元件通过制动器选择性地固定于静止元件，并且通过接合所述制动器建立驱动系统的后退行驶位置。在本发明的这种形式中，作为相互啮合的第四、第五和第六元件中之一的第四元件的转动运动作为在无级变速状态下操作的动力分配机构的输出传递到自动变速器，即，作为自动变速器的输入转动运动，而第六元件保持静止，以使第五元件的转动速度相对于第四元件的转动速度(即，相对于自动变速器的输入转动运动的速度)被减小。因此，自动变速器的输出转动运动的速度相对于自动变速器的输入转动运动的速度被减小，从而可根据要求设定后退行驶位置的变速比。例如，后退行驶位置的变速比可高于第一档位的变速比。
在权利要求40所涉及的车辆用驱动系统中，所述有级式自动变速器包括具有太阳齿轮、行星架和齿圈的行星齿轮组，所述太阳齿轮、行星架和齿圈相互啮合并构成至少三个转动元件，所述第四元件固定于所述动力传递部件，使得驱动力可传递到动力传递部件；所述第五元件固定于所述自动变速器的输出转动元件，使得驱动力可传递到输出转动元件，并且所述自动变速器还包括用于使转动元件一体转动的离合器，并通过接合所述离合器建立驱动系统的后退行驶位置。在本发明的这种形式中，通过离合器的接合使得自动变速器的转动元件一体转动，以使得动力分配机构的输出传递到自动变速器，即，作为自动变速器的输入转动运动，以使得自动变速器的输出转动运动的速度等于输入转动运动的速度。因此可根据要求设定后退行驶位置的变速比。例如，后退行驶位置的变速比可高于第一档位的变速比。
根据权利要求41也可实现以上所述的目的，其中提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述控制装置布置成将发动机的输出传递给车辆驱动轮，其特征在于，所述控制装置包括：(a)可切换型变速机构，该可切换型变速机构可在变速机构可用作电控无级变速器的无级变速状态与变速机构可用作有级式变速器的有级变速状态之间切换；以及(b)用于基于车辆的预定状态将所述可切换型变速机构选择性地布置在所述无级变速状态和所述有级变速状态之一中的切换控制装置。
根据以上所述的本发明控制装置，由切换控制装置切换可在变速机构可用作电控无级变速器的无级变速状态和变速机构可用作有级式变速器的有级变速状态之间切换的可切换型变速机构，以便基于车辆的预定状态将其选择性地布置在无级变速状态和有级变速状态中。因此，本发明控制装置允许驱动系统不仅具有归于变速比可电力地变化的变速器的功能的提高燃料经济性的优点，而且还具有归于能够机械地传递车辆驱动力的齿轮类型变速器的高动力传递效率的优点。因此，例如，当车辆处于低速或中速行驶状态下时，或处于低输出或中等输出行驶状态时，可切换型变速机构处于无级变速状态下，从而确保了车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆处于高速行驶状态下时，变速机构处于变速机构可用作有级式变速器并且发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮的有级变速状态下，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构用作电控无级变速器时会发生所述损失。当发动机处于高输出行驶状态下时，变速机构也处于有级变速状态下。因此，仅当车辆处于低速或中速行驶状态或低输出或中等输出行驶状态时，变速机构才用作电控无级变速器，从而可减少所要求的电动机的发电量，即，必须从电动机传递的最大电量，从而可使得电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
在权利要求42所涉及的控制装置中，所述可切换型变速机构包括具有固定于所述发动机的第一元件、固定于第一电动机的第二元件以及固定于动力传递部件的第三元件的动力分配机构，并且所述动力分配机构包括用于将所述可切换型变速机构选择性地布置在所述无级变速状态和所述有级变速状态的差动状态切换装置，所述切换控制装置用于控制所述差动状态切换装置，以便将所述变速机构选择性地布置在所述无级变速状态和所述有级变速状态。在这种情况中，差动状态切换装置由切换控制装置控制，以便车辆用驱动系统的可切换型变速机构在变速机构用作无级变速器的无级变速状态和变速机构用作有级式变速器的有级变速状态之间容易切换。
在权利要求43所涉及的控制装置中，所述差动状态切换装置不仅用于将所述可切换型变速机构选择性地布置在所述无级变速状态和所述有级变速状态，而且还用于将布置在所述有级变速状态的所述变速机构布置在其多个操作位置中的一个操作位置中，所述切换控制装置用于基于车辆的预定状态控制所述差动状态切换装置，以在将变速机构从所述无级变速状态切换到所述有级变速状态之后将变速机构布置在所述多个操作位置中的一个操作位置中。在本发明的这种形式中，差动状态切换装置由切换控制装置控制，以便车辆用驱动系统的可切换型变速机构从变速机构用作无级变速器的无级变速状态切换到变速机构用作有级式变速器的有级变速状态。在变速机构处于有级变速状态中时，差动状态切换装置也由切换控制装置控制，以便基于车辆的预定状态将变速机构布置在其多个操作位置的一个中。例如，当车辆处于低速或中速行驶状态下或低输出或中等输出行驶状态下时，可切换型变速机构处于无级变速状态下，从而确保了车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆处于高速行驶状态下时，变速机构处于中变速机构可用作适合于车辆高速行驶的有级式变速器的有级变速状态下，以使得发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构用作电控无级变速器时会发生所述损失。当发动机处于高输出行驶状态下时，变速机构也处于有级变速状态下。因此，仅当车辆处于低速或中速行驶状态或低输出或中等输出行驶状态时，变速机构才用作电控无级变速器，从而可减少所要求的电动机的发电量，即，必须从电动机传递的最大电量，从而可使得电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。因此，切换控制装置允许从无级变速状态下到有级变速状态的改变，并且控制差动状态切换装置，从而基于车辆的预定状态将布置在有级变速状态中的变速机构布置在多个操作位置的一个中，从而确保了根据车辆的规定行驶状态的变速机构的有级变速的适当控制，所述规定行驶状态诸如车辆的高速和高输出行驶状态。
在根据权利要求44的控制装置中，所述车辆的预定状态包括车辆的行驶速度的预定上限，并且所述切换控制装置用于在车辆行驶速度的实际值已超过所述预定上限时将所述可切换型变速机构布置在所述有级变速状态。在本发明的这种形式中，当车辆的行驶速度的实际值已超过预定上限时，发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构用作电控无级变速器时会发生所述损失。确定行驶速度的预定上限以便判定车辆是否处在高速行驶状态下。
在根据权利要求45的控制装置中，所述车辆的预定状态包括车辆的行驶速度的预定上限，并且所述切换控制装置用于在车辆行驶速度的实际值已超过所述预定上限时禁止所述可切换型变速机构处于所述无级变速状态。在本发明的这种形式中，当车辆的驱动力关联值已超过预定上限时，禁止变速机构处于无级变速状态中，并且发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构用作电控无级变速器时会发生所述损失。
在根据权利要求46的控制装置中，所述车辆的预定状态包括车辆的输出的预定上限，并且所述切换控制装置用于在车辆的驱动力关联值已超过所述上限时将所述可切换型变速机构布置在所述有级变速状态。在本发明的这种形式中，当诸如要求车辆驱动力或车辆驱动力的实际值等车辆的驱动力关联值已超过较高的预定上限时，发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而可减小当变速机构用作电控无级变速器时必须产生的最大电量，因此可减小电动机的要求尺寸，以及包括电动机的车辆用驱动系统的总尺寸。以上所述的驱动力关联值可为与车辆的驱动力直接或间接相关的任何参数，诸如发动机的输出转矩、变速器的输出转矩、驱动轮的驱动转矩，或动力传递路径中任何其它部分的转矩，或用于表示动力传递路径的所述部分中转矩的要求值的节气门的开度。确定车辆的输出的预定上限以便判定车辆是否处于高输出行驶状态下。
在根据权利要求47的控制装置中，所述车辆的预定状态包括车辆的输出的预定上限，并且所述切换控制装置用于在车辆的驱动力关联值已超过所述上限时禁止所述可切换型变速机构处于所述无级变速状态。在本发明的这种形式中，当诸如要求车辆驱动力或车辆驱动力的实际值等车辆的驱动力关联值已超过较高的预定上限时，禁止可切换型变速机构处于无级变速状态中，并且发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而可减小当变速机构用作电控无级变速器时必须产生的最大电量，因此可减小电动机的要求尺寸，以及包括电动机的车辆用驱动系统的总尺寸。
在根据权利要求48的控制装置中，所述车辆的预定状态用存储的切换边界线图表示，所述切换边界线图包括分别表示车辆的行驶速度的上限和驱动力关联值的上限的车速上限线和输出上限线，行驶速度的实际值和驱动力关联值的实际值与所述车速上限线和输出上限线相比较。存储的切换边界线图可作出有关于车辆是处于高速行驶状态下还是处于高转矩行驶状态下的简单判定。
在根据权利要求49的控制装置中，所述车辆的预定状态包括用于判定用于将所述可切换型变速机构布置在所述无级变速状态的控制部件是否功能恶化的预定故障判定条件，并且所述切换控制装置用于在所述预定故障判定条件成立时将所述变速机构布置在所述有级变速状态。在本发明的这种形式中，如果预定故障判定条件成立，甚至在变速机构应处于无级变速状态中时，可切换型变速机构也必须处于有级变速状态中。因此，甚至在出现功能恶化的情况下，车辆也可在变速机构处于有级变速状态中的情况下行驶。
在根据权利要求50的控制装置中，所述车辆的预定状态包括所述预定故障判定条件，并且所述切换控制装置用于在所述预定故障判定条件成立时禁止所述可切换型变速机构处于所述无级变速状态。在本发明的这种形式中，当用于将变速机构布置在无级变速状态中的控制部件具有恶化功能时，禁止变速机构处于无级变速状态中，并且必须将其布置在有级变速状态中，因此，甚至在出现功能恶化的情况下，车辆也可在有级变速状态下行驶。
在根据权利要求51的控制装置中，其中动力分配机构包括固定于发动机的第一元件、固定于第一电动机的第二元件以及固定于动力分配元件的第三元件，差动状态切换装置包括诸如摩擦接合装置等接合装置，所述接合装置用于将第一到第三元件中选定的两个元件相互连接，或者用于将第二元件固定于静止元件，并且切换控制装置通过释放接合装置而将变速机构布置在无级变速状态中，以允许第一、第二和第三元件可相对于彼此转动；以及通过接合所述接合装置而将变速机构布置在有级变速状态中，以便将第一、第二和第三元件中的至少两个元件相互连接或将第二元件固定于静止元件。在本发明的这种形式中，可将动力分配机构的结构制造得较为简单，并且可通过切换控制装置容易地控制所述变速机构，以便将其选择性地布置在无级变速状态中和有级变速状态中。
在根据权利要求52的控制装置中，所述车辆的预定状态包括车辆的行驶速度的预定上限，并且所述切换控制装置用于控制所述接合装置，以便在车辆行驶速度的实际值超过所述预定上限时将所述第二元件固定于静止元件。在本发明的这种形式中，当车辆的实际行驶速度已超过预定上限时，发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构用作电控无级变速器时会发生所述损失。
在根据权利要求53的控制装置中，所述车辆的预定状态包括车辆的输出的预定上限，并且所述切换控制装置用于控制所述接合装置，以便在车辆的所述驱动力关联值已超过所述上限时将所述第一、第二和第三元件中的至少两个元件相互连接。在本发明的这种形式中，当诸如要求驱动力或车辆驱动力的实际值已超过较高的预定上限时，动力分配机构的三个元件的至少两个元件相互连接，并且发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而可减小当变速机构用作电控无级变速器时必须产生的最大电量，因此可减小电动机的要求尺寸，以及包括电动机的车辆用驱动系统的总尺寸。
在根据权利要求54的控制装置中，所述动力分配机构是行星齿轮组，并且所述第一元件是所述行星齿轮组的行星架，所述第二元件是所述行星齿轮组的太阳齿轮，而所述第三元件是所述行星齿轮组的齿圈，所述差动状态切换装置包括用于将所述行星架、太阳齿轮和齿圈中选定的两个相互连接的离合器，和/或用于将所述太阳齿轮固定于静止元件的制动器。在本发明的这种形式中，可减小动力分配机构在其轴向方向上的尺寸，并且动力分配机构可由一个行星齿轮组简单地构成。
在根据权利要求55的控制装置中，所述行星齿轮组是单小齿轮型的行星齿轮组。在本发明的这种形式中，可减小动力分配机构在其轴向方向上的尺寸，并且动力分配机构可由一个单小齿轮型的行星齿轮组简单地构成。
在根据权利要求56的控制装置中，所述切换控制装置用于控制所述接合装置，以便将所述单小齿轮型的行星齿轮组的所述行星架和太阳齿轮相连接，从而使所述行星齿轮组用作变速比为1的变速器；或者以便将所述太阳齿轮保持静止，从而使所述行星齿轮组用作变速比小于1的增速变速器。在本发明的这种形式中，动力分配机构可被容易地控制为由一个单小齿轮型的行星齿轮组构成并具有单个固定变速比或多个固定变速比的变速器。
在根据权利要求57的控制装置中，所述行星齿轮组是双小齿轮型的行星齿轮组。在本发明的这种形式中，可减小动力分配机构在其轴向方向上的尺寸，并且动力分配机构可由一个双小齿轮型的行星齿轮组简单地构成。
在根据权利要求58的控制装置中，所述差动状态切换装置用于控制所述接合装置，以便将所述双小齿轮型的行星齿轮组的所述行星架和太阳齿轮相连接，从而使所述行星齿轮组用作变速比为1的变速器；或者以便将所述太阳齿轮保持静止，从而使所述行星齿轮组用作变速比大于1的减速变速器。在本发明的这种形式中，动力分配机构可被容易地控制为由一个双小齿轮型的行星齿轮组构成并具有单个固定变速比或多个固定变速比的变速器。
在根据权利要求59的控制装置中，所述可切换型变速机构还包括设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间并与所述动力分配机构串接的自动变速器，并且所述可切换型变速机构的变速比由所述自动变速器的变速比确定。在本发明的这种形式中，通过利用自动变速器的变速比，可在变速比的广范围上得到驱动力。
在根据权利要求60的控制装置中，所述可切换型变速机构的综合变速比由所述动力分配机构的变速比和所述自动变速器的变速比确定。在本发明的这种形式中，通过利用自动变速器的变速比，可在变速比的广范围上得到驱动力，从而可提高动力分配机构在其无级变速状态下的操作效率。自动变速器优选为有级式自动变速器。在变速机构的这种优选形式中，无级变速器由有级式自动变速器和布置在其无级变速状态下的动力分配机构构成，而有级式变速器由有级式自动变速器和布置在其有级变速状态下的动力分配机构构成。
在根据权利要求61的控制装置中，所述自动变速器是有级式变速器，该有级式变速器根据所存储的变速边界线图实行变速。在这种情况中，可容易地执行有级式变速器的变速操作。
在根据权利要求62的控制装置中，所述切换控制装置在车辆处于预定行驶状态时将所述变速机构布置在所述无级变速状态，并且在车辆处于其它行驶状态时不将所述变速机构布置在所述无级变速状态。在本发明的这种形式中，当车辆在变速机构在无级变速状态下操作的情况下处于适合于车辆行驶的预定行驶状态下时，变速机构处于电控无级变速状态下，从而提高车辆的燃料经济性。
可切换型变速机构优选布置成使得第二电动机串接于动力传递部件。在这种情况下，可使得自动变速器的要求输入转矩低于其输出轴的转矩，从而可减小第二电动机的要求尺寸。
根据权利要求63可实现以上所述目的，所述权利要求63提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述控制装置布置成将多个驱动力源的输出传递给车辆的驱动轮，其特征在于，所述控制装置包括：(a)设置在所述多个驱动力源与所述驱动轮之间的动力传递路径中并可在锁定状态和非锁定状态之间切换的可切换型差动齿轮装置；以及(b)用于基于车辆的预定状态将所述可切换型差动齿轮装置选择性地布置在所述锁定状态和所述非锁定状态的一个状态中的切换控制装置。在本发明的这种形式中，可切换型差动齿轮装置由切换控制装置进行切换，以便基于车辆的预定状态被选择性地布置在锁定状态和非锁定状态中。因此，本发明控制装置允许驱动系统不仅具有归于车辆在一个驱动力源处于差动齿轮装置的锁定状态中的情况下行驶的高动力传递效率的优点，而且还具有归于车辆在另一个驱动力源处于差动齿轮装置的非锁定状态中的情况下行驶的提高燃料经济性的优点。因此，本发明控制装置确保了车辆高度的燃料经济性。当车辆处于高输出行驶状态时，可切换型差动齿轮装置处于锁定状态下。也就是说，仅当车辆处于低速或中速行驶状态或低输出或中等输出行驶状态时，可切换型差动齿轮装置才处于非锁定状态下。在电动机用作非锁定状态下的驱动力源的情况下，可减少必须从电动机传递的最大电量，从而可使得电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
可切换型差动齿轮装置优选包括第一电动机、用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，以及设置在动力传递部件和驱动轮之间的第二电动机。动力分配机构优选包括固定于发动机的第一元件、固定于第一电动机的第二元件，以及固定于第二电动机和动力分配机构的第三元件。动力分配机构包括用于将可切换型差动齿轮装置选择性地布置在其中差动齿轮装置可用作电控差动装置的非锁定状态下和其中差动齿轮装置不可用作电控差动装置的锁定状态下的差动状态切换装置。以上所述的切换控制装置可用于控制差动状态切换装置，从而将差动齿轮装置选择性地布置在非锁定状态下和锁定状态下。在这种情况中，差动状态切换装置由切换控制装置控制，以允许差动齿轮装置在其中差动齿轮装置可用作电控差动装置的非锁定状态和其中差动齿轮装置不可用作电控差动装置的锁定状态之间的容易切换。
差动状态切换装置优选不仅用于将可切换型差动齿轮装置选择性地布置在非锁定状态下和锁定状态下，而且还用于将布置在锁定状态下的差动齿轮装置布置在其多个操作位置的一个中，所述切换控制装置可用于基于车辆的预定状态控制差动状态切换装置，以便在差动齿轮装置从非锁定状态切换到锁定状态之后将差动齿轮装置布置在多个操作位置的一个中。在本发明的这种形式中，差动状态切换装置由切换控制装置控制，以便将车辆用驱动系统的可切换型差动齿轮装置从其中差动齿轮装置可用作电控差动装置的非锁定状态切换到锁定状态。在差动齿轮装置处于锁定状态中时，差动状态切换装置还由切换控制装置控制，以便基于车辆的预定状态将差动齿轮装置布置在其多个操作位置的一个中。当车辆处于低速或中等速度行驶状态中或处于低输出或中等输出行驶状态中时，例如，可切换型差动齿轮装置处于非锁定状态中，从而确保了车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆处于高速行驶状态中时，差动齿轮装置处于锁定状态中，以使得发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当差动齿轮装置用作电控差动装置时会发生所述损失。当车辆处于高输出行驶状态下时，差动齿轮装置也处于锁定状态下。因此，仅当车辆处于低速或中等速度行驶状态中或处于低输出或中等输出行驶状态中时，差动齿轮装置才用作电控差动装置，从而可减少必须从电动机传递的最大电量，从而可使得电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。因此，切换控制装置允许从非锁定状态到锁定状态的改变，并且基于车辆的预定状态控制差动状态切换装置以使得布置在锁定状态中的差动齿轮装置处于多个操作位置的一个中，从而确保根据车辆的规定行驶状态(诸如车辆的高速和高输出行驶状态)进行的差动齿轮装置的有级变速的适当控制。
车辆的预定状态优选包括车辆的行驶速度的预定上限，并且切换控制装置用于在车辆的行驶速度的实际值已超过预定上限时将可切换型差动齿轮装置布置在锁定状态中。在这种情况中，当车辆的实际行驶速度已超过预定上限时，发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当差动齿轮装置用作电控差动装置时会发生所述损失。确定行驶速度的预定上限以便判定车辆是否处在高速行驶状态下。
车辆的预定状态优选包括车辆的行驶速度的预定上限，并且切换控制装置用于在车辆的行驶速度的实际值已超过预定上限时禁止可切换型差动齿轮装置处于非锁定状态中。在这种情况中，当车辆的驱动力关联值已超过所述上限时，禁止差动齿轮装置处于非锁定状态中，并且发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当差动齿轮装置用作电控差动装置时会发生所述损失。
车辆的预定状态优选包括车辆的输出的预定上限，并且切换控制装置用于当车辆的驱动力关联值已超过所述上限时将可切换型差动齿轮装置布置在锁定状态中。在这种情况中，当诸如要求车辆驱动力或车辆驱动力的实际值等驱动力关联值已超过较高的预定上限时，发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而可减小当差动齿轮装置用作电控差动装置时必须产生的最大电量，因此可减小电动机的要求尺寸，以及包括电动机的车辆用驱动系统的总尺寸。以上所述的驱动力关联值可为与车辆的驱动力直接或间接相关的任何参数，诸如发动机的输出转矩、变速器的输出转矩、驱动轮的驱动转矩，或动力传递路径中任何其它部分中的转矩，或用于表示动力传递路径中所述部分中的转矩的要求值的节气门开度。确定车辆输出的预定上限以便判定车辆是否处于高输出行驶状态下。
车辆的预定状态优选包括车辆的输出的预定上限，并且切换控制装置用于当车辆的驱动力关联值已超过所述上限时禁止可切换型差动齿轮装置处于非锁定状态中。在这种情况中，当诸如要求车辆驱动力或车辆驱动力的实际值等车辆的驱动力关联值已超过较高的预定上限时，禁止可切换型差动齿轮装置处于非锁定状态中，并且发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而可减小当差动齿轮装置用作电控差动装置时必须产生的最大电量，因此可减小电动机的要求尺寸，以及包括电动机的车辆用驱动系统的总尺寸。
车辆的预定状态优选由存储的切换边界线图表示，所述变速边界线图包括分别表示车辆的行驶速度的上限和驱动力关联值的上限的车速上限线和输出上限线，行驶速度的实际值和驱动力关联值的实际值与它们相比较。存储的变速边界线图可作出有关于车辆是处于高速行驶状态下还是处于高转矩行驶状态下的简单判定。
车辆的预定状态优选包括用于判定用于将可切换型差动齿轮装置布置在非锁定状态中的控制部件是否具有恶化功能的预定故障判定条件，并且当预定故障判定条件成立时，切换控制装置用于将差动齿轮装置布置在锁定状态中。在这种情况中，如果预定故障判定条件成立，甚至在差动齿轮装置应处于非锁定状态中时，可切换型差动齿轮装置也必须处于锁定状态中。因此，甚至在出现功能恶化的情况下，车辆也可在差动齿轮装置处于锁定状态中的情况下行驶。
车辆的预定状态优选包括预定故障判定条件，并且当预定故障判定条件成立时，切换控制装置用于禁止可切换型差动齿轮装置处于非锁定状态中。在本发明的这种形式中，当用于将差动齿轮装置布置在非锁定状态中的控制部件具有恶化功能时，禁止差动齿轮装置处于非锁定状态中，并且必须将其布置在锁定状态中，因此，甚至在出现功能恶化的情况下，车辆也可在有级变速状态下行驶。
在动力分配机构包括固定于发动机的第一元件、固定于第一电动机的第二元件以及固定于动力分配元件的第三元件的情况下，差动状态切换装置优选包括诸如摩擦接合装置等接合装置，所述接合装置用于将第一到第三元件中选定的两个元件相互连接，和/或用于将第二元件固定于静止元件，并且切换控制装置通过释放接合装置以允许第一、第二和第三元件可相对于彼此转动而将差动齿轮装置布置在非锁定状态中，以及通过接合所述接合装置以便将第一、第二和第三元件中的至少两个元件相互连接或将第二元件固定于静止元件而将差动齿轮装置布置在锁定状态中。在这种情况中，可将动力分配机构的结构制造得较为简单，并且可通过切换控制装置容易地控制差动齿轮装置，以便将差动齿轮装置选择性地布置在非锁定状态中和锁定状态中。
车辆的预定状态优选包括车辆的行驶速度的预定上限，并且切换控制装置用于控制接合装置，以便在车辆的行驶速度的实际值超过预定上限时将第二元件固定于静止元件。在这种情况中，当车辆的实际行驶速度已超过预定上限时，发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当差动齿轮装置用作电控差动装置时会发生所述损失。
车辆的预定状态优选包括车辆的输出的预定上限，并且切换控制装置用于控制接合装置，以便当车辆的驱动力关联值已超过上限时，将第一、第二和第三元件中的至少两个元件相互连接。在这种情况中，当诸如要求驱动力或车辆驱动力的实际值已超过较高的预定上限时，动力分配机构的三个元件中的至少两个元件相互连接，并且发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而可减小当差动齿轮装置用作电控差动装置时必须产生的最大电量，因此可减小电动机的要求尺寸，以及包括电动机的车辆用驱动系统的总尺寸。
动力分配机构优选是行星齿轮组，并且第一元件是行星齿轮组的行星架，第二元件是行星齿轮组的太阳齿轮，而第三元件是行星齿轮组的齿圈，差动状态切换装置包括用于将行星架、太阳齿轮和齿圈中选定的两个相互连接的离合器，和/或用于将太阳齿轮固定于静止元件的制动器。在这种情况中，可减小动力分配机构在其轴向方向上的尺寸，并且动力分配机构可由一个行星齿轮组简单地构成。
行星齿轮组优选是单小齿轮型的行星齿轮组。在这种情况中，可减小动力分配机构在其轴向方向上的尺寸，并且动力分配机构可由一个单小齿轮型的行星齿轮组简单地构成。
切换控制装置优选用于控制接合装置，以便将单小齿轮型的行星齿轮组的行星架和太阳齿轮相连接，从而使得行星齿轮组能够用作变速比为1的变速器；或者以便将太阳齿轮保持静止，从而使得行星齿轮组能够用作变速比小于1的增速变速器。在这种情况中，动力分配机构可被容易地控制为由单小齿轮型的行星齿轮组构成并具有单个固定变速比或多个固定变速比的变速器。
行星齿轮组优选是双小齿轮型的行星齿轮组。在这种情况中，可减小动力分配机构在其轴向方向上的尺寸，并且动力分配机构可由一个双小齿轮型的行星齿轮组简单地构成。
差动状态切换装置优选用于控制接合装置，以便将双小齿轮型的行星齿轮组的行星架和太阳齿轮相连接，从而使得行星齿轮组能够用作变速比为1的变速器；或者以便将太阳齿轮保持静止，从而使得行星齿轮组能够用作变速比大于1的减速变速器。在这种情况中，动力分配机构可被简单地控制为由双小齿轮型的行星齿轮组构成并具有单个固定变速比或多个固定变速比的变速器。
可切换型差动齿轮装置优选还包括设置在动力传递部件和驱动轮之间并与动力分配机构串接的自动变速器，并且可切换型差动齿轮装置的变速比由自动变速器的变速比确定。在这种情况中，通过利用自动变速器的变速比，可在变速比的广范围上得到驱动力。
可切换型差动齿轮装置的综合变速比优选由动力分配机构的变速比和自动变速器的变速比确定。在这种情况中，通过利用自动变速器的变速比，可在变速比的广范围上得到驱动力，从而可提高动力分配机构在其非锁定状态下的操作效率。自动变速器优选为有级式自动变速器。在这种情况中，无级变速器由有级式自动变速器和布置在其非锁定状态下的动力分配机构构成，而有级式变速器由有级式自动变速器和布置在其锁定状态下的动力分配机构构成。
自动变速器优选是有级式变速器，并且有级式变速器根据存储的变速边界线图变速。在这种情况中，可容易地执行有级式变速器的变速操作。
在根据权利要求64的控制装置中，所述切换控制装置在车辆处于预定行驶状态时将所述差动齿轮装置布置在所述非锁定状态，并在车辆处于其它行驶状态时不将所述差动齿轮装置布置在所述非锁定状态。
可切换型差动装置优选包括与动力传递部件串接的第二电动机。在这种情况下，可使得自动变速器的要求输入转矩低于其输出轴的转矩，从而可减小第二电动机的要求尺寸。
根据权利要求65可实现以上所述目的，所述权利要求64提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述控制装置布置成将发动机的输出传递给车辆的驱动轮，其特征在于，所述控制装置包括：(a)可切换型变速机构，该可切换型变速机构可在变速机构可用作电控无级变速器的无级变速状态与固定变速比变速状态之间切换；以及
(b)切换控制装置，该切换控制装置用于基于车辆的行驶速度和车辆的负荷或车辆用驱动系统的输出转矩并根据预定关系将所述可切换型变速机构选择性地布置在所述无级变速状态和所述固定变速比变速状态中的一个状态中。
以上所述的包括上述可切换型变速机构和上述切换控制装置的控制装置适合于实行用作电控无级变速器的变速机构的变速控制。
根据权利要求66可实现以上所述目的，所述权利要求66提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述控制装置布置成将发动机的输出传递给车辆的驱动轮，其特征在于，所述控制装置包括：(a)可切换型变速机构，该可切换型变速机构可在变速机构可用作电控无级变速器的无级变速状态与变速机构可用作有级式变速器的有级变速状态之间切换；以及(b)切换控制装置，该切换控制装置用于基于车辆的行驶速度和车辆的负荷或车辆用驱动系统的输出转矩并根据预定关系将所述可切换型变速机构选择性地布置在所述无级变速状态和所述有级变速状态中的一个状态中。
以上所述的包括上述可切换型变速机构和上述切换控制装置的控制装置适合于实行用作电控无级变速器的变速机构的变速控制。
根据权利要求67可实现以上所述目的，所述权利要求67提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述控制装置布置成将发动机的输出传递给车辆的驱动轮，其特征在于，所述控制装置包括：(a)可切换型变速机构，该可切换型变速机构可在变速机构可用作电控无级变速器的无级变速状态与固定变速比变速状态之间切换；(b)控制图，该控制图利用包括车辆的行驶速度和车辆的负荷或车辆用驱动系统的输出转矩的控制参数限定出所述可切换型变速机构处于所述无级变速状态的第一区域和所述可切换型变速机构处于所述固定变速比变速状态的第二区域；以及(c)切换控制装置，该切换控制装置用于根据所述控制图将所述可切换型变速机构选择性地布置在所述无级变速状态和所述固定变速比变速状态中的一个状态中。
以上所述的包括上述可切换型变速机构、用于限定出第一区域和第二区域的上述图和上述切换控制装置的控制装置可利用简单的程序操作，以便适合地实行用作电控无级变速器的变速机构的变速控制。
根据权利要求68可实现以上所述目的，所述权利要求68提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述控制装置布置成将发动机的输出传递给车辆的驱动轮，其特征在于，所述控制装置包括：(a)可切换型变速机构，该可切换型变速机构可在变速机构可用作电控无级变速器的无级变速状态与有级变速状态之间切换；(b)控制图，该控制图利用包括车辆的行驶速度和车辆的负荷或车辆用驱动系统的输出转矩的控制参数限定出所述可切换型变速机构处于所述无级变速状态的第一区域和所述可切换型变速机构处于所述有级变速状态的第二区域；以及(c)切换控制装置，该切换控制装置用于根据所述控制图将所述可切换型变速机构选择性地布置在所述无级变速状态和所述有级变速状态中的一个状态中。
以上所述的包括上述可切换型变速机构、用于限定出第一区域和第二区域的上述控制图和上述切换控制装置的控制装置可利用简单的图操作，以便适合地实行选择性地用作电控无级变速器和有级式变速器的变速控制。
根据权利要求69可实现以上所述目的，所述权利要求69提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述驱动系统包括用作无级变速器并具有用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的差动机构的无级变速部，以及设置在所述动力传递部件与车辆的驱动轮之间的动力传递路径中的第二电动机，所述车辆用驱动系统还包括构成所述动力传递路径的一部分并用作有级式自动变速器的有级变速部，其特征在于，所述控制装置包括：(a)差动状态切换装置，该差动状态切换装置设置在所述差动机构中并用于将所述无级变速部选择性地布置在差动机构可用作电控无级变速器的差动状态和差动机构处于非差动状态的锁定状态；(b)第一控制图，该第一控制图利用预定控制参数限定出用于实行所述有级式自动变速器的变速控制的变速线；以及(c)第二控制图，该第二控制图利用所述第一控制图所使用的相同控制参数限定出所述差动机构被所述差动状态切换装置布置在所述差动状态的差动区域和所述差动机构被所述差动状态切换装置布置在所述非差动状态的非差动区域。
以上所述的包括上述差动状态切换装置、上述第一控制图和上述第二控制图的控制装置可利用简单的程序操作，以便适合地实行选择性地用作电控无级变速器和有级式变速器的变速控制。
根据权利要求70可实现以上所述目的，所述权利要求70提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述驱动系统包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的差动机构，以及设置在所述动力传递部件与车辆的驱动轮之间的动力传递路径中的第二电动机，其特征在于，所述控制装置包括：(a)差动状态切换装置，该差动状态切换装置用于将所述差动机构选择性地布置在差动机构可用作电控无级变速器的差动状态和差动机构处于非差动状态的锁定状态；(b)第一控制图，该第一控制图利用预定控制参数限定出用于实行驱动力源选择控制的多个区域，以从所述发动机、所述第一电动机和所述第二电动机中选择至少一个要工作从而产生驱动力的驱动力源；以及(c)第二控制图，该第二控制图利用所述第一控制图所使用的相同控制参数限定出差动机构被所述差动状态切换装置布置在所述差动状态的差动区域和差动机构被所述差动状态切换装置布置在所述非差动状态的非差动区域。
以上所述的包括上述差动状态切换装置、上述第一控制图和上述第二控制图的控制装置可利用简单的程序操作，以便适合地实行用作电控无级变速器的变速机构的变速控制以及驱动力源选择控制。
根据权利要求71可实现以上所述目的，所述权利要求71提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述驱动系统包括用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的差动机构，以及设置在所述动力传递部件与车辆的驱动轮之间的动力传递路径中的第二电动机，其特征在于，所述控制装置包括：(a)差动状态切换装置，该差动状态切换装置用于将所述差动机构选择性地布置在差动机构可用作电控无级变速器的差动状态和差动机构可用作有级式变速器的有级变速状态；(b)第一控制图，该第一控制图利用预定控制参数限定出用于实行驱动力源选择控制的多个区域，以从所述发动机、所述第一电动机和所述第二电动机中选择至少一个要工作从而产生驱动力的驱动力源；以及(c)第二控制图，该第二控制图利用所述第一控制图所使用的相同控制参数限定出差动机构被所述差动状态切换装置布置在所述差动状态的差动区域和差动机构被所述差动状态切换装置布置在所述非差动状态的非差动区域。
以上所述的包括上述可切换型变速机构、上述第一控制图和上述第二控制图的控制装置可利用简单的程序操作，以便适合地实行用作电控无级变速器的变速机构的变速控制以及驱动力源选择控制。
在权利要求72所涉及的控制装置中，所述预定控制参数包括车辆的行驶速度和车辆的负荷或所述车辆用驱动系统的输出转矩。在这种情况下，可利用简单的程序实行用作电控无级变速器的变速机构的变速控制。
根据权利要求73可实现以上所述目的，所述权利要求73提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述控制装置布置成将发动机的输出传递给车辆的驱动轮，其特征在于，所述控制装置包括：(a)可切换型变速机构，该可切换型变速机构可在变速机构可用作电控无级变速器的无级变速状态与变速机构可用作有级式变速器的有级变速状态之间切换；以及(b)切换控制装置，该切换控制装置用于将所述可切换型变速机构选择性地布置在所述无级变速状态和所述有级变速状态中车辆的燃料消耗率(值)较低的一个状态中。
在以上所述的控制装置中，可在变速机构可用作电控无级变速器的电控无级变速状态和变速机构可用作有级式变速器的有级变速状态之间切换的可切换型变速机构由切换控制装置控制，以便将其选择性地布置在无级变速状态和有级变速状态中车辆的燃料消耗率较低的一个状态中。因此，车辆可在提高的燃料经济性的情况下行驶。
在根据权利要求73所述的权利要求74所涉及的控制装置中，基于车辆状态逐次算出所述燃料消耗率。在这种情况中，逐次算出无级变速状态和有级变速状态中的燃料消耗率的数值，并且可切换型变速机构处于那些变速状态中燃料经济性较高的一个中。优选地，提供燃料消耗率计算装置以便基于车辆状态逐次算出燃料消耗率。在这种情况中，通过燃料消耗率计算装置逐次算出无级变速状态和有级变速状态中的燃料消耗率的数值，从而可将可切换型变速机构布置在无级变速状态和有级变速状态中车辆的燃料经济性较高的一个中。
在根据权利要求74所述的权利要求75所涉及的控制装置中，基于车辆状态逐次算出的所述燃料消耗率是基于根据所存储的关系获得的发动机的燃料消耗率算出的。在这种情况中，可恰当地算出车辆的燃料消耗率。
在根据权利要求74或75所述的权利要求76所涉及的控制装置中，基于车辆状态逐次算出的所述燃料消耗率是考虑从发动机到驱动轮的动力传递效率而获得的。在这种情况中，可恰当地算出燃料消耗率。优选地，提供动力传递效率计算装置以计算从发动机到驱动轮的动力传递效率。在这种情况中，在考虑动力传递效率的情况下，可通过动力传递效率计算装置恰当地算出车辆的燃料消耗率。
在根据权利要求76所述的权利要求77所涉及的控制装置中，所述动力传递效率随车辆的行驶阻力而变化。在这种情况中，可恰当地算出燃料消耗率。
在根据权利要求76或77所述的权利要求78所涉及的控制装置中，所述动力传递效率随车辆的行驶速度而变化。在这种情况中，可恰当地算出燃料消耗率。
在根据权利要求76-78中任一项所述的权利要求79所涉及的控制装置中，所述动力传递效率随车辆的驱动力关联值而变化。在这种情况中，可恰当地算出燃料消耗率。以上所述的驱动力关联值为与车辆的驱动力直接或间接相关的参数，其可为动力传递路径的适当部分处的转矩或转动力，诸如发动机的输出转矩、变速器的输出转矩和驱动轮的驱动转矩，或可为用于表示所述转矩或转动力的要求值的节气门开度或加速踏板操作量。
在根据权利要求73所述的权利要求80所涉及的控制装置中，基于车辆状态并根据所存储的关系将所述可切换型变速机构选择性地布置在所述无级变速状态和所述有级变速状态中的一个状态中，其中，所述存储关系限定出与所述无级和有级变速状态相对应的变速区域，使得所述变速机构被布置在所述无级变速状态和所述有级变速状态中燃料消耗率较低的一个状态中。在这种情况中，可容易地选择可切换型变速机构的变速状态以便提高燃料经济性。
在根据权利要求73-80中任一项所述的权利要求81所涉及的控制装置中，所述切换控制装置用于在车辆的实际速度已超过预定上限时将所述可切换型变速机构布置在所述有级变速状态。在本发明的这种形式中，当实际车速已高于上限(超过所述上限时车辆处于高速行驶状态下)时，发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构用作电控无级变速器时会发生所述损失。由于在高速行驶状态下的燃料经济性在有级变速状态中高于无级变速状态中，因此通过试验获得以上所述的车速上限，以检测其中变速机构被切换到有级变速状态的车辆的高速行驶状态。因此，不是基于燃料消耗率，而是基于与预定上限相比较的实际车速，将变速机构布置在有级变速状态下。
优选地，当实际车速已超过预定上限时，切换控制装置禁止可切换型变速机构处于无级变速状态中。在这种情况中，当实际车速已超过上限时，禁止变速机构处于无级变速状态中，因此发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构用作电控无级变速器时会发生所述损失。
在根据权利要求73-81中任一项所述的权利要求82所涉及的控制装置中，所述切换控制装置用于在车辆的驱动力关联值已超过预定上限时将所述可切换型变速机构布置在所述有级变速状态。在本发明的这种形式中，当诸如车辆的要求驱动力或实际驱动力等驱动力关联值大于预定上限时，发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而可减少必须由电动机产生的最大电量，从而可减小电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸。确定以上所述的驱动力关联值的上限以检测其中可切换型变速机构应被切换到有级变速状态的车辆的高输出行驶状态，也就是说，以检测其中变速机构不应被用作电控无级变速器以及其中发动机输出高于基于电动机的额定输出确定的预定上限的车辆的高输出行驶状态。因此，不是基于燃料消耗率，而是基于与预定上限相比较的实际驱动力关联值，将变速机构布置在有级变速状态下。
优选地，当车辆的实际驱动力关联值已超过预定上限时，切换控制装置禁止可切换型变速机构处于无级变速状态中。在这种情况中，当诸如车辆的要求驱动力或实际驱动力等实际驱动力关联值已超过上限时，禁止变速机构处于无级变速状态中，因此发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而可减少必须由电动机产生的最大电量，从而可减小电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸。
在根据权利要求73-82中任一项所述的权利要求83所涉及的控制装置中，所述切换控制装置用于在判定表示用于将变速机构布置在所述电控无级变速状态的控制部件的功能恶化的预定故障判定条件成立时将所述可切换型变速机构布置在所述有级变速状态。在这种情况中，甚至当变速机构不能在无级变速状态中正常操作时，车辆也可在可切换型变速机构在有级变速状态中操作的情况下行驶。
优选地，所述切换控制装置在表示用于将变速机构布置在电控无级变速状态的控制部件的功能恶化的预定故障判定条件成立时禁止可切换型变速机构处于无级变速状态中。在这种情况中，甚至当变速机构不能在无级变速状态中正常操作时，车辆也可在可切换型变速机构在有级变速状态中操作的情况下行驶。
在根据权利要求73-83中任一项所述的权利要求84所涉及的控制装置中，所述可切换型变速机构包括第一电动机、用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，以及设置在动力传递部件和驱动轮之间的第二电动机。所述动力分配机构优选具有固定于发动机的第一元件、固定于第一电动机的第二元件，以及固定于第二电动机和动力传递部件的第三元件。该动力分配机构包括用于将变速机构选择性地布置在无级变速状态和有级变速状态的一个中的差动状态切换装置，并且所述切换控制装置控制所述差动状态切换装置，以将变速机构选择性地布置在无级变速状态和有级变速状态的一个中。在本发明的这种情况中，差动状态切换装置由切换控制装置控制，以使得驱动系统的可切换型变速机构可在变速机构用作无级变速器的无级变速状态和变速机构用作有级式变速器的有级变速状态之间容易地切换。
在根据权利要求84所述的权利要求85所涉及的控制装置中，所述动力分配机构具有固定于发动机的第一元件、固定于第一电动机的第二元件以及固定于动力传递部件的第三元件，并且所述差动状态切换装置包括摩擦接合装置，所述摩擦接合装置用于将第一到第三元件中选定的两个元件相互连接，和/或用于将第二元件固定于静止元件。在这种情况中，切换控制装置用于释放所述接合装置以允许第一、第二和第三元件相对于彼此转动，从而将变速机构布置在无级变速状态中；以及用于接合所述接合装置以便将第一、第二和第三元件中的至少两个元件相互连接或将第二元件固定于静止元件，从而将变速机构布置在有级变速状态中。在本发明的这种形式中，动力分配机构的结构较为简单，并且可通过切换控制装置容易地在无级变速状态和有级变速状态之间切换变速机构。
在根据权利要求85所述的权利要求86所涉及的控制装置中，动力分配机构是行星齿轮组，并且第一元件是行星齿轮组的行星架，第二元件是行星齿轮组的太阳齿轮，而第三元件是行星齿轮组的齿圈。在这种情况中，差动状态切换装置包括用于将行星架、太阳齿轮和齿圈中选定的两个相互连接的离合器，和/或用于将太阳齿轮固定于静止元件的制动器。在本发明的这种形式中，可减小动力分配机构在其轴向方向上的要求尺寸，并且动力分配机构可由一个行星齿轮组简单地构成。
在根据权利要求86所述的权利要求87所涉及的控制装置中，行星齿轮组是单小齿轮型的行星齿轮组。在这种情况中，可减小动力分配机构在其轴向方向上的要求尺寸，并且动力分配机构可由一个单小齿轮型的行星齿轮组简单地构成。
在根据权利要求87所述的权利要求88所涉及的控制装置中，所述切换控制装置用于控制所述接合装置，以便将所述单小齿轮型的行星齿轮组的所述行星架和所述太阳齿轮相连接，从而使所述行星齿轮组用作变速比为1的变速器；或者以便将所述太阳齿轮保持静止，从而使所述行星齿轮组用作变速比小于1的增速变速器。在本发明的这种形式中，动力分配机构可被容易地由切换控制装置控制为由一个单小齿轮型的行星齿轮组构成并具有单个固定变速比或多个固定变速比的变速器。
在根据权利要求84所述的权利要求89所涉及的控制装置中，可切换型变速机构还包括串接在动力传递部件和驱动轮之间的自动变速器，并且所述可切换型变速机构的变速比由自动变速器的变速比确定。在本发明的这种形式中，通过利用自动变速器的变速比，可在变速比的广范围上得到驱动力。
在根据权利要求89所述的权利要求90所涉及的控制装置中，可切换型变速机构的综合变速比由动力分配机构的变速比和自动变速器的变速比确定。在本发明的这种形式中，通过利用自动变速器的变速比，可在变速比的广范围上得到驱动力，从而可提高动力分配机构在其无级变速状态下的操作效率。自动变速器优选为有级式自动变速器。在这种情况中，无级变速器由有级式自动变速器和布置在无级变速状态的动力分配机构构成，而有级式变速器由有级式自动变速器和布置在有级变速状态的动力分配机构构成。
在根据权利要求89所述的权利要求91所涉及的控制装置中，所述自动变速器为有级式自动变速器，该自动变速器根据所存储的变速控制图实行变速。在本发明的这种形式中，可容易地控制有级式自动变速器的变速操作。
可切换型变速机构优选布置成使得第二电动机直接连接于动力传递部件。在这种情况中，可使得自动变速器的要求输入转矩低于其输出轴的转矩，从而可减小第二电动机的要求尺寸。
根据权利要求92，提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述驱动系统包括(a)可在电控无级变速状态下操作的无级变速部，和(b)可在有级变速状态下操作的有级变速部，所述无级变速部包括具有由固定于第一电动机的第一元件、固定于发动机的第二元件和固定于输出轴的第三元件构成的三个元件的差动齿轮装置，所述无级变速部还包括可操作地连接于所述输出轴与车辆的驱动轮之间的动力传递路径的第二电动机，所述有级变速部设置在所述动力传递路径中，其特征在于，所述控制装置包括：(c)可在所述无级变速部的所述无级变速状态下操作的变速比控制装置，该变速比控制装置用于控制所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比，以便使车辆的燃料经济性最大化。
在权利要求92所述的控制装置中，所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比由变速比控制装置控制，以使得在所述无级变速部的无级变速状态下车辆的燃料经济性最大化，从而与那些变速比被相互独立地控制的情况相比较，在本发明的这种形式中，可提高燃料经济性。例如，甚至在车辆处于较高速度下的稳态行驶状态时，变速比控制装置控制所述有级变速部的变速比以防止所述无级变速部的第一电动机的反向转动。因此，可使得车辆总体上的燃料经济性最大化。
根据权利要求93，提供了一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述驱动系统包括(a)可在电控无级变速状态下操作的无级变速部，和(b)可在有级变速状态下操作的有级变速部，所述无级变速部包括具有由固定于第一电动机的第一元件、固定于发动机的第二元件和固定于输出轴的第三元件构成的三个元件的差动齿轮装置，所述无级变速部还包括可操作地连接于所述输出轴与车辆的驱动轮之间的动力传递路径的第二电动机，所述有级变速部设置在所述动力传递路径中，其特征在于，所述控制装置包括：(c)可在所述无级变速部的所述无级变速状态下操作的变速比控制装置，该变速比控制装置用于基于所述有级变速部的变速比来控制所述无级变速部的变速比。
在权利要求93所述的控制装置中，在所述无级变速部的无级变速状态下，由变速比控制装置根据所述有级变速部的变速比控制所述无级变速部的变速比。因此，所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比被控制，从而提高车辆总体上的动力传递效率。
在权利要求92或93所述的权利要求94所涉及的控制装置中，所述变速比控制装置用于基于所述无级变速部的所述第一电动机的效率和所述无级变速部的所述第二电动机的效率来控制所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比。
在权利要求92或93所述的权利要求94所涉及的控制装置中，所述变速比控制装置基于所述无级变速部的第一电动机的效率和所述无级变速部的第二电动机的效率控制所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比。因此，结合考虑第一和第二电动机的效率值而控制所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比，以使得动力传递效率进一步提高。
在权利要求92或93所述的权利要求95所涉及的控制装置中，所述变速比控制装置用于通过调整所述有级变速部的变速比来改变所述无级变速部的所述输出轴的转动速度。
在权利要求92或93所述的权利要求95所涉及的控制装置中，所述变速比控制装置通过调节所述有级变速部的变速比而改变所述无级变速部的输出轴的转动速度。因此，可提高车辆总体上的动力传递效率和燃料经济性。
在权利要求96所述的控制装置中，所述控制装置还包括：用于在变速比可连续变化的所述无级变速部与变速比保持恒定的所述有级变速部之间切换所述无级变速部的切换装置；以及用于判定所述无级变速部已由所述切换装置切换到所述无级变速状态的无级变速行驶判定装置，并且所述变速比控制装置用于基于所述无级变速行驶判定装置的所述无级变速部已由所述切换装置切换到所述无级变速状态的判定来控制所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比，以便使车辆的燃料经济性最大化。
在权利要求92或93所述的权利要求96所涉及的控制装置中，所述控制装置包括用于在其中变速比可连续变化的无级变速状态与其中变速比保持恒定的有级变速状态之间切换所述无级变速部的切换装置，以及用于判定无级变速部已被所述切换装置切换到无级变速状态的无级变速行驶判定装置。基于无级变速行驶判定装置的无级变速部已被切换到无级变速状态的判定，所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比被控制，以使得车辆的燃料经济性最大化。因此，可提高车辆总体上的动力传递效率和燃料经济性。
优选地，权利要求92-96的任一项所述的控制装置包括用于存储发动机燃料经济性图的发动机燃料经济性图存储装置，并且所述变速比控制装置包括用于基于加速踏板的操作量的实际值并根据发动机燃料经济性图确定发动机的目标转速的目标发动机转速计算装置，以及用于基于车辆的行驶速度的实际值确定给出所确定的发动机目标转速的所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比的两变速比确定装置。
目标发动机转速计算装置优选布置成用于基于加速踏板的操作量Acc的实际值并根据发动机燃料经济性图选择等马力曲线中与满足车辆驾驶员所要求的车辆驱动力的发动机输出相对应的一个等马力曲线，并将与所选择的等马力曲线与最高燃料经济性曲线之间的交叉点相对应的发动机转速确定为发动机的目标转速。
两变速比确定装置优选布置成基于发动机的目标转速和车辆行驶速度的实际值确定给出发动机目标转速的变速机构的综合变速比，并确定给出所确定的变速机构综合变速比的有级变速部的变速比和无级变速部的变速比，从而使得变速机构总体上的动力传递效率最大化。
两变速比确定装置优选布置成为给出高于发动机目标转速的发动机转速的有级变速部的变速比的多个候选值中的每一个计算车辆的燃料消耗量。所述候选值是基于车辆行驶速度V的实际值并根据发动机转速与车辆行驶速度之间的关系而设定的。两变速比确定装置基于给出发动机目标转速NEM的综合变速比和有级变速部的变速比的候选值(候补值)并根据用于计算燃料消耗量的所存储的式子计算燃料消耗量。两变速比确定装置将候选值中与所算出的燃料消耗量中最小的一个燃料消耗量相对应的一个候选值确定为有级变速部的变速比，并基于所确定的有级变速部的变速比以及给出发动机目标转速的综合变速比确定无级变速部的变速比。
用于计算燃料消耗量的式子优选被公式化以基于第一电动机的效率和第二电动机的效率计算车辆燃料消耗量。
优选地，行星齿轮式有级式变速器或永久啮合型平行两轴有级式变速器设置在输出轴和驱动轮之间。例如，行星齿轮式有级式变速器由多个行星齿轮组构成，平行两轴有级式变速器包括多个齿轮对，所述多个齿轮对具有各不相同的齿数比并且安装在平行的两个轴上，以使得齿轮对中的每一对都由同步接合装置选择性地布置在动力传递状态下。
优选地，差动齿轮装置可用作电控无级变速器，其变速比为输入轴的转动速度和输出轴的转动速度的比率并且可通过电力地控制固定于第一元件的第一电动机的速度而连续变化。
优选地，提供一种用于在差动状态和锁定状态之间切换具有差动齿轮装置的有级变速部的切换装置。该切换装置包括设置在所述差动齿轮装置的第一和第二元件之间并且被接合以使所述差动齿轮装置的第三元件转动的离合器。
优选地，所述差动齿轮装置由包括太阳齿轮、齿圈以及可转动地支承与太阳齿轮和齿圈相啮合的一个或多个行星齿轮的行星架的行星齿轮组构成。然而，所述差动齿轮装置也可由连接于输入和输出轴的一对伞齿轮和可转动地支承与这对伞齿轮相啮合的一个或多个小齿轮的转动元件构成。
优选地，所述有级变速部为行星齿轮式有级式变速器，或者为变速比可阶梯式变化的无级变速器。
优选地，布置成在差动状态和锁定状态之间切换差动齿轮装置的所述切换装置是液压式(液压操纵的)摩擦接合装置，或者为磁粉式、电磁式或机械式接合装置，诸如粉末(磁粉式)离合器，电磁离合器和啮合式牙嵌离合器，所述离合器布置成将差动齿轮装置中选定的元件相互连接或者将选定的元件连接于静止元件。
优选地，第二电动机被可操作地连接于差动齿轮装置的输出轴与驱动轮之间的动力传递路径的一部分。例如，第二电动机被连接于诸如差动齿轮装置的输出轴、设置在动力传递路径中的自动变速器的转动元件，或该自动变速器的输出轴等转动元件。
根据权利要求97，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有作为三个元件的太阳齿轮、行星架和齿圈的第一行星齿轮装置，所述三个元件由第一元件、第二元件和第三元件组成，所述第一元件、第二元件和第三元件沿从共线图两相对端中的一端朝向另一端的方向以所述第二元件、所述第一元件和所述第三元件的顺序布置，所述共线图具有表示所述三个元件的转动速度的直线，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，而所述第三元件固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括第二行星齿轮组和第三行星齿轮组，所述第二和第三行星齿轮组具有太阳齿轮、行星架和齿圈，从所述太阳齿轮、行星架和齿圈中选定的元件被彼此固定，以构成由第四元件、第五元件、第六元件和第七元件组成的四个元件，这四个元件的转动速度由共线图的直线表示，在该共线图中，所述四个元件沿从共线图两相对端中的一端朝向另一端的方向以所述第四元件、所述第五元件、所述第六元件和所述第七元件的顺序布置，所述第四元件通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第五元件通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第六元件固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第七元件通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述自动变速器具有通过接合所述第一、第二和第三离合器以及所述第一和第二制动器的各个组合而达成的多个档位。
在权利要求97所述的权利要求98所述的车辆用驱动系统中，所述差动状态切换装置包括用于将所述第二元件连接于所述第一元件的切换离合器，和/或用于将所述第二元件固定于所述静止元件的切换制动器，所述第一行星齿轮组通过释放所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述差动状态，并通过接合所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述锁定状态。
在权利要求98所述的权利要求99所述的车辆用驱动系统中，所述多个档位包括：具有最高变速比并通过接合所述切换离合器、所述第一离合器和所述第二制动器而达成的第一档位；具有低于所述第一档位变速比的变速比并通过接合所述切换离合器、所述第一离合器和所述第一制动器而达成的第二档位；具有低于所述第二档位变速比的变速比并通过接合所述切换离合器、所述第一离合器和所述第三离合器而达成的第三档位；具有低于所述第三档位变速比的变速比并通过接合所述切换离合器、所述第三离合器和所述第一制动器而达成的第四档位；以及具有低于所述第四档位变速比的变速比并通过接合所述第三离合器、所述切换制动器和所述第一制动器而达成的第五档位。
在权利要求97-99中任一项所述的权利要求100所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二行星架和所述第三行星架用作所述第五元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈用作所述第六元件，以及所述第三太阳齿轮用作所述第七元件。
在权利要求97-99中任一项所述的权利要求101所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二行星架和所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈和所述第三行星架用作所述第五元件，所述第三齿圈用作所述第六元件，以及所述第二太阳齿轮用作所述第七元件。
在权利要求97-99中任一项所述的权利要求102所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈用作所述第五元件，所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第二行星架和所述第三齿圈用作所述第七元件。
在权利要求97-99中任一项所述的权利要求103所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈用作所述第五元件，所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第二行星架和第三太阳齿轮用作所述第七元件。
在权利要求97-99中任一项所述的权利要求104所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈用作所述第五元件，所述第二行星架和所述第三齿圈用作所述第六元件，以及所述第二太阳齿轮和所述第三行星架用作所述第七元件。
在权利要求97-99中任一项所述的权利要求105所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二行星架和所述第三齿圈用作所述第五元件，所述第二齿圈和所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第三太阳齿轮用作所述第七元件。
在权利要求97-99中任一项所述的权利要求106所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈用作所述第五元件，所述第二行星架和所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第二太阳齿轮和所述第三齿圈用作所述第七元件。
在权利要求97-99中任一项所述的权利要求107所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第三行星架用作所述第五元件，所述第二行星架和所述第三齿圈用作所述第六元件，以及所述第二齿圈用作所述第七元件。
根据权利要求108，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三行星架通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件。
根据权利要求109，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述第二行星架和所述第三太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二齿圈和所述第三行星架通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第三齿圈固定于所述自动变速器的输出转动元件。
根据权利要求110，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三齿圈通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述第二齿圈通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件。
根据权利要求111，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述第二齿圈和所述第三齿圈通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件。
根据权利要求112，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三行星架通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述第二行星架和所述第三齿圈一体地固定于彼此以便一体转动并固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第二齿圈通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第三太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件。
根据权利要求113，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三齿圈通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第二齿圈和所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件。
根据权利要求114，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三齿圈通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述第二行星架和所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第二齿圈通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第三太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件。
根据权利要求115，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三齿圈固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第二齿圈通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述第三行星架通过第三离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件。
在权利要求108-115中任一项所述的权利要求116所述的车辆用驱动系统中，所述差速状态切换装置包括用于将所述第一行星架和所述第一太阳齿轮相互连接的切换离合器，和/或用于将所述第一太阳齿轮固定于所述静止元件的切换制动器。
根据权利要求117，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，所述自动变速器包括选择性地连接于所述动力分配机构的输出轴的多个输入离合器，并且所述自动变速器具有通过选择性地接合和释放所述多个输入离合器而达成的多个档位。
在权利要求117所述的权利要求118所述的车辆用驱动系统中，所述动力分配机构包括具有作为三个元件的太阳齿轮、行星架和齿圈的第一行星齿轮组，所述三个元件由第一元件、第二元件和第三元件组成，所述第一元件、第二元件和第三元件沿从共线图两相对端中的一端朝向另一端的方向以所述第二元件、所述第一元件和所述第三元件的顺序布置，所述共线图具有表示所述三个元件的转动速度的直线，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，所述第三元件固定于所述动力传递部件。
在权利要求118所述的权利要求119所述的车辆用驱动系统中，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置。
在权利要求117-119中任一项所述的权利要求120所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器为有级式自动变速器。
在权利要求97-116和117-120中任一项所涉及的车辆用驱动系统中，动力分配机构由差动状态切换装置控制，以便被选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态。因此，本发明驱动系统不仅具有归于变速比可电力地变化的变速器的功能的提高燃料经济性的优点，而且还具有归于能够机械地传递车辆驱动力的齿轮类型变速器的高动力传递效率的优点。因此，在车辆在低速或中速下行驶的同时，当发动机处于具有低输出或中等输出的正常输出状态时，动力分配机构处于差动状态，从而确保了车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆在较高速度下行驶时，动力分配机构处于其中发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮的锁定状态下，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，所述损失会在驱动系统用作变速比可电力地变化的变速器时发生。当发动机处于高输出状态下时，动力分配机构也处于锁定状态下。因此，仅当车速较低或中等时或者当发动机输出较低或中等时，动力分配机构才用作变速比可电力地变化的变速器，从而可减少所要求的电动机的发电量，即，必须从电动机传递的最大电量，从而可使得电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
在权利要求99所涉及的车辆用驱动系统中，当动力分配机构处于锁定状态中时具有五个前进行驶位置的驱动系统可是小型化的，尤其是沿其轴向方向是小型化的。
在权利要求117所涉及的车辆用驱动系统中，车辆驱动力通过多个输入离合器从动力传递部件传递到自动变速器，因此自动变速器是小型化的，从而可减小包括自动变速器的驱动系统的总尺寸。
根据权利要求121，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有作为三个元件的太阳齿轮、行星架和齿圈的第一行星齿轮装置，所述三个元件由第一元件、第二元件和第三元件组成，所述第一元件、第二元件和第三元件沿从共线图两相对端中的一端朝向另一端的方向以所述第二元件、所述第一元件和所述第三元件的顺序布置，所述共线图具有表示所述三个元件的转动速度的直线，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，所述第三元件固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括第二行星齿轮组和第三行星齿轮组，所述第二和第三行星齿轮组具有太阳齿轮、行星架和齿圈，从所述太阳齿轮、行星架和齿圈中选定的元件被彼此固定，以构成由第四元件、第五元件、第六元件和第七元件组成的四个元件，这四个元件的转动速度由共线图的直线表示，在该共线图中，所述四个元件沿从共线图两相对端中的一端朝向另一端的方向以所述第四元件、所述第五元件、所述第六元件和所述第七元件的顺序布置，所述第四元件通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第五元件通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第六元件固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第七元件通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件，所述自动变速器具有通过接合所述第一和第二离合器以及所述第一、第二和第三制动器的各个组合而达成的多个档位。
在权利要求121所述的权利要求122所述的车辆用驱动系统中，所述差动状态切换装置包括用于将所述第二元件连接于所述第一元件的切换离合器，和/或用于将所述第二元件固定于所述静止元件的切换制动器，所述第一行星齿轮组通过释放所述切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述差动状态，并通过接合切换离合器和/或所述切换制动器而布置在所述锁定状态。
在权利要求122所述的权利要求123所述的车辆用驱动系统中，所述多个档位包括：具有最高变速比并通过接合所述切换离合器、所述第一离合器和所述第一制动器而达成的第一档位；具有低于所述第一档位变速比的变速比并通过接合所述切换离合器、所述第二离合器和所述第一制动器而达成的第二档位；具有低于所述第二档位变速比的变速比并通过接合所述切换离合器、所述第一离合器和所述第二离合器而达成的第三档位；具有低于所述第三档位变速比的变速比并通过接合所述切换离合器、所述第二离合器和所述第二制动器而达成的第四档位；以及具有低于所述第四档位变速比的变速比并通过接合所述第二离合器、所述切换制动器和所述第二制动器而达成的第五档位。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求124所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二行星架和所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈用作所述第五元件，所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第二太阳齿轮和所述第三齿圈用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求125所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二行星架和所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈和所述第三行星架用作所述第五元件，所述第三齿圈用作所述第六元件，以及所述第二太阳齿轮用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求126所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈和所述第三行星架用作所述第五元件，所述第三齿圈用作所述第六元件，以及所述第二行星架用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求127所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈用作所述第五元件，所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第二行星架和所述第三齿圈用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求128所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二行星架用作所述第五元件，所述第二齿圈和所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第二太阳齿轮和所述第三齿圈用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求129所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二行星架用作所述第五元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈用作所述第六元件，以及所述第三行星架用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求130所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二行星架和所述第三行星架用作所述第五元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈用作所述第六元件，以及所述第三太阳齿轮用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求131所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈用作所述第五元件，所述第三行星用作第六元件，以及所述第二行星架和所述第三太阳齿轮用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求132所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二行星架用作所述第四元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈用作所述第五元件，所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求133所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮用作所述第四元件，所述第三齿圈用作所述第五元件，所述第二齿圈和所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第二行星架和所述第三太阳齿轮用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求134所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二行星架用作所述第五元件，所述第二齿圈和所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第三齿圈用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求135所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二行星架和所述第三齿圈用作所述第五元件，所述第二齿圈和所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第三太阳齿轮用作所述第七元件。
在权利要求121-123中任一项所述的权利要求136所述的车辆用驱动系统中，所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组，以及具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第三太阳齿轮用作所述第四元件，所述第二齿圈用作所述第五元件，所述第二行星架和所述第三行星架用作所述第六元件，以及所述第二太阳齿轮和所述第三齿圈用作所述第七元件。
根据权利要求137，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三齿圈通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件。
根据权利要求138，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件，所述第二行星架和第三太阳齿轮通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二太阳齿轮通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三行星架通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第三齿圈固定于所述自动变速器的输出转动元件。
根据权利要求139，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三行星架通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第三齿圈固定于所述自动变速器的输出转动元件。
根据权利要求140，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第三行星架通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件。
根据权利要求141，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三齿圈通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件。
根据权利要求142，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第三行星架通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件。
根据权利要求143，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的双小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三行星架通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第三太阳齿轮通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件。
根据权利要求144，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三太阳齿轮通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件。
根据权利要求145，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三齿圈通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件。
根据权利要求146，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的双小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三太阳齿轮通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第三齿圈通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件。
根据权利要求147，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第三齿圈通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件。
根据权利要求148，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三齿圈通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第二齿圈和所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第三太阳齿轮通过第一制动器选择性地固定于所述静止元件。
根据权利要求149，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的有级式自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有第一太阳齿轮、第一行星架和第一齿圈的单小齿轮型的第一行星齿轮装置，所述第一行星架固定于所述发动机，所述第一太阳齿轮固定于所述第一电动机，所述第一齿圈固定于所述动力传递部件，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置，以及(c)所述自动变速器包括具有第二太阳齿轮、第二行星架和第二齿圈的单小齿轮型的第二行星齿轮组和具有第三太阳齿轮、第三行星架和第三齿圈的单小齿轮型的第三行星齿轮组，所述第二太阳齿轮和所述第三齿圈通过第一制动器选择性地固定于静止元件，所述第二行星架和所述第三行星架固定于所述自动变速器的输出转动元件，所述第二齿圈通过第二离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第三制动器选择性地固定于所述静止元件，所述第三太阳齿轮通过第一离合器选择性地连接于所述动力传递部件并通过第二制动器选择性地固定于所述静止元件。
在权利要求137-149中任一项所述的权利要求150所述的车辆用驱动系统中，所述差速状态切换装置包括用于将所述第一行星架和所述第一太阳齿轮相互连接的切换离合器，和/或用于将所述第一太阳齿轮固定于所述静止元件的切换制动器。
根据权利要求151，提供了一种车辆用驱动系统，它包括(a)用于将发动机的输出分配给第一电动机和动力传递部件的动力分配机构，设置在所述动力传递部件与车辆驱动轮之间的自动变速器，以及设置在所述动力传递部件与所述驱动轮之间的第二电动机，其特征在于，(b)所述动力分配机构包括具有作为三个元件的太阳齿轮、行星架和齿圈的行星齿轮装置，所述三个元件由第一元件、第二元件和第三元件组成，所述第一元件、第二元件和第三元件沿从共线图两相对端中的一端朝向另一端的方向以所述第二元件、所述第一元件和所述第三元件的顺序布置，所述共线图具有表示所述三个元件的转动速度的直线，所述第一元件固定于所述发动机，所述第二元件固定于所述第一电动机，所述第三元件固定于所述动力传递部件，以及(c)所述自动变速器布置成增大所述动力传递部件的转动速度。
在权利要求151所述的权利要求152所述的车辆用驱动系统中，所述动力分配机构还包括用于将所述动力分配机构选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态的差动状态切换装置。
在权利要求121-150中任一项所涉及的车辆用驱动系统中，所述动力分配机构由差动状态切换装置控制，以便被选择性地布置在动力分配机构可用作电控无级变速器的差动状态和动力分配机构不可用作电控无级变速器的锁定状态。因此，本发明驱动系统不仅具有归于变速比可电力地变化的变速器的功能的提高燃料经济性的优点，而且还具有归于能够机械地传递车辆驱动力的齿轮类型变速器的高动力传递效率的优点。因此，在车辆在较低或中等速度下行驶的同时，当发动机处于具有较低或中等输出的正常输出状态时，动力分配机构处于差动状态，从而确保了车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆在较高速度下行驶时，动力分配机构处于其中发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮的锁定状态下，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，所述损失会在驱动系统用作变速比可电力地变化的变速器时发生。当发动机处于高输出状态下时，动力分配机构也处于锁定状态下。因此，仅当车速较低或中等时或者当发动机输出较低或中等时，动力分配机构才用作变速比可电力地变化的变速器，从而可减少所要求的电动机的发电量，即，必须从电动机传递的最大电量，从而可使得电动机的要求尺寸以及包括所述电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
在权利要求123所涉及的车辆用驱动系统中，当动力分配机构处于锁定状态中时具有五个前进行驶位置的驱动系统可是小型化的，尤其是沿其轴向方向是小型化的。
在权利要求151所涉及的车辆用驱动系统中，自动变速器使得动力传递部件的转动速度增加，因此动力传递部件以及随动力传递部件一起转动的行星齿轮组的第三元件可在较低速度下转动，从而不存在其中固定于第一元件的第一电动机M1必须沿反方向转动(即，必须通过向其施加电能而操作)的较高程度的机会。因此，可提高燃料经济性。
附图说明
[图1]该图是用于解释本发明一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图2]该图是一图表，该图表示出可在无级变速状态下或有级变速状态下操作的图1实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图3]该图是共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图1实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图4]该图是示出当被切换到无级变速状态时驱动系统的动力分配机构的操作状态的示例的视图，该视图对应于示出动力分配机构的图3共线图的一部分；
[图5]该图是示出当通过切换离合器C0的接合被切换到有级变速状态时驱动系统的动力分配机构16的操作状态的视图，该视图对应于示出动力分配机构的图3共线图的一部分；
[图6]该图是用于解释设在图1实施例的驱动系统中的电子控制装置的输入和输出信号的视图；
[图7]该图是用于解释由图6的电子控制装置执行的主要控制功能的功能框图；
[图8]该图是示出图7的切换控制装置所使用的用于选择性地将驱动系统布置在无级变速状态下和有级变速状态下的存储图的视图；
[图9]该图是示出手动变速装置的示例的视图，所述变速装置包括变速杆(换档杆)并且用于选择多个操作位置；
[图10]该图是示出在有级式变速器的加档动作期间发动机转速变化的示例的视图；
[图11]该图是与图7相对应的功能框图，用于解释由本发明另一个实施例所涉及的驱动系统的电子控制装置执行的主要控制功能；
[图12]该图是用于解释图11实施例中的电子控制装置中切换控制装置的操作的视图；
[图13]该图是流程图，示出由图11实施例中的电子控制装置执行的主要控制操作；
[图14]该图是与图1相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图15]该图是与图2相对应的图表，示出可在无级变速状态下或有级变速状态下操作的图14实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图16]该图是与图3相对应的共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图14实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图17]该图是与图1相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图18]该图是与图2相对应的图表，示出可在有级变速状态下操作的图17实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图19]该图是与图3相对应的共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图17实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图20]该图是一图表，示出可在无级变速状态下操作的图17实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图21]该图是共线图，示出在驱动系统的不同档位中在无级变速状态下操作的图17实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图22]该图是与图1相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图23]该图是与图2相对应的图表，示出可在有级变速状态下操作的图22实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图24]该图是与图3相对应的共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图22实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图25]该图是一图表，示出可在无级变速状态下操作的图22实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图26]该图是共线图，示出在驱动系统的不同档位中在无级变速状态下操作的图22实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图27]该图是与图1相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图28]该图是与图2相对应的图表，示出可在无级变速状态下或有级变速状态下操作的图27实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图29]该图是与图3相对应的共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图27实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图30]该图是与图1相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图31]该图是与图2相对应的图表，示出可在无级变速状态下或有级变速状态下操作的图30实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图32]该图是与图3相对应的共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图30实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图33]该图是与图30相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图34]该图是与图30相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图35]该图是与图27相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图36]该图是与图28相对应的图表，示出可在无级变速状态下或有级变速状态下操作的图35实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图37]该图是与图29相对应的共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图35实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图38]该图是与图35相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图39]该图是与图14相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图40]该图是与图15相对应的图表，示出可在无级变速状态下或有级变速状态下操作的图39实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图41]该图是与图16相对应的共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图39实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图42]该图是与图14相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图43]该图是与图15相对应的图表，示出可在无级变速状态下或有级变速状态下操作的图42实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图44]该图是与图16相对应的共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图42实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图45]该图是与图42相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图46]该图是与图42相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图47]该图是与图39相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图48]该图是与图40相对应的图表，示出可在无级变速状态下或有级变速状态下操作的图47实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图49]该图是与图41相对应的共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图47实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图50]该图是与图47相对应的示意图，用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置；
[图51]该图是示出可由使用者手动操作以选择变速状态的变速状态选择装置的一个示例的视图，所述变速状态选择装置是用作选择器开关的交互式开关形式的；
[图52]该图是用于解释由本发明另一个实施例中的电子控制装置执行的主要控制功能的功能框图，所述另一个实施例为图6实施例的变型；
[图53]该图是在车速的轴线和输出转矩的轴线所限定的二维坐标系统中示出用于确定自动变速部变速动作的存储有级变速控制图的视图，所述变速图包括加档边界线和减档边界线；
[图54]该图是在上述同一二维坐标系统中示出用于选择发动机驱动状态和电动机驱动状态的存储驱动力源选择控制图的示例，所述驱动力源选择控制图限定了边界线，以限定出发动机驱动区域和电动机驱动区域；
[图55]该图是与示出差动部的图3共线图的一部分相对应的视图，用于解释差动部在无级变速状态下的操作状态，其中在电动机驱动状态下发动机转速基本为零；
[图56]该图是在车速的轴线和输出转矩的轴线所限定的二维坐标系统中示出存储切换控制图的视图，所述切换控制图包括限定出无级变速区域和有级变速区域的边界线；
[图57]该图是示出综合控制图的视图，所述综合控制图是图53的有级变速控制图、图54的驱动力源选择控制图和图56的切换控制图的组合；
[图58]该图是与图53相对应的视图，在车速的轴线和输出转矩的轴线所限定的二维坐标系统中示出与图53相对应的存储动力模式有级变速控制图；
[图59]该图是与图54相对应的视图，在车速的轴线和输出转矩的轴线所限定的二维坐标系统中示出与图54相对应的存储动力模式驱动力源选择控制图；
[图60]该图是与图57相对应的视图，示出动力模式综合控制图，所述综合控制图是图58的有级变速控制图、图59的驱动力源选择控制图和图56的切换控制图的组合；
[图61]该图是在车速的轴线和输出转矩的轴线所限定的二维坐标系统中示出存储发动机燃料经济性图以及等转矩曲线(单点划线)和等燃料经济性曲线(实线)的视图，所述发动机燃料经济性图用于确定自动变速部的变速比和差动部的变速比，这些变速比给出发动机的目标转速；
[图62]该图是示出用于控制图52实施例中的混合动力驱动系统的电子控制装置的控制操作的流程图；
[图63]该图是用于解释由本发明另一个实施例中的电子控制装置执行的主要控制功能的功能框图，所述另一个实施例为图6实施例的变型；
[图64]该图是示出用于计算燃料经济性的燃料经济性图的示例的视图；
[图65]该图是示出在无级变速状态和有级变速状态下的动力传递效率值的示例的视图，所述动力传递效率数值随车速变化；
[图66]该图是示出图63实施例中的电子控制装置的主要控制操作的流程图；
[图67]该图是用于解释由本发明另一个实施例中的电子控制装置执行的主要控制功能的功能框图，所述另一个实施例为图63实施例的变型；
[图68]该图是示出图67实施例中的切换控制装置所使用的关系的视图；
[图69]该图是用于解释由本发明另一个实施例中的电子控制装置执行的主要控制功能的功能框图，所述另一个实施例为图63实施例的变型；
[图70]该图是示出图69实施例中的切换控制装置所使用的关系的视图；
[图71]该图是用于解释由本发明另一个实施例中的电子控制装置执行的主要控制功能的功能框图，所述另一个实施例为图6实施例的变型；
[图72]该图是示出用于计算第一电动机M1的效率ηM1的存储的最优燃料经济性图的一个示例的视图，所述效率ηM1用于计算车辆的燃料消耗量；
[图73]该图是示出用于计算第二电动机M2的效率ηM2的存储最优燃料经济性图的一个示例的视图，所述效率ηM2用于计算车辆的燃料消耗量；
[图74]该图是示出当差动部(无级变速部)未被布置在无级变速状态下时用在有级变速状态下的变速图的视图；
[图75]该图是流程图，示出由图71实施例中的电子控制装置执行的主要控制操作，即，在车辆减速期间用于控制有级变速部的变速比的操作；
[图76]该图是用于详细地解释图75的控制操作中的变速比计算程序的流程图；
[图77]该图是用于解释本发明一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图78]该图是图表，示出可在无级变速状态下或有级变速状态下操作的图77实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图79]该图是共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图77实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图80]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图81]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图82]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图83]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图84]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图85]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图86]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图87]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图88]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图89]该图是用于解释图88实施例的驱动系统的变速操作的共线图的一个示例；
[图90]该图是示出驱动系统的档位和要接合以建立各个档位的液压式摩擦接合装置的组合的图表；
[图91]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图92]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图93]该图是图表，示出可在无级变速状态下或有级变速状态下操作的图92实施例的混合动力车辆用驱动系统的变速动作与实行各个变速动作的液压式摩擦接合装置的操作状态的不同组合之间的关系；
[图94]该图是共线图，示出在驱动系统的不同档位中在有级变速状态下操作的图92实施例的混合动力车辆用驱动系统的转动元件的相对转速；
[图95]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图96]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图97]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图98]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图99]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图100]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图101]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图102]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图103]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图104]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图105]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图106]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图107]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；
[图108]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图；以及
[图109]该图是用于解释本发明另一个实施例所涉及的混合动力车辆用驱动系统的布置的示意图。
元件名称
8：发动机
10、70、80、92、110、120、130、140、150、160、170、180、190、200、210、220：驱动系统(可切换型变速机构)
11、81、93：差动部(可切换型变速部)
12：变速器壳体(静止元件)
14：输入轴
16、84、94：动力分配机构(差动齿轮装置)
18：动力传递部件(输出轴)
20、72、86、96、112、172：有级式自动变速器(有级式自动变速部；有级变速部；自动变速部)
22：输出轴(输出转动元件)
24：第一行星齿轮组(单小齿轮型行星齿轮组)
26：第二行星齿轮组
28：第三行星齿轮组
30：第四行星齿轮组
32：差动驱动齿轮(输出转动元件)
34：差动齿圈
36：差动齿轮装置
37：车轴
38：驱动轮
40：电子控制装置
42：液压控制单元
44：交互式开关(seesaw switch)
46：手动变速装置
48：变速杆
50：切换控制装置
52：HB控制装置
54：有级变速控制装置
56：变速图存储装置
58：逆变器
60：蓄电装置
62：高速行驶判定装置
64：高输出行驶判定装置
66：电力路径功能故障判定装置
67：变速位置确定装置
68：高速齿轮(high-speed-gear)判定装置
82：第一行星齿轮组(双小齿轮型行星齿轮组)
84：第二行星齿轮组
90：第三行星齿轮组
98：第二行星齿轮组
100：第三行星齿轮组
M1：第一电动机
M2：第二电动机
C0：切换离合器(差动状态切换装置)
B0：切换制动器(差动状态切换装置)
CG：中间轴齿轮对(动力传递部件)
152：有级变速控制装置
156：混合动力控制装置(驱动力源选择控制装置)
159：切换控制装置
162、171：有级变速控制图(map)
164、172：驱动力源选择控制图
166、176：切换控制图
280：燃料经济性曲线选择装置
282：燃料经济性曲线存储装置
284：动力传递效率计算装置
286：燃料消耗率计算装置
288：变速状态燃料经济性判定装置
290：燃料消耗量传感器
380：无级变速行驶判定装置
386：无级变速行驶变速比控制装置
388：目标发动机转速计算装置
390：两变速比确定装置
410、480、490、500、510、520、530、540、550、560、570：驱动系统
420、492、512、522、532、542、552、562：有级式自动变速器
426、494、514、524、534、544、554、564：第二行星齿轮组
428、496、516、526、536、546、556、566：第三行星齿轮组
610、680、690、700、710、720、730、740、750、760、770、780、790、800、810、820：驱动系统
620、692、712、732、742、752、762、772、782、792、802、812、822：有级式自动变速器
626、694、714、734、744、754、764、774、784、794、804、814、824：第二行星齿轮组
628、696、716、736、746、756、766、776、786、796、806、816、826：第三行星齿轮组
具体实施方式
下面将参照附图详细说明本发明的实施例。
实施例1
图1是解释用于混合动力车辆用驱动系统10的示意图，驱动系统10包括本发明一个实施例所涉及的控制装置。图1中所示的驱动系统10包括：设置在连接到车身用作静止元件的变速器壳体12(在下文中简称之为“壳体12”)中的公用轴上的输入轴14形式的输入转动元件；直接或通过未示出的脉动吸收减衰器(振动减衰装置)间接地连接于输入轴14的动力分配机构16形式的差动机构；设置在动力分配机构16与输出轴22之间并通过动力传递部件18(动力传递轴)串接于动力分配机构16和输出轴22的有级式或多级式自动变速器20；以及连接于自动变速器20的上述输出轴22形式的输出转动元件。输入轴14、动力分配机构16、自动变速器20和输出轴22彼此串接。该驱动系统10适合用于横向FR车辆(前置发动机后轮驱动车辆)，并且被设置在发动机8形式的驱动力源与一对驱动轮38之间，用于通过差动齿轮装置36(最终减速齿轮)和一对车轴向这对驱动轮38传递车辆驱动力，如图7所示。应注意的是，在图1中省略了驱动系统10的下半部分，驱动系统10是绕其轴线对称构成的。在以下所述的其它实施例的每一个中也是这样的。
驱动系统10具有还用作可切换型变速部的差动部11，所述差动部11可在两级式有级变速状态和电控无级变速状态下操作。该差动部11包括：第一电动机M1；用作差动机构的上述动力分配机构16，可用于机械地将传递到输入轴14的发动机8的输出分配到第一电动机M1和动力传递部件18；以及可随着动力传递部件18转动的第二电动机M2。
动力分配机构16是布置成用于机械地合成或分配由输入轴14接收的发动机8的输出的机械装置，也就是说，用于将发动机8的输出分配到第一电动机M1和动力传递部件18，或者用于合成发动机8的输出和第一电动机M1的输出并将这些输出的总和传递到动力传递部件18。虽然在本实施例中第二电动机M2被布置成随动力传递部件18转动，但是第二电动机M2也可被设置在动力传递部件18与输出轴22之间的任何要求位置处。在本实施例中，第一电动机M1和第二电动机M2中的每个都是还用作发电机的所谓的电动机/发电机。第一电动机M1至少应用作用于在产生反作用力的同时发电的发电机，第二电动机M2至少应用作用于产生车辆驱动力的电动机。第一和第二电动机M1、M2两者都与发动机8相合作以用作用于驱动车辆的驱动力源。
动力分配机构16包括具有例如约为0.418的齿数比ρ1的单小齿轮型第一行星齿轮组24、切换离合器C0和切换制动器B0作为其主要部件。第一行星齿轮组24具有转动元件，所述转动元件包括：第一太阳齿轮S1、第一行星齿轮P1；支承第一行星齿轮P1使得第一行星齿轮P1可绕其轴线以及绕第一太阳齿轮S1的轴线转动的第一行星架CA1；以及通过第一行星齿轮P1与第一太阳齿轮S1相啮合的第一齿圈R1。在第一太阳齿轮S1和第一齿圈R1的齿数分别由ZS1和ZR1表示的情况下，上述齿数比ρ1由ZS1/ZR1表示。
在动力分配机构16中，第一行星架CA1连接于输入轴14，即，连接于发动机8，并且第一太阳齿轮S1连接于第一电动机M1，而第一齿圈R1连接于动力传递部件18。切换制动器B0设置在第一太阳齿轮S1与变速器壳体12之间，并且切换离合器C0设置在第一太阳齿轮S1与第一行星架CA1之间。当切换离合器C0和切换制动器B0被释放(断开)时，动力分配机构16布置在第一太阳齿轮S1、第一行星架CA1和第一齿圈R1可相对于彼此转动的差动状态，以便于执行差动功能，以使得发动机8的输出被分配到第一电动机M1和动力传递部件18，因此发动机8输出的一部分用于驱动第一电动机M1以发电，所述电能被存储或被用于驱动第二电动机M2。因此，动力分配机构16被布置在动力传递部件18的转速可连续变化而不管发动机8的转速的无级变速状态(电控CVT状态)，即，动力分配机构16的变速比γ0(输入轴14的转速/动力传递部件18的转速)从最小值γ0min电力地改变为最大值γ0max的差动状态，例如，动力分配机构16可用作电控无级变速器的无级变速状态，所述变速器的变速比γ0可从最小值γ0min到最大值γ0max连续地变化。
当在车辆行驶期间切换离合器C0或制动器B0通过发动机8的输出接合同时动力分配机构16被布置在无级变速状态时，机构16进入差动功能不可用的非差动状态或锁定状态。详细地说，当切换离合器C0接合时，第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1被连接在一起，以使得动力分配机构16被布置在由第一太阳齿轮S1、第一行星架CA1和第一齿圈R1构成的第一行星齿轮组24的三个转动元件可一体转动的锁定状态或非差动状态，以及使得可切换型变速部11也被布置在非差动状态。在该非差动状态中，发动机8的转速和动力传递部件18的转速彼此相等，以使得动力分配机构16布置在机构16用作具有等于1的固定变速比γ0的变速器的固定变速比变速状态或有级变速状态。当代替切换离合器C0而接合切换制动器B0时，第一太阳齿轮S1固定于变速器壳体12，以使得动力分配机构16布置在第一太阳齿轮S1不可转动的锁定或非差动状态，同时可切换型变速部11也布置在非差动状态。由于第一齿圈R1的转速被制定得高于第一行星架CA1的转速，因此动力分配机构16被布置在机构16用作具有小于1，例如约0.7的固定变速比γ0的增速变速器的有级变速状态。
在以上所述的本实施例中，切换离合器C0和制动器B0用作用于将动力分配机构选择性地布置在机构16用作变速比可连续变化的电控无级变速器的差动状态(无级变速状态或非锁定状态)和机构16不用作电控无级变速器的非差动或锁定状态的差动状态切换装置。也就是说，切换离合器C0和制动器B0用作用于在差动状态与其中机构16用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器的固定变速比变速状态之间切换动力分配机构的差动状态切换装置。还应注意的是，由第一电动机M1、第二电动机M2和动力分配机构16构成的差动部11相合作以用作变速状态可切换型变速部(机构)，所述可切换型变速部可在无级变速状态或其中变速部11用作变速比可连续变化的电控无级变速器的状态与其中变速部11不用作电控无级变速器而是用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器的锁定状态之间切换。以上所述的动力分配机构16用作可在锁定状态与非锁定状态之间切换的可切换型差动(行星)齿轮装置。
换句话说，本实施例中使用的上述切换离合器C0和切换制动器B0用作用于将动力分配机构16选择性地布置在差动或非锁定状态和非差动或锁定状态下的差动状态切换装置。也就是说，切换离合器C0和制动器B0用作用于在非锁定状态(差动状态)或电控无级变速状态与锁定状态(非差动状态)或固定变速比变速状态之间切换可切换型变速部11的差动状态切换装置。在非锁定状态下，变速部11用作电控差动装置。在电控无级变速状态下，变速部11用作电控无级变速器。在锁定状态下，变速部11不用作电控差动装置。在固定变速比变速状态下，变速部11不用作电控无级变速器，而是用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器。包括装有切换离合器C0和制动器B0的动力分配机构16的可切换型变速部11用作可在锁定状态与非锁定状态之间切换的可切换型差动齿轮装置。
自动变速器20包括单小齿轮型第二行星齿轮组26、单小齿轮型第三行星齿轮组28和单小齿轮型第四行星齿轮组30。第二行星齿轮组26具有：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组26具有约为0.562的齿数比ρ2。第三行星齿轮组28具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组28具有约为0.425的齿数比ρ3。第四行星齿轮组30具有：第四太阳齿轮S4；第四行星齿轮P4；支承第四行星齿轮P4以使得第四行星齿轮P4可绕其轴线以及绕第四太阳齿轮S4的轴线转动的第四行星架CA4；以及通过第四行星齿轮P4与第四太阳齿轮S4相啮合的第四齿圈R4。例如，第四行星齿轮组30具有约为0.421的齿数比ρ4。在第二太阳齿轮S2、第二齿圈R2、第三太阳齿轮S3、第三齿圈R3、第四太阳齿轮S4和第四齿圈R4的齿数分别由ZS2、ZR2、ZS3、ZR3、ZS4和ZR4表示的情况下，上述齿数比ρ2、ρ3和ρ4分别由ZS2/ZR2、ZS3/ZR3和ZS4/ZR4表示。
在自动变速器20中，第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3作为一个单元被一体地固定于彼此，通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第四齿圈R4通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12，并且第二齿圈R2、第三行星架CA3和第四行星架CA4被一体地固定于彼此并固定于输出轴22。第三齿圈R3和第四太阳齿轮S4被一体地固定于彼此并通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18。
上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3是传统车辆用自动变速器中所使用的液压式摩擦接合装置。这些摩擦接合装置中的每个都是由包括彼此叠置并通过液压致动器相互压紧的多个摩擦盘的湿式多盘型离合器或包括转动鼓和缠绕在转动鼓外周边表面上并在一端由液压致动器拉紧的一个或两个带的带式制动器构成的。离合器C0-C2和制动器B0-B3中的每个选择性地接合以便于连接每个离合器或制动器设置在其间的两个部件。
在如上所述构成的驱动系统10中，通过从上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3中选择的摩擦接合装置的各个组合的接合动作选择性地建立第一档位(第一速度位置)到第五档位(第五速度位置)、倒档(后退行驶位置)和空档中的一个，如图2的图表所示。那些档位具有以几何级数(geometric series)改变的各自变速比γ(输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT)。具体地，应注意的是，装有切换离合器C0和制动器B0的动力分配机构16可通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合而选择性地布置在其中机构16可用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器的固定变速比变速状态下，以及其中机构16可用作无级变速器的无级变速状态下，如上所述。因此，在本发明驱动系统10中，有级式变速器由自动变速器20和通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合而被布置在固定变速比变速状态的动力分配机构16构成。另外，无级变速器由自动变速器20和在没有一个切换离合器C0和切换制动器B0接合的情况下被布置在无级变速状态的动力分配机构16构成。换句话说，通过接合切换离合器C0和切换制动器B0中的一个将变速器系统(驱动系统)10切换到有级变速状态，以及通过释放切换离合器C0和切换制动器B0两者将其切换到无级变速状态。也就是说，驱动系统10用作可在驱动系统10可用作电控无级变速器的无级变速状态与驱动系统10可用作有级式变速器的有级变速状态之间切换的可切换型变速机构。差动部(可切换型变速部)11还可被看作是可在有级变速状态与无级变速状态之间切换的变速器。
在驱动系统10例如用作有级式变速器的情况下，具有例如约为3.357的最高变速比γ1的第一档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第三制动器B3的接合动作建立的，具有例如约为2.180的变速比γ2(变速比γ2低于变速比γ1)的第二档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作建立的，如图2所示。另外，具有例如约为1.427的变速比γ3(变速比γ3低于变速比γ2)的第三档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作建立的，具有例如约为1.000的变速比γ4(变速比γ4低于变速比γ3)的第四档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作建立的。具有例如约为0.705的变速比γ5(变速比γ5小于变速比γ4)的第五档位是通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的。另外，具有例如约为3.209的变速比γR(变速比γR处于变速比γ1和γ2中间)的倒档是通过第二离合器C2和第三制动器B3的接合动作建立的。空档N是通过仅接合切换离合器C0建立的。
另一方面，在驱动系统10用作无级变速器的情况下，切换离合器C0和切换制动器B0两者都被释放，如图2所示，以使得动力分配机构16用作无级变速器，同时串接于动力分配机构16的自动变速器20用作有级式变速器，从而传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位的一个中的自动变速器20的转动运动的速度，即，动力传递部件18的转速被连续地改变，以使得当自动变速器20被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在预定范围上连续变化。因此，自动变速器20的变速比可在相邻档位间连续变化，从而驱动系统10的综合变速比γT可连续变化。
图3的共线图用直线示出驱动系统10的每个档位中转动元件的转速之间的关系，所述驱动系统10是由差动部11或用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器20构成的。图3的共线图是直角二维坐标系统，其中沿横轴(水平轴)取得行星齿轮组24、26、28、30的齿数比ρ，而沿纵轴(垂直轴)取得转动元件的相对转速。三条水平线X1、X2、XG中较下面的一条即，水平线X1表示转速0，而这三条水平线中较上面的一条即，水平线X2表示转速1.0，即，连接于输入轴14的发动机8的操作速度NE。水平线XG表示动力传递部件18的转速。
与主要构成差动部11的动力分配机构16相对应的三条竖直线Y1、Y2和Y3分别表示第一太阳齿轮S1形式的第二转动元件(第二元件)RE2、第一行星架CA1形式的第一转动元件(第一元件)RE1和第一齿圈R1形式的第三转动元件(第三元件)RE3的相对转速。通过第一行星齿轮组24的齿数比ρ1确定竖直线Y1、Y2和Y3中相邻两条之间的距离。也就是说，竖直线Y1和Y2之间的距离对应于“1”，而竖直线Y2和Y3之间的距离对应于齿数比ρ1。另外，与自动变速器20相对应的五条竖直线Y4、Y5、Y6、Y7和Y8分别表示一体地固定于彼此的第二和第三太阳齿轮S2、S3形式的第四转动元件(第四元件)RE4、第二行星架CA2形式的第五转动元件(第五元件)RE5、第四齿圈R4形式的第六转动元件(第六元件)RE6、一体地固定于彼此的第二齿圈R2以及第三和第四行星架CA3、CA4形式的第七转动元件(第七元件)RE7，以及一体地固定于彼此的第三齿圈R3和第四太阳齿轮S4形式的第八转动元件(第八元件)RE8的相对转速。通过第二、第三和第四行星齿轮组26、28和30的齿数比ρ2、ρ3和ρ4确定竖直线Y4-Y8中相邻两条之间的距离。也就是说，每个第二、第三和第四行星齿轮组26、28和30的太阳齿轮和行星架之间的距离对应于“1”，而那些行星齿轮组26、28和30的行星架和齿圈之间的距离对应于齿数比ρ。
参照图3的共线图，驱动系统(变速机构)10的动力分配机构(无级变速部)16或差动部11被布置成使得作为第一行星齿轮组24的三个转动元件中之一的第一转动元件RE1(第一行星架CA1)被一体地固定于输入轴14并通过切换离合器C0选择性地连接于第一太阳齿轮S1形式的另一个转动元件，并且该转动元件RE2(第一太阳齿轮S1)固定于第一电动机M1并通过切换制动器B0选择性地固定于变速器壳体12，而第三转动元件RE3(第一齿圈R1)固定于动力传递部件18和第二电动机M2，以使得输入轴14的转动运动通过动力传递部件18传递到自动变速器(有级式变速器)20。第一太阳齿轮S1的转速与第一齿圈R1的转速之间的关系由穿过线Y2和X2之间交叉点的倾斜直线L0表示。当例如通过切换离合器C0和制动器B0的释放动作使动力分配机构16进入无级变速状态时，通过控制第一电动机M1用于发电的操作所产生的反作用力使得由线L0和竖直线Y1之间的交叉点表示的第一太阳齿轮S1的转速升高或降低，从而使得由线L0和竖直线Y3之间的交叉点表示的第一齿圈R1的转速降低或升高。当切换离合器C0接合时，第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1彼此连接，并且上述三个转动元件一体转动，以使得线L0与水平线X2对齐，从而使得动力传递部件18在等于发动机转速NE的速度下转动。另一方面，当切换制动器B0接合时，第一太阳齿轮S1的转动停止，线L0以图3中所示的状态倾斜，以使得由线L0和竖直线Y3之间的交叉点表示的第一齿圈R1的转速，即，动力传递部件18的转动高于发动机转速NE并被传递到自动变速器20。
图4和图5对应于示出动力分配机构16的图3共线图的一部分。图4示出在切换离合器C0和切换制动器B0保持在释放状态的情况下布置在无级变速状态的动力分配机构16的操作状态的示例。通过控制第一电动机M1用于发电的操作所产生的反作用力使得由线L0和竖直线Y1之间的交叉点表示的第一太阳齿轮S1的转速升高或降低，从而使得由线L0和竖直线Y3之间的交叉点表示的第一齿圈R1的转速降低或升高。
图5示出在切换离合器C0保持在接合状态的情况下布置在固定变速比变速状态(有级变速状态)的动力分配机构16的操作状态的示例。当第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1在该固定变速比变速状态下彼此连接时，上述三个转动元件一体转动，以使得线L0与水平线X2对齐，从而使得动力传递部件18在等于发动机转速NE的速度下转动。另一方面，当切换制动器B0接合时，动力传递部件18的转动停止，并且动力分配机构16被布置在其中机构16用作增速装置的非差动状态下，以使得直线L0在图3中所示的状态下倾斜，从而使得由线L0和竖直线Y3之间的交叉点表示的第一齿圈R1的转速，即，动力传递部件18的转动高于发动机转速NE并被传递到自动变速器20。
在自动变速器20中，第四转动元件RE4通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，第五转动元件RE5通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12，而第六转动元件RE6通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第七转动元件RE7固定于输出轴22，而第八转动元件RE8通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18。
当第一离合器C1和第三制动器B3接合时，自动变速器20布置在第一速度位置中。第一速度位置中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7与穿过表示第八转动元件RE8的转速的竖直线Y8和水平线X2之间的交叉点以及表示第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6和水平线X1之间的交叉点的倾斜直线L1之间的交叉点表示。类似地，通过第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作建立的第二速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L2与表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。通过第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作建立的第三速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L3与表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。通过第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作建立的第四速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的水平线L4与表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。在切换离合器C0布置在接合状态的第一速度到第四速度位置中，在从动力分配机构16接收的驱动力下，第八转动元件RE8在与发动机转速NE相同的速度下转动。当取代切换离合器C0使得切换制动器B0接合时，在从动力分配机构16接收的驱动力下，第八转动元件RE8在高于发动机转速NE的速度下转动。通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的第五速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的水平线L5与表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。通过第二离合器C2和第三制动器B3的接合动作建立的后退行驶位置R中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线LR与表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。
图6示出由设置得用于控制驱动系统10的电子控制装置40接收的信号，以及电子控制装置40产生的信号。该电子控制装置40包括配备有CPU、ROM、RAM和输入/输出接口的所谓的微电脑，并且被布置成用于在利用ROM的临时数据存储功能的同时根据存储在ROM中的程序处理信号，以实行发动机8和电动机M1和M2的混合动力驱动控制，以及诸如自动变速器20的变速控制等驱动控制。
电子控制装置40被布置成用于从图6中所示的各种传感器和开关中接收以下各种信号，例如：表示发动机的冷却水温度的信号；表示变速杆的选定操作位置(换档位置，变速位置)的信号；表示发动机8的操作速度NE的信号；表示代表驱动系统的前进行驶位置选定组的数值的信号；表示M模式(电动机行驶模式)的信号；表示空气调节器的操作状态的信号；表示与输出轴22的转速相对应的车速的信号；表示自动变速器20的工作油温度的信号；表示驻车制动器的操作状态的信号；表示脚制动器的操作状态的信号；表示催化剂的温度的信号；表示加速踏板的操作量的信号；表示凸轮角的信号；表示雪地行驶模式的选择的信号；表示车辆纵向加速度值的信号；表示自动巡航行驶模式的选择的信号；表示车辆重量的信号；表示车辆的驱动轮速度的信号；表示设置得用于将动力分配机构16布置在驱动系统10用作有级式变速器的固定变速比变速状态的有级变速开关的操作状态的信号；表示设置得用于将动力分配机构16布置在驱动系统10用作无级变速器的无级变速状态的无级变速开关的操作状态的信号；表示第一电动机M1的转速NM1的信号；以及表示第二电动机M2的转速NM2的信号等。电子控制装置40还被布置成用于产生以下各种信号，例如：用于驱动控制节气门开度的节气门致动器的信号；用于调节增压器的压力的信号；用于操纵电动空气调节器的信号；用于控制发动机8的点火定时的信号；用于操纵电动机M1和M2的信号；用于操纵表示变速杆的选定操作位置的变速范围(shift-range)指示器的信号；用于操纵表示齿数比的齿数比指示器的信号；用于操纵表示雪地行驶模式的选择的雪地模式指示器的信号；用于操纵车轮的防抱死制动的ABS致动器的信号；用于操纵表示M模式的选择的M模式指示器的信号；用于操纵配备在设置得用于控制动力分配机构16和自动变速器20的液压式摩擦接合装置的液压致动器的液压控制单元42中的电磁阀的信号；用于操纵用作用于液压控制单元42的液压源的电动油泵的信号；用于驱动电热器的信号；以及提供给巡航控制电脑的信号等。
图7是用于解释控制驱动系统10的方法，即，电子控制装置40执行的主要控制功能的功能框图。切换控制装置50被布置成用于基于发动机8的实际操作速度NE以及诸如发动机的输出转矩TE等关于混合动力车辆的驱动力的驱动力关联值来检测混合动力车辆的状态，并且根据图8中作为示例示出的存储关系(切换图)判定所检测的车辆状态是处于用于将驱动系统10布置在无级变速状态的无级变速区域中还是处于用于将驱动系统10布置在有级变速状态的有级变速区域中。当切换控制装置50判定车辆状态处于有级变速区域中时，切换控制装置50使得混合动力控制装置52不能实行混合动力控制或无级变速控制，而使得有级变速控制装置54能够实行预定有级变速控制。在这种情况中，有级变速控制装置54根据存储在变速图存储装置56中的变速边界线图(未示出)实行自动变速控制。图2示出液压式摩擦接合装置C0、C1、C2、B0、B1、B2和B3的操作状态的组合，所述液压式摩擦接合装置C0、C1、C2、B0、B1、B2和B3选择性地接合以实行有级变速控制。在该有级自动变速控制模式中，当驱动系统被布置在第一速度位置到第四速度位置的任一个中时，在切换离合器C0被布置在接合状态中的情况下，动力分配机构16用作固定变速比γ0为1的辅助变速器。当驱动系统布置在第五速度位置中时，取代切换离合器C0使得切换制动器B0被接合，以使得动力分配机构16用作固定变速比γ0约为0.7的辅助变速器。因此，在有级自动变速控制模式下，包括用作辅助变速器的动力分配机构16和自动变速器20的驱动系统10用作所谓的自动变速器。
上述驱动力关联值是与车辆的驱动力相对应的参数，所述参数可为自动变速器20的输出转矩TOUT、车辆的发动机输出转矩TE或加速度值，以及驱动轮38的驱动转矩或驱动力。发动机输出转矩TE可为基于加速踏板的操作量或节气门的开度(或进气量、空燃比或燃料喷射量)和发动机转速NE算出的实际值，或为基于车辆驾驶员操作的加速踏板的操作量或节气门的开度算出的发动机输出转矩TE或要求车辆驱动力的推定值。可不仅基于输出转矩TOUT等计算车辆驱动转矩，而且还可基于差动齿轮装置的比率和驱动轮38的半径计算车辆驱动转矩，或者由转矩传感器等直接检测车辆驱动转矩。
另一方面，当切换控制装置50判定由发动机转速NE和发动机输出转矩TE表示的车辆状态处于无级变速区域时，切换控制装置50给液压控制单元42发出指令，以释放切换离合器C0和切换制动器B0，以便将动力分配机构16布置在电控无级变速状态中。同时，切换控制装置50使得混合动力控制装置52能够实行混合动力控制，并且给有级变速控制装置54发出指令，以选择并保持档位中预定的一个，或根据存储在变速图存储装置56中的变速边界线图允许自动变速控制。在后一种情况中，有级变速控制装置54通过适当地选择图2的图表中所示的摩擦接合装置的操作状态的组合(除包括切换离合器C0和制动器B0的接合的组合以外)实行自动变速控制。因此，动力分配机构16用作无级变速器而与动力分配机构16串接的自动变速器用作有级式变速器，因此驱动系统提供了充足的车辆驱动力，以使得传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位的一个中的自动变速器20的转动运动的速度，即，动力传递部件18的转速被连续地改变，从而使得当自动变速器20被布置在那些档位中之一时驱动系统的变速比可在一预定范围内连续变化。因此，自动变速器20的变速比可在相邻档位间连续变化，从而使得驱动系统10的综合变速比γT可连续变化。
混合动力控制装置52控制发动机8以使其在高效率下操作，并且控制第一电动机M1和第二电动机M2，从而建立由发动机8和第一电动机M1和/或第二电动机M2产生的驱动力的最佳比例。例如，混合动力控制装置52基于加速踏板的操作量和车辆行驶速度计算在当前车辆行驶速度下车辆驾驶员所要求的输出，以及基于算出的要求输出和所要求的第一电动机M1的发电量计算要求车辆驱动力。基于算出的要求车辆驱动力，混合动力控制装置52计算发动机8的要求转速NE和总输出，并且根据算出的发动机的要求转速和总输出控制发动机8的实际输出和第一电动机M1的发电量。混合动力控制装置52被布置成用于在考虑目前选定的自动变速器20的档位的同时实行上述混合动力控制，或控制自动变速器20的变速操作以便于提高发动机的燃料经济性。在混合动力控制中，动力分配机构16被控制以用作电控无级变速器，以便于发动机转速NE和用于发动机8的有效操作的车速以及由自动变速器20的选定档位确定的动力传递部件18的转速的最优整合(协调)。也就是说，混合动力控制装置52确定驱动系统10的综合变速比γT的目标值，以使得发动机8根据存储的最高燃料经济性曲线操作，所述最高燃料经济性曲线满足发动机8的要求操作效率和最高燃料经济性两者。混合动力控制装置52控制动力分配机构16的变速比γ0，以便于获得综合变速比γT的目标值，从而可将综合变速比γT控制在预定范围内，例如，控制在13和0.5之间。
在混合动力控制中，混合动力控制装置52控制逆变器58，以使得第一电动机M1产生的电能通过逆变器58供给到蓄电装置60和第二电动机M2。也就是说，发动机8所产生的驱动力的主要部分被机械地传递到动力传递部件18，而驱动力的其余部分由第一电动机M1消耗，以便将该部分转换为电能，所述电能通过逆变器58供给到第二电动机M2，或者随后由第一电动机M1消耗。具有电能的第二电动机M2或第一电动机M1的操作所产生的驱动力被传递给动力传递部件18。因此，驱动系统装有电力路径，通过发动机8的一部分驱动力的转换所产生的电能通过所述电力路径转换成机械能。该电力路径包括与发电以及第二电动机M2的耗电有关的部件。
还应注意的是，混合动力控制装置52还被布置成用于通过利用可切换型变速部11的电动CVT功能(差动功能)而不管发动机8是否处于非操作状态或怠速状态来建立所谓的“电动机起动和驱动”模式，其中仅利用用作驱动力源的电动机(例如，第二电动机M2)起动和驱动车辆。通常，当车辆状态处于其中发动机效率较低的输出转矩TOUT或发动机转矩TE的较低值的区域中或者处于车速V的较低值的区域中或者处于车辆负荷的较低值的区域(例如，由图12中实线A所限定的区域)中时，建立该电动机起动和驱动模式。因此，原则上，车辆由电动机而不是发动机起动。
在图8中示出有级变速区域的一个示例。该有级变速区域被限定为其中发动机8的输出转矩TE不小于一预定值TE1的高转矩区域(高输出驱动区域)、其中发动机转速NE不低于一预定值NE1的高速区域(其中作为发动机转速NE和综合变速比γT确定的车辆的一个行驶状态的车速不低于一预定值的高车速区域)，或其中由发动机8的输出转矩TE和转速NE确定的发动机输出不小于一预定值的高输出区域。因此，当发动机8的转矩、转速或输出较高时实行有级变速控制，而当发动机的转矩、转速或输出较低时(即，当发动机处于正常输出状态中时)实行无级变速控制。限定有级变速区域和无级变速区域的图8中的切换边界线图用作由一组速度上限构成的车速上限线和由一组输出上限构成的输出上限线。
图9示出包括变速杆48的变速装置46形式的手动变速装置的一个示例，变速杆例如设置成在横向上与驾驶员座椅相邻，并且可手动操作以选择多个档位中的一个，所述多个档位包括：用于在自动变速器20的输出轴22处于锁定状态的同时将驱动系统10(即，自动变速器20)布置在其中动力传递路径与布置在释放状态的切换离合器C0和制动器B0两者断开连接的中立状态下的驻车档P；用于使车辆向后行驶的倒档R；用于将驱动系统10布置在中立状态下的空档N；自动前进行驶档位D；以及手动前进行驶档位M。驻车档P和空档N是在车辆未行驶时选择的非行驶档位，而倒档R，和自动以及手动前进行驶档位D、M是在车辆行驶时选择的行驶档位。自动前进行驶档位D提供了最高速度位置(变速位置)，而可在手动前进行驶档位M中选择的档位“4”-“L”是其中发动机制动器对车辆施加作用的发动机制动位置。
手动前进行驶档位M处于沿车辆纵向与自动前进行驶档位D相同的位置处，并且沿车辆的横向方向与自动前进行驶档位D相隔或相邻。变速杆48被操纵到手动前进行驶档位M，以便于手动选择档位“D”-“L”中的一个。详细地说，变速杆48可从手动前进行驶档位M移动到沿车辆纵向彼此隔开的加档位置“+”和减档位置“-”。每次变速杆48移动到加档位置“+”或减档位置“-”时，当前选定的档位都由一个档位改变。五个档位“D”-“L”具有其中驱动系统10的综合变速比γT可自动变化的各自不相同的下限范围，即，具有各自不相同的与驱动系统10的最高输出速度相对应的综合变速比γT最低值。也就是说，五个档位“D”-“L”选择可自动选择的自动变速器20的速度位置或档位的各不相同的数字，从而通过档位的选定数字确定可利用的最低综合变速比γT。变速杆48由诸如弹簧的偏压装置偏压以使得变速杆48从加档位置“+”和减档位置“-”自动返回到手动前进行驶档位M。变速装置46装有用于检测变速杆48的当前选定位置的变速位置(换档位置)传感器，从而产生表示变速杆48的当前选定位置和变速杆48在手动前进行驶档位M中的变速操作的数字的信号。
当变速杆48被操纵到自动前进行驶档位D时，切换控制装置50根据图8中所示的存储切换图实行驱动系统10的自动切换控制，混合动力控制装置52实行动力分配机构16的无级变速控制，而有级变速控制装置54实行自动变速器20的自动变速控制。例如，当驱动系统10布置在有级变速状态下时，驱动系统10的变速动作被自动控制以选择图2中所示的第一档位到第五档位中的适当一个。当驱动系统布置在无级变速状态下时，动力分配机构16的变速比连续地改变，同时自动变速器20的变速动作被自动控制以选择第一档位到第四档位中的适当一个，从而驱动系统10的综合变速比γT被控制以便于可在预定范围内连续变化。自动前进行驶档位D是被选择用于建立其中驱动系统10自动变速的自动变速模式(自动模式)的位置。
另一方面，当变速杆48被操纵到手动前进行驶档位M时，驱动系统10的变速动作由切换控制装置50、混合动力控制装置52和有级变速控制装置54自动控制，以使得综合变速比γT可在预定范围内变化，通过具有最低变速比的档位确定所述预定范围的下限，通过手动选择的档位“D”-“L”中的一个确定档位。例如，当驱动系统10被布置在有级变速状态下时，驱动系统10的变速动作被自动控制在综合变速比γT的上述预定范围内。当驱动系统被布置在无级变速状态下时，动力分配机构16的变速比连续地改变，同时自动变速器20的变速动作被自动控制以选择档位中适当的一个档位，该档位的数字由手动选择的档位“D”-“L”中的一个确定，从而驱动系统10的综合变速比γT被控制以便于可在预定范围内连续变化。手动前进行驶档位M是被选择得用于建立其中手动选择驱动系统10的可选择档位的手动变速模式(手动模式)的位置。
在以上所述的本实施例中，动力分配机构16包括切换离合器C0和切换制动器B0，它们构成了用于将动力分配机构16选择性地布置在其中机构16能够执行差动功能的差动状态(例如，其中机构16用作变速比可连续变化的电控无级变速器的无级变速状态)下和其中机构16不能够执行差动功能的非差动状态(例如，其中机构16用作具有固定变速比的变速器的固定变速比变速状态)下的差动状态切换装置。因此，在车辆在低速或中速下行驶的同时，当发动机处于具有低输出或中等输出的正常输出状态时，动力分配机构16被布置在无级变速状态下，从而确保了混合动力车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆在较高速度下行驶时或当发动机在较高速度下操作时，动力分配机构16被布置在其中发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38的固定变速比变速状态下，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性。当发动机8处于高输出状态下时，动力分配机构16也被布置在固定变速比变速状态下。因此，仅当车速较低或中等时或者当发动机输出较低或中等时，动力分配机构16才被布置在无级变速状态下，从而可减少所要求的第一电动机M1的发电量，即，必须从第一电动机M1传递的最大电量，从而可减少第一电动机M1的所要求的电反作用力，因此可使得第一电动机M1和第二电动机M2的要求尺寸以及包括那些电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。或者，当发动机8处于高输出(高转矩)状态下时，动力分配机构16被布置在固定变速比变速状态下，同时自动变速器20被自动变速，因此发动机转速NE随自动变速器20的加档动作而改变，从而确保了当自动变速器加档时发动机转速NE的舒适有规律变化，如图10所示。换言之，当发动机8处于高输出状态下时，与满足车辆驾驶员对于改进燃料经济性的要求相比较，满足车辆驾驶员对于改进车辆的驾驶性能的要求是更重要的。因此，当发动机输出变得较高时，动力分配机构16从无级变速状态切换到有级变速状态(固定变速比变速状态)。因此，在发动机的高输出期间车辆驾驶员满足于发动机转速NE的舒适有规律变化。
通过使用包括第一行星架CA1、第一太阳齿轮S1和第一齿圈R1形式的三个转动元件的单小齿轮型第一行星齿轮组24，本实施例还具有动力分配机构16结构简单这样一个优点。
在本实施例中，自动变速器20与动力分配机构16和驱动轮38串接并设置在它们之间，因此通过动力分配机构16的变速比和自动变速器20的变速比确定驱动系统的综合变速比。通过自动变速器20的变速比的幅度(width)可拓宽综合变速比的幅度或范围，从而可提高动力分配机构16在其无级变速状态下的操作效率，即，车辆混合动力控制的效率。
本实施例还具有另一个优点，即，当动力分配机构16被布置在固定变速比变速状态下时，该机构16起到好像是自动变速器20一部分的作用，因此驱动系统提供了第五档位形式的超车档位，其变速比低于1。
本实施例还被布置成使得第二电动机M2连接于作为自动变速器20的输入转动元件提供的动力传递部件18，因此自动变速器20的要求输入转矩可低于输出轴22的转矩，从而可进一步减小第二电动机M2的要求尺寸。
下面，将说明本发明的其它实施例。在以下的实施例中，将使用前述实施例中所使用的相同附图标记表示与前述实施例中相似的元件，并且将不再对其进行说明。
实施例2
图11是示出本发明另一个实施例所涉及的电子控制装置40的功能框图，其中切换控制装置50不同于图7实施例中的切换控制装置50之处在于，图11的切换控制装置50包括高速行驶判定装置62、高输出行驶判定装置64，以及电力路径功能故障判定装置66，并且切换控制装置50被布置成用于基于图12中所示的关系进行切换控制。
在图11的实施例中，高速行驶判定装置62被布置成用于判定作为混合动力车辆的一个操作状态的车速V是否已达到一预定速度值V1，该预定速度值V1是上限，即，在超过该上限的情况下就判定车辆处于高速行驶状态下。高输出行驶判定装置64被布置成用于判定作为混合动力车辆的另一个操作状态的与车辆驱动力有关的驱动力关联值例如自动变速器20的输出转矩TOUT是否已达到一预定转矩或驱动力值T1，该预定转矩或驱动力值T1是上限，即，在超过该上限的情况下就判定车辆处于高输出行驶状态下。也就是说，高输出行驶判定装置64基于直接或间接表示使得车辆行驶的驱动力的驱动力关联参数判定车辆是否在高输出下行驶。电力路径功能故障判定装置66被布置成用于判定用于建立无级变速状态的驱动系统10的部件是否具有恶化功能。电力路径功能故障判定装置66的判定是以与电力路径相关的部件的功能恶化为基础的，第一电动机M1产生的电能通过所述电力路径被转换为机械能。例如，该判定是基于第一电动机M1、第二电动机M2、逆变器58、蓄电装置60和连接那些部件的电连接器中的任何一个的故障或由故障或低温导致的功能恶化或失效作出的。
提供变速位置确定装置67以便于选择或确定档位，在由动力分配机构16和自动变速器20构成的驱动系统10被布置在其中驱动系统10作为整体用作有级式自动变速器的有级变速状态下时驱动系统10应变速到所述档位。例如，变速位置确定装置67作出的确定是以车速V和输出转矩TOUT表示的车辆状态为基础并且根据存储在变速图存储装置56中的图12的变速边界线图作出的。有级变速控制装置54基于变速位置确定装置67选择的档位控制自动变速器20的变速动作，而不管驱动系统是否处于有级变速状态或无级变速状态。由高速齿轮判定装置68检查变速位置确定装置67选择的档位，检查有关于该档位是否为高速档位。
高速齿轮判定装置68被布置成用于判定变速位置确定装置67所选择的并且驱动系统10应变速到的档位是否是高速档位，例如，是否是第五档位。由高速齿轮判定装置68作出的判定用于判定切换离合器C0和制动器B0中的哪一个应被接合以便将驱动系统10布置在有级变速状态下。当驱动系统10作为整体被布置在有级变速状态下时，切换离合器C0被接合以便将驱动系统10布置在第一档位到第四档位的任一个中，而切换制动器B0被接合以便将驱动系统10布置在第五档位中。
在以下任意一种状态或情况中，切换控制装置50确定车辆状态处于有级变速区域中，所述状态或情况包括：高速行驶判定装置62已判定车辆处于高速行驶状态下；高输出行驶判定装置64已判定车辆处于高输出行驶状态下；以及电力路径功能故障判定装置66已判定电力路径功能恶化。在这种情况中，取决于高速齿轮判定装置68关于变速位置确定装置67所选择的档位是否为第五档位的判定结果，切换控制装置50使得混合动力控制装置52不能操作，即，禁止混合动力控制装置52实行混合动力控制或无级变速控制，并且指令有级变速控制装置54执行预定的有级变速控制操作，例如，指令自动变速器20自动地变速到变速位置确定装置67所选择的档位的操作，以及指令液压控制单元42接合切换离合器C0和制动器B0中适当的一个的操作。因此，在这种情况下，整体包括动力分配机构16和自动变速器20的驱动系统10用作所谓的有级式自动变速器，并且执行自动变速动作，如图2的图表所示。
在高速行驶判定装置62判定车辆处于高速行驶状态下的同时，或者在高输出行驶判定装置64判定车辆处于高输出行驶状态下的同时，在高速齿轮判定装置68判定所选择的档位是第五档位的情况下，切换控制装置50指令液压控制单元42释放切换离合器C0并接合切换制动器B0以使得动力分配机构16能够用作具有例如0.7的固定变速比γ0的辅助变速器，以使得驱动系统10整体被布置在高速档位中，即，具有低于1.0的变速比的所谓的“超速档位”中。在高输出行驶判定装置64判定车辆处于高输出行驶状态下，并且高速齿轮判定装置68没有判定所选择的档位是第五档位的情况下，例如，切换控制装置50指令液压控制单元42接合切换离合器C0并释放切换制动器B0以使得动力分配机构16能够用作具有1的固定变速比γ0的辅助变速器，以使得驱动系统10整体被布置具有不低于1.0的变速比的低速档位(low-gear position)中。因此，在以上所述的任意一种预定状态下，切换控制装置50都将驱动系统10布置在有级变速状态下，并且，在与动力分配机构16串接的自动变速器20能够用作有级式变速器时，选择性地将用作辅助变速器的动力分配机构16布置在高速档位(high-gear position)或低速档位中，以使得驱动系统10整体用作所谓的有级式自动变速器。
例如，确定车速的车速上限V1以使得在车速V高于上限V1时将驱动系统10布置在有级变速状态下。该确定有效地使得车辆的燃料经济性恶化的可能性最小化，如果在较高的车辆行驶速度下驱动系统10被布置在无级变速状态下会出现所述恶化。根据第一电动机M1的操作特性确定输出转矩上限T1，其中第一电动机M1是小型化的并且其最大电能输出较小以使得在车辆的高输出行驶状态下当发动机输出较高时第一电动机M1的反作用转矩不是太大。
然而，在驱动系统10整体在其无级变速状态下正常操作时，即，当高速行驶判定装置62没有判定车辆处于高速行驶状态下时，当高输出行驶判定装置64没有判定车辆处于高输出行驶状态下时，以及当电力路径功能故障判定装置66没有判定电力路径功能恶化时，切换控制装置50指令液压控制单元42释放切换离合器C0和制动器B0两者以便将动力分配机构16布置在无级变速状态中。在这种情况中，切换控制装置50使得混合动力控制装置52能够实行混合动力控制，并且指令有级变速控制装置54将自动变速器20保持在为无级变速控制所选择的预定档位中，或允许自动变速器20自动地变速到变速位置确定装置67所选择的档位。因此，在车辆的预定状态下，切换控制装置50使得动力分配机构16能够在无级变速状态下操作，用作无级变速器，同时与动力分配机构16串接的自动变速器20用作有级式变速器，因此驱动系统提供了充足的车辆驱动力，以使得传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位中的一个速度位置中的自动变速器20的转动运动的速度，也就是，动力传递部件18的转速被连续改变，因此当自动变速器20被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在一预定范围内连续变化。因此，自动变速器20的变速比可在相邻档位之间连续变化，从而驱动系统10的综合变速比γT可连续变化。
图12示出存储在变速图存储装置56中并用于判定自动变速器20是否应变速的变速边界线图(变速图或关系)的一个示例。变速边界线图由直角二维坐标系统中的变速边界线构成，所述直角二维坐标系统具有沿其取得车速V的轴线和沿其取得输出转矩TOUT形式的驱动力关联值的轴线。在图12中，实线是加档边界线，单点划线是减档边界线。图12中的虚线是限定出切换控制装置50所使用的有级变速区域和无级变速区域的边界线。这些边界线表示上述车速上限V1和输出转矩上限T1，超过所述上限就判定车辆处于高速或高输出行驶状态下。图12还示出双点划线，它们是相对于虚线偏置一适当控制滞后量的边界线，因此虚线和双点划线选择性地用作边界线。因此，图12还示出切换控制装置50所使用的存储切换边界线图，用于根据车速V和输出转矩TOUT是否高于预定上限V1、T1而判定车辆是处于有级变速状态下还是无级变速状态下。因此，上述判定装置62、64可被布置成用于根据该切换边界线图并基于车速V和输出转矩TOUT的实际值判定车辆状态。该切换边界线图和变速边界线图可被存储在变速图存储装置56中。切换边界线图可包括表示车速上限V1和输出转矩上限T1中的至少一个，并且可仅使用两个参数V和TOUT中的一个。变速边界线图和切换边界线图可由存储的用于实际车速V与上限V1的比较和实际输出转矩TOUT与上限T1的比较的式子取代。
应注意的是，应将图12的有级变速区域和无级变速区域看作是由发动机8的输出转矩TE和速度NE限定的图8的有级变速区域和无级变速区域的变型。根据图12的变速区域，有级变速区域由其中输出转矩TOUT不低于上限T1的高转矩区域和其中车速V不低于上限V1的高速区域构成，因此在发动机8具有较高输出的情况下当车辆处于高输出行驶状态下时或在发动机8以较高速度操作的情况下当车辆处于高速行驶状态下时建立有级变速状态，并且在发动机8具有较低输出的情况下当车辆处于低输出行驶状态下时或在发动机8以较低速度操作的情况下当车辆处于低速行驶状态下时(即，当发动机8处于正常输出状态下时)建立无级变速状态。
图13是示出电子控制装置40的一个主要控制操作，即，图11实施例中驱动系统10的切换控制的流程图。以例如约数毫秒到约数十毫秒的极短周期重复地执行该切换控制。
首先，执行与高速行驶判定装置62相对应的步骤S1(在下文中省略了“步骤”)以判定混合动力车辆的实际速度V是否等于或高于预定上限V1。如果在S1中获得否定判定，控制流程前进到与高输出行驶判定装置64相对应的S2，以判定混合动力车辆的实际驱动转矩或自动变速器20的实际输出转矩TOUT是否等于或高于预定上限T1。如果在S2中获得否定判定，控制流程前进到与电力路径功能故障判定装置66相对应的S3，以对与其中由第一电动机M1产生的电能通过其转换成机械能的电力路径(电能传递路径)相关的部件进行故障判定，例如，判定第一电动机M1、第二电动机M2、逆变器58、蓄电装置60和连接那些部件的电连接器中的任何一个是否具有恶化功能，诸如由于低温导致的故障或功能失效。
如果在S3中获得否定判定，控制流程前进到与切换控制装置50相对应的S4，其中切换控制装置50指令液压控制单元42释放切换离合器C0和切换制动器B0，以便将动力分配机构16布置在无级变速状态中，同时，使得混合动力控制装置52能够实行混合动力控制，并且指令有级变速控制装置54允许自动变速器20自动变速到变速位置确定装置67所选择的档位。因此，动力分配机构16能够用作无级变速器，而与动力分配机构16串接的自动变速器20能够用作有级式变速器，因此驱动系统提供了充足的车辆驱动力，以使得传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位的自动变速器20的转动运动的速度，即，动力传递部件18的转速被连续地改变，从而使得当自动变速器20被布置在那些档位中之一时驱动系统的变速比可在一预定范围内连续变化。因此，自动变速器20的变速比可在相邻档位间连续变化，从而使得驱动系统10的综合变速比γT可连续变化。
如果在S1、S2和S3的任一个中获得肯定判定，控制流程前进到与变速位置确定装置67相对应的S5，以确定或选择驱动系统10应变速到的档位。例如基于车辆状态并根据存储在变速图存储装置56中并在图12中示出的变速边界线图作出该确定。之后，执行与高速齿轮判定装置68相对应的S6，以判定在S5中选择的驱动系统10的档位是否为高速档位，例如，第五档位。
如果在S6中获得肯定判定，控制流程前进到与切换控制装置50相对应的S8，其中切换控制装置50指令液压控制单元42释放切换离合器C0并接合切换制动器B0，以使得动力分配机构16能够用作具有例如0.7的固定变速比γ0的辅助变速器。同时，切换控制装置50使得混合动力控制装置52不能实行混合动力控制，即，禁止混合动力控制装置52实行混合动力控制或无级变速控制，并且给有级变速控制装置54发出指令，以指令自动变速器20自动地变速到第四档位，以使得驱动系统10整体被布置在S6中选择的第五档位中。如果在S6中获得否定判定，控制流程前进到与切换控制装置50相对应的S7，其中切换控制装置50指令液压控制单元42接合切换离合器C0并释放切换制动器B0，以使得动力分配机构16能够用作具有例如1的固定变速比γ0的辅助变速器。同时，切换控制装置50禁止混合动力控制装置52实行混合动力控制或无级变速控制，并且给有级变速控制装置54发出指令，以指令自动变速器20自动地变速到在S5中选择的第一档位到第四档位中的一个。因此，S7和S8被安排得使得动力分配机构16能够用作辅助变速器，而与动力分配机构16串接的自动变速器20能够用作有级式变速器，因此整体布置在有级式变速器中的驱动系统10能够用作所谓的有级式自动变速器。
与前述实施例一样，本实施例被布置成使得动力分配机构16包括切换离合器C0和切换制动器B0，所述切换离合器C0和切换制动器B0构成用于将驱动系统10选择性地布置在其中驱动系统用作变速比可连续变化的电控无级变速器的无级变速状态下和驱动系统可用作有级式变速器的有级变速状态下的差动状态切换装置。在切换控制装置50的控制下，基于车辆的行驶状态，驱动系统10被自动地布置在无级变速状态或有级变速状态下，以使得驱动系统10不仅具有归于电控无级变速器的功能的提高燃料经济性的优点，而且还具有归于能够机械地传递车辆驱动力的有级式变速器的高动力传递效率的优点。当发动机在正常输出状态时，例如，当车辆状态处于其中车速V不高于上限V1而输出转矩TOUT不高于上限T1的图12的无级变速区域中时，驱动系统10被布置在无级变速状态下。这种布置确保了混合动力车辆在其正常城市行驶期间，即，在低输出或中等输出下在低速或中速下的高度燃料经济性。例如，当车辆处于高速行驶状态下时，当车辆状态处于其中车速V高于上限V1的图12的有级变速区域中时，驱动系统10被布置在有级变速状态下，其中发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性。当车辆处于高输出行驶状态下时，例如，当车辆状态处于其中输出转矩TOUT高于上限T1的有级变速区域中时，驱动系统被布置在有级变速状态下，其中发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38。因此，仅当车辆处于低速或中速行驶状态或者低输出或中等输出行驶状态时驱动系统10才被布置在无级变速状态下，从而可减少所要求的第一电动机M1的发电量，即，必须从第一电动机M1传递的最大电量，从而可减少第一电动机M1的要求电反作用力，因此可使得第一电动机M1和第二电动机M2的要求尺寸以及包括那些电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
本实施例的有利之处还在于，当根据车辆状态的变化将驱动系统10从无级变速状态切换到有级变速状态时，取决于车辆状态将构成差动状态切换装置的切换离合器C0和切换制动器B0中的一个接合，以便于选择自动变速器在有级变速状态下变速到的档位。因此，取决于车辆是否处于高速或高输出行驶状态下，可在有级变速模式下适当地控制自动变速器的变速动作。
在本实施例中，关于车辆是否处于高速行驶状态下的判定是通过判定车速是否高于上限V1而作出的。当实际车速V已超过上限V1时，切换控制装置50将变速机构10布置在有级变速状态下。因此，当实际车速V高于上限V1时，发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构10用作电控无级变速器时会发生所述损失。
在本实施例中，关于车辆是否处于高输出行驶状态下的判定是通过判定输出转矩是否高于上限T1而作出的。当实际输出转矩TOUT超过上限T1时，切换控制装置50将变速机构10布置在有级变速状态下。因此，当实际输出转矩TOUT高于上限T1时，发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38。因此，仅当车辆处于低输出或中等输出行驶状态时变速机构10才被用作电控无级变速器，从而可减少必须由第一电动机M1产生的最大电量，从而可减少第一电动机M1所要求的输出容量，因此可使得第一电动机M1和第二电动机M2的要求尺寸以及包括那些电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
另外，本实施例使用表示车速上限V1和输出转矩上限T1的切换边界线图，切换控制装置50将车速上限V1和输出转矩上限T1与实际车速V和输出转矩TOUT相比较，用于车辆状态的简单判定，更具体地，用于关于车辆是处于高速行驶状态还是高输出行驶状态的简单判定。
本实施例还被布置成使得当判定表示用于将驱动系统10布置在无级变速状态中的控制部件的功能恶化的预定故障判定条件成立时，使得切换控制装置50将驱动系统10布置在有级变速状态下。因此，甚至当驱动系统不能在无级变速状态中正常操作时，车辆也可在驱动系统10在有级变速状态中操作的情况下行驶。
本实施例还被布置成使得当实际车速V已超过上限V1时，使得切换控制装置50接合用作差动状态切换装置的切换制动器B0形式的液压式摩擦接合装置，以便将第二转动元件(第一太阳齿轮S1)保持静止。因此，当实际车速V高于上限V1时，发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构10用作电控无级变速器时会发生所述损失。
本实施例还被布置成使得当实际输出转矩TOUT超过上限T1时，使得切换控制装置50接合用作差动状态切换装置的切换离合器C0形式的液压式摩擦接合装置，以便将第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1相互连接。因此，当实际输出转矩TOUT高于上限T1时，发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38，因此，可减少当变速机构10用作电控无级变速器时必须从第一电动机M1传递的最大电量，因此可使得第一电动机M1和第二电动机M2的要求尺寸以及包括那些电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
本实施例还具有以下优点，即，通过使用包括第一行星架CA1、第一太阳齿轮S1和第一齿圈R1形式的三个转动元件的单小齿轮型第一行星齿轮组24，动力分配机构16结构简单并且具有减小的轴向尺寸。动力分配机构16配备有用于将第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1相互连接的切换离合器C0和用于将第一太阳齿轮S1固定于变速器壳体12的切换制动器B0形式的液压式摩擦接合装置。因此，切换控制装置50允许驱动系统10在无级变速状态和有级变速状态之间的简单切换。
在本实施例中，自动变速器20与动力分配机构16和驱动轮38串接并设置在它们之间，因此通过动力分配机构16的变速比和自动变速器20的变速比确定驱动系统的综合变速比。通过自动变速器20的变速比的幅度可拓宽综合变速比的幅度或范围，从而可提高动力分配机构16的无级变速控制的效率，即，车辆混合动力控制的效率。
本实施例还具有另一个优点，即，当动力分配机构16被布置在有级变速状态下时，可切换型变速部11起到好像变速部11是自动变速器20一部分的作用，因此驱动系统提供了第五档位形式的超车档位，其变速比低于1。
本实施例还被布置成使得第二电动机M2连接于作为自动变速器20的输入转动元件提供的动力传递部件18，因此自动变速器20的要求输入转矩可低于输出轴22的转矩，从而可进一步减小第二电动机M2的要求尺寸。
实施例3
图14是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统70的布置的示意图，图15是示出驱动系统70的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图16是用于解释驱动系统70的变速操作的共线图。
驱动系统70包括动力分配机构16，动力分配机构16具有例如约为0.418的齿数比ρ1的单小齿轮型第一行星齿轮组24，以及切换离合器C0和切换制动器B0，与前述实施例中一样。驱动系统70还包括自动变速器72，自动变速器72具有三个前进行驶位置，并且被设置在动力分配机构16与输出轴22之间并通过动力传递部件18与动力分配机构16与输出轴22串接。自动变速器72包括具有例如约为0.532的齿数比ρ2的单小齿轮型第二行星齿轮组26，以及具有例如约为0.418的齿数比ρ3的单小齿轮型第三行星齿轮组28。第二行星齿轮组26的第二太阳齿轮S2和第三行星齿轮组28的第三太阳齿轮S3作为一个单元被一体地固定于彼此，通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第二行星齿轮组26的第二行星架CA2和第三行星齿轮组28的第三齿圈R3一体地固定于彼此并固定于输出轴22。第二齿圈R2通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18，而第三行星架CA3通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。
在如上所述构成的驱动系统70中，通过从上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2中选择出来的摩擦接合装置的各个组合的接合动作选择性地建立第一档位(第一速度位置)到第四档位(第四速度位置)、倒档(后退行驶位置)和空档中的一个，如图15的图表所示。那些档位具有以几何级数变化的各自变速比γ(输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT)。具体地，应注意的是，装有切换离合器C0和制动器B0的动力分配机构16可通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合选择性地布置在其中机构16可用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器的固定变速比变速状态下，以及其中机构16可用作无级变速器的无级变速状态下，如上所述。因此，在本发明驱动系统70中，有级式变速器由自动变速器20和通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合而被布置在固定变速比变速状态下的动力分配机构16构成。另外，无级变速器由自动变速器20和在切换离合器C0和切换制动器B0都没有被接合的情况下被布置在无级变速状态下的动力分配机构16构成。
在驱动系统70例如用作有级式变速器的情况下，具有例如约为2.804的最高变速比γ1的第一档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作建立的，具有例如约为1.531的变速比γ2(变速比γ2低于变速比γ1)的第二档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作建立的，如图15所示。另外，具有例如约为1.000的变速比γ3(变速比γ3低于变速比γ2)的第三档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作建立的，具有例如约为0.705的变速比γ4(变速比γ4低于变速比γ3)的第四档位是通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的。另外，具有例如约为2.393的变速比γR(变速比γR处于变速比γ1和γ2中间)的倒档是通过第二离合器C2和第二制动器B2的接合动作建立的。空档N是通过仅接合切换离合器C0建立的。
另一方面，在驱动系统70用作无级变速器的情况下，切换离合器C0和切换制动器B0两者都被释放，如图15所示，以使得动力分配机构16用作无级变速器，同时串接于动力分配机构16的自动变速器72用作有级式变速器，从而传递到布置在第一档位、第二档位和第三档位的一个中的自动变速器72的转动运动的速度即，动力传递部件18的转速被连续地改变，以使得当自动变速器72被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在预定范围上连续变化。因此，自动变速器72的变速比可在相邻档位间连续变化，从而驱动系统70的综合变速比γT可连续变化。
图16的共线图用直线示出驱动系统70的每个档位中转动元件的转速之间的关系，所述驱动系统70是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器72构成的。图16的共线图示出当切换离合器C0和切换制动器B0被释放时动力分配机构16的各个元件的转速和当切换离合器C0或切换制动器B0被接合时那些元件的转速。
在图16中，与自动变速器72相对应的四条竖直线Y4、Y5、Y6和Y7分别表示一体地固定于彼此的第二和第三太阳齿轮S2、S3形式的第四转动元件(第四元件)RE4、第三行星架CA3形式的第五转动元件(第五元件)RE5、一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三齿圈R3形式的第六转动元件(第六元件)RE6以及第二齿圈R2形式的第七转动元件(第七元件)RE7的相对转速。在自动变速器72中，第四转动元件RE4通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，而第五转动元件RE5通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第六转动元件RE6固定于自动变速器72的输出轴22，第七转动元件RE7通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18。
当第一离合器C1和第二制动器B2被接合时，自动变速器72被布置在第一速度位置中。第一速度位置中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6与穿过表示第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7和水平线X2之间的交叉点以及表示第五转动元件RE5的转速的竖直线Y5和水平线X1之间的交叉点的倾斜直线L1之间的交叉点表示。类似地，通过第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作建立的第二速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L2和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作建立的第三速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L3和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。在其中切换离合器C0被布置在接合状态下的第一速度位置到第三速度位置中，在从动力分配机构16接收的驱动力下，第七转动元件RE7在与发动机转速NE相同的速度下转动。当取代切换离合器C0使得切换制动器B0接合时，在从动力分配机构16接收的驱动力下，第六转动元件RE6在高于发动机转速NE的速度下转动。通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的第四速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的水平线L4和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第二离合器C2和第二制动器B2的接合动作建立的后退行驶位置R中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线LR和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。
本实施例的驱动系统70也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器72构成的，因此本实施例的驱动系统70具有与前述实施例相似的那些优点。
实施例4
图17是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统80的布置的示意图，图18是示出布置在有级变速状态下的驱动系统80的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图19是用于解释驱动系统80的有级变速操作的共线图。图20是示出布置在无级变速状态下的驱动系统80的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图21是用于解释驱动系统80的无级变速操作的共线图。
驱动系统80包括动力分配机构84，动力分配机构84具有双小齿轮型第一行星齿轮组82，以及切换离合器C0和切换制动器B0。驱动系统80还包括自动变速器86，自动变速器86具有七个前进行驶位置，并且被设置在动力分配机构84与输出轴22之间并通过动力传递部件18与动力分配机构84和输出轴22串接。本实施例中动力分配机构84的双小齿轮型第一行星齿轮组82包括如下构成的转动元件：第一太阳齿轮S1；彼此啮合的第一行星齿轮P1和第二行星齿轮P2；支承第一和第二行星齿轮P1、P2以使得第一和第二行星齿轮P1、P2每一个可绕其轴线以及绕第一太阳齿轮S1的轴线转动的第一行星架CA1；以及通过第一和第二行星齿轮P1、P2与第一太阳齿轮S1相啮合的第一齿圈R1。第一行星齿轮组82具有例如约为0.425的齿数比ρ1。在与动力分配机构16相似的动力分配机构84中，第一行星架CA1连接于输入轴14，即，连接于发动机8，并且第一太阳齿轮S1连接于第一电动机M1，而第一齿圈R1连接于动力传递部件18。切换制动器B0被设置在第一太阳齿轮S1与变速器壳体12之间，切换离合器C0被设置在第一太阳齿轮S1与第一行星架CA1之间。当切换离合器C0和制动器B0被释放时，动力分配机构84被布置在其中机构84用作其变速比γ0可连续变化的无级变速器的无级变速状态下。当切换离合器C0被接合时，动力分配机构84被布置在其中机构84用作具有1的固定变速比γ0的变速器的固定变速比变速状态下。当切换制动器B0而不是切换离合器C0被接合时，动力分配机构84被布置在其中机构84用作具有例如大于1的约1.7的固定变速比γ0的减速变速器的固定变速比变速状态下。在本实施例中，切换离合器C0和制动器B0也用作用于将动力分配机构84选择性地布置在其中机构84用作变速比可连续变化的无级变速器的无级变速状态中和其中机构84用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器的固定变速比变速状态中的差动状态切换装置。
自动变速器86包括具有例如约为0.550的齿数比ρ2的单小齿轮型第二行星齿轮组88，以及具有例如约为0.462的齿数比ρ3的双小齿轮型第三行星齿轮组90。双小齿轮型第三行星齿轮组90具有由第三行星架CA3可转动地支承并且彼此啮合的一对小齿轮P1、P2。外部小齿轮P2与第二行星齿轮组88的小齿轮一体形成。与小齿轮P2相啮合的第三齿圈R3和第三行星架CA3与第二行星齿轮组88的第二齿圈R2和第二行星架CA2一体形成。第三行星齿轮组90的第三太阳齿轮S3通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18，第二行星齿轮组88的第二太阳齿轮S2通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，并通过第三离合器C3选择性地连接于动力传递部件18。第二行星架CA2和第三行星架CA3通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12，并通过第二离合器C2选择性地连接于输入轴14。第二齿圈R2和第三齿圈R3一体地固定于输出轴22。
在如上所述构成的驱动系统80中，通过从上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、切换制动器B0、第一制动器B1和第二制动器B2中选择出来的摩擦接合装置的各个组合的接合动作选择性地建立第一档位(第一速度位置)到第七档位(第七速度位置)、倒档(后退行驶位置)和空档中的一个，如图18的图表所示。那些档位具有以几何级数变化的各自变速比γ(输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT)。具体地，应注意的是，装有切换离合器C0和制动器B0的动力分配机构84可通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合选择性地布置在其中机构84可用作具有单个变速比或多个变速比的变速器的固定变速比变速状态下，以及其中机构84可用作无级变速器的无级变速状态下，如上所述。因此，在本发明驱动系统80中，有级式变速器由自动变速器86和通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合被布置在固定变速比变速状态下的动力分配机构84构成。另外，无级变速器由自动变速器86和在切换离合器C0和切换制动器B0都没有被接合的情况下被布置在无级变速状态下的动力分配机构84构成。
在驱动系统80例如用作有级式变速器的情况下，具有例如约为3.763的最高变速比γ1的第一档位是通过第一离合器C1、第二制动器B2和切换制动器B0的接合动作建立的，具有例如约为2.457的变速比γ2(变速比γ2低于变速比γ1)的第二档位是通过第一离合器C1、切换制动器B0和第一制动器B1的接合动作建立的，如图18所示。另外，具有例如约为1.739的变速比γ3(变速比γ3低于变速比γ2)的第三档位是通过第一离合器C1、第三离合器C3和切换制动器B0的接合动作建立的，具有例如约为1.244的变速比γ4(变速比γ4低于变速比γ3)的第四档位是通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的。具有例如约为1.000的变速比γ5(变速比γ5低于变速比γ4)的第五档位是通过切换离合器C0和第二离合器C2的接合动作建立的。具有例如约为0.811的变速比γ6(变速比γ6低于变速比γ5)的第六档位是通过第二离合器C2、第三离合器C3和切换制动器B0的接合动作建立的。具有例如约为0.645的变速比γ7(变速比γ7低于变速比γ6)的第七档位是通过第二离合器C2、切换制动器B0和第一制动器B1的接合动作建立的。另外，具有例如约为3.162的变速比γR(变速比γR处于变速比γ1和γ2中间)的倒档是通过第三离合器C3、切换制动器B0和第二制动器B2的接合动作建立的。
另一方面，在驱动系统80用作有级式变速器的情况下，切换离合器C0和切换制动器B0两者都被释放，如图20所示，以使得动力分配机构84用作无级变速器，同时串接于动力分配机构84的自动变速器86用作具有三个前进行驶位置的有级式变速器，从而传递到布置在第一档位、第二档位和第三档位的一个中的自动变速器86的转动运动的速度即，动力传递部件18的转速被连续地改变，以使得当自动变速器86被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在预定范围上连续变化。因此，自动变速器86的变速比可在相邻档位间连续变化，从而驱动系统80的综合变速比γT可连续变化。
图19的共线图用直线示出当动力分配机构84被布置在通过切换离合器C0和制动器B0中一个的接合动作而建立的有级变速状态下时在包括动力分配机构84和自动变速器86的驱动系统80的每个档位中转动元件的转速之间的关系。
在图19中，竖直线Y1、Y2和Y3分别表示动力分配机构84的第一行星齿轮组82的第一太阳齿轮S1(第二转动元件RE2)、第一齿圈R1(第三转动元件RE3)和第一行星架CA1(第一转动元件RE1)的转速。当切换制动器B0被接合以建立第一速度位置到第四速度位置、第六速度位置和第七速度位置时，第一太阳齿轮S1的转速归零，而第一行星架CA1的转速等于发动机转速NE，因此第一齿圈R1的相对转速，即，动力传递部件18的相对转速由竖直线Y2与连接水平线X1和竖直线Y1之间交叉点以及竖直线Y3与表示发动机转速NE的水平线X2之间交叉点的直线L0之间的交叉点表示。在这种情况中，动力传递部件18的相对转速低于水平线X2表示的发动机转速NE，因此动力分配机构84用作减速装置。对于竖直线Y4-Y7来说，水平线X3表示减小的转速。当取代切换制动器B0接合切换离合器C0以建立第五速度位置时，第一行星齿轮组82的第一太阳齿轮S1、第一齿圈R1和第一行星架CA1作为一个单元在发动机转速NE下转动，并且第一齿圈R1的相对转速，即，动力传递部件18的相对转速由水平线X2和竖直线Y2之间的交叉点表示。在这种情况中，动力传递部件18的相对转速等于发动机转速NE，因此动力分配机构84用作变速比为1的固定变速比变速器。对于竖直线Y4-Y7来说，水平线X2表示转速。
如图19的共线图所示，当第一离合器C1、切换制动器B0和第二制动器B2被接合时，自动变速器86被布置在第一速度位置中。第一速度位置中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6(R2、R3)的转速的竖直线Y6与穿过表示第七转动元件RE7(S3)的转速的竖直线Y7与水平线X3之间的交叉点以及表示第五转动元件RE5(CA2、CA3)的转速的竖直线Y5与水平线X1之间的交叉点的倾斜直线L1之间的交叉点表示。类似地，通过第一离合器C1、切换制动器B0和第一制动器B1的接合动作建立的第二速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L2和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第一离合器C1、第三离合器C3和切换制动器B0的接合动作建立的第三速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L3和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的第四速度位置中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6与穿过表示输入轴14的转速的水平线X2和表示第五转动元件RE5的转速的竖直线Y5之间的交叉点以及表示第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7与水平线X3之间的交叉点的倾斜直线L4之间的交叉点表示。通过切换离合器C0和第二离合器C2的接合动作建立的第五速度位置中输出轴22的转速由与水平线X2对齐的直线L5和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第二离合器C2、第三离合器C3和切换制动器B0的接合动作建立的第六速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L6和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第二离合器C2、切换制动器B0和第一制动器B1的接合动作建立的第七速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L7和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第三离合器C3、切换制动器B0和第二制动器B2的接合动作建立的倒档R中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线LR和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。应注意的是，切换制动器B0无需被接合以建立图18和19中所示的第七速度位置，以及第一离合器C1或第三离合器C3无需被接合以建立第五速度位置。
图20是示出当动力分配机构84被布置在无级变速状态下时驱动系统80的自动变速器86的变速控制操作的图表。图21是用于解释变速控制操作的共线图。在通过切换离合器C0和切换制动器B0的释放动作建立的动力分配机构84的无级变速状态下，通过控制第一电动机M1的反作用力可使得第一电动机M1的转速在一广范围上变化。也就是说，第一齿圈R1的转速，即，动力传递部件18的转速可在这样一个范围内改变，所述范围的中点是发动机转速NE，如竖直线Y2与直线L0之间的交叉点所表示的，如箭头所示，所述直线L0绕水平线X2和竖直线Y3之间的交叉点枢转。如图21所示，当第一离合器C1和第二制动器B2被接合时自动变速器86被布置在第一速度位置中。第一速度位置中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6(R2、R3)的转速的竖直线Y6与穿过表示第七转动元件RE7(S3)的转速的竖直线Y7与水平线X3之间的交叉点以及表示第五转动元件RE5(CA2、CA3)的转速的竖直线Y5与水平线X1之间的交叉点的倾斜直线L1之间的交叉点表示。类似地，通过第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作建立的第二速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L2和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第一离合器C1和第三离合器C3的接合动作建立的第三速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L3和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。因此，动力分配机构84用作无级变速器，而与动力分配机构84串接的自动变速器86用作有级式变速器，以使得传递到布置在第一档位、第二档位和第三档位中的一个中的自动变速器86的转动运动的速度，即，动力传递部件18的转速被连续地改变，从而使得当自动变速器86被布置在那些档位的之一中时驱动系统的变速比可在一预定范围内连续变化。因此，自动变速器86的变速比可在相邻档位之间连续变化，从而使得驱动系统80的综合变速比γT可连续变化。
本实施例的驱动系统80也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构84与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器86构成的，因此本实施例的驱动系统80具有与前述实施例相似的那些优点。
实施例5
图22是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统92的布置的示意图，图23是示出布置在有级变速状态下的驱动系统92的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图24是用于解释驱动系统92的有级变速操作的共线图。图25是示出布置在无级变速状态下的驱动系统92的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图26是用于解释驱动系统92的无级变速操作的共线图。
驱动系统92包括动力分配机构94，动力分配机构94具有与图14中所示相似的单小齿轮型第一行星齿轮组24，它具有例如约为0.590的齿数比ρ1。动力分配机构94具有切换制动器B0。驱动系统92还包括自动变速器96，自动变速器96具有八个前进行驶位置，并且被设置在动力分配机构94与输出轴22之间并通过动力传递部件18与动力分配机构94与输出轴22串接。虽然本实施例中的动力分配机构94具有用于将第一行星齿轮组24的第一太阳齿轮S1选择性地固定于变速器壳体12的切换制动器B0，但是不具有用于将第一太阳齿轮S1与第一行星架CA1选择性地相互连接的切换离合器C0。当切换制动器B0被接合时，第一齿圈R1的转速高于第一行星架CA1的转速，因此动力分配机构94被布置在其中机构94用作具有例如约为0.63的小于1的固定变速比γ0的增速变速器的固定变速比变速状态下。因此，在本实施例中，切换制动器B0用作用于将动力分配机构94选择性地布置在其中机构94用作变速比γ0可连续变化的无级变速器的无级变速状态中和其中机构94用作具有变速比γ0小于1的单个档位的变速器的固定变速比变速状态中的差动状态切换装置。
自动变速器96包括具有例如约为0.435的齿数比ρ2的双小齿轮型第二行星齿轮组98，以及具有例如约为0.435的齿数比ρ3的单小齿轮型第三行星齿轮组100。双小齿轮型第二行星齿轮组98具有由第二行星架CA2可转动地支承并且彼此啮合的一对小齿轮P1、P2。外部小齿轮P2与第三行星齿轮组100的小齿轮一体形成。与小齿轮P2相啮合的第二齿圈R2和第二行星架CA2与第三行星齿轮组100的第三齿圈R3和第三行星架CA3一体形成。第二行星齿轮组98的第二太阳齿轮S2通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第三行星齿轮组100的第三太阳齿轮S3通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第四离合器C4选择性地连接于输入轴14。第二行星架CA2和第三行星架CA3通过第三离合器C3选择性地连接于输入轴14，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第二齿圈R2和第三齿圈R3一体地固定于输出轴22。
在如上所述构成的驱动系统92中，通过从上述第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4、切换制动器B0、第一制动器B1和第二制动器B2中选择出来的摩擦接合装置的各个组合的接合动作选择性地建立第一档位(第一速度位置)到第八档位(第八速度位置)、倒档(后退行驶位置)和空档中的一个，如图23的图表所示。那些档位具有以几何级数变化的各自变速比γ(输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT)。具体地，应注意的是，装有切换制动器B0的动力分配机构94可通过切换制动器B0的接合选择性地布置在其中机构94可用作具有拥有单个变速比的单个档位的变速器的固定变速比变速状态下，以及其中机构94可用作无级变速器的无级变速状态下，如上所述。因此，在本发明驱动系统92中，有级式变速器由自动变速器96和通过切换制动器B0的接合被布置在固定变速比变速状态下的动力分配机构94构成。另外，无级变速器由自动变速器96和被布置在通过切换制动器B0的释放动作建立的无级变速状态下的动力分配机构94构成。
在驱动系统92例如用作有级式变速器的情况下，具有例如约为3.538的最高变速比γ1的第一档位是通过第一离合器C1、切换制动器B0和第一制动器B1的接合动作建立的，具有例如约为2.226的变速比γ2(变速比γ2低于变速比γ1)的第二档位是通过第二离合器C2、切换制动器B0和第一制动器B1的接合动作建立的，如图23所示。另外，具有例如约为1.769的变速比γ3(变速比γ3低于变速比γ2)的第三档位是通过第三离合器C3、切换制动器B0和第一制动器B1的接合动作建立的，具有例如约为1.345的变速比γ4(变速比γ4低于变速比γ3)的第四档位是通过第二离合器C2、第三离合器C3和切换制动器B0的接合动作建立的。具有例如约为1.000的变速比γ5(变速比γ5低于变速比γ4)的第五档位是通过第三离合器C3、第四离合器C4和切换制动器B0的接合动作建立的。具有例如约为0.796的变速比γ6(变速比γ6低于变速比γ5)的第六档位是通过第一离合器C1、第三离合器C3和切换制动器B0的接合动作建立的。具有例如约为0.703的变速比γ7(变速比γ7低于变速比γ6)的第七档位是通过第一离合器C1、第四离合器C4和切换制动器B0的接合动作建立的，具有例如约为0.629的变速比γ8(变速比γ8低于变速比γ7)的第八档位是通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的。另外，具有例如约为2.300的变速比γR(变速比γR处于变速比γ1和γ2中间)的倒档是通过第四离合器C4、切换制动器B0和第二制动器B2的接合动作建立的。
另一方面，在驱动系统92用作有级式变速器的情况下，切换制动器B0被保持在释放状态下，如图25所示，以使得动力分配机构94用作无级变速器，同时串接于动力分配机构94的自动变速器96用作具有两个前进行驶位置的有级式变速器，从而传递到布置在第二档位和第八档位的一个中的自动变速器96的转动运动的速度即，动力传递部件18的转速被连续地改变，以使得当自动变速器96被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在预定范围上连续变化。因此，自动变速器96的变速比可在相邻档位间连续变化，从而驱动系统92的综合变速比γT可连续变化。
图24的共线图用直线示出当动力分配机构94被布置在通过切换制动器B0的接合动作而建立的有级变速状态下时在由动力分配机构94和自动变速器96构成的驱动系统92的每个档位中转动元件的转速之间的关系。
在与图3和图16相似的图24中，竖直线Y1、Y2和Y3分别表示动力分配机构94的第一行星齿轮组24的第一太阳齿轮S1(第二转动元件RE2)、第一行星架CA1(第一转动元件RE1)和第一齿圈R1(第三转动元件RE3)的转速。在有级变速状态下，切换制动器B0被接合以建立每个档位，并且第一太阳齿轮S1的转速归零，而第一行星架CA1的转速等于发动机转速NE，因此第一齿圈R1的相对转速，即，动力传递部件18的相对转速由竖直线Y3与连接水平线X1和竖直线Y1之间交叉点以及竖直线Y2与表示发动机转速NE的水平线X2之间交叉点的直线L0之间的交叉点表示。在这种情况中，动力传递部件18的相对转速高于水平线X2表示的发动机转速NE，因此动力分配机构94用作增速装置。对于竖直线Y4-Y7来说，水平线X3表示增加的转速。
如图24的共线图所示，当第四离合器C4、切换制动器B0和第一制动器B1被接合时，自动变速器96被布置在第一速度位置中。第一速度位置中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6(R2、R3)的转速的竖直线Y6与穿过表示第四转动元件RE4(S3)的转速的竖直线Y4与水平线X2之间的交叉点以及表示第七转动元件RE7(S2)的转速的竖直线Y7与水平线X1之间的交叉点的倾斜直线L1之间的交叉点表示。类似地，通过第二离合器C2、切换制动器B0和第一制动器B1的接合动作建立的第二速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L2和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第三离合器C3、切换制动器B0和第一制动器B1的接合动作建立的第三速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L3和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第二离合器C2、第三离合器C3和切换制动器B0的接合动作建立的第四速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L4和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6(R2、R3)的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第三离合器C3、第四离合器C4和切换制动器B0的接合动作建立的第五速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L5和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6(R2、R3)的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第一离合器C1、第三离合器C3和切换制动器B0的接合动作建立的第六速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L6和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6(R2、R3)的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第一离合器C1、第四离合器C4和切换制动器B0的接合动作建立的第七速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L7和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6(R2、R3)的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第一离合器C1、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的第八速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L8和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6(R2、R3)的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第四离合器C4、切换制动器B0和第二制动器B2的接合动作建立的倒档R中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线LR和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。应注意的是，切换制动器B0无需被接合以建立图23和24中所示的第一速度位置、第三速度位置、第五速度位置和倒档R。
图25是示出当动力分配机构94被布置在无级变速状态下时驱动系统92的自动变速器96的变速控制操作的图表。图26是用于解释变速控制操作的共线图。在通过切换制动器B0的释放动作建立的动力分配机构94的无级变速状态下，通过控制第一电动机M1的反作用力可使得第一电动机M1的转速可在广范围内变化。也就是说，第一齿圈R1的转速，即，动力传递部件18的转速可在这样一个范围内改变，所述范围的中点是发动机转速NE，如竖直线Y3与直线L0之间的交叉点所表示的，如箭头所示，所述直线L0围绕水平线X2和竖直线Y2之间的交叉点枢转。如图26所示，当第二离合器C2和第一制动器B1被接合时自动变速器96被布置在低速档位中。第二速度位置形式的低速档位中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6(R2、R3)的转速的竖直线Y6与穿过表示第七转动元件RE7(S2)的转速的竖直线Y7与水平线X1之间的交叉点以及表示第四转动元件RE4(S3)的转速的竖直线Y4与水平线X3之间的交叉点的倾斜直线L2之间的交叉点表示。类似地，通过第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作建立的第八速度位置形式的高速档位中输出轴22的转速由水平直线L8和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。在自动变速器96的低速度位置中，当直线L0枢转到由虚线表示的位置处时直线L2枢转到由虚线表示的位置处，因此直线L2与竖直线Y6的交叉点移动，从而输出轴22的转速可连续变化。因此，动力分配机构94用作无级变速器，而与动力分配机构94串接的自动变速器96用作具有由低速度位置和高速度位置构成的两个档位的有级式变速器，以使得传递到布置在第二速度位置和第八速度位置的一个中的自动变速器96的转动运动的速度，即，动力传递部件18的转速被连续地改变，从而使得当自动变速器96被布置在那些档位中之一时驱动系统的变速比可在一预定范围内连续变化。因此，自动变速器96的变速比可在相邻档位间连续变化，从而使得驱动系统92的综合变速比γT可连续变化。
本实施例的驱动系统92也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构94与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器96构成的，因此本实施例的驱动系统92具有与前述实施例相似的那些优点。
实施例6
图27是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统110的布置的示意图，图28是示出驱动系统110的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图29是用于解释驱动系统110的变速操作的共线图。本实施例不同于图1-3中所示的实施例之处在于，在本实施例中未设置第一离合器C1，以及本实施例中建立倒档的方式。以下对于本实施例的说明主要涉及驱动系统110与驱动系统10之间的差别。
驱动系统110包括动力分配机构16，动力分配机构16具有单小齿轮型第一行星齿轮组24，它具有例如约为0.418的齿数比ρ1；以及切换离合器C0和切换制动器B0。驱动系统110还包括自动变速器112，自动变速器112具有四个前进行驶位置，并且被设置在动力分配机构16与输出轴22之间并通过动力传递部件18与动力分配机构16与输出轴22串接。自动变速器112包括具有例如约为0.562的齿数比ρ2的单小齿轮型第二行星齿轮组26、具有例如约为0.425的齿数比ρ3的单小齿轮型第三行星齿轮组28以及具有例如约为0.421的齿数比ρ4的单小齿轮型第四行星齿轮组30。
在自动变速器112中，没有设置驱动系统10中所设置的第一离合器C1，因此在驱动系统10中通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18的第三齿圈R3和第四太阳齿轮S4被一体地固定于动力传递部件18。也就是说，自动变速器112被布置成使得第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3一体地固定于彼此、通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，以使得第二行星架CA2通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12，同时第四齿圈R4通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。另外，第二齿圈R2、第三行星架CA3和第四行星架CA4被一体地固定于输出轴22，而第三齿圈R3和第四太阳齿轮S4被一体地固定于动力传递部件18。
在如上所述构成的驱动系统110中，通过从上述切换离合器C0、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3中选择出来的摩擦接合装置的各个组合的接合动作选择性地建立第一档位(第一速度位置)到第五档位(第五速度位置)、倒档(后退行驶位置)和空档中的一个，如图28的图表所示。那些档位具有以几何级数变化的各自变速比γ(输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT)。尽管本发明不使用驱动系统10中提供的第一离合器C1，但是该驱动系统110也与驱动系统10一样具有第一速度位置到第五速度位置。在驱动系统10中，第一离合器C1被接合以建立第一速度位置到第五速度位置，如从图2的图表中可看出的。然而，在该驱动系统110中，第三齿圈R3和第四太阳齿轮S4被一体地固定于动力传递部件18。
与驱动系统10中一样，动力分配机构16装有切换离合器C0和制动器B0，并且可通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合选择性地布置在其中机构16可用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器的固定变速比变速状态下，以及其中机构16可用作无级变速器的无级变速状态下，如上所述。因此，在本发明驱动系统110中，有级式变速器由自动变速器112和通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合被布置在固定变速比变速状态下的动力分配机构16构成。另外，无级变速器由自动变速器112和在切换离合器C0和切换制动器B0都没有被接合的情况下被布置在无级变速状态下的动力分配机构16构成。
在驱动系统110例如用作有级式变速器的情况下，具有例如约为3.357的最高变速比γ1的第一档位是通过切换离合器C0和第三制动器B3的接合动作建立的，具有例如约为2.180的变速比γ2(变速比γ2低于变速比γ1)的第二档位是通过切换离合器C0和第二制动器B2的接合动作建立的，如图28所示。另外，具有例如约为1.424的变速比γ3(变速比γ3低于变速比γ2)的第三档位是通过切换离合器C0和第一制动器B1的接合动作建立的，具有例如约为1.000的变速比γ4(变速比γ4低于变速比γ3)的第四档位是通过切换离合器C0和第二离合器C2的接合动作建立的，具有例如约为0.705的变速比γ5(变速比γ5小于变速比γ4)的第五档位是通过第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的。另外，空档N是通过释放所有切换离合器C0、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3建立的。
另一方面，在驱动系统110用作无级变速器的情况下，切换离合器C0和切换制动器B0两者都被释放，如图28所示，以使得动力分配机构16用作无级变速器，同时串接于动力分配机构16的自动变速器112用作有级式变速器，从而传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位的一个中的自动变速器112的转动运动的速度即，动力传递部件18的转速被连续地改变，以使得当自动变速器112被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在预定范围上连续变化。因此，自动变速器112的变速比可在相邻档位间连续变化，从而驱动系统10的综合变速比γT可连续变化。
在图1-3中所示的实施例中，倒档是通过接合第二离合器C2和第三制动器B3并且释放第一离合器C1建立的，其中释放第一离合器C1是为了防止由于第二离合器C2的接合而导致动力传递部件18的转动运动被传递到输出轴22，这会导致与在第四档位和第五档位中一样自动变速器20的转动元件一体转动。在本实施例中，倒档或后退行驶位置是在动力传递部件18的转动方向在自动变速器112中没有反转的情况下，通过使传递到自动变速器112时的动力传递部件18的转动方向相对于第一档位到第五档位中的转动方向反转而建立的。也就是说，本实施例在自动变速器112中不使用第一离合器C1建立倒档或后退行驶位置。
详细地说，在发动机8的操作期间，例如，作为无级变速器操作的动力分配机构16用于使动力传递部件18的转动方向相对于发动机8的操作方向反转，以使得动力传递部件18沿相反方向的转动运动被传递到自动变速器112。通过接合第三制动器B3，建立具有要求变速比γR1的第一倒档形式的后退行驶位置。如图1-3中所示的驱动系统10中一样，变速比γR1可通常被设定为大约3.209，但是取决于车辆行驶状态，例如道路是否平坦、上坡，或路面状况恶化，也可通过改变动力传递部件18沿相反方向的转速而改变变速比γR1。可通过降低动力传递部件18的负转速的绝对值而将后退行驶位置的变速比γR1制定得高于第一档位的变速比γ1。
还可取代上述第一倒档提供第二倒档，或者除上述第一倒档外还提供第二倒档。该第二倒档是通过在动力传递部件18沿相反方向的转动运动被传递到自动变速器112的同时接合第二离合器C2而建立的。在该第二倒档中，自动变速器112的转动元件一体转动，以使得动力传递部件18沿相反方向的转动运动被传递到输出轴22。第二倒档具有要求变速比γR2。
图29的共线图用直线示出驱动系统110的每个档位中转动元件的转速之间的关系，所述驱动系统110是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器112构成的。上面已经说明了当切换离合器C0和切换制动器B0处于释放状态下时各个转动元件的转速以及当切换离合器C0或切换制动器B0处于接合状态下时各个转动元件的转速。自动变速器112的第四转动元件RE4到第八转动元件RE8的布置与自动变速器20的相同。
在自动变速器112中，第四转动元件RE4通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，第五转动元件RE5通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12，而第六转动元件RE6通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。另外，第七转动元件RE7固定于输出轴22，而第八转动元件RE8固定于动力传递部件18。
如图29的共线图所示，当第三离合器C3被接合时，自动变速器112被布置在第一速度位置中。第一速度位置中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7与穿过表示第八转动元件RE8的转速的竖直线Y8与水平线X2之间的交叉点以及表示第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6与水平线X1之间的交叉点的倾斜直线L1之间的交叉点表示。类似地，通过第二制动器B2的接合动作建立的第二速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L2和表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。通过第一制动器B1的接合动作建立的第三速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L3和表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。通过第二离合器C2的接合动作建立的第四速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L4和表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。在其中切换离合器C0接合的第一速度到第四速度位置中，动力分配机构16在与发动机转速NE相同的速度下的转动运动被传递到第八转动元件RE8。当取代切换离合器C0使得切换制动器B0被接合时，动力分配机构16在高于发动机转速NE的速度下的转动运动被传递到第八转动元件。通过第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的第五速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的水平线L5和表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。
当切换离合器C0和切换制动器B0两者都被释放时，传递到第八转动元件RE8的动力分配机构16的转动可相对于发动机转速NE连续变化。在这种状态中，当动力分配机构16使要传递到第八转动元件RE8的转动运动的方向相对于发动机8的操作方向反转时，如直线L0R1所示，通过第三制动器B3的接合动作建立的具有变速比Rev1的第一倒档中输出轴22的转速由通过所述接合动作确定的倾斜直线LR1与表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。在动力分配机构16被布置在无级变速状态下时，当要传递到第八转动元件RE8的转动运动的方向相对于发动机8的操作方向反转时，如直线L0R2所示，通过第二离合器C2的接合动作建立的具有变速比Rev2的第二倒档中输出轴22的转速由通过所述接合动作确定的水平直线LR2与表示固定于输出轴22的第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7之间的交叉点表示。
在本实施例中，驱动系统110也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器112构成的，因此本实施例的驱动系统110具有与前述实施例相似的那些优点。本实施例还具有这样一个优点，即，由于省却了图1-3实施例中提供的第一离合器C1，因此驱动系统110是小型化的并且具有减小的轴向尺寸。
本实施例的驱动系统110还被布置成使得要传递到自动变速器112的动力传递部件18的转动方向在后退行驶位置中相对于在第一档位到第五档位中的转动方向反转。因此，自动变速器112不需要装有用于使输出轴22的转动运动的方向相对于输入转动运动的方向反转的接合装置或齿轮装置，以便于建立用于输出轴22沿与前进行驶位置中方向相反的方向的转动运动的倒档。因此，可在自动变速器中没有第一离合器C1的情况下建立后退行驶位置，因此驱动系统可为小型化的。另外，在后退行驶位置中，将自动变速器112的输出转动运动的速度制定得低于或等于在第三制动器B3或第二离合器C2的接合状态下从变速比可连续变化的动力分配机构16接收的输入转动运动的速度。因此，后退行驶位置具有要求变速比λR，所述变速比λR可高于第一档位的变速比。
实施例7
图30是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统120的布置的示意图，图31是示出驱动系统120的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图32是用于解释驱动系统120的变速操作的共线图。本实施例不同于图1-3中所示的实施例之处主要在于，本实施例中动力分配机构16和自动变速器20不是相互同轴设置的。以下对于本实施例的说明主要涉及驱动系统120与驱动系统10之间的差别。
图30中所示的驱动系统120在连接到车身的变速器壳体12中装有：绕第一轴线14c可转动地设置的输入轴14；直接或通过脉动吸收减衰器(振动减衰装置)间接地安装在输入轴14上的动力分配机构16；绕平行于第一轴线14c的第二轴线32c可转动地设置的自动变速器20；连接于自动变速器20的差动驱动齿轮32形式的输出转动元件；以及中间轴齿轮对CG形式的动力传递部件，所述中间轴齿轮对(counter gear pair)CG连接动力分配机构16和自动变速器20，以便于在它们之间传递驱动力。该驱动系统120适合用在横向FF(前置发动机前轮驱动)车辆或横向RR(后置发动机后轮驱动)车辆上，并且设置在发动机8形式的驱动力源与一对驱动轮38之间。通过与差动驱动齿轮32、差动齿轮装置36、一对车轴37等相啮合的差动齿轮34将驱动力从差动驱动齿轮32传递到这对驱动轮38。
以上所述的中间轴齿轮对CG由可转动地设置在第一轴线14c上并与动力分配机构16同轴并固定于第一齿圈R1的中间轴驱动齿轮(counter drivegear)CG1，以及可转动地设置在第二轴线32c上并与自动变速器20同轴并通过第一离合器C1和第二离合器C2连接于自动变速器20的中间轴从动齿轮(counter driven gear)CG2构成。中间轴驱动齿轮CG1和中间轴从动齿轮CG2用作保持相互啮合的一对齿轮形式的一对部件。由于中间轴齿轮对CG的减速比(中间轴驱动齿轮CG1的转速/中间轴从动齿轮CG2的转速)约为1.000，因此中间轴齿轮对CG在功能上相当于图1-3中所示的实施例中的动力传递部件18，所述动力传递部件18连接动力分配机构16和自动变速器20。也就是说，中间轴驱动齿轮CG1相当于构成动力传递部件18位于第一轴线14c一侧上的一部分的动力传递部件，而中间轴从动齿轮CG2相当于构成动力传递部件18位于第二轴线32c一侧上的另一部分的动力传递部件。
下面将参照图30说明驱动系统120的各个元件。中间轴齿轮对CG被设置得与动力分配机构16的远离发动机8的一端相邻。换句话说，动力分配机构16被设置在发动机8和中间轴齿轮对CG之间，并且被布置成邻近于中间轴齿轮对CG。第二电动机M2被设置在第一轴线14c上第一行星齿轮组24与中间轴齿轮对CG之间，以使得第二电动机M2固定于中间轴驱动齿轮CG1。差动驱动齿轮32被设置得与自动变速器20的远离中间轴齿轮对CG的一端相邻，即，被设置在发动机8一侧上。换句话说，自动变速器20被设置在中间轴齿轮对CG和差动驱动齿轮32(发动机8)之间，并且被布置成邻近于中间轴齿轮对CG。在中间轴齿轮对CG和差动驱动齿轮32之间，第二行星齿轮组26、第三行星齿轮组28和第四行星齿轮组30以书写的顺序沿从中间轴齿轮对CG朝向差动驱动齿轮32的方向设置。第一离合器C1和第二离合器C2被设置在中间轴齿轮对CG和第二行星齿轮组26之间。
本实施例不同于图1-3中所示实施例之处仅在于，中间轴齿轮对CG取代动力传递部件18连接动力分配机构16和自动变速器20，并且在动力分配机构16和自动变速器20的布置方面与图1-3中所示实施例相同。因此，图31的图表和图32的共线图分别与图2的图表和图3的共线图相同。
在本实施例中，驱动系统120也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器20构成的，因此本实施例的驱动系统120具有与前述实施例相似的那些优点。与图1-3中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器20不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统120沿轴向方向的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上，以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。本发明还具有另一个优点，即，由于动力分配机构16与自动变速器20被设置在发动机8(差动驱动齿轮32)与中间轴齿轮对CG之间，因此可进一步减小驱动系统120的要求轴向尺寸。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例8
图33是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统130的布置的示意图。本实施例不同于图30-32中所示的实施例之处主要在于，第二电动机M2的位置。下面将参照图33说明第二电动机M2的位置布置。第二电动机M2位于第一和第二离合器C1和C2的组件与中间轴齿轮对CG之间，并且被设置在第二轴线32c上，并邻近于中间轴齿轮对CG，以使得第二电动机M2固定于用作第二轴线32c一侧上的动力传递部件的中间轴从动齿轮CG2。动力分配机构16和自动变速器20的布置与图30-32中所示实施例相同。因此，图31的图表和图32的共线图适用于图33的该实施例。
在本实施例中，驱动系统130也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器20构成的，因此本实施例的驱动系统130具有与前述实施例相似的那些优点。与图1-3中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器20不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统130沿轴向方向的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上，以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。本发明还具有另一个优点，即，由于动力分配机构16与自动变速器20被设置在发动机8(差动驱动齿轮32)与中间轴齿轮对CG之间，因此可进一步减小驱动系统130的要求轴向尺寸。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例9
图34是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统140的布置的示意图。本实施例不同于图30-32中所示的实施例之处主要在于，第二电动机M2以及第一和第二离合器C1、C2的位置。下面将参照图34说明第二电动机M2以及离合器C1、C2的位置布置。第二电动机M2位于中间轴齿轮对CG的远离第一行星齿轮组24的一侧上，并且被设置在第一轴线14c上，并邻近于中间轴齿轮对CG，以使得第二电动机M2固定于用作第一轴线14c一侧上的动力传递部件的中间轴驱动齿轮CG1。第一离合器C1和第二离合器C2位于中间轴齿轮对CG的远离第二行星齿轮组26的一侧上，并且被设置在第二轴线32c上，并邻近于中间轴齿轮对CG。动力分配机构16和自动变速器20的布置与图30-32中所示实施例相同。因此，图31的图表和图32的共线图适用于图34的该实施例。
在本实施例中，驱动系统140也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器20构成的，因此本实施例的驱动系统140具有与前述实施例相似的那些优点。与图1-3中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器20不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统140沿轴向方向的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上，以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例10
图35是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统150的布置的示意图，图36是示出驱动系统150的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图37是用于解释驱动系统150的变速操作的共线图。本实施例不同于图27-29中所示实施例之处主要在于，在本实施例中动力分配机构16和自动变速器20不是相互同轴设置的，而不同于图30-32中所示的实施例之处在于，在本实施例中未提供第一离合器C1，以及在本实施例中建立倒档的方式。
本实施例不同于图27-29中所示实施例之处仅在于，中间轴齿轮对CG取代动力传递部件18连接动力分配机构16和自动变速器112，并且在动力分配机构16和自动变速器20的布置方面与图1-3中所示实施例相同，包括用于建立倒档的装置。因此，图36的图表和图37的共线图分别与图28的图表和图29的共线图相同。另外，除省却了第一离合器C1以外，图35中驱动系统150的布置和中间轴齿轮对CG(相当于图27的动力传递部件18)的布置与图30中所示的实施例相同。
在本实施例中，驱动系统150也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器112构成的，因此本实施例的驱动系统150具有与前述实施例相似的那些优点。与图27-29中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器112不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统150轴向方向上的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上，以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。本发明还具有另一个优点，即，由于动力分配机构16与自动变速器112被设置在发动机8(差动驱动齿轮32)与中间轴齿轮对CG之间，因此可进一步减小驱动系统150的要求轴向尺寸。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例11
图38是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统160的布置的示意图。本实施例不同于图35-37中所示的实施例之处主要在于，第二电动机M2和第二离合器C2的位置。下面将参照图38说明第二电动机M2和第二离合器C2的位置布置。第二电动机M2位于中间轴齿轮对CG的远离第一行星齿轮组24的一侧上，并且被设置在第一轴线14c上，并邻近于中间轴齿轮对CG，以使得第二电动机M2固定于用作第一轴线14c一侧上的动力传递部件的中间轴驱动齿轮CG1。第二离合器C2位于中间轴齿轮对CG的远离第二行星齿轮组26的一侧上，并且被设置在第二轴线32c上，并邻近于中间轴齿轮对CG。动力分配机构16和自动变速器112的布置与图35-37中所示实施例相同。因此，图36的图表和图37的共线图适用于图38的该实施例。
在本实施例中，驱动系统160也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器112构成的，因此本实施例的驱动系统160具有与前述实施例相似的那些优点。与图27-29中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器112不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统160轴向方向上的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上，以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例12
图39是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统170的布置的示意图，图40是示出驱动系统170的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图41是用于解释驱动系统170的变速操作的共线图。本实施例不同于图14-16中所示实施例之处主要在于，在本实施例中未提供第一离合器C1，以及本实施例中建立倒档的方式。以下对于本实施例的说明主要涉及驱动系统170与驱动系统70之间的差别。
与驱动系统70一样，驱动系统170包括动力分配机构16，动力分配机构16具有单小齿轮型第一行星齿轮组24，它具有例如约为0.418的齿数比ρ1；以及切换离合器C0和切换制动器B0。驱动系统170还包括自动变速器172，自动变速器172具有三个前进行驶位置，并且被设置在动力分配机构16与输出轴22之间并通过动力传递部件18与动力分配机构16与输出轴22串接。自动变速器172包括具有例如约为0.532的齿数比ρ2的单小齿轮型第二行星齿轮组26，以及具有例如约为0.418的齿数比ρ3的单小齿轮型第三行星齿轮组28。
在自动变速器172中，没有提供驱动系统70中所提供的第一离合器C1，因此在驱动系统70中通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18的第二齿圈R2被一体地固定于动力传递部件18。也就是说，自动变速器172被布置成使得第二行星齿轮组26的第二太阳齿轮S2和第三行星齿轮组28的第三太阳齿轮S3一体地固定于彼此、通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12；并且被布置成使得第二行星齿轮组26的第二行星架CA2和第三行星齿轮组28的第三齿圈R3一体地固定于彼此并固定于输出轴22。另外，第二齿圈R2固定于动力传递部件18，第三行星架CA3通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。
在如上所述构成的驱动系统170中，通过从上述切换离合器C0、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1和第二制动器B2中选择出来的摩擦接合装置的各个组合的接合动作选择性地建立第一档位(第一速度位置)到第四档位(第四速度位置)、倒档(后退行驶位置)和空档中的一个，如图40的图表所示。那些档位具有以几何级数变化的各自变速比γ(输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT)。尽管本发明不使用驱动系统70中提供的第一离合器C1，但是该驱动系统170也与驱动系统70中一样具有第一速度位置到第四速度位置。在驱动系统70中，第一离合器C1被接合以建立第一速度位置到第四速度位置，如从图15的图表中可看出的。然而，在该驱动系统170中，第二齿圈R2被一体地固定于动力传递部件18。
与驱动系统70中一样，动力分配机构16装有切换离合器C0和制动器B0，并且可通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合选择性地布置在其中机构16可用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器的固定变速比变速状态下，以及其中机构16可用作无级变速器的无级变速状态下，如上所述。因此，在本发明驱动系统170中，有级式变速器由自动变速器172和通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合被布置在固定变速比变速状态下的动力分配机构16构成。另外，无级变速器由自动变速器172和在切换离合器C0和切换制动器B0都没有被接合的情况下被布置在无级变速状态下的动力分配机构16构成。
在驱动系统170例如用作有级式变速器的情况下，具有例如约为2.804的最高变速比γ1的第一档位是通过切换离合器C0和第三制动器B3的接合动作建立的，具有例如约为1.531的变速比γ2(变速比γ2低于变速比γ1)的第二档位是通过切换离合器C0和第一制动器B1的接合动作建立的，如图39所示。另外，具有例如约为1.000的变速比γ3(变速比γ3低于变速比γ2)的第三档位是通过切换离合器C0和第二离合器C2的接合动作建立的，具有例如约为0.705的变速比γ4(变速比γ4低于变速比γ3)的第四档位是通过第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的。另外，空档N是通过释放所有切换离合器C0、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1和第二制动器B2建立的。
另一方面，在驱动系统170用作无级变速器的情况下，切换离合器C0和切换制动器B0两者都被释放，如图40所示，以使得动力分配机构16用作无级变速器，同时串接于动力分配机构16的自动变速器172用作有级式变速器，从而传递到布置在第一档位、第二档位和第三档位的一个中的自动变速器172的转动运动的速度即，动力传递部件18的转速被连续地改变，以使得当自动变速器172被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在预定范围上连续变化。因此，自动变速器172的变速比可在相邻档位间连续变化，从而驱动系统170的综合变速比γT可连续变化。
在图14-16中所示的实施例中，倒档是通过接合第二离合器C2和第二制动器B2并且释放第二离合器C2建立的，其中释放第二离合器C2是为了防止由于第二离合器C2的接合而导致动力传递部件18的转动运动被传递到输出轴22，这会导致与在第三档位和第四档位中一样自动变速器172的转动元件一体转动。在本实施例中，倒档或后退行驶位置是在动力传递部件18的转动方向在自动变速器172中没有反转的情况下，通过使传递到自动变速器172时的动力传递部件18的转动方向相对于第一档位到第四档位中的转动方向反转而建立的。也就是说，本实施例在自动变速器172中不使用第一离合器C1建立倒档或后退行驶位置。
详细地说，在发动机8的操作期间，例如，作为无级变速器操作的动力分配机构16用于使动力传递部件18的转动方向相对于发动机8的操作方向反转，以使得动力传递部件18沿相反方向的转动方向被传递到自动变速器172。通过接合第二制动器B2，建立具有要求变速比γR1的第一倒档形式的后退行驶位置。如图14-16中所示的驱动系统10中一样，变速比γR1可通常被设定为约2.393，但是取决于车辆行驶状态，例如道路是否平坦、上坡，或路面状况恶化，也可通过改变动力传递部件18沿相反方向的转速而改变变速比γR1。可通过降低动力传递部件18的负转速的绝对值而将后退行驶位置的变速比γR1制定得高于第一档位的变速比γ1。
还可取代上述第一倒档提供第二倒档，或者除上述第一倒档外还提供第二倒档。该第二倒档是通过在动力传递部件18沿相反方向的转动运动被传递到自动变速器172的同时接合第二离合器C2而建立的。在该第二倒档中，自动变速器172的转动元件一体转动，以使得动力传递部件18沿相反方向的转动运动被传递到输出轴22。第二倒档具有要求变速比γR2。
图41的共线图用直线示出驱动系统170的每个档位中转动元件的转速之间的关系，所述驱动系统170是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器172构成的。上面已经说明了当切换离合器C0和切换制动器B0处于释放状态下时各个转动元件的转速以及当切换离合器C0或切换制动器B0处于接合状态下时各个转动元件的转速。自动变速器172的第四转动元件RE4到第七转动元件RE7的布置与自动变速器72的相同。
在自动变速器172中，第四转动元件RE4通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，第五转动元件RE5通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。另外，第六转动元件RE6固定于输出轴22，而第七转动元件RE7固定于动力传递部件18。
如图41的共线图所示，当第二制动器B2被接合时，自动变速器172被布置在第一速度位置中。第一速度位置中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6与穿过表示第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7与水平线X2之间的交叉点以及表示第五转动元件RE5的转速的竖直线Y5与水平线X1之间的交叉点的倾斜直线L1之间的交叉点表示。类似地，通过第一制动器B1的接合动作建立的第二速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L2和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第二离合器C2的接合动作建立的第三速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L3和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。在其中切换离合器C0被接合的第一速度位置到第三速度位置中，动力分配机构16在与发动机转速NE相同的速度下的转动运动被传递到第七转动元件RE7。当取代切换离合器C0使得切换制动器B0被接合时，动力分配机构16在高于发动机转速NE的速度下的转动运动被传递到第七转动元件。通过第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的第四速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的水平线L4和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。
当切换离合器C0和切换制动器B0两者都被释放时，传递到第七转动元件RE7的动力分配机构16的转动运动可相对于发动机转速NE连续变化。在这种状态中，当动力分配机构16使要传递到第七转动元件RE7的转动运动的方向相对于发动机8的操作方向反转时，如直线L0R1所示，通过第二制动器B2的接合动作建立的具有变速比Rev1的第一倒档中输出轴22的转速由通过所述接合动作确定的倾斜直线LR1与表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。在动力分配机构16被布置在无级变速状态下时，当要传递到第七转动元件RE7的转动运动的方向相对于发动机8的操作方向反转时，如直线L0R2所示，通过第二离合器C2的接合动作建立的具有变速比Rev2的第二倒档中输出轴22的转速由通过所述接合动作确定的水平直线LR2与表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。
在本实施例中，驱动系统170也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器172构成的，因此本实施例的驱动系统170具有与前述实施例相似的那些优点。本实施例还具有这样一个优点，即，由于省却了图14-16实施例中提供的第一离合器C1，因此驱动系统170是小型化的并且具有减小的轴向尺寸。
本实施例的驱动系统170还被布置成使得要传递到自动变速器172的动力传递部件18的转动运动的方向在后退行驶位置中相对于在第一档位到第四档位中的转动方向反转。因此，自动变速器172不需要装有用于使输出轴22的转动运动的方向相对于输入转动运动的方向反转的接合装置或齿轮装置，以便于建立用于输出轴22沿与前进行驶位置中方向相反的方向的转动运动的倒档。因此，可在自动变速器中没有第一离合器C1的情况下建立后退行驶位置，因此驱动系统可为小型化的。另外，在后退行驶位置中，将自动变速器172的输出转动运动的速度制定得低于或等于在第二制动器B2或第二离合器C2的接合状态下从变速比可连续变化的动力分配机构16接收的输入转动运动的速度。因此，后退行驶位置具有要求变速比λR，所述变速比λR可高于第一档位的变速比。
实施例13
图42是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统180的布置的示意图，图43是示出驱动系统180的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图43是用于解释驱动系统180的变速操作的共线图。本实施例不同于图14-16中所示的实施例之处主要在于，本实施例中动力分配机构16和自动变速器72不是相互同轴设置的。以下对于本实施例的说明主要涉及驱动系统180与驱动系统70之间的差别。
图42中所示的驱动系统180在连接到车身的变速器壳体12中装有：绕第一轴线14c可转动地设置的输入轴14；直接或通过脉动吸收减衰器(振动减衰装置)间接地安装在输入轴14上的动力分配机构16；绕平行于第一轴线14c的第二轴线32c可转动地设置的自动变速器72；连接于自动变速器72的差动驱动齿轮32形式的输出转动元件；以及中间轴齿轮对CG形式的动力传递部件，所述中间轴齿轮对CG连接动力分配机构16和自动变速器72，以便于在它们之间传递驱动力。该驱动系统180适合用在横向FF(前置发动机前轮驱动)车辆或横向RR(后置发动机后轮驱动)车辆上，并且被设置在发动机8形式的驱动力源与一对驱动轮38之间。通过与差动驱动齿轮32、差动齿轮装置36、一对车轴37等相啮合的差动齿轮34将驱动力从差动驱动齿轮32传递到这对驱动轮38。
以上所述的中间轴齿轮对CG由可转动地设置在第一轴线14c上并与动力分配机构16同轴并固定于第一齿圈R1的中间轴驱动齿轮CG1，以及可转动地设置在第二轴线32c上并与自动变速器20同轴并通过第一离合器C1和第二离合器C2连接于自动变速器20的中间轴从动齿轮CG2构成。中间轴驱动齿轮CG1和中间轴从动齿轮CG2用作保持相互啮合的一对齿轮形式的一对部件。由于中间轴齿轮对CG的减速比(中间轴驱动齿轮CG1的转速/中间轴从动齿轮CG2的转速)约为1.000，因此中间轴齿轮对CG在功能上相当于图14-16中所示的实施例中的动力传递部件18，所述动力传递部件18连接动力分配机构16和自动变速器72。也就是说，中间轴驱动齿轮CG1相当于构成动力传递部件18位于第一轴线14c一侧上的一部分的动力传递部件，而中间轴从动齿轮CG2相当于构成动力传递部件18位于第二轴线32c一侧上的另一部分的动力传递部件。
下面将参照图42说明驱动系统180的各个元件。中间轴齿轮对CG被设置得与动力分配机构16的远离发动机8的一端相邻。换句话说，动力分配机构16被设置在发动机8和中间轴齿轮对CG之间，并且被布置成邻近于中间轴齿轮对CG。第二电动机M2被设置在第一轴线14c上第一行星齿轮组24与中间轴齿轮对CG之间，以使得第二电动机M2固定于中间轴驱动齿轮CG1。差动驱动齿轮32被设置得与自动变速器72的远离中间轴齿轮对CG的一端相邻，即，被设置在发动机8的一侧上。换句话说，自动变速器72被设置在中间轴齿轮对CG和差动驱动齿轮32(发动机8)之间，并且被布置成邻近于中间轴齿轮对CG。在中间轴齿轮对CG和差动驱动齿轮32之间，第二行星齿轮组26和第三行星齿轮组28以书写的顺序沿从中间轴齿轮对CG朝向差动驱动齿轮32的方向设置。第一离合器C1和第二离合器C2被设置在中间轴齿轮对CG和第二行星齿轮组26之间。
本实施例不同于图14-16中所示实施例之处仅在于，中间轴齿轮对CG取代动力传递部件18连接动力分配机构16和自动变速器72，并且在动力分配机构16和自动变速器72的布置方面与图14-16中所示实施例相同。因此，图43的图表和图44的共线图分别与图15的图表和图16的共线图相同。
在本实施例中，驱动系统180也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器72构成的，因此本实施例的驱动系统180具有与前述实施例相似的那些优点。与图14-16中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器20不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统180轴向方向上的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上，以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。本发明还具有另一个优点，即，由于动力分配机构16与自动变速器72被设置在发动机8(差动驱动齿轮32)与中间轴齿轮对CG之间，因此可进一步减小驱动系统180的要求轴向尺寸。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例14
图45是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统190的布置的示意图。本实施例不同于图42-44中所示的实施例之处主要在于，第二电动机M2的位置。下面将参照图45说明第二电动机M2的位置布置。第二电动机M2位于第一和第二离合器C1和C2的组件与中间轴齿轮对CG之间，并且被设置在第二轴线32c上，并邻近于中间轴齿轮对CG，以使得第二电动机M2固定于用作第二轴线32c一侧上的动力传递部件的中间轴从动齿轮CG2。动力分配机构16和自动变速器72的布置与图42-44中所示实施例相同。因此，图43的图表和图44的共线图适用于图45的该实施例。
在本实施例中，驱动系统190也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器72构成的，因此本实施例的驱动系统190具有与前述实施例相似的那些优点。与图14-16中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器72不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统190轴向方向上的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上，以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。本发明还具有另一个优点，即，由于动力分配机构16与自动变速器72被设置在发动机8(差动驱动齿轮32)与中间轴齿轮对CG之间，因此可进一步减小驱动系统190的要求轴向尺寸。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例15
图46是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统200的布置的示意图。本实施例不同于图42-44中所示的实施例之处主要在于，第二电动机M2、第一离合器C1和第二行星齿轮组26的位置。下面将参照图46说明第二电动机M2、离合器C1和第二行星齿轮组26的位置布置。第二电动机M2位于中间轴齿轮对CG的远离第一行星齿轮组24的一侧上，并且被设置在第一轴线14c上，并邻近于中间轴齿轮对CG，以使得第二电动机M2固定于用作第一轴线14c一侧上的动力传递部件的中间轴驱动齿轮CG1。第一离合器C1和第二行星齿轮组26位于中间轴齿轮对CG的远离第二离合器C2和第三行星齿轮组28的一侧上，并且被设置在第二轴线32c上，以使得第一离合器C1被布置成比第二行星齿轮组26更靠近于中间轴齿轮对CG。动力分配机构16和自动变速器72的布置与图42-44中所示实施例相同。因此，图43的图表和图44的共线图适用于图46的该实施例。
在本实施例中，驱动系统200也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器72构成的，因此本实施例的驱动系统200具有与前述实施例相似的那些优点。与图14-16中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器72不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统200轴向方向上的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线13c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例16
图47是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统210的布置的示意图，图48是示出驱动系统210的档位的图表，以及用于选择性地建立那些档位的液压式摩擦接合装置的接合状态的不同组合，而图49是用于解释驱动系统210的变速操作的共线图。本实施例不同于图39-41中所示实施例之处主要在于，在本实施例中动力分配机构16和自动变速器172不是相互同轴设置的，而不同于图42-44中所示的实施例之处在于，在本实施例中未提供第一离合器C1，以及在本实施例中建立倒档的方式。
本实施例不同于图39-42中所示实施例之处仅在于，中间轴齿轮对CG取代动力传递部件18连接动力分配机构16和自动变速器172，并且在动力分配机构16和自动变速器172的布置方面与图39-42中所示实施例相同，包括用于建立倒档的装置。因此，图48的图表和图49的共线图分别与图40的图表和图41的共线图相同。另外，除省却了第一离合器C1以外，图47中所示的驱动系统210的布置和中间轴齿轮对CG(相当于图39的动力传递部件18)的布置与图42中所示的实施例相同。
在本实施例中，驱动系统210也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器172构成的，因此本实施例的驱动系统210具有与前述实施例相似的那些优点。与图39-41中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器172不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统210轴向方向上的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上，以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。本发明还具有另一个优点，即，由于动力分配机构16与自动变速器172被设置在发动机8(差动驱动齿轮32)与中间轴齿轮对CG之间，因此可进一步减小驱动系统210的要求轴向尺寸。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例17
图50是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统220的布置的示意图。本实施例不同于图47-49中所示的实施例之处主要在于，第二电动机M2和第二行星齿轮组26的位置。下面将参照图50说明第二电动机M2和第二行星齿轮组26的位置布置。第二电动机M2位于中间轴齿轮对CG的远离第一行星齿轮组24的一侧上，并且被设置在第一轴线14c上，并邻近于中间轴齿轮对CG，以使得第二电动机M2固定于用作第一轴线14c一侧上的动力传递部件的中间轴驱动齿轮CG1。第二行星齿轮组26位于中间轴齿轮对CG的远离第二离合器C2和第三行星齿轮组28的一侧上，并且被设置得邻近于中间轴齿轮对CG。动力分配机构16和自动变速器172的布置与图47-49中所示实施例相同。因此，图48的图表和图49的共线图适用于图50的本实施例。
在本实施例中，驱动系统220也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器172构成的，因此本实施例的驱动系统220具有与前述实施例相似的那些优点。与图39-41中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器172不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统220轴向方向上的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上，以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例18
图51示出用作可手动操作以选择驱动装置10的变速状态的手动变速状态选择装置的交互式开关44。在前述实施例中，驱动系统10的变速状态是基于车辆状态的变化并根据图8或图12中作为示例示出的关系自动切换的。然而，也可通过交互式开关44的手动操作手动地切换驱动装置10的变速状态。也就是说，取决于开关44是被布置在其无级变速位置中或是有级变速位置中，切换控制装置50可被布置成用于将变速机构10选择性地布置在无级变速状态下或有级变速状态下。例如，当车辆使用者喜欢驱动系统10用作无级变速器或想要提高发动机的燃料经济性时，车辆使用者手动地操作开关44，以便将驱动系统10布置在无级变速状态下，或者当车辆使用者喜欢用作有级式变速器的驱动系统10的变速动作导致的发动机转速变化时，将驱动系统10布置在有级变速状态下。开关44除无级变速位置和有级变速位置之外还可具有中立位置。在这种情况下，当使用者没有选择要求的变速状态或喜欢驱动系统被自动地布置在无级变速状态和有级变速状态之一中时开关44可被布置在其中立位置中。
实施例19
图52是用于解释由本发明另一个实施例中所提供的电子控制装置40执行的主要控制功能的功能框图。在图52中，有级变速控制装置152被布置成用于基于预定控制变量并根据存储关系控制变速机构10的变速动作。图53示出有级变速控制图(变速边界线图)162形式的存储关系的一个示例。与上述有级变速控制装置54相似，有级变速控制装置152被布置成使得根据存储在关系存储装置154中并由图53中的实线和单点划线指示的有级变速控制图162，并基于由车速V以及车辆负荷，即自动变速部20的输出转矩TOUT所表示的车辆状态，判定是否应实行自动变速部20的变速动作。换句话说，有级变速控制装置152确定自动变速部20所应变速到的档位，并指令自动变速部20变速到所确定的档位的变速动作。因此，本实施例被布置成用于控制自动变速部的变速操作作为车速V和输出转矩TOUT形式的车辆负荷的函数。图53中所示的图使用与限定无级变速区域和有级变速区域所使用的相同的控制变量。
与混合动力控制装置52一样，混合动力控制装置156被布置成用于控制发动机8，以使得在变速机构10被布置在无级变速状态下时，即，在差动部11被布置在其差动状态下时，发动机8在高效率下操作。混合动力控制装置156还被布置成用于控制用作电控无级变速器的差动部11的变速比γ0，以便于建立由发动机8和第二电动机M2产生的驱动力的最佳比例并使得第一电动机M1和/或第二电动机M2发电期间所产生的反作用力最优化。例如，混合动力控制装置156基于加速踏板的操作量Acc和车速V计算车辆驾驶员在车辆的当前行驶速度下所要求的输出，并且基于算出的要求输出和要求发电量计算要求车辆驱动力。基于算出的要求车辆驱动力，混合动力控制装置156计算发动机8的要求转速NE和总输出，并且根据算出的发动机的要求转速和总输出控制发动机8的实际输出和第一电动机M1和/或第二电动机M2的发电量。
混合动力控制装置156被布置成用于在考虑当前选定的自动变速部20的档位的同时实行上述混合动力控制，以提高发动机的燃料经济性。在混合动力控制中，差动部11被控制得用作电控无级变速器，以便于用于发动机8有效操作的发动机转速NE和车速V与自动变速部20的选定档位所确定的动力传递部件18的转速之间的最优整合。也就是说，混合动力控制装置156确定变速机构10的综合变速比γT的目标值，以使得发动机8根据存储的最高燃料经济性曲线操作，所述最高燃料经济性曲线满足发动机8的要求操作效率和最高燃料经济性两者。混合动力控制装置156控制差动部11的变速比γ0，以便于获得综合变速比γT的目标值，从而可将综合变速比γT控制在一预定范围内，例如，控制在13和0.5之间。
在混合动力控制中，混合动力控制装置156通过逆变器58将第一电动机M1产生的电能供给到蓄电装置60和第二电动机M2。也就是说，发动机8所产生的驱动力的主要部分被机械地传递到动力传递部件18，而驱动力的其余部分由第一电动机M1消耗以便将该部分转换为电能，所述电能通过逆变器58供给到第二电动机M2，或者随后由第一电动机M1消耗。具有电能的第二电动机M2或第一电动机M1的操作所产生的驱动力被传递给动力传递部件18。因此，驱动系统装有电力路径，通过发动机8的一部分驱动力的转换所产生的电能通过所述电力路径转换成机械能。该电力路径包括与发电以及第二电动机M2的耗电有关的部件。还应注意的是，混合动力控制装置156还被布置成用于利用差动变速部11的电动CVT功能(差动功能)而不管发动机8是否处于非操作状态或怠速状态来建立仅利用用作驱动力源的电动机(例如，第二电动机M2)驱动车辆的电动机驱动模式。甚至在发动机处于其非操作状态的同时差动部11被布置在有级变速状态(固定变速比变速状态)中时，混合动力控制装置156也可通过第一电动机M1和/或第二电动机M2的操作建立电动机驱动模式。
混合动力控制装置156还用作驱动力源选择控制装置，用于基于预定控制参数并根据预定关系选择多个驱动力源中的一个，即，发动机8、第一电动机M1和第二电动机M2中的一个。图54示出存储关系的一个示例，即，这样一种边界线，所述边界线限定出发动机驱动区域(行驶区域)和电动机驱动区域，并且用于选择发动机8或电动机M1、M2作为驱动力源(用于选择发动机驱动模式(行驶模式)和电动机驱动模式中的一个)。也就是说，存储关系由直角二维坐标系统中的驱动力源选择控制图(驱动力源切换边界线图)164表示，所述直角二维坐标系统具有沿其取得车速V的轴线和沿其取得输出转矩TOUT形式的驱动力关联值的轴线。图54还示出位于实边界线内部(偏置)一适当控制滞后量的单点划线。例如，图54中所示的驱动力源选择控制图164被存储在关系存储装置154中。混合动力控制装置156判定车速V和输出转矩TOUT表示的车辆状态是否处于驱动力源选择控制图164所限定的电动机驱动区域中。如从图54中可看出的，当输出转矩TOUT较小时，或当车速较低时，即，当车辆负荷处于较低范围中时(在较低范围中发动机的操作效率通常低于较高范围)，混合动力控制装置156选择电动机驱动区域。因此本实施例被布置成用于作为车速V和自动变速部20的输出转矩TOUT形式的车辆负荷的函数选择要求的驱动力源。图54中所示的图使用与限定无级变速区域和有级变速区域所使用的相同的控制变量。
为了降低电动机驱动模式下保持在其非操作状态中的发动机8的拖动(dragging)趋势，从而提高燃料经济性，混合动力控制装置156通过差动部11的差动功能控制差动部11以使得发动机转速NE基本保持为零，即，保持为零或接近于零。图55是与示出差动部11的图3共线图的一部分相对应的视图。图55的共线图示出在车辆的电动机驱动模式下被布置在其无级变速状态下的差动部11的操作状态的一个示例。在车辆利用第二电动机M2的输出转矩行驶的情况下，第一电动机M1沿反方向自由转动以使得当第二电动机M2在与车速V相对应的速度下操作时发动机转速NE(第一行星架CA1的转速)基本保持为零。
返回来参照图52，高速齿轮判定装置158被布置成用于判定变速机构10应变速到的档位是否是高速档位，例如，第五档位。该判定是基于车辆状态并根据存储在关系存储装置154中的例如图53的变速边界线图作出的，以判定切换离合器C0和制动器B0中哪一个应被接合，以便将变速机构10布置在有级变速状态下。
切换控制装置159被布置成用于基于预定控制变量并根据预定关系在无级变速状态和有级变速状态之间切换差动部11，换句话说，用于将变速机构10选择性地布置在无级变速状态下和有级变速状态下。图56示出由边界线表示的所存储的关系的一个示例，用于差动部11在无级变速状态和固定变速比变速状态之间的切换(用于变速机构在无级变速状态与有级变速状态之间的切换)。所存储的关系由直角二维坐标系统中的切换控制图(切换边界线图)166表示，所述直角二维坐标系统具有沿其取得车速V的轴线和沿其取得输出转矩TOUT形式的驱动力关联值的轴线。切换控制图166被存储在关系存储装置154中。切换控制装置159根据图53的切换控制图166判定车速V和输出转矩TOUT表示的车辆状态是处于用于将差动部11布置在无级变速状态下的无级变速区域中还是处于用于将差动部11布置在固定变速比变速状态下的有级变速区域中。基于该判定的结果，将差动部11布置在无级变速状态和固定变速比变速状态的一个中。换句话说，切换控制装置159判定车辆状态是处于用于将变速机构10布置在无级变速状态下的无级变速区域中还是处于用于将变速机构10布置在有级变速状态下的有级变速区域中，从而基于该判定的结果，将变速机构10布置在无级变速状态和有级变速状态的一个中。因此，本实施例被布置成用于作为车速V和自动变速部20的输出转矩TOUT形式的车辆负荷的函数选择无级变速状态或有级变速状态(锁定状态)。图56中的图表示那些控制变量之间的预定关系。
当切换控制装置159判定车辆状态是处于无级变速区域中时，切换控制装置159使得混合动力控制装置156不能实行混合动力控制或无级变速控制，而使得有级变速控制装置152能够实行预定的有级变速控制。在这种情况中，有级变速控制装置152根据图53中所示并存储在关系存储装置154中的有级变速控制图162实行自动变速控制。图2示出液压式摩擦接合装置C0、C1、C2、B0、B1、B2和B3的操作状态的组合，所述液压式摩擦接合装置C0、C1、C2、B0、B1、B2和B3选择性地接合以实行有级变速控制。在该自动有级变速控制模式中，由差动部11和自动变速部20构成的变速机构10整体用作所谓的“有级式自动变速器”，其档位是根据图2中所示的摩擦接合装置的接合图表建立的。
当高速齿轮判定装置158判定应将第五档位建立为高速档位时，切换控制装置159指令液压控制单元42释放切换离合器C0并接合切换制动器B0，以使得差动部11用作具有例如0.7的固定变速比γ0的辅助变速器，以使得变速机构10整体被布置在具有低于1.0的变速比的所谓的“超速档位”中。当高速齿轮判定装置158判定应建立除第五档位以外的档位时，切换控制装置159指令液压控制单元42接合切换离合器C0并释放切换制动器B0，以使得差动部11用作具有例如1的固定变速比γ0的辅助变速器，以使得变速机构10整体被布置在其变速比不低于1.0的低速档位中。因此，切换控制装置60将变速机构10切换到有级变速状态，并且布置在有级变速状态中的差动部11选择性地布置在这两个档位的一个中，以使得差动部11用作辅助变速器，同时与差动部11串接的自动变速部20用作有级式变速器，从而变速机构10整体用作所谓的“有级式自动变速器”。
另一方面，当切换控制装置159判定车辆状态处于用于将变速机构10布置在无级变速状态下的无级变速区域中时，切换控制装置159指令液压控制单元42释放用于将差动部11布置在无级变速状态中的切换离合器C0和切换制动器B0，以使得变速机构10整体被布置在无级变速状态中。同时，切换控制装置159使得混合动力控制装置156能够实行混合动力控制，并且指令有级变速控制装置152选择并保持一个预定档位，或允许根据存储在关系存储装置154中的图53的有级变速控制图162的自动变速控制。在后一种情况中，有级变速控制装置152通过适当地选择图2的图表中所示的摩擦接合装置的操作状态的组合(除包括切换离合器C0和切换制动器B0的接合的组合以外的组合)实行自动变速控制。因此，在切换控制装置159的控制下布置在无级变速状态中的差动部11用作无级变速器，同时与差动部11串接的自动变速部20用作有级式变速器，以使得驱动系统提供充足的车辆驱动力，从而使得传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位的一个中的自动变速部20的转动运动的速度即，动力传递部件18的转速被连续改变，以使得当自动变速部20被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在一预定范围内连续变化。因此，自动变速部20的变速比可在相邻档位间连续变化，从而使得变速机构10整体的综合变速比γT可连续变化。换句话说，切换控制装置159控制切换制动器B0和切换离合器C0形式的差动状态切换装置的接合和释放动作，以便将动力分配机构16选择性地布置在差动状态和非差动状态的一个中。
图57示出综合控制图168，所述综合控制图168是有级变速控制图162、驱动力源选择控制图164和切换控制图166的组合。优选地，有级变速控制图162、驱动力源选择控制图164和切换控制图166使用车速V和车辆负荷即自动变速部20的输出转矩TOUT形式的通用控制变量，如图57所示。换句话说，有级变速控制装置152、混合动力控制装置156、高速齿轮判定装置158以及切换控制装置159相合作以基于由车速V和自动变速部20的输出转矩TOUT构成的通用控制变量并根据存储在关系存储装置154中的综合控制图168形式的存储关系实行综合变速控制和驱动力源选择控制。通用控制变量的使用允许实行适当的综合变速控制以选择性地实行无级变速控制和有级变速控制，以及允许包含驱动力源选择控制和无级变速控制及有级变速控制的适当的总驱动控制。因此，关系存储装置154通过两个控制变量，即，车速V和自动变速部20的输出转矩TOUT以尽可能简单的方式存储限定出无级变速区域、有级变速区域(锁定状态区域)等的图。另外，可以简单的方式作为动力输出和电动机要求容量的函数以及作为车速V的函数执行驱动系统的各种控制，其中所述动力输出用于判定无级变速是有利还是无利，所述车速V用于判定无级变速在动力传递效率方面是有利还是无利。应注意的是，尽管图57示出作为有级变速控制图162、驱动力源选择控制图164和切换控制图166的组合的综合控制图168，但是为了简单起见，分别在图53、54和56中示出的那些图162、164和166彼此独立地存储在关系存储装置154中。
图58是示出有级变速控制装置152所使用的用于有级变速控制的动力模式有级变速控制图(变速边界线图)171的一个示例的视图。图59是示出混合动力控制装置156所使用的用于驱动力源选择控制的动力模式驱动力源选择控制图(驱动力源切换边界线图)172的一个示例的视图。图60是示出动力模式综合控制图174的示例的视图，动力模式综合控制图174是有级变速控制图171、驱动力源选择控制图172和切换控制图166的组合。当诸如ETC开关等动力模式选择器开关被操作以选择车辆的动力模式行驶时，有级变速控制装置152、混合动力控制装置156、高速齿轮判定装置158以及切换控制装置159基于车速V和自动变速部20的输出转矩TOUT并根据存储在关系存储装置154中的动力模式控制图执行上述各个控制功能。图53、图54、图56和图57中所示的控制图用在车辆的正常模式行驶中。图56中所示的切换控制图166通常用在正常模式行驶和动力模式行驶中。然而，取决于当前选定的车辆行驶模式选择性地使用正常模式有级变速控制图和动力模式有级变速控制图中的一个，以及正常模式驱动力源选择控制图和动力模式驱动力源选择控制图中的一个。因此，关系存储装置154以用于执行有级变速控制、驱动力源选择控制和变速状态切换控制的多个控制图的形式存储了多个关系。
下面将详细说明图53和58中所示的变速边界线图。为了解释的目的，这些附图中示出的这些变速边界线图(关系)被存储在关系存储装置154中并且用于判定是否应实行自动变速部20的变速动作。这些变速边界线图被限定在直角二维坐标系统中，所述直角二维坐标系统具有车速V的轴线和输出转矩TOUT形式的车辆负荷的轴线。图53和58中的实线是加档边界线，而单点划线是减档边界线。图56和60中的虚线示出车速上限V1和输出转矩上限T1，所述车速上限V1和输出转矩上限T1用于判定车辆状态是处于有级变速区域还是处于无级变速区域中。也就是说，图56和60中的虚线是由一系列用于判定混合动力车辆是否处于高速行驶状态的车速上限V1构成的预定车速上限线，以及由一系列作为用于判定混合动力车辆是否处于高输出行驶状态的驱动力关联值的自动变速部20的输出转矩TOUT的上限T1形式的输出上限构成的预定输出上限线。图56和60中示出的双点划线是相对于所述虚线偏置一适当控制滞后量的限制线，因此所述虚线和双点划线选择性地用作限定有级变速区域和无级变速区域的边界线。图56和60中的这些边界线是存储的切换边界线图(切换图或关系)，每个边界线图都包括车速上限V1和输出转矩上限T1并由切换控制装置60使用以基于车速上限V1和输出转矩上限T1判定车辆状态是处于有级变速区域还是处于无级变速区域中。这些切换边界线图可包含在关系存储装置154中所存储的变速边界线图中。切换边界线图可包括车速上限V1和输出转矩上限T1中的至少一个，并且可仅使用车速V和输出转矩TOUT中的一个作为控制参数。以上所述的变速边界线图、切换边界线图等可由用于车速V的实际值与车速上限V1的比较的式子以及用于输出转矩TOUT的实际值与输出转矩上限T1的比较的式子取代。
以上所述的车辆负荷是直接对应于车辆驱动力的参数，并且不仅可由驱动轮38的驱动转矩或驱动力表示，而且还可由自动变速部20的输出转矩TOUT、发动机转矩TE或车辆加速度值，或从发动机转矩TE及加速踏板的操作量或节气门的开度(进气量、空燃比或燃料喷射量)算出的发动机转矩TE的实际值，或者从加速踏板的操作量或节气门的开度算出的驾驶员要求车辆驱动力的推定值表示。可基于输出转矩TOUT并通过考虑差动齿轮装置的齿数比、驱动轮38的半径等算出上述驱动转矩，或者由转矩传感器直接检测上述驱动转矩。
确定车速上限V1以便于在车速V高于上限V1时将变速机构10布置在有级变速状态下。该确定可用于使得车辆燃料经济性恶化的可能性最小化，当在车辆的较高行驶速度下变速机构10被布置在无级变速状态下时会出现所述恶化。根据第一电动机M1的操作特性确定输出转矩上限T1，第一电动机M1为小型化的并且其最大电能输出较小，以使得在车辆的高输出行驶状态下当发动机输出较高时第一电动机M1的反作用转矩不那么大。
如图56和60所示，有级变速区域被设定为其中输出转矩TOUT不低于输出转矩上限T1的高输出转矩区域，以及其中车速V不低于车速上限V1的高车速区域。因此，当车辆处于发动机8输出较高的高输出行驶状态中时或者当车辆处于高速行驶状态中时实行有级变速控制，而当车辆处于发动机8输出较低的低输出行驶状态中时或者当车辆处于低速行驶状态中时，即，当发动机8处于正常输出状态中时实行无级变速控制。图8中所示的有级变速区域被设定为其中发动机输出转矩TE不低于一预定值TE1的高转矩区域、其中发动机转速NE不低于一预定值NE1的高速区域，或者其中由发动机8的输出转矩TE和转速NE确定的发动机输出不低于一预定值的高输出区域。因此，当发动机8的转矩、转速或输出较高时实行有级变速控制，而当发动机8的转矩、转速或输出较低时，即，当发动机处于正常输出状态中时实行无级变速控制。限定出有级变速区域和无级变速区域的图8中的切换边界线用作由一系列车速上限构成的车速上限线和由一系列输出上限构成的输出上限线。
因此，当车辆处于低速或中等速度行驶状态中或处于低输出或中等输出行驶状态中时变速机构10被布置在无级变速状态中，从而确保了混合动力车辆的高度燃料经济性。另一方面，当车辆处于其中车速V超过车速上限V1的高速行驶状态中时，变速机构10被布置在其中变速机构10用作有级式变速器的有级变速状态中，并且发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构10用作电控无级变速器时会发生所述损失。当车辆处于其中输出转矩TOUT形式的驱动力关联值超过输出转矩上限T1的高输出行驶状态下时，变速机构10也被布置在有级变速状态中。因此，仅当车速较低或中等时或者当发动机输出较低或中等时，变速机构10才被布置在无级变速状态下或用作电控无级变速器，从而可减少所要求的第一电动机M1的发电量，即，必须从第一电动机M1传递的最大电量，从而可减少第一电动机M1的要求电反作用力，因此可使得第一电动机M1的要求尺寸以及包括电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。换句话说，在其中车辆驾驶员要求增加车辆驱动力而不是提高燃料经济性的车辆高输出行驶状态下，变速机构10从无级变速状态切换到有级变速状态(固定变速比变速状态)。因此车辆驾驶员满足于有级变速状态下自动变速部的加档动作所导致的发动机转速NE的变化，即，发动机转速NE的舒适有规律变化，如图10所示。
在本实施例中，图56中所示的用于有级变速区域和无级变速区域之间切换的切换控制图166可由图8中所示的切换控制图取代。在这种情况中，切换控制装置159使用图8的切换控制图代替图56的切换控制图，以判定由发动机转速NE和发动机转矩TE表示的车辆状态是处于无级变速区域中还是处于有级变速区域中。可基于图8的切换控制图产生图56中的虚线。换句话说，图56的虚线是基于图8的关系(图)被限定在直角二维坐标系统中的切换边界线，所述直角二维坐标系统具有沿其取得车速V的轴线和沿其取得输出转矩TOUT的轴线。
下面将详细说明切换控制装置159在电动机驱动模式下的操作，在电动机驱动模式下，由于差动部11的电动CVT功能(差动功能)，只有电动机，例如，只有第二电动机M2用作驱动力源。当判定车辆状态处于电动机驱动区域中时，切换控制装置159将动力分配机构16布置在其差动状态下，以使得在混合动力控制装置156的控制下发动机转速NE基本保持为零，如图55所示，从而减少在电动机驱动模式下保持在其非操作状态中的发动机8的拖动趋势，从而提高燃料经济性。
在电动机驱动模式下，甚至在开关44选择动力分配机构16的有级变速状态或非差动状态时，切换控制装置159也将动力分配机构16布置在其差动状态下。如从图54的驱动力源选择控制图164中看出的，在电动机驱动模式下行驶的车辆处于低负荷状态中，在低负荷状态中，由于自动变速器的变速动作导致不能获得会在高转矩行驶状态中获得的发动机转速的舒适变化，并且在低负荷状态中，车辆驾驶员不指望发动机转速的舒适变化。因此，在电动机驱动模式下，甚至在开关44选择非差动状态时，切换控制装置159也将动力分配机构16布置在差动状态下，以提高燃料经济性。
如果在电动机驱动模式下存在发动机起动的高可能性，甚至在电动机驱动模式下切换控制装置159也将动力分配机构16布置在非差动状态下，以提高发动机转速NE从而有助于发动机的点火。由于在电动机驱动模式下发动机转速NE基本保持为零，如上所述，因此切换控制装置159通过接合切换制动器B0或切换离合器C0将动力分配机构16布置在差动状态下，以便提高第一太阳齿轮S1的转速，从而以比动力分配机构16的差动状态中由第一电动机M1进行的第一太阳齿轮S1的转速增加的速率更高的速率提高发动机转速NE。
返回来参照图52，无级变速行驶变速比控制装置(在下文中称之为“变速比控制装置”)161被布置成使得当判定差动部11形式的无级变速部被布置在无级变速状态中时，用于基于第一电动机M1的操作效率ηM1和第二电动机M2的操作效率ηM2控制自动变速器的变速比γ和差动部11的变速比γ0，以使得燃料经济性最大化。例如，变速比控制装置161调节自动变速部20形式的有级变速部的变速比γ，从而改变差动部11形式的无级变速部的变速比γ0，以便于降低差动部11的输出轴转速(自动变速部20的输入轴转速)NIN，这是为了防止甚至在车辆处于较高速度下的稳态行驶状态时第一电动机M1的反向转动。
变速比控制装置161基于加速踏板的实际操作量Acc并根据存储在关系存储装置154中的图61中所示的发动机燃料经济性图167确定发动机8的目标转速NEM。基于实际车速V，变速比控制装置161确定自动变速部20的变速比γ和差动部11的变速比γ0，这些变速比给出了目标发动机转速NEM。也就是说，基于代表车辆驾驶员要求的车辆驱动力的加速踏板的实际操作量Acc，变速比控制装置161根据公知的关系，选择与发动机8的输出相对应的一个等马力曲线L3a(图61中所示的)。变速比控制装置161将与所选等马力曲线L3a和最高燃料经济性曲线L2之间的交叉点Ca相对应的发动机转速确定为目标发动机转速NEM，如图61所示。另外，变速比控制装置161基于目标发动机转速NEM和实际车速V并根据下式(1)确定给出目标发动机转速NEM的变速机构10的综合变速比γT。自动变速部20的输出轴22的转速NOUT(rpm)与车速V(km/h)之间的关系由下式(2)表示，其中终速减速器(final speed reducer)的变速比由γf表示，驱动轮38的半径由r表示。之后，变速比控制装置161根据式子(1)、(2)、(3)和(4)确定自动变速部20的变速比γ和差动部11的变速比γ0，这些变速比给出了变速机构10的综合变速比γT(＝γ×γ0)并且使得变速机构10的总动力传递效率最大化。
差动部11的变速比γ0从零变为1。因此，最初，基于实际车速V并根据下式(1)和(2)表示的发动机转速NE与车速V之间的关系算得假定变速比γ0为1时给出高于目标发动机转速NEM的发动机转速NE的自动变速部20的多个候选(候补)变速比值γa、γb等。之后，例如，基于给出目标发动机转速NEM的综合变速比γT和候选变速比值γa、γb等，并且根据下式(3)算出与候选变速比值γa、γb等相对应的燃料消耗量Mfce。将候选变速比值中与算出的燃料消耗量Mfce中最小的一个相对应的一个候选变速比值确定为自动变速部20的变速比γ。基于所确定的变速比γ和给出目标发动机转速NEM的综合变速比γT确定差动部11的变速比γ0。
在下式(3)中，Fce、PL、ηele、rCVT、k1、k2和rgi分别表示：Fce＝燃料消耗率；PL＝瞬时要求驱动力；rele＝电力系统的效率；ηCVT＝差动部11的动力传递效率；k1＝差动部11的电力路径的动力传递比率(ratio)；k2＝差动部11的机械路径的动力传递比率；以及ηgi＝自动变速部的动力传递效率。式子(3)中的第一电动机M1的效率ηM1和第二电动机M2的效率ηM2是基于给出差动部11的综合变速比γT以算出用于每个候选变速比值γa、γb等的目标发动机转速NEM并且与差动部11的候选变速比值γ0a、γ0b等相对应的转速以及基于产生要求车辆驱动力所要求的电动机的输出转矩值而算出的。比率k1通常约为0.1，而比率k2通常约为0.9。然而，比率k1和k2作为要求车辆输出的函数而变化。自动变速部20的动力传递效率ηgi被确定为传递的转矩Ti(随所选择的档位i而变化)、转动元件的转速Ni，以及油温H的函数。为了简便起见，燃料消耗率Fce、瞬时要求驱动力PL、电力系统的效率ηele、差动部11的动力传递效率ηCVT保持恒定。另外，自动变速部20的动力传递效率ηgi可保持恒定，只要作为效率ηgi的恒定值的使用不会造成不良影响就可以。
NEM＝γT×NOUT             .........(1)
NOUT＝(V×γf)/2πr·60    .........(2)
Nfce＝Fce×PL/((ηM1×ηM2×ηele×k1+ηCVT×k2)×ηgi)
                                           ......(3)
ηgi＝f(Ti、Ni、H)         ......(4)
变速比控制装置161指令有级变速控制装置152和混合动力控制装置156执行相应的有级变速和混合动力控制功能，以便于建立所确定的自动变速部20的变速比γ和所确定的差动部11的变速比γ0。
图62是示出电子控制装置40的一个主要控制操作即，图52实施例中变速机构10的切换控制的流程图。以例如约数毫秒到约数十毫秒的极短周期重复地执行该切换控制。
首先，执行步骤SA1(在下文中省略“步骤”)以判定由车速V和输出转矩TOUT表示的车辆状态是否处于电动机驱动区域中。该判定是根据图54中所示的驱动力源选择控制图164作出的。如果在SA1中获得肯定判定，控制流程前进到SA10，其中车辆在第一电动机M1和/或第二电动机M2用作驱动力源的电动机驱动模式下行驶。之后，该控制程序终止。如果在SA1中获得否定判定，执行SA2以判定混合动力车辆的实际速度V是否等于或高于预定上限V1。如果在SA2中获得肯定判定，执行SA6和随后的步骤。然而，如果在SA2中获得否定判定，控制流程前进到SA3以判定混合动力车辆的实际驱动转矩或自动变速部20的实际输出转矩TOUT是否等于或高于预定上限T1。如果在SA3中获得肯定判定，执行SA6和随后的步骤。如果在SA3中获得否定判定，控制流程前进到SA4以对与供第一电动机M1产生的电能转换成机械能的电力路径(电能传递路径)相关的部件进行故障判定，例如，判定第一电动机M1、第二电动机M2、逆变器58、蓄电装置60和连接那些部件的电连接器中的任何一个是否具有恶化功能，诸如由于低温导致的故障或功能失效。
如果在SA4中获得肯定判定，执行SA6和随后的步骤。如果在SA4中获得否定判定，控制流程前进到与变速比控制装置161相对应的SA5，其中变速比控制装置161指令液压控制单元42释放切换离合器C0和切换制动器B0，以便将差动部11布置在无级变速状态中，同时，使得混合动力控制装置156能够实行混合动力控制，并且指令有级变速控制装置152允许自动变速器20自动变速。因此，差动部11能够用作无级变速器，而与差动部11串接的自动变速部20能够用作有级式变速器，因此驱动系统提供了充足的车辆驱动力，以使得传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位的一个中的自动变速部20的转动运动的速度，即，动力传递部件18的转速被连续地改变，从而使得当自动变速部20被布置在那些档位中之一时驱动系统的变速比可在一预定范围内连续变化。因此，自动变速部20的变速比可在相邻档位间连续变化，从而使得变速机构10的综合变速比γT可连续变化。
如果在SA2、SA3和SA4的任一个中获得肯定判定，控制流程前进到SA6，以确定或选择变速机构10应变速到的档位。根据存储在关系存储装置154中并在图53中示出的有级变速控制图162作出该确定。之后，执行与高速齿轮判定装置158相对应的SA7以判定在SA6中选择的变速机构10的档位是否为高速档位，例如，第五档位。
如果在SA7中获得肯定判定，控制流程前进到SA8，以指令液压控制单元42释放切换离合器C0并接合切换制动器B0，以使得差动部11能够用作具有例如0.7的固定变速比γ0的辅助变速器。同时，混合动力控制装置156不能实行混合动力控制，即，禁止其实行混合动力控制或无级变速控制，并且指令有级变速控制装置152使得自动变速部20自动地变速(换档)到第四档位，以使得变速机构10整体被布置在SA6中选择的第五档位中。如果在SA7中获得否定判定，控制流程前进到SA9，以指令液压控制单元42接合切换离合器C0并释放切换制动器B0，以使得差动部11能够用作具有例如1的固定变速比γ0的辅助变速器。同时，混合动力控制装置156不能实行混合动力控制或无级变速控制，即，禁止其实行混合动力控制或无级变速控制，并且指令有级变速控制装置152使得自动变速器20自动地变速到在S5中选择的第一档位到第四档位中的一个。因此，SA8和SA9被安排得使得差动部11能够用作辅助变速器，而与差动部11串接的自动变速器20能够用作有级式变速器，因此整体布置在有级式变速器中的变速机构10能够用作所谓的有级式自动变速部。在上述控制中，SA6、SA8和SA9对应于有级变速控制装置152执行的步骤，SA1、SA5、SA8和SA9对应于混合动力控制装置156执行的步骤，而SA5、SA8和SA9对应于切换控制装置159执行的步骤。
从前面的说明中应理解的是，本实施例包括可在其中差动部11可用作电控无级变速器的无级变速状态与固定变速比变速状态之间切换的差动部11，并且还包括用于基于车速和车辆驱动系统的输出转矩形式的车辆负荷并根据预定关系将差动部11选择性地布置在无级变速部和有级变速部的一个中的切换控制装置159(SA5、SA8和SA9)。因此，本实施例提供了适合于实行用作电控无级变速器的变速机构10的变速控制的控制装置。
还应注意的是，本实施例包括可在其中变速机构10可用作电控无级变速器的无级变速状态与其中变速机构10可用作有级式变速器的有级变速状态之间切换的变速机构10，并且还包括用于基于车速和车辆驱动系统的输出转矩形式的车辆负荷并根据预定关系将变速机构10选择性地布置在无级变速状态和有级变速状态的一个中的切换控制装置159。因此，本实施例提供了适合于实行用作电控无级变速器的变速机构10的变速控制的控制装置。
还应注意的是，本实施例包括：可在其中变速机构10可用作电控无级变速器的无级变速状态与固定变速比变速状态之间切换的变速机构10；切换控制图166，所述切换控制图166用车速和车辆负荷或车辆驱动系统的输出转矩构成的控制参数限定出其中变速机构10被布置在无级变速状态中的第一区域与其中变速机构10被布置在有级变速状态中的第二区域；以及用于根据切换控制图166将变速机构10选择性地布置在无级变速状态和固定变速比变速状态的一个中的切换控制装置159。因此，本实施例提供了一种以简单程序操作的控制装置，用于适当地实行用作电控无级变速器的变速机构10的变速控制。
还应注意的是，本实施例包括：可在其中变速机构10可用作电控无级变速器的无级变速状态与其中变速机构10可用作有级式变速器的有级变速状态之间切换的变速机构10；切换控制图166，所述切换控制图166用车速和车辆负荷或车辆驱动系统的输出转矩构成的控制参数限定出其中变速机构10被布置在无级变速状态中的第一区域与其中变速机构10被布置在有级变速状态中的第二区域；以及用于根据切换控制图166将变速机构10选择性地布置在无级变速状态和固定变速比变速状态的一个中的切换控制装置159。因此，本实施例提供了一种以简单程序操作的控制装置，用于适当地实行选择性地用作电控无级变速器和有级式变速器的变速机构10的变速控制。
还应注意的是，本实施例包括：切换制动器B0和切换离合器C0形式的差动状态切换装置，用于将差动机构16布置在其中机构16用作电控无级变速器的差动状态中和其中差动机构16处于非差动状态中的锁定状态中；用适当的控制参数限定出用于实行有级式自动变速部20的变速控制的变速线的有级变速控制图162；以及切换控制图166，所述切换控制图166用与有级变速控制图162所使用的相同的控制参数限定出其中差动机构16被差动状态切换装置布置在差动状态下的差动区域和其中差动机构16被差动状态切换装置布置在非差动状态下的非差动区域。因此，本实施例提供了一种以简单程序操作的控制装置，用于适当地实行有级式自动变速部20的变速控制和选择性地用作电控无级变速器和有级式变速器的变速机构10的变速控制。
还应注意的是，本实施例包括：切换制动器B0和切换离合器C0形式的差动状态切换装置，用于将差动机构16布置在其中机构16用作电控无级变速器的差动状态中和其中差动机构16处于非差动状态中的锁定状态中；驱动力源选择控制图164，所述驱动力源选择控制图164用适当的控制参数限定出用于实行驱动力源选择控制以便从发动机8、第一电动机M1和第二电动机M2中选择至少一个驱动力源来操作产生驱动力的多个区域；以及切换控制图166，所述切换控制图166用与驱动力源选择控制图164所使用的相同的控制参数限定出其中差动机构16被差动状态切换装置布置在差动状态下的差动区域和其中差动机构16被差动状态切换装置布置在非差动状态下的非差动区域。因此，本实施例提供了一种以简单程序操作的控制装置，用于适当地实行有级式自动变速部20的变速控制和选择性地用作电控无级变速器和有级式变速器的变速机构10的变速控制。
还应注意的是，本实施例包括：可在其中变速机构10可用作无级变速器的无级变速状态与其中变速机构10可用作有级式变速器的有级变速状态之间切换的变速机构10；驱动力源选择控制图164，所述驱动力源选择控制图164用适当的控制参数限定出用于实行驱动力源选择控制以便从发动机8、第一电动机M1和第二电动机M2中选择至少一个驱动力源来操作产生驱动力的多个区域；以及切换控制图166，所述切换控制图166用与驱动力源选择控制图164所使用的相同的控制参数限定出其中变速机构10被布置在无级变速状态下的无级变速区域和其中变速机构10被布置在有级变速状态下的有级变速区域。因此，本实施例提供了一种以简单程序操作的控制装置，用于适当地实行选择性地用作电控无级变速器和有级式变速器的变速机构10的变速控制。
本实施例中所使用的控制参数为车速，和自动变速部20的输出转矩TOUT形式的车辆负荷，因此以简单程序实行用作电控无级变速器的变速机构10的变速控制。
实施例20
图63是用于解释本发明另一个实施例中电子控制装置40的主要控制功能的功能框图。
燃料经济性曲线选择装置280被布置成用于选择燃料消耗图(在下文中称之为“燃料经济性图”)或选择存储在燃料经济性曲线存储装置282中的发动机8的燃料经济性曲线中的一个燃料经济性曲线，该曲线允许用于车辆的发动机8的最佳操作状态。结合考虑燃料经济性或能量效率以及车辆驾驶性能而选择燃料经济性图。燃料经济性图可以实时的方式改变，或者可通过试验获得并存储在存储装置282中。在图64中由虚线示出最高燃料经济性曲线的示例。例如，燃料经济性图被限定在直角二维坐标系统中，所述直角二维坐标系统具有沿其取得发动机转速NE的轴线和沿其取得发动机转矩TE的轴线。最高燃料经济性曲线是连接通过试验获得的最高燃料经济性点并随着发动机转速NE增加穿过用由实线指示的一个等燃料经济性曲线表示的最低燃料消耗区域的曲线。最高燃料经济性曲线可由一组最低燃料消耗点限定。在图64中，每个等燃料经济性曲线都由具有相等发动机燃料消耗率fe的一系列点限定。由相邻等燃料经济性曲线表示的其中一个区域位于另一个区域内部的相邻区域中的一个区域表示较低的发动机燃料消耗率fe，即，较高的燃料经济性。也就是说，最高燃料经济性区域对应于发动机8的中速高负荷操作状态。
以上所述的燃料经济性图基本由发动机8的规格确定，并且受诸如发动机8的内在因素和外在因素等车辆状态影响。因此，燃料经济性图随诸如冷却水温度、催化剂温度、工作油温度和燃烧状态(即，表示稀薄燃烧状态、理论配比状态等的空燃比)等发动机8的内在因素和外在因素而变化。因此，燃料经济性曲线存储装置282基于上述内在因素和外在因素存储多个燃料经济性图，或者所存储的单一燃料经济性图基于内在因素和外在因素以实时的方式改变。在这一点上，可认为燃料经济性曲线选择装置280基于内在因素和外在因素选择多个燃料经济性曲线中的一个。
下面将简要地说明燃料消耗率fe和从发动机到驱动轮38的动力传递效率η(在下文中称之为“动力传递效率η”)之间的关系。
通常，发动机的燃料经济性由燃料消耗率fe即，每单位输出的燃料消耗量×时间(＝单位功)表示，并且通常由每一小时每单位输出的燃料消耗克数，即，g/ps·h或g/kW·h表示。从概念上说，发动机燃料消耗率fe等于燃料消耗量F/发动机输出Pe。因此，随着燃料消耗量F的减小以及随着发动机输出Pe的增加，燃料消耗率fe减小或者燃料经济性增加。换句话说，对于给定值的燃料消耗量F的燃料经济性可由发动机输出Pe表示。发动机8沿最高燃料经济性曲线操作时的发动机输出Pe高于发动机8未沿最高燃料经济性曲线操作时的发动机输出Pe。在图64中，虚线表示当变速机构10在无级变速状态下操作时用作燃料经济性图的最高燃料经济性曲线，而实线表示当变速机构10在有级变速状态下操作时的燃料经济性图。在无级变速状态下，变速比连续地改变，以使得发动机转速NE沿最高燃料经济性曲线相对于车速V改变。在有级变速状态下，变速比阶梯式地改变，以使得发动机转速NE相对于车速V保持恒定。尽管由虚线表示的最高燃料经济性曲线用作无级变速状态下的燃料经济性图，以区别于有级变速状态下使用的燃料经济性图，但是为了示出的目的，无级变速状态下的燃料经济性图无需与最高燃料经济性曲线一致。
根据上述燃料经济性图，由于车辆在无级变速状态下行驶期间的燃料经济性更接近于最高燃料经济性曲线，因此对于同一发动机转速NE来说，车辆在无级变速状态下行驶期间的发动机输出Pecvt高于车辆在有级变速状态下行驶期间的发动机输出Peu。也就是说，无级变速状态下的发动机输出Pecvt总是高于有级变速状态的发动机输出Peu。通常，驱动轮38所获得的驱动轮输出Pw由发动机输出Pe×动力传递效率η×变速机构10的系统效率ηsys表示，并且对于相同的动力传递效率η与系统效率ηsys的乘积值(在下文中乘积η×ηsys将被称之为“车辆行驶效率ηt”)来说，车辆在无级变速状态下行驶期间的驱动轮输出Pwcvt总是高于车辆在有级变速状态下行驶期间的驱动轮输出Pwu。因此，在燃料经济性由燃料消耗率fs＝燃料消耗量F/驱动轮输出Pw表示的情况下，对于同一车辆状态来说，即，对于同一车速V和同一燃料消耗量F来说，车辆的燃料经济性在无级变速状态下总是高于在有级变速状态下。
然而，在实际中，动力传递效率η在其中驱动力首先通过机械动力传递路传递的有级变速状态中通常高于在电控无级变速状态中。在这一点上，取决于无级变速状态中发动机输出Pecvt与有级变速状态中发动机输出Peu之间的差别、电控无级变速状态中动力传递效率ηcvt和系统效率ηsysc，以及有级变速状态中动力传递效率ηu和系统效率ηsysu，无级变速状态中的驱动轮输出Pwcvt(在无级变速状态中，＝发动机输出Pecvt×动力传递效率ηcvt×系统效率ηsysc)不必高于有级变速状态中的驱动轮输出Pwu(在无级变速状态中，＝发动机输出Peu×动力传递效率ηu×系统效率ηsysu)。因此，车辆的燃料经济性在车辆在无级变速状态下行驶期间无需高于车辆在有级变速状态下行驶期间。从另一个观点来看，在有级变速状态下行驶的车辆具有更高的动力传递效率η在燃料经济性方面更为有利，但是在其中燃料经济性在低速和中速行驶状态下尤为高的无级变速状态下行驶的车辆在发动机本身的燃料经济性方面更为有利。考虑到这个事实，本实施例被布置成用于计算无级变速状态下的动力传递效率ηcvt×系统效率ηsysc，以及有级变速状态下的动力传递效率ηu×系统效率ηsysu；以及用于在结合考虑算出的行驶效率ηt(尤其是动力传递效率η)的同时，即，在结合考虑行驶效率ηt的差别对燃料经济性的影响的同时，基于无级变速状态下的发动机输出Pecvt和有级变速状态下的发动机输出Peu计算无级变速状态下的驱动轮输出Pwcvt和有级变速状态下的驱动轮输出Pwu。因此，无级变速状态下的燃料经济性与有级变速状态下的燃料经济性相互比较。
无级变速状态下的系统效率ηsysc是在变速机构10用作电控无级变速器时基于诸如蓄电装置60的充放电效率值、电线的效率和逆变器48的电能消耗量等电力系统的效率值，并基于油泵的动力损失和可选装置的能耗量获得的。有级变速状态下的系统效率ηsysu是基于油泵的动力损失和可选装置的能耗量获得的。然而，在本实施例中，那些系统效率值ηsysc和ηsysu是通过试验获得的并存储在存储器中。
布置成用于在燃料经济性曲线存储装置282中选择要在无级和有级变速状态下使用的燃料图的燃料经济性曲线选择装置280还被布置成用于在当前车辆状态下(即，在当前车速V下)基于所选择的燃料经济性图(例如，图64中所示的燃料经济性图)读入无级变速状态下的发动机输出Pecvt和有级变速状态下的发动机输出Peu。换句话说，根据燃料经济性图获得发动机输出值P，以基于发动机8的燃料消耗率fe计算车辆的燃料消耗率fs。
动力传递效率计算装置284被布置成用于通过将无级变速状态下的行驶效率ηtcvt(动力传递效率ηcvt×系统效率ηsysc)和有级变速状态下的行驶效率ηtu(动力传递效率ηu×系统效率ηsysu)计算为无级和有级变速状态下从发动机8到驱动轮38的动力传递效率，而计算变速机构10的无级和有级变速状态下的燃料消耗率fs。
图65示出用于基于与车速V和车辆驱动力有关的驱动力关联值获得动力传递效率η的存储关系(图)。虚线A表示无级变速状态下的动力传递效率η的示例，该动力传递效率η随车速V而变化，更精确地说，随车速V的增加而增加，而实线A表示有级变速状态下的动力传递效率η的示例。虚线B和实线B表示当驱动力关联值(例如，输出转矩Tout)相对于线A的驱动力关联值增加时的动力传递效率η的示例。从图65中应理解的是，动力传递效率η随输出转矩Tout的变化而变化，也就是说，随输出转矩的增加而增加。由于动力传递损失随驱动轮输出Pw的增加而减少，因此动力传递效率η随车速的增加和输出转矩的增加而增加。因此，动力传递效率计算装置284基于实际车速(例如，车速V)和驱动力关联值并根据上述的存储关系计算无级变速状态下的动力传递效率ηcvt和有级变速状态下的动力传递效率ηu。通常，无级变速状态下的动力传递效率ηcvt约为0.8，这是包括第一电动机M1和第二电动机M2的动力传递效率的电控无级变速器的动力传递效率，并且是通过结合考虑电力动力传递路径的动力损失确定的。另一方面，动力传递效率ηu约为0.92，这是具有机械动力传递路径的有级式变速器的动力传递效率。在本实施例中，那些动力传递效率ηcvt和ηu根据存储的关系作为车辆状态的函数而变化。
如前面所述，上述驱动力关联值是与车辆的驱动力直接相关的参数，可为自动变速部20的输出转矩TOUT、发动机输出转矩Te或车辆的加速度值，以及驱动轮38的驱动转矩或驱动力。发动机输出转矩Te可为基于加速踏板的操作量或节气门的开度(或进气量、空燃比或燃料喷射量)和发动机转速NE算出的实际值，或为基于车辆驾驶员操作的加速踏板的操作量或节气门的开度算出的要求车辆驱动力的推定值。不仅在输出转矩TOUT增加时获得图65中所示的增加的转矩，而且还在诸如加速踏板的操作量或节气门的开度等任何其它驱动力关联值增加时获得图65中所示的增加的转矩。也可将燃料喷射量、进气量、和进气负压看作是转矩关联参数。也是在车辆的行驶阻力较高时(例如，在车辆在上坡路上行驶时)获得增加的转矩。行驶阻力包括滚动阻力、空气阻力和加速阻力。滚动阻力和空气阻力与车速有关，而加速阻力与上述驱动力关联值有关。在这一点上，可将车辆的行驶阻力看作是驱动力关联值。
燃料消耗率计算装置286被布置成用于逐次算出无级和有级变速状态下的车辆的燃料消耗率fs。例如，燃料消耗率计算装置286基于由最高燃料经济性曲线选择装置280读出的发动机输出Pecvt和发动机输出Peu、由动力传递效率计算装置284算出的行驶效率ηtcvt和行驶效率ηtu，以及由燃料消耗量传感器290所检测的燃料消耗量F，计算无级变速状态下的车辆的燃料消耗率fscvt(fscvt＝燃料消耗量F/(无级变速状态下的发动机输出Pecvt×行驶效率ηtcvt))以及有级变速状态下的车辆的燃料消耗率fsu(fsu＝燃料消耗量F/(有级变速状态下的发动机输出Peu×行驶效率ηtu))。因此，燃料消耗率计算装置286基于例如车速V和驱动力关联值形式的车辆状态计算车辆的燃料消耗率fs。
由于由燃料消耗量传感器290所检测的同一燃料消耗量F用于计算无级和有级变速状态下的燃料消耗率fs，因此燃料消耗率计算装置286可通过使用存储的燃料消耗量F的恒定值算出那些燃料消耗率fs。在这种情况下，算出的燃料消耗率fs无需高度精确并可被看作“燃料消耗率关联值”，但是有利之处在于，燃料消耗量传感器290不需要检测燃料消耗量F，或者说不需要提供传感器290。
在本实施例中，取决于其中燃料消耗率较低的变速状态，切换控制装置50将变速机构10选择性地布置在无级变速状态和有级变速状态的一个中。切换控制装置50包括变速状态燃料经济性判定装置288，所述装置288被布置成用于判定无级变速状态和有级变速状态中燃料消耗率较低，即，燃料经济性较高的一个状态。基于该判定的结果，切换控制装置50将变速机构10布置在无级变速状态和有级变速状态的一个中。变速状态燃料经济性判定装置288通过比较无级变速状态下的燃料消耗率fscvt和有级变速状态下的燃料消耗率fsu而判定燃料消耗率是在无级变速状态下还是在有级变速状态下较低，所述燃料消耗率fscvt和燃料消耗率fsu已由燃料消耗率计算装置286算出。
在燃料消耗率计算装置286通过使用车辆的燃料消耗量F的恒定值算出无级变速状态下和有级变速状态下的燃料消耗率fs的情况下，变速状态燃料经济性判定装置288可相互比较无级变速状态下的驱动轮输出Pwcvt和有级变速状态下的驱动轮输出Pwu，以判定燃料经济性较高的变速状态。在这种情况下，要求燃料消耗率计算装置286仅计算相应无级变速状态下和有级变速状态下的驱动轮输出Pwcvt和Pwu作为燃料消耗率fs的关联值。
图66是示出本实施例中电子控制装置40的一个主要控制操作，即，基于车辆的燃料经济性的变速机构10的切换控制的流程图。以例如约数毫秒到约数十毫秒的极短周期重复地执行该切换控制。
首先，执行与最高燃料经济性曲线选择装置280相对应的步骤SB1(在下文中省略了“步骤”)，以选择存储在燃料经济性曲线存储装置282中的发动机8的燃料经济性图，并且基于车速V形式的车辆状态并根据所选择的燃料经济性图读入无级变速状态下的发动机输出Pecvt和有级变速状态下的发动机输出Peu。燃料经济性图随诸如冷却水温度和发动机的操作温度以及发动机燃烧状态(即，表示稀薄燃烧状态、理论配比状态等的空燃比)等发动机8的内在因素和外在因素的变化而变化。
之后，执行与动力传递效率计算装置284相对应的SB2，以基于实际车速V和驱动力关联值形式的车辆状态并根据例如图65中作为示例示出的存储关系计算变速机构10的无级变速状态下的动力传递效率ηcvt。优选地，基于动力传递效率ηcvt和所存储的系统效率ηsysc的恒定值计算无级变速状态下的行驶效率ηtcvt＝动力传递效率ηcvt×系统效率ηsysc。之后，执行与燃料消耗率计算装置286相对应的SB3，以基于SB1中读入的发动机输出Pecvt和SB2中算出的行驶效率ηtcvt计算无级变速状态下的燃料消耗率fscvt＝燃料消耗量F/(发动机输出Pecvt×行驶效率ηtcvt)。
之后，执行与动力传递效率计算装置284相对应的SB4，以基于实际车速V和驱动力关联值形式的车辆状态并根据例如图65中作为示例示出的存储关系计算变速机构10的有级变速状态下的动力传递效率ηu。优选地，基于动力传递效率ηu和所存储的系统效率ηsysu的恒定值计算有级变速状态下的行驶效率ηtu＝动力传递效率ηu×系统效率ηsysu。之后，执行与燃料消耗率计算装置286相对应的SB5，以基于SB1中读入的发动机输出Peu和SB4中算出的行驶效率ηtu计算有级变速状态下的燃料消耗率fsu＝燃料消耗量F/(发动机输出Peu×行驶效率ηtu)。
之后，执行与变速状态燃料经济性判定装置288相对应的SB6，以判定无级变速状态和有级变速状态中燃料消耗率fs较低(燃料经济性较高)的一个状态。所述判定是通过比较SB3中算出的无级变速状态下的燃料消耗率fscvt和SB5中算出的有级变速状态下的燃料消耗率fsu而作出的。优选地，用公式表示SB6，以判定是否在有级变速状态下燃料经济性较高，即，判定用于将变速机构10切换到有级变速状态的操作是否在燃料经济性方面较有利。
如果在SB6中获得否定判定，即，如果在SB6中判定燃料经济性在无级变速状态下较高，执行与切换控制装置50相对应的SB7，以指令液压控制单元42释放切换离合器C0和切换制动器B0，从而将变速机构10布置在无级变速状态下。同时，使得混合动力控制装置52能够实行混合动力控制，而指令有级变速控制装置54选择并保持一个预定档位，或允许根据存储在变速图存储装置56中的变速边界线图(例如图12中所示的)的自动变速控制。因此，在无级变速状态中，可切换型变速部11用作无级变速器，而与变速部11串接的自动变速部20用作有级式变速器，因此，驱动系统提供了充足的车辆驱动力，以使得传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位的一个中的自动变速部20的转动运动的速度，即，动力传递部件18的转速被连续地改变，从而使得当自动变速部20被布置在那些档位中之一时驱动系统的变速比可在一预定范围内连续变化。因此，自动变速部20的变速比可在相邻档位间连续变化，从而使得变速机构10的综合变速比γT可连续变化。
如果在SB6中获得肯定判定，即，如果在SB6中判定燃料经济性在有级变速状态下较高，执行与切换控制装置50相对应的SB8，以使得混合动力控制装置52不能实行混合动力控制或无级变速控制，并且使得有级变速控制装置54能够实行预定有级变速控制。在这种情况下，有级变速控制装置54根据存储在变速图存储装置56中的变速边界线图(例如图12中所示的)实行自动变速控制。图2示出液压式摩擦接合装置C0、C1、C2、B0、B1、B2和B3的操作状态的组合，所述液压式摩擦接合装置C0、C1、C2、B0、B1、B2和B3选择性地接合以实行有级变速控制。在该有级自动变速控制模式中，当驱动系统被布置在第一速度位置到第四速度位置的任一个中时，在切换离合器C0被布置在接合状态中的情况下，可切换型变速部11用作具有1的固定变速比γ0的辅助变速器。当驱动系统被布置在第五速度位置中时，取代切换离合器C0使得切换制动器B0被接合，以使得可切换型变速部11用作具有约为0.7的固定变速比γ0的辅助变速器。因此，在有级自动变速控制模式下，包括用作辅助变速器的变速部11以及自动变速部20的变速机构10用作所谓的有级式自动变速器。
这样，可用作通常被看作具有高度燃料经济性的电控无级变速器的变速机构10选择性地布置在车辆燃料经济性较高的无级或有级变速状态下。因此，可进一步提高燃料经济性。
在以上所述的本实施例中，可在其中机构10可用作电控无级变速器的无级变速状态和其中机构10可用作有级式变速器的有级变速状态之间切换的可切换型变速机构10由切换控制装置50控制(SB6、SB7、SB8)，以便被选择性地布置在无级变速状态和有级变速状态中燃料消耗率较低的一个状态中。因此，车辆可在提高的燃料经济性下行驶。
本实施例还被布置成使得燃料消耗率计算装置286(SB3、SB5)基于诸如车速V和驱动力关联值等车辆状态逐次算出燃料消耗率f。也就是说，以实时的方式算出无级变速状态和有级变速状态下的燃料消耗率f，以便将变速机构10布置在无级变速状态和有级变速状态中燃料经济性较高的一个状态中。
在本实施例中，基于根据例如图64中作为示例示出的存储关系获得的发动机8的燃料消耗率fe计算燃料消耗率f。因此，可由燃料消耗率计算装置286适当地计算车辆的燃料消耗率fs。
本实施例还被布置成使得基于车辆状态算出的燃料消耗率f是结合考虑从发动机8到驱动轮38的动力传递效率η获得的，所述动力传递效率η是由动力传递效率计算装置284算出的(SB2、SB4)。因此，可由燃料消耗率计算装置286适当地计算车辆的燃料消耗率f。
本实施例还被布置成使得燃料消耗率f是基于随车辆的行驶阻力(例如，当车辆在上坡上行驶时随车辆负荷的增加)而变化的动力传递效率η由燃料消耗率计算装置286适当地算出的。
本实施例还被布置成使得燃料消耗率f是基于随车速V而变化的动力传递效率η由燃料消耗率计算装置286适当地算出的。
本实施例还被布置成使得燃料消耗率f是基于随车辆的驱动力关联值而变化的动力传递效率η由燃料消耗率计算装置286适当地算出的。
另外，本实施例具有这样一个优点，即，通过具有由第一行星架CA1、第一太阳齿轮S1和第一齿圈R1构成的三个元件的单小齿轮型第一行星齿轮组24，动力分配机构16被简单地构成得沿其轴向方向具有减小的尺寸。另外，动力分配机构16装有用于将第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1相互连接的切换离合器C0形式的液压式摩擦接合装置，以及用于将第一太阳齿轮S1固定于变速器壳体12的切换制动器B0形式的液压式摩擦接合装置。因此，变速机构10可由切换控制装置50容易地控制，以便被选择性地布置在无级变速状态和有级变速状态中。
本实施例还被布置成使得自动变速部20被串接在动力分配机构16和驱动轮38之间，以及使得变速机构10的综合变速比由动力分配机构16的变速比(即，可切换型变速部11的变速比)和自动变速部20的变速比确定。因此，通过利用自动变速部20的变速比可在变速比的广范围下获得驱动力，从而可提高可切换型变速部11在其无级变速状态下的操作效率，即，混合动力控制的效率。
本实施例具有这样一个优点，即，当变速机构10被布置在其中可切换型变速部11起到好像它是自动变速部20一部分的功能的有级变速状态中时，变速机构10提供了变速比小于1的超速档位或第五档位。
本实施例具有这样一个优点，即，第二电动机M2连接于动力传递部件(即，自动变速部20的输入转动元件)，以使得可将自动变速部20的要求输入转矩制定得低于其输出轴22的转矩，从而可减小第二电动机M2的要求尺寸。
实施例21
图67是用于解释由本发明另一个实施例所涉及的电子控制装置40执行的主要控制功能的功能框图，它是图63实施例的变型。
图68示出存储在变速图存储装置56中并用于判定自动变速部20是否应实行变速的变速边界线图(变速图或关系)的一个示例。变速边界线图由直角二维坐标系统中的变速边界线构成，所述直角二维坐标系统使用车速V和输出转矩TOUT形式的驱动力关联值作为控制参数。在图68中，实线是加档边界线，单点划线是减档边界线。图68中所示的变速边界线图与图12中所示的相似，但是不同于图12中所示的变速边界线图之处在于，其中变速机构10被布置在无级变速状态下的无级变速区域和其中变速机构10被布置在有级变速状态下的有级变速区域是通过考虑无级变速状态中的燃料消耗率fs和有级变速状态中的燃料消耗率fs哪一个较低而确定的。
也就是说，图68还示出存储的切换边界线图(切换图或关系)的一个示例，所述切换边界线图使用车速V和输出转矩TOUT形式的驱动力关联值作为控制参数，并且用公式表示以便将变速机构10布置在无级变速状态和有级变速状态中燃料消耗率fs较低的一个状态中。在图68中，虚线和相对于虚线偏置一适当控制滞后量的单点划线限定出无级变速区域和有级变速区域，并且是通过用于判定无级变速状态和有级变速状态中哪一个的变速机构10的燃料消耗率fs较低而执行的试验获得的。因此，图68示出同一个二维坐标系统中的变速图和切换图，它们一起被存储在变速图存储装置56中。变速图和切换图可被限定在各不相同的二维坐标系统中，并且切换图可被存储在除变速图存储装置56以外的存储装置中，例如，被存储在未示出的切换图存储装置中。
本实施例中的切换控制装置50未被布置成用于以前述实施例所涉及的上述方式基于燃料消耗率f判定变速机构的变速状态，而是被布置成用于基于实际车速V和输出转矩TOUT形式的当前车辆状态并根据例如图68中作为示例示出的切换图将变速机构10选择性地布置在无级变速状态和有级变速状态的一个中，所述切换图被存储在变速图存储装置56中。
因此，可用作通常被看作具有高度燃料经济性的电控无级变速器的变速机构10选择性地布置在车辆的燃料经济性较高的无级或有级变速状态中。因此，可进一步提高燃料经济性。与布置成逐次算出燃料消耗率f的前述实施例不同，本实施例允许变速机构更容易控制，从而导致电子控制装置40的减少的控制负荷。
在上述本实施例中，基于车速V和输出转矩TOUT形式的车辆状态并根据例图68中所示的存储关系，变速机构10选择性地布置在无级和有级变速状态的一个中，所述存储关系限定出与相应无级和有级变速状态相对应的变速区域，使得变速机构10布置在无级和有级变速状态中燃料消耗率f较低的一个中。因此，可容易地选择变速机构10的变速状态以提高燃料经济性。
实施例22
图69是用于解释本发明另一个实施例中的电子控制装置40的主要控制功能的功能框图，它是图63实施例的变型。
如图69所示，切换控制装置50还包括高速行驶判定装置62、高输出行驶判定装置64，以及电力路径功能故障判定装置66。切换控制装置50被布置成用于基于预定车辆状态而不是基于前述实施例中使用的燃料消耗率f将变速机构10布置在有级变速状态下。
高速行驶判定装置62被布置成用于判定混合动力车辆的实际行驶速度V是否已达到预定速度值V1，该预定速度值V1是上限，在超过该上限的情况下就判定车辆处于高速行驶状态下。高输出行驶判定装置64被布置成用于判定与车辆驱动力有关的诸如自动变速部20的输出转矩TOUT的驱动力关联值是否已达到预定转矩或驱动力值T1，该预定转矩或驱动力值T1是上限，在超过该上限的情况下就判定车辆处于高输出行驶状态下。也就是说，高输出行驶判定装置64基于直接或间接表示使得车辆行驶的驱动力的驱动力关联参数判定车辆是否在高输出下行驶。电力路径功能故障判定装置66被布置成用于判定用于建立无级变速状态的变速机构10的部件是否具有恶化功能。通过电力路径功能故障判定装置66作出的该判定是以与供第一电动机M1产生的电能转换为机械能的电力路径相关的部件的功能恶化为基础的。例如，该判定是基于第一电动机M1、第二电动机M2、逆变器58、蓄电装置60和连接那些部件的电连接器的任何一个的故障或由故障或低温导致的功能恶化或失效作出的。
通过试验获得车速上限V1并将其存储在存储器中，以检测其中由于高速行驶状态中的燃料经济性在有级变速状态下高于在无级变速状态下，因此将变速机构10切换到有级变速状态的车辆的高速行驶状态，也就是说，为了避免变速机构10在车辆的高速行驶中被布置在无级变速状态下出现燃料经济性恶化的可能性。因此，不是基于前述实施例中使用的燃料消耗率f，而是基于与预定车速V相比较的实际车速而将变速机构10布置在有级变速状态下。
根据第一电动机M1的操作特性确定输出转矩上限T1，其中第一电动机M1是小型化的并且其最大电能输出较小以使得当发动机输出在车辆的高输出行驶状态下较高时第一电动机M1的反作用转矩不太大。也就是说，确定输出转矩上限T1，以检测其中变速机构10应被切换到有级变速状态的车辆高输出行驶状态，也就是说，以检测其中变速机构10不应用作电控无级变速器并且其中发动机输出高于基于电动机的额定输出确定的预定上限的车辆高输出行驶状态。因此，不是基于前述实施例中使用的燃料消耗率f，而是基于与预定上限T1相比较的实际输出转矩而将变速机构10布置在有级变速状态下。
在以下任意一种状态或情况中，切换控制装置50判定车辆状态处于有级变速区域中，所述状态或情况包括：高速行驶判定装置62已判定车辆处于高速行驶状态下；高输出行驶判定装置64已判定车辆处于高输出行驶状态下，即，处于高转矩行驶状态下；以及电力路径功能故障判定装置66已判定电力路径功能恶化。在这种情况中，切换控制装置50判定车辆处于其中变速机构10应被切换到有级变速状态的有级变速区域中，使得混合动力控制装置52不能操作，即，禁止混合动力控制装置52实行混合动力控制或无级变速控制，并且指令有级变速控制装置54执行预定的有级变速控制操作。因此，切换控制装置50基于预定状态将变速机构10布置在有级变速状态下，并且将可切换型变速部11布置在两个档位的一个中，以使得变速部11用作辅助变速器，同时与变速部11串接的自动变速部20用作有级式变速器，从而变速机构10整体用作所谓的有级式自动变速器。
切换控制装置50可被布置成用于选择切换离合器C0和切换制动器B0中要接合的一个，以使得当高输出行驶判定装置64已判定车辆处于高输出行驶状态下时切换离合器C0被接合，而当高速行驶判定装置62已判定车辆处于高速行驶状态下时使得切换制动器B0被接合。然而，选择第五档位，甚至当车辆处于高输出行驶状态下时切换控制装置50判定切换制动器B0应被接合。
图70示出存储在变速图存储装置56中的切换图，所述切换图用于判定其中无级变速状态和有级变速状态中燃料经济性较高的一个状态。该切换图由无级变速区域和有级变速区域之间的边界线构成，所述边界线被限定在直角二维坐标系统中，所述直角二维坐标系统具有沿其取得发动机转速NE的轴线和沿其取得发动机转矩TE的轴线。切换控制装置50可使用图70中的该切换图取代上述预定状态，以基于发动机转速NE和发动机转矩TE判定变速机构10是否应被切换到有级变速状态。也就是说，切换控制装置50可被布置成用于判定由实际发动机转速NE和实际发动机转矩TE表示的车辆状态是否处于有级变速区域，并且当车辆状态处于有级变速区域中时将变速机构10布置在有级变速区域中，而不管算出的燃料消耗率。
也就是说，图70的关系示出的区域对应于其中车速和输出转矩不低于车速上限V1和输出转矩上限T1的区域，即，其中发动机转矩TE不低于预定上限TE1的高转矩区域，其中发动机转速NE不低于上限NE1的高速区域，或其中由发动机转矩TE和发动机转速NE表示的发动机输出不低于预定上限的高输出区域。该关系是通过试验获得的并且被存储在存储器中，以判定变速机构10是否应被切换到有级变速状态，而不依赖前述实施例中所使用的燃料消耗率f。
在以上所述的本实施例中，当实际车速已超过预定上限V1时，切换控制装置50将变速机构10布置在有级变速状态下。因此，在实际车速高于上限V1(超过该上限V1，车辆就处于其中在变速机构10的无级变速状态中燃料经济性较高的高速行驶状态下)时，发动机的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构10用作电控无级变速器时会发生所述损失。
本实施例还被布置成使得当实际输出转矩TOUT超过上限T1时，切换控制装置50将变速机构10布置在有级变速状态下。因此，当实际输出转矩TOUT高于上限T1(超过该上限T1，车辆就处于其中发动机输出高于基于第一电动机M1的额定值确定的预定上限并且其中变速机构10不应用作电控无级变速器的高输出行驶状态下)时，发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38。因此，仅当车辆处于低输出或中等输出行驶状态下时，变速机构10才用作电控无级变速器，因此可减少必须由第一电动机M1产生的最大电量，从而可减小第一电动机M1的要求输出容量，因此可使得第一电动机M1和第二电动机M2的要求尺寸以及包括那些电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。
本实施例还被布置成使得当判定表示用于将变速机构10布置在电控无级变速状态中的控制部件的功能恶化的预定故障判定条件成立时，使得切换控制装置50将变速机构10布置在有级变速状态下。因此，甚至当变速机构不能在无级变速状态下正常操作时，车辆也可在变速机构10在有级变速状态下操作的情况下行驶。
实施例23
图71是用于解释由本发明另一个实施例中的电子控制装置40执行的主要控制功能的功能框图。在图71中，有级变速控制装置54被布置成用于判定是否应该发生有级变速部20的变速动作，也就是说，确定有级变速部20应变速到的档位。该判定是基于由车速V和有级变速部20的输出转矩TOUT表示的车辆状态并根据变速边界线图(变速图)作出的，所述变速边界线图在图12中由实线和单点划线示出并被存储在变速图存储装置56中。
在本实施例中，混合动力控制装置52被布置成用于控制发动机8，以使得在变速机构10被布置在无级变速状态下的同时，即在差动部11被布置在其差动状态下的同时，发动机8在高效率下操作。混合动力控制装置52还被布置成用于控制用作电控无级变速器的差动部11的变速比γ0，以便建立由发动机8和第二电动机M2产生的驱动力的最佳比例，以及以便使得第一电动机M1发电期间所产生的反作用力最优化。例如，混合动力控制装置52基于加速踏板的操作量Acc和车速V计算在当前车辆行驶速度下车辆驾驶员所要求的输出，以及基于算出的要求输出和所要求的发电量计算要求车辆驱动力。基于算出的要求车辆驱动力，混合动力控制装置52计算发动机8的要求转速NE和总输出，并且根据算出的发动机的要求转速和总输出控制发动机8的实际输出和第一电动机M1的发电量。
混合动力控制装置52被布置成用于在考虑目前选定的有级变速部20的档位的同时实行上述混合动力控制，以便于提高发动机的燃料经济性。在混合动力控制中，差动部11被控制以用作电控无级变速器，以便于发动机转速NE和用于发动机8的有效操作的车速以及由有级变速部20的选定档位确定的动力传递部件18的转速的最优整合。也就是说，混合动力控制装置52确定变速机构10的综合变速比γT的目标值，以使得发动机8根据存储的最高燃料经济性曲线被操纵，所述最高燃料经济性曲线满足要求的操作效率和发动机8的最高燃料经济性两者。混合动力控制装置52控制差动部11的变速比γ0，以便于获得综合变速比γT的目标值，从而可将综合变速比γT控制在预定范围内，例如，控制在13和0.5之间。
在混合动力控制中，混合动力控制装置52通过逆变器58将第一电动机M1产生的电能供给到蓄电装置60和第二电动机M2。也就是说，发动机8所产生的驱动力的主要部分被机械地传递到动力传递部件18，而驱动力的其余部分由第一电动机M1消耗以便将该部分转换为电能，所述电能通过逆变器58被供给到第二电动机M2，或者随后由第一电动机M1消耗。具有电能的第二电动机M2或第一电动机M1的操作所产生的驱动力被传递给动力传递部件18。因此，驱动系统装有电力路径，通过发动机8的一部分驱动力的转换所产生的电能通过所述电力路径转换成机械能。该电力路径包括与发电以及第二电动机M2的耗电有关的部件。还应注意的是，混合动力控制装置52还被布置成用于利用差动变速部11的电动CVT功能(差动功能)建立电动机驱动模式，其中车辆仅在电动机(例如，第二电动机M2)用作驱动力源的情况下被驱动，而不管发动机8是处于非操作状态还是处于怠速状态。甚至在发动机8处于其非操作状态下的同时当差动部11被布置在有级变速状态(固定变速比变速状态)下时，混合动力控制装置52也可通过第一电动机M1和/或第二电动机M2的操作建立电动机驱动模式。
混合动力控制装置52还被布置成使得在车辆的减速或制动期间，基于车速和/或制动装置的操作量实行再生制动控制，以调节第一电动机M1和/或第二电动机M2的发电量。在该再生制动控制中，第一电动机M1和/或第二电动机M2产生的电能通过逆变器58被存储在蓄电装置60中。
图54示出存储关系的一个示例，即，这样一种边界线p，所述边界线限定出发动机驱动区域和电动机驱动区域，并且用于选择发动机8或电动机M1、M2中的一个作为驱动力源(用于选择发动机驱动模式和电动机驱动模式中的一个)。也就是说，存储关系由直角二维坐标系统中的驱动力源切换边界线图(驱动力源图)表示，所述直角二维坐标系统使用车速V和输出转矩TOUT形式的驱动力关联值作为控制参数。图54还示出位于实边界线内部一适当控制滞后量的单点划线。例如，图54中所示的驱动力源切换边界线图被存储在变速图存储装置56中。如从图54中看出的，当输出转矩TOUT较小时，或当车速较低时，即，当车辆负荷处于较低范围中时(在较低范围中发动机的操作效率通常低于较高范围)，混合动力控制装置52选择电动机驱动区域。
为了降低电动机驱动模式下通过燃料切断控制被保持在非操作状态中的发动机8的拖动趋势，从而提高燃料经济性，归于差动部11的差动功能，混合动力控制装置52控制差动部11，以使得发动机转速NE基本保持为零，即，保持为零或接近于零。例如，在车辆在第二电动机M2的输出转矩下行驶的情况下，第一电动机M1沿反方向自由转动，以使得当第二电动机M2在与车速V相对应的速度下操作时发动机转速NE(第一行星架CA1的转速)基本保持为零。
高速齿轮判定装置68被布置成用于判定基于车辆状态并根据图12中所示并存储在变速图存储装置56中的变速边界线图所选择的并且变速机构10应变速到的档位是否是高速档位，例如，第五档位。作出高速齿轮判定装置68的该判定，以判定切换离合器C0和制动器B0中的哪一个应被接合以便将变速机构10布置在有级变速状态下。
切换控制装置50被布置成用于通过判定由车速V和输出转矩TOUT所表示的车辆状态是处于其中变速机构10应被布置在无级变速状态下的无级变速区域中还是处于其中变速机构10应被布置在有级变速状态下的有级变速区域中，而将变速机构10选择性地布置在无级变速状态和有级变速状态的一个中。该判定是根据切换边界线图(图12中由虚线和双点划线表示的切换图或关系)作出的，所述图被存储在变速图存储装置56中。
当切换控制装置50判定车辆状态处于无级变速区域中时，切换控制装置50使得混合动力控制装置52不能实行混合动力控制或无级变速控制，而使得有级变速控制装置54能够实行预定有级变速控制。在这种情况中，有级变速控制装置54根据图12中所示的并存储在变速图存储装置56中的切换边界线图实行自动变速控制。图2示出液压式摩擦接合装置C0、C1、C2、B0、B1、B2和B3的操作状态的组合，所述接合装置C0、C1、C2、B0、B1、B2和B3选择性地接合以实行有级变速控制。在该自动有级变速控制模式中，由差动部11和有级变速部20构成的变速机构10整体用作所谓的“有级式自动变速器”，其档位是根据图2中所示的摩擦接合装置的接合图表建立的。
当高速齿轮判定装置68判定应将第五档位建立为高速档位时，切换控制装置50指令液压控制单元42释放切换离合器C0并接合切换制动器B0，以使得差动部11用作具有例如0.7的固定变速比γ0的辅助变速器，以使得变速机构10整体被布置在具有低于1.0的变速比的所谓的“超速档位”中。当高速齿轮判定装置68判定应建立除第五档位以外的档位的情况下，切换控制装置50指令液压控制单元42接合切换离合器C0并释放切换制动器B0，以使得差动部11用作具有例如1的固定变速比γ0的辅助变速器，以使得变速机构10整体被布置其变速比不低于1.0的低速档位中。因此，切换控制装置50将变速机构10切换到有级变速状态，并且布置在有级变速状态中的差动部11选择性地布置在这两个档位的一个中，以使得差动部11用作辅助变速器，同时与差动部11串接的有级变速部20用作有级式变速器，从而变速机构10整体用作所谓的“有级式自动变速器”。
另一方面，当切换控制装置50判定车辆状态处于用于将变速机构10布置在无级变速状态下的无级变速区域中时，切换控制装置50指令液压控制单元42释放用于将差动部11布置在无级变速状态中的切换离合器C0和切换制动器B0，以使得变速机构10整体被布置在无级变速状态中。同时，切换控制装置50使得混合动力控制装置52能够实行混合动力控制，并且指令有级变速控制装置54选择并保持一个预定档位，或允许根据存储在变速图存储装置56中的图12的有级变速控制图的自动变速控制。在后一种情况中，有级变速控制装置54通过适当地选择图2的图表中所示的摩擦接合装置的操作状态的组合(除包括切换离合器C0和切换制动器B0的接合的组合以外的组合)实行自动变速控制。因此，在切换控制装置50的控制下布置在无级变速状态中的差动部11用作无级变速器，同时与差动部11串接的有级变速部20用作有级式变速器，以使得驱动系统提供充足的车辆驱动力，从而使得传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位的一个中的有级变速部20的转动运动的速度即，动力传递部件18的转速连续改变，以使得当有级变速部20被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在一预定范围内连续变化。因此，有级变速部20的变速比可在相邻档位间连续变化，从而使得变速机构10整体的综合变速比γT可连续变化。
下面将详细说明图12中所示的控制图。图12中的实线是加档边界线，而单点划线是减档边界线。图12中的虚线示出用于判定车辆状态是处于有级变速区域还是无级变速区域的的车速上限V1和输出转矩上限T1。也就是说，图12中的虚线是由用于判定混合动力车辆是否处于高速行驶状态下的一系列车速上限V1构成的预定车速上限线，以及由一系列有级变速部20的输出转矩TOUT的上限T1形式的输出上限构成的预定输出上限线，所述上限T1作为用于判定混合动力车辆是否处于高输出行驶状态下的驱动力关联值。图12中还示出的双点划线是相对于虚线偏置一适当控制滞后量的边界线，因此虚线和双点划线选择性地用作用于限定有级变速区域和无级变速区域的边界线。图12的这些边界线是存储切换边界线图(切换图或关系)，每个切换边界线图都包括车速上限V1和输出转矩上限T1并由切换控制装置50使用以基于车速V和输出转矩TOUT判定车辆状态是处于有级变速区域还是无级变速区域中。这些切换边界线图可包含在变速图存储装置56中存储的变速图中。切换边界线图可包括车速上限V1和输出转矩上限T1中的至少一个，并且可仅使用车速V和输出转矩TOUT中的一个作为控制参数。以上所述的变速边界线图、切换边界线图等可由用于车速V的实际值与车速上限V1的比较的式子和用于输出转矩TOUT的实际值与输出转矩上限T1的比较的式子取代。
确定车速上限V1以使得在车速V高于上限V1时将变速机构10布置在有级变速状态下。该确定有效地使得车辆的燃料经济性恶化的可能性最小化，在较高车辆行驶速度下变速机构10被布置在无级变速状态下时会出现所述恶化。根据第一电动机M1的操作特性确定输出转矩上限T1，所述第一电动机M1是小型化的并且其最大电能输出较小以使得在车辆的高输出行驶状态下当发动机输出较高时第一电动机M1的反作用转矩不是太大。
图8示出存储在变速图存储装置56中并具有发动机输出线形式的切换边界线的切换边界线图(切换图或关系)，所述边界线限定出有级变速区域和无级变速区域，切换控制装置50基于由发动机转速NE和发动机转矩TE构成的参数选择有级变速区域和无级变速区域中的一个。切换控制装置50可使用图8的切换边界线图取代图12的切换边界线图，以判定由发动机转速NE和发动机转矩TE表示的车辆状态是处于无级变速区域还是有级变速区域中。可基于图8的切换边界线图产生图12中的虚线。换句话说，图12中的虚线是基于图8的关系(图)限定在具有由车速V和输出转矩TOUT构成的参数的直角二维坐标系统中的切换边界线。
如图12所示，有级变速区域被设定为其中输出转矩TOUT不低于输出转矩上限T1的高输出转矩区域，以及其中车速V不低于车速上限V1的高车速区域。因此，当车辆处于具有发动机8的较高输出的高输出行驶状态中时或者当车辆处于高速行驶状态中时实行有级变速控制，而当车辆处于发动机8输出较低的低输出行驶状态中时或者当车辆处于低速行驶状态中时，即，当发动机处于正常输出状态中时实行无级变速控制。类似地，图8中所示的有级变速区域被设定为其中发动机输出转矩TE不低于预定值TE1的高转矩区域、其中发动机转速NE不低于预定值NE1的高速区域，或者其中由发动机8的输出转矩TE和转速NE确定的发动机输出不低于预定值的高输出区域。因此，当发动机8的转矩、转速或输出较高时实行有级变速控制，而当发动机8的转矩、转速或输出较低时，即，当发动机处于正常输出状态中时实行无级变速控制。限定出有级变速区域和无级变速区域的图8中的切换边界线用作由一系列车速上限构成的车速上限线和由一系列输出上限构成的输出上限线。
因此，当车辆处于低速或中等速度行驶状态中或处于低输出或中等输出行驶状态中时，变速机构10被布置在无级变速状态中，从而确保了车辆的高度燃料经济性。另一方面，当车辆处于其中车速V超过车速上限V1的高速行驶状态中时，变速机构10被布置在其中变速机构10用作有级式变速器的有级变速状态中，并且发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当变速机构10用作电控无级变速器时会发生所述损失。当车辆处于其中输出转矩TOUT形式的驱动力关联值超过输出转矩上限T1的高输出行驶状态下时，变速机构10也被布置在有级变速状态中。因此，仅当车速较低或中等时或者当发动机输出较低或中等时，变速机构10才被布置在无级变速状态下或用作电控无级变速器，从而可减少所要求的第一电动机M1的发电量，即，必须从第一电动机M1传递的最大电量，从而可减少第一电动机M1的要求电反作用力，因此可使得第一电动机M1的要求尺寸以及包括电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。换句话说，在其中车辆驾驶员要求增加车辆驱动力而不是要求提高燃料经济性的车辆高输出行驶状态下，变速机构10从无级变速状态被切换到有级变速状态(固定变速比变速状态)。因此车辆驾驶员满足于有级变速状态下自动变速部的加档动作所导致的发动机转速NE的变化，即，发动机转速NE的舒适有规律变化，如图10所示。
返回来参照图71，燃料切断控制装置378被布置成用于当预定燃料切断条件成立时，例如，当在要求驱动力关联值为零的情况下车辆的减速行驶持续得超过预定时间时，切断对发动机8的燃料供应。要求驱动力关联值可为车辆行驶期间的加速踏板的操作量Acc、节气门的开度θth或燃料喷射量。
无级变速行驶判定装置380被布置成用于判定车辆是否处于有级变速行驶下。可基于切换控制装置50的输出或设置用来选择有级变速状态的开关44的输出作出该判定。发动机燃料经济性图存储装置382存储图61中以示例示出的发动机燃料经济性图。发动机燃料经济性图是通过试验获得并被限定在具有发动机转速轴线AX1和发动机输出转矩轴线AX2的二维坐标系统中的关系。发动机燃料经济性图包括用实线示出的类似于轮廓线的等燃料经济性曲线L1、用虚线示出的最高燃料经济性曲线L2，以及由单点划线示出的等马力线L3。相邻最高燃料经济性曲线L2中位于一条内部的另一条表示更高的燃料经济性，并且每个等马力线L3都表示随着发动机转速增加的马力增加。电动机效率图存储装置384存储图72中以示例示出的第一电动机M1的效率图，以及图73中以示例示出的第二电动机M2的效率图。第一电动机M1和第二电动机M2的这些效率图被限定在具有速度轴线和输出转矩轴线的二维坐标系统中，并且具有用实线示出的轮廓线形式的效率曲线L4。相邻效率曲线L4中位于一条内部的另一条表示更高的效率。
无级变速行驶变速比控制装置(在下文中称之为“变速比控制装置”)386被布置成使得当判定差动部(无级变速部)11形式的无级变速部处于无级变速状态中时，用于基于第一电动机M1的操作效率ηM1和第二电动机M2的操作效率ηM2控制有级变速部20的变速比γ和差动部(无级变速部)11的变速比γ0，以使得燃料经济性最大化。例如，变速比控制装置161调节有级变速部20的变速比γ，从而改变差动部11(无级变速部)的变速比γ0，以便于降低差动部11的输出轴转速(有级变速部20的输入轴转速)NIN，这是为了防止甚至在车辆处于较高速度下的稳态行驶状态时第一电动机M1的反向转动。
变速比控制装置386包括用于基于加速踏板的实际操作量Acc并根据存储在发动机燃料经济性存储装置382中的图61中所示的发动机燃料经济性图确定发动机8的目标转速NEM的目标发动机转速计算装置388。变速比控制装置386还包括用于基于实际车速V确定有级变速部20的变速比γ和差动部11(无级变速部)的变速比γ0的两变速比确定装置390，所述变速比给出目标转速NEM。
目标发动机转速计算装置388被布置成使得基于代表车辆驾驶员的要求车辆驱动力的加速踏板的实际操作量Acc，根据公知的关系，选择与发动机8的输出相对应的一个等马力曲线L3a(图61中所示的)。目标发动机转速计算装置388将与所选择的等马力曲线L3a和最高燃料经济性曲线L2之间的交叉点Ca相对应的发动机转速确定为目标发动机转速NEM，如图61所示。
两变速比确定装置390被布置成使得基于目标发动机转速NEM和实际车速V并根据例如式子(1)确定给出目标发动机转速NEM的变速机构10的综合变速比γT。有级变速部20的输出轴22的转速NOUT(rpm)与车速V(km/h)之间的关系由式子(2)表示，其中终速减速器36的变速比由γf表示、驱动轮38的半径由r表示。之后，变速比控制装置两变速比确定装置390根据式子(1)、(2)、(3)、(4)确定有级变速部20的变速比γ和差动部(无级变速部)11的变速比γ0，这些变速比给出变速机构10的综合变速比γT(＝γ×γ0)并且使得变速机构10的总动力传递效率最大化。
差动部(无级变速部)11的变速比γ0从零变为1。因此，最初，基于实际车速V并根据式子(1)和(2)表示的发动机转速NE与车速V之间的关系，获得当假定变速比γ0为1时给出高于目标发动机转速NEM的发动机转速NE的有级变速部20的多个候选变速比值γa、γb等。之后，例如，基于给出目标发动机转速NEM的综合变速比γT和候选变速比值γa、γb等，并且根据式子(3)算出与候选变速比值γa、γb等相对应的燃料消耗量Mfce。将与算出的燃料消耗量Mfce中最小的一个相对应的一个候选变速比值确定为有级变速部20的变速比γ。基于所确定的变速比γ和给出目标发动机转速NEM的综合变速比γT确定差动部(无级变速部)11的变速比γ0。
在式子(3)中，Fce、PL、ηele、ηCVT、k1、k2和ηgi分别表示：Fce＝燃料消耗率；PL＝瞬时要求驱动力；ηele＝电力系统的效率；ηCVT＝差动部11的动力传递效率；k1＝差动部11的电力路径的动力传递比率；k2＝差动部11的机械路径的动力传递比率；以及ηgi＝有级变速部的动力传递效率。式子(3)中的第一电动机M1的效率ηM1和第二电动机M2的效率ηM2是基于给出差动部11的综合变速比γT以获得每个候选变速比值γa、γb等的目标发动机转速NEM并且与差动部11的候选变速比值γ0a、γ0b等相对应的转速以及基于产生要求车辆驱动力的所需电动机的输出转矩值并根据图72和73的关系获得的。比率k1通常约为0.1，而比率k2通常约为0.9。然而，比率k1和k2作为要求车辆输出的函数而变化。有级变速部20的动力传递效率ηgi被确定为传递的转矩Ti(随所选择的档位i而变化)、转动元件的转速Ni，以及油温H的函数。为了简便起见，燃料消耗率Fce、瞬时要求驱动力PL、电力系统的效率ηele和差动部11的动力传递效率ηCVT保持恒定。另外，有级变速部20的动力传递效率ηgi可保持恒定，只要作为效率ηgi的恒定值的使用不会造成不良影响就可以。
变速比控制装置386指令有级变速控制装置54和混合动力控制装置52执行相应的有级变速和混合动力控制功能，以便于建立确定的有级变速部20的变速比γ和确定的差动部11的变速比γ0。
然而，当无级变速行驶判定装置380已判定差动部未处于无级变速状态下，即，处于有级变速状态下时，变速比控制装置386指令有级变速控制装置54根据存储在变速图存储装置56中并在图74中以示例示出的变速边界线图实行有级变速控制。根据图74中所示出的变速边界线图，确定变速边界线，以使得发动机的操作点接近于最高燃料经济性点，也就是说，以使得发动机转速NE接近于上述目标发动机转速NEM。因此，确定图74的变速边界线，以使得有级变速部20在比根据图12的变速边界线更低的车速下被加档。然而，有级变速部20可被变速到其档位或选择其变速比γ，所述档位或变速比可将发动机转速NE控制为尽可能接近根据图61的发动机燃料经济性图获得的目标发动机转速NEM的数值。
图75是示出在本实施例中电子控制装置40的一个主要控制操作，即，无级变速状态下的变速比控制操作的流程图。以例如约数毫秒到约数十毫秒的极短周期重复地执行该变速比控制。图76是示出图75中所示的变速比计算程序的流程图。
首先，执行与上述无级变速行驶判定装置380相对应的步骤SC1(在下文中将省略掉“步骤”)以判定车辆是否处于无级变速行驶状态下。该判定是基于切换控制装置50的输出或开关44的输出作出的。如果在SC1中获得肯定判定，控制流程前进到SC2以读入存储在发动机燃料经济性图存储装置82中的发动机燃料经济性图，之后前进到SC3以读入图72的存储在电动机效率图存储装置384中的第一电动机M1的效率图，以及前进到SC4以读入图73的存储在电动机效率图存储装置384中的第二电动机M2的效率图。之后，执行与上述无级变速行驶变速比控制装置386相对应的SC5以执行变速比计算程序，并且执行SC6以实行变速比控制。
参照示出SC5中变速比计算程序的图76，执行SC51以读入实际车速V和节气门的开度θth之后，执行与上述目标发动机转速计算装置388相对应的SC52和SC53。SC52用于选择图61中所示的等马力曲线的一条曲线L3a，该曲线L3a与满足驾驶员要求车辆驱动力的发动机8的输出相对应。该选择是基于图61中所示的等马力曲线L3和加速踏板的实际操作量Acc作出的。所选择的等马力曲线L3a表示满足驾驶员要求车辆驱动力的目标发动机输出。之后，执行SC53以将与所确定的等马力曲线L3a和最高燃料经济性曲线L2之间的交叉点Ca相对应的发动机转速确定为目标发动机转速NEM。执行与上述两变速比确定装置390相对应的SC54，例如，以便于根据式子(1)，基于目标发动机转速NEM和实际车速V确定用于获得目标发动机转速NEM的变速机构10的综合变速比γT。根据式子(1)、(2)、(3)和(4)确定给出所确定的变速机构10的综合变速比γT并允许变速机构10的最大总动力传递效率的有级变速部20的变速比γ和差动部(无级变速部)11的变速比γ0。
返回来参照图75，执行SC6以指令有级变速控制装置54和混合动力控制装置52，以便于建立确定的有级变速部20的变速比γ和确定的差动部(无级变速部)11的变速比γ0。
如果在SC1中获得否定判定，控制流程前进到与步骤SC2相同的SC7，以读入存储在发动机燃料经济性图存储装置382中的图61的发动机燃料经济性图。之后，执行SC8以计算作为最高燃料经济性有级档位或最高燃料经济性变速比的有级变速部20的档位或变速比γ，所述档位或变速比γ允许发动机转速NE尽可能接近根据发动机燃料经济性图获得的目标发动机转速NEM。之后，执行SC6以指令有级变速控制装置54实行变速控制，以便于获得已被确定为最高燃料经济性变速比的有级变速部20的变速比γ。
在上述本实施例中，变速比控制装置386被布置成用于控制有级变速部20的变速比γ和差动部(无级变速部)11的变速比γ0，以使得在差动部(无级变速部)11的无级变速状态下燃料经济性最大化，从而与那些变速比被彼此独立控制的情况相比较提高本实施例中的燃料经济性。例如，变速比控制装置386控制有级变速部20的变速比γ，从而防止图4中所示的差动部(无级变速部)11中的第一电动机M1的反向转动，甚至在车辆处于较高速度下的稳态行驶状态中也是这样。因此，可使得车辆整体的燃料经济性最大化。
本实施例还被布置成使得在差动部(无级变速部)11的无级变速状态中，变速比控制装置386根据有级变速部20的变速比γ控制差动部(无级变速部)11的变速比γ0。因此，有级变速部20和差动部(无级变速部)11的变速比被控制以提高车辆整体的燃料经济性。例如，变速比控制装置386控制有级变速部20的变速比γ，从而防止图4中所示的差动部(无级变速部)11中的第一电动机M1的反向转动，甚至在车辆处于较高速度下的稳态行驶状态中也是这样。因此，可使得车辆整体的燃料经济性最大化。
本实施例还被布置成使得变速比控制装置386基于差动部(无级变速部)11的相应第一和第二电动机M1、M2的效率值ηM1和ηM2控制有级变速部20的变速比γ和差动部(无级变速部)11的变速比γ0。因此，通过考虑相应第一和第二电动机M1、M2的效率值ηM1和ηM2而控制有级变速部20的变速比γ和差动部(无级变速部)11的变速比γ0。因此，进一步提高车辆的燃料经济性。
本实施例还被布置成使得变速比控制装置386通过调节有级变速部20的变速比γ而改变差动部(无级变速部)11的输出轴转速NIN。因此，有级变速部20的变速比γ可被控制以防止图4中所示的差动部(无级变速部)11中的第一电动机M1的反向转动，甚至在车辆处于较高速度下的稳态行驶状态中也是这样。因此，可使得车辆整体的燃料经济性最大化。
实施例24
图77是解释本发明另一个实施例所涉及的用于混合动力车辆的驱动系统410的示意图。图77中所示的驱动系统410包括：设置在连接到车身的用作静止元件的变速器壳体12(在下文中简称之为“壳体12”)中的公用轴上的输入轴14形式的输入转动元件；直接或通过未示出的脉动吸收减衰器(振动减衰装置)间接地连接于输入轴14的动力分配机构16形式的差动机构；设置在动力分配机构16和输出轴22之间并通过动力传递部件18(动力传递轴)串接于动力分配机构16和输出轴22的有级或多级式自动变速器20；以及连接于自动变速器20的上述输出轴22形式的输出转动元件。输入轴14、动力分配机构16、自动变速器20和输出轴22彼此串接。该驱动系统410适合用于横向FR车辆(前置发动机后轮驱动车辆)，并且被设置在发动机8形式的驱动力源与一对驱动轮38之间，用于通过差动齿轮装置36(最终减速齿轮)和一对车轴向这对驱动轮38传递车辆驱动力，如图7所示。应注意的是，在图77中省略了驱动系统410的下半部分，驱动系统410是绕其轴线对称构成的。在以下所述的其它实施例的每个中也是这样的。
动力分配机构16是布置成用于机械地合成或分配由输入轴14接收的发动机8的输出的机械装置，也就是说，用于将发动机8的输出分配到第一电动机M1，以及分配到设置得用于向自动变速器20传递驱动力的动力传递部件18，或者用于合成发动机8的输出和第一电动机M1的输出并将这些输出的总和传递到动力传递部件18。虽然在本实施例中第二电动机M2被布置成随动力传递部件18转动，但是第二电动机M2也可被设置在动力传递部件18和输出轴22之间的任何要求位置处。在本实施例中，第一电动机M1和第二电动机M2中的每个都是还用作发电机的所谓的电动机/发电机(电动发电机)。第一电动机M1至少应用作用于在产生反作用力的同时发电的发电机，第二电动机M2至少应用作用于产生车辆驱动力的电动机。
动力分配机构16包括具有例如约为0.300的齿数比ρ1的单小齿轮型第一行星齿轮组24、切换离合器C0和切换制动器B0作为其主要部件。第一行星齿轮组24具有转动元件，所述转动元件包括：第一太阳齿轮S1、第一行星齿轮P1；支承第一行星齿轮P1以使得第一行星齿轮P1可绕其轴线以及绕第一太阳齿轮S1的轴线转动的第一行星架CA1；以及通过第一行星齿轮P1与第一太阳齿轮S1相啮合的第一齿圈R1。在第一太阳齿轮S1和第一齿圈R1的齿数分别由ZS1和ZR1表示的情况下，上述齿数比ρ1由ZS1/ZR1表示。
在动力分配机构16中，第一行星架CA1连接于输入轴14，即，连接于发动机8，并且第一太阳齿轮S1连接于第一电动机M1，而第一齿圈R1连接于动力传递部件18。切换制动器B0被设置在第一太阳齿轮S1和壳体12之间，并且切换离合器C0被设置在第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1之间。当切换离合器C0和切换制动器B0被释放时，动力分配机构16被布置在其中第一太阳齿轮S1、第一行星架CA1和第一齿圈R1可相对于彼此转动的差动状态下，以便于执行差动功能，以使得发动机8的输出被分配到第一电动机M1和动力传递部件18，因此发动机8输出的一部分用于驱动第一电动机M1以发电，所述电能被存储或被用于驱动第二电动机M2。因此，动力分配机构16被布置在其中动力传递部件18的转速可连续变化而与发动机8的转速无关的无级变速状态下，也就是说，例如动力分配机构16被布置在其中动力分配机构16的变速比γ0(输入轴14的转速/动力传递部件18的转速)从最小值γ0min电力地改变为最大值γ0max的差动状态下，以及被布置在其中动力分配机构16用作电控无级变速器的无级变速状态下，所述电控无级变速器的变速比γ0可从最小值γ0min连续地改变到最大值γ0max。
在动力分配机构16被布置在无级变速状态下时，当在车辆的行驶期间切换离合器C0通过发动机8的输出被接合时，第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1被连接在一起，以使得动力分配机构16被布置在第一行星齿轮组24的三个转动元件S1、CA1、R1可一体转动的锁定状态下或非差动状态下。换句话说，动力分配机构16被布置在其中机构16用作具有等于1的固定变速比γ0的变速器的固定变速比变速状态中。当代替切换离合器C0而接合切换制动器B0以便将动力分配机构布置在其中第一太阳齿轮S1保持静止的非差动状态下时，第一齿圈R1的转速被制定得高于第一行星架CA1的转速，因此动力分配机构16被布置在其中机构16用作具有小于1，例如大约0.77的固定变速比γ0的增速变速器的固定变速比变速状态下。在以上所述的本实施例中，切换离合器C0和制动器B0用作用于将动力分配机构16选择性地布置在其中机构16用作其变速比可连续变化的电控无级变速器的差动状态(无级变速状态)下和其中机构16不用作电控无级变速器的非差动或锁定状态下，即，其中机构16用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器的固定变速比变速状态中的差动状态切换装置。
自动变速器420包括单小齿轮型第二行星齿轮组426以及双小齿轮型第三行星齿轮组428。第三行星齿轮组428具有：第三太阳齿轮S3；多对相互啮合的第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得每个第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组428具有约为0.315的齿数比ρ3。第二行星齿轮组426具有：第二太阳齿轮S2；与一个第三行星齿轮P3一体形成的第二行星齿轮P2；与第三行星架CA3一体形成的第二行星架CA2；以及与第三齿圈R3一体形成并通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组426具有约为0.368的齿数比ρ2。第二行星齿轮组426和第三行星齿轮组428是所谓的拉维列奥克斯(Ravigneaux)类型的，其中第二和第三行星架相互一体形成并且第二和第三齿圈相互一体形成。与一个第三行星齿轮P3一体形成的第二行星齿轮P2在与第二和第三行星齿轮P2、P3相对应的各侧部上可具有不同直径或数量的齿。第三行星齿轮P3和第二行星齿轮P2可彼此独立地形成，第三行星架CA3和第二行星架CA2可彼此独立地形成。第三齿圈R3和第二齿圈R2可彼此独立地形成。在第二太阳齿轮S2、第二齿圈R2、第三太阳齿轮S3、第三齿圈R3的齿数分别由ZS2、ZR2、ZS3和ZR3表示的情况下，上述齿数比ρ2和ρ3分别由ZS2/ZR2和ZS3/ZR3表示。
在自动变速器420中，第二太阳齿轮S2通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第二行星架CA2和第三行星架CA3通过第三离合器C3选择性地连接于动力传递部件18，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第二齿圈R2和第三齿圈R3固定于输出轴22，并且第三太阳齿轮S3通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18。
上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、切换制动器B0、第一制动器B1和第二制动器B2是传统车辆用自动变速器中所使用的液压式摩擦接合装置。这些摩擦接合装置中的每个都是由包括多个彼此叠置并通过液压致动器相互压紧的摩擦盘的湿式多盘型离合器或包括转动鼓和缠绕在转动鼓外周边表面上并在一端由液压致动器拉紧的一个或两个带的带式制动器构成的。离合器C0-C2和制动器B0-B3中的每个选择性地接合以便于连接每个离合器或制动器设置在其间的两个部件。
在如上所述构成的驱动系统410中，通过从上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、切换制动器B0、第一制动器B1和第二制动器B2中选择出来的摩擦接合装置的各个组合的接合动作选择性地建立第一档位(第一速度位置)到第五档位(第五速度位置)、倒档(后退行驶位置)和空档中的一个，如图78的图表所示。具体地，应注意的是，装有切换离合器C0和制动器B0的动力分配机构16可通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合选择性地布置在其中机构16可用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器的固定变速比变速状态下，以及其中机构16可用作无级变速器的无级变速状态下，如上所述。因此，在本发明驱动系统410中，有级式变速器由自动变速器420和通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合被布置在固定变速比变速状态下的动力分配机构16构成。另外，无级变速器由自动变速器420和在切换离合器C0和切换制动器B0都没有被接合的情况下被布置在无级变速状态下的动力分配机构16构成。
在驱动系统410例如用作有级式变速器的情况下，具有例如约为3.174的最高变速比γ1的第一档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第二制动器B2的接合动作建立的，具有例如约为1.585的变速比γ2(变速比γ2低于变速比γ1)的第二档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作建立的，如图78所示。变速比＝输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT。另外，具有例如约为1.000的变速比γ3(变速比γ3低于变速比γ2)的第三档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第三离合器C3的接合动作建立的，具有例如约为0.731的变速比γ4(变速比γ4低于变速比γ3)的第四档位是通过切换离合器C0、第三离合器C3和第一制动器B1的接合动作建立的。具有例如约为0.562的变速比γ5(变速比γ5小于变速比γ4)的第五档位是通过第三离合器C3、切换制动器B0和第一制动器B1的接合动作建立的。另外，具有例如约为2.717的变速比γR(变速比γR处于变速比γ1和γ2中间)的倒档是通过第二离合器C2和第二制动器B2的接合动作建立的。空档N是通过仅接合第二制动器B2建立的。
另一方面，在驱动系统410用作无级变速器的情况下，切换离合器C0和切换制动器B0两者都被释放，如图78所示，以使得动力分配机构16用作无级变速器，同时串接于动力分配机构16的自动变速器420用作有级式变速器，从而传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位的一个中的自动变速器420的转动运动的速度即，动力传递部件18的转速被连续地改变，以使得当自动变速器420被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在预定范围上连续变化。因此，自动变速器420的变速比可在相邻档位间连续变化，从而驱动系统410的综合变速比γT可连续变化。
图79的共线图用直线示出驱动系统410的每个档位中转动元件的转速之间的关系，所述驱动系统410是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器420构成的。图79的共线图是直角二维坐标系统，其中沿横轴取得行星齿轮组424、426、428的齿数比ρ，而沿纵轴取得转动元件的相对转速。三条水平线X1、X2、XG中较下面的一条即，水平线X1表示转速0，而这三条水平线中较上面的一条即，水平线X2表示转速1.0，即，连接于输入轴14的发动机8的操作速度NE。水平线XG表示动力传递部件18的转速。与动力分配机构16相对应的三条竖直线Y1、Y2和Y3分别表示第一太阳齿轮S1形式的第二转动元件(第二元件)RE2、第一行星架CA1形式的第一转动元件(第一元件)RE1和第一齿圈R1形式的第三转动元件(第三元件)RE3的相对转速。通过第一行星齿轮组424的齿数比ρ1确定竖直线Y1、Y2和Y3中相邻两条之间的距离。也就是说，竖直线Y1和Y2之间的距离对应于“1”，而竖直线Y2和Y3之间的距离对应于齿数比ρ1。另外，与自动变速器20相对应的四条竖直线Y4、Y5、Y6和Y7分别表示第二和第三太阳齿轮S2、S3形式的第四转动元件(第四元件)RE4、一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三行星架CA3形式的第五转动元件(第五元件)RE5、一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三齿圈R3形式的第六转动元件(第六元件)RE6，以及第三太阳齿轮S3形式的第七转动元件(第七元件)RE7的相对转速。通过第二和第三行星齿轮组426、428的齿数比ρ2和ρ3确定竖直线Y4-Y7中相邻两条之间的距离。
参照图79的共线图，驱动系统410的动力分配机构(无级变速部)16被布置成使得作为第一行星齿轮组424的三个转动元件中之一的第一转动元件RE1(第一行星架CA1)被一体地固定于输入轴14并通过切换离合器C0选择性地连接于第一太阳齿轮S1形式的第二转动元件RE2，并且该第二转动元件RE2(第一太阳齿轮S1)固定于第一电动机M1并通过切换制动器B0选择性地固定于变速器壳体12，而第三转动元件RE3(第一齿圈R1)固定于动力传递部件18和第二电动机M2，以使得输入轴14的转动通过动力传递部件18被传递到自动变速器(有级式变速器)420。第一太阳齿轮S1的转速和第一齿圈R1的转速之间的关系由穿过线Y2和X2之间交叉点的倾斜直线L0表示。
图4和图5对应于示出动力分配机构16的图79共线图的一部分。图4示出在切换离合器C0和切换制动器B0保持在释放状态中的情况下布置在无级变速状态下的动力分配机构16的操作状态的示例。通过控制第一电动机M1用于发电的操作所产生的反作用力使得由直线L0和竖直线Y1之间的交叉点表示的第一太阳齿轮S1的转速升高或降低，从而使得由线L0和竖直线Y3之间的交叉点表示的第一齿圈R1的转速降低或升高。在图4的操作状态中，在通过向其施加电能而使得第一电动机M1操作的情况下，第一太阳齿轮S1沿反方向转动。如图4所示，在第一太阳齿轮S1沿反方向转动时，直线L0的倾斜角较大，因此示出第一齿圈R1和动力传递部件18的高转速，从而可在较高速度下驾驶车辆。另一方面，向第一电动机M1施加电能导致燃料经济性的恶化。然而，在本实施例所涉及的驱动系统410中，自动变速器420被布置成用于增加通过动力传递部件18传递的转动运动的速度，如下面所述的，因此不存在其中第一太阳齿轮S1必须沿反方向转动的较高程度的机会。因此，在本实施例驱动系统中燃料经济性比自动变速器420不能增加通过动力传递部件18传递的转动运动的速度的情况中更高。
图5示出在切换离合器C0保持在接合状态中的情况下布置在有级变速状态下的动力分配机构16的操作状态的示例。当第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1在该有级变速状态下彼此连接时，上述三个转动元件一体转动，以使得线L0与水平线X2对齐，从而使得动力传递部件18在等于发动机转速NE的速度下转动。另一方面，当切换制动器B0被接合时，动力传递部件18的转动停止，因此直线L0在图79中所示的状态下倾斜，从而使得由直线L0和竖直线Y3之间的交叉点表示的第一齿圈R1的转速即，动力传递部件18的转动高于发动机转速NE并且被传递到自动变速器420。
在自动变速器420中，第四转动元件RE4通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，第五转动元件RE5通过第三离合器C3选择性地连接于动力传递部件18，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第六转动元件RE6固定于输出轴22，而第七转动元件RE7通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18。
当第一离合器C1和第二制动器B2被接合时，自动变速器420被布置在第一速度位置中。第一速度位置中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6与穿过表示第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7与水平线X2之间的交叉点以及表示第五转动元件RE5的转速的竖直线Y5与水平线X1之间的交叉点的倾斜直线L1之间的交叉点表示。类似地，通过第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作建立的第二速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L2和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第一离合器C1和第三离合器C3的接合动作建立的第三速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L3和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第一制动器B1和第三离合器C3的接合动作建立的第四速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的水平线L4和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。在其中切换离合器C0被布置在接合状态下的第一速度到第四速度位置中，在从动力分配机构16接收的驱动力下，第五转动元件RE5在与发动机转速NE相同的速度下转动。当取代切换离合器C0使得切换制动器B0被接合时，在从动力分配机构16接收的驱动力下，第六转动元件RE6在高于发动机转速NE的速度下转动。通过第一制动器B1、第三离合器C3和切换制动器B0的接合动作建立的第五速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的水平线L5和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第二离合器C2和第二制动器B2建立的倒档R中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线LR和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。
在如上所述构成的驱动系统410中，具有例如图7或图11和图13中以示例示出的控制功能的图66中所示的电子控制装置40执行发动机8和第一及第二电动机M1、M2的混合动力控制、自动变速器420的变速控制，以及其它车辆驱动控制。
在以上所述的本实施例中，通过切换离合器C0和切换制动器B0的接合和释放动作，动力分配机构16选择性地在其中机构16可用作电控无级变速器的无级变速状态和其中机构16能够用作具有固定变速比的变速器的固定变速比变速状态之间切换。因此，在车辆在低速或中速下行驶的同时，当发动机处于具有低输出或中等输出的正常输出状态时，动力分配机构16被布置在无级变速状态下，从而确保了混合动力车辆高度的燃料经济性。另一方面，当车辆在较高速度下行驶时或当发动机在较高速度下操作时，动力分配机构16被布置在其中发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38的固定变速比变速状态下，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性。当发动机8处于高输出状态下时，动力分配机构16也被布置在固定变速比变速状态下。因此，仅当车速较低或中等时或者当发动机输出较低或中等时，动力分配机构16才被布置在无级变速状态下，从而可减少第一电动机M1的最大发电量，即，必须从第一电动机M1传递的最大电量，从而可减少第一电动机M1的要求电反作用力，因此可使得第一电动机M1和第二电动机M2的要求尺寸以及包括那些电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。或者，当发动机8处于高输出(高转矩)状态下时，动力分配机构16被布置在固定变速比变速状态下，同时自动变速器20被自动变速，因此发动机转速NE随自动变速器20的加档动作而变化，从而确保了当自动变速器加档时发动机转速NE的舒适有规律变化，如图10所示。换言之，当发动机8处于高输出状态下时，与满足车辆驾驶员对于提高燃料经济性的要求相比较，满足车辆驾驶员对于改进车辆的驾驶性能的要求是更重要的。在这一方面，当发动机输出变得较高时动力分配机构16从无级变速状态切换到有级变速状态(固定变速比变速状态)。因此，在发动机的高输出操作期间，车辆驾驶员满足于发动机转速NE的舒适有规律变化，如图10所示。另外，主要由两个行星齿轮组26、28构成的自动变速器20沿其轴向方向的尺寸较小，因此可进一步减小包含这些行星齿轮组的驱动系统10的要求轴向尺寸。
实施例25
图80是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统480的布置的示意图。本实施例不同于图77-79中所示的实施例之处主要在于，本实施例中动力分配机构16和自动变速器420不是相互同轴设置的。以下对于本实施例的说明主要涉及驱动系统480与驱动系统410之间的差别。
图80中所示的驱动系统480在连接到车身的变速器壳体12中装有：绕第一轴线14c可转动地设置的输入轴14；直接或通过脉动吸收减衰器(振动减衰装置)间接地安装在输入轴14上的动力分配机构16；绕平行于第一轴线14c的第二轴线32c可转动地设置的自动变速器420；连接于自动变速器420的差动驱动齿轮32形式的输出转动元件；以及中间轴齿轮对CG形式的动力传递部件，所述中间轴齿轮对CG连接动力分配机构16和自动变速器420，以便于在它们之间传递驱动力。该驱动系统480适合用在横向FF(前置发动机前轮驱动)车辆或横向RR(后置发动机后轮驱动)车辆中，并且被设置在发动机8形式的驱动力源与一对驱动轮38之间。通过与差动驱动齿轮32、差动齿轮装置36、一对车轴37等相啮合的差动齿轮34将驱动力从差动驱动齿轮32传递到这对驱动轮38。
以上所述的中间轴齿轮对CG由可转动地设置在第一轴线14c上并与动力分配机构16同轴并固定于第一齿圈R1的中间轴驱动齿轮CG1，以及可转动地设置在第二轴线32c上并与自动变速器420同轴并通过第一离合器C1和第二离合器C2连接于自动变速器420的中间轴从动齿轮CG2构成。中间轴驱动齿轮CG1和中间轴从动齿轮CG2用作保持相互啮合的一对齿轮形式的一对部件。由于中间轴齿轮对CG的减速比(中间轴驱动齿轮CG1的转速/中间轴从动齿轮CG2的转速)约为1.000，因此中间轴齿轮对CG在功能上相当于图77-79中所示实施例中的动力传递部件18，所述动力传递部件18连接动力分配机构16和自动变速器420。也就是说，中间轴驱动齿轮CG1相当于构成动力传递部件18位于第一轴线14c一侧上的一部分的动力传递部件，而中间轴从动齿轮CG2相当于构成动力传递部件18位于第二轴线32c一侧上的另一部分的动力传递部件。
下面将参照图80说明驱动系统480的各个元件。中间轴齿轮对CG被设置得与动力分配机构16的远离发动机8的一端相邻。换句话说，动力分配机构16被设置在发动机8和中间轴齿轮对CG之间，并且被布置成邻近于中间轴齿轮对CG。第二电动机M2被设置在第一轴线14c上第一行星齿轮组24与中间轴齿轮对CG之间，以使得第二电动机M2固定于中间轴驱动齿轮CG1。差动驱动齿轮32被设置得与自动变速器420的远离中间轴齿轮对CG的一端相邻，即，被设置在发动机8的一侧上。换句话说，自动变速器420被设置在中间轴齿轮对CG和差动驱动齿轮32(发动机8)之间，并且被布置成邻近于中间轴齿轮对CG。在中间轴齿轮对CG和差动驱动齿轮32之间，沿从中间轴齿轮对CG到差动驱动齿轮32的方向按下述的顺序设置有第二行星齿轮组426和第三行星齿轮组428。第一离合器C1和第二离合器C2被设置在中间轴齿轮对CG和第二行星齿轮组426之间，并且第三离合器C3被设置在第三行星齿轮组428和差动驱动齿轮32之间。
本实施例不同于图77-79中所示实施例之处仅在于，中间轴齿轮对CG取代动力传递部件18连接动力分配机构16和自动变速器420，并且在动力分配机构16和自动变速器420的布置方面与图77-79中所示实施例相同。因此，图78的图表和图79的共线图适用于本实施例。
在本实施例中，驱动系统480也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器420构成的，因此驱动系统480具有与前述实施例相似的那些优点。与图77-79中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器420不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统480轴向方向上的要求尺寸。因此，本实施例驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。本发明还具有另一个优点，即，由于动力分配机构16与自动变速器420被设置在发动机8(差动驱动齿轮32)与中间轴齿轮对CG之间，因此可进一步减小驱动系统480的要求轴向尺寸。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例26
图81是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统490的布置的示意图，驱动系统490包括动力分配机构16、第一电动机M1和第二电动机M2，与图77的实施例中一样。第一电动机M1和第二电动机M2以与图77的实施例中一样的方式连接于动力分配机构16。在本实施例中，有级式自动变速器492也被设置在输出轴22和输入轴14之间并与它们同轴。
上述自动变速器492包括双小齿轮型第二行星齿轮组494以及单小齿轮型第三行星齿轮组496。第二行星齿轮组494包括：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组494具有约为0.461的齿数比ρ2。第三行星齿轮组496具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组496具有约为0.368的齿数比ρ3。
与图77的自动变速器420一样，自动变速器492包括第一和第二制动器B1、B2以及第一到第三离合器C1-C3。第二太阳齿轮S2通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18。第二齿圈R2和第三行星架CA3一体地固定于彼此并通过第三离合器C3选择性地连接于动力传递部件18，以及通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第三齿圈R3一体地固定于输出轴22。
上述一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三行星架CA3用作第五转动元件RE5。另外，第三齿圈R3用作第六转动元件RE6，以及第二太阳齿轮S2用作第七转动元件RE7。图77实施例的共线图适用于驱动系统490。
该驱动系统490还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器492。自动变速器492主要由这两个行星齿轮组494、496构成，并且具有与图77的实施例中相同的优点。
实施例27
图82是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统500的布置的示意图，其不同于图80实施例之处在于，在本实施例中使用图81中所示的自动变速器492取代自动变速器420。换句话说，与图80实施例不同于图77实施例之处一样，本实施例不同于图81实施例之处仅在于，取代动力传递部件18使用中间轴齿轮对CG，用于动力分配机构16与自动变速器492之间的连接。因此，本实施例的驱动系统500具有与图80实施例相同的优点。
实施例28
图83是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统510的布置的示意图，驱动系统510包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图82的实施例中一样。本实施例不同于图80或82实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器512的结构。
上述自动变速器512包括双小齿轮型第二行星齿轮组514以及单小齿轮型第三行星齿轮组516。第二行星齿轮组514包括：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组514具有约为0.539的齿数比ρ2。第三行星齿轮组516具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组516具有约为0.585的齿数比ρ3。
与图80的自动变速器420和图82的自动变速器492一样，自动变速器512包括第一和第二制动器B1、B2以及第一到第三离合器C1-C3。然而，本实施例中第一制动器B1是湿式多盘型的。一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第二行星架CA2和第三齿圈R3一体地固定于彼此并通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2。第二齿圈R2通过第三离合器C3选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第三行星架CA3固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。
下面将说明驱动系统510的自动变速器512的部件。第一到第三离合器C1-C3被设置在第二行星齿轮组514与中间轴从动齿轮CG2之间，使得第三离合器C3被布置成比第一和第二离合器C1、C2更靠近于中间轴从动齿轮CG2。第一制动器B1被设置在差动驱动齿轮32的远离第三行星齿轮组516的一侧上。换句话说，差动驱动齿轮32被设置在第三行星齿轮组516与第一制动器B1之间。
上述一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且第二齿圈R2用作第五转动元件RE5。第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三齿圈R3用作第七转动元件RE7。图77-82实施例的共线图适用于驱动系统510。
本实施例驱动系统510还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器512。在这一点上，本实施例具有与图77实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和自动变速器512未被彼此同轴地设置，并被设置在发动机8与中间轴齿轮对CG之间，并且第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，因此可有利地减小驱动系统轴向方向上的要求尺寸。
实施例29
图84是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统520的布置的示意图。本实施例也包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图80的实施例中一样。本实施例不同于图80实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器522的结构。
自动变速器522包括双小齿轮型第二行星齿轮组524以及单小齿轮型第三行星齿轮组526。第二行星齿轮组524包括：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组524具有约为0.539的齿数比ρ2。第三行星齿轮组526具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组526具有约为0.460的齿数比ρ3。
与图83的自动变速器512一样，自动变速器522包括第一和第二制动器B1、B2以及第一到第三离合器C1-C3。第二太阳齿轮S2通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3一体地固定于彼此并通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2。第二齿圈R2和第三齿圈R3一体地固定于彼此并通过第三离合器C3选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第三行星架CA3固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。
下面将说明驱动系统520的自动变速器522的部件。第一到第三离合器C1-C3被设置在第二行星齿轮组524与中间轴从动齿轮CG2之间，使得第三离合器C3被布置成比第一和第二离合器C1、C2更靠近于中间轴从动齿轮CG2。第一制动器B1被设置在中间轴从动齿轮CG2的远离第三离合器C3的一侧上，并且第二行星齿轮组524和第三行星齿轮组526被设置在第一和第二离合器C1、C2与差动驱动齿轮32之间。
上述第二太阳齿轮S2用作第四转动元件RE4，并且一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三齿圈R3用作第五转动元件RE5。第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3用作第七转动元件RE7。图77-83实施例的共线图适用于驱动系统520。
该驱动系统520还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器522，并且自动变速器522主要由这两个行星齿轮组524、526构成。在这一点上，本实施例具有与图77实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和自动变速器522未被彼此同轴地设置，并且第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，因此可有利地减小驱动系统轴向方向上的要求尺寸。
实施例30
图85是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统530的布置的示意图。本实施例的驱动系统530也包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图80的实施例中一样。本实施例不同于图80实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器532的结构。
自动变速器532包括单小齿轮型第二行星齿轮组534以及双小齿轮型第三行星齿轮组536。第二行星齿轮组534包括：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组534具有约为0.460的齿数比ρ2。第三行星齿轮组536具有：第三太阳齿轮S3；多对相互啮合的第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得每个第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组536具有约为0.369的齿数比ρ3。
与图83的自动变速器512和图84的自动变速器522一样，自动变速器532包括第一和第二制动器B1、B2以及第一到第三离合器C1-C3。第二太阳齿轮S2和第三行星架CA3一体地固定于彼此并通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件。第二行星架CA2和第三齿圈R3一体地固定于彼此并且固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件，第二齿圈R2通过第三离合器C3选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第二太阳齿轮S2通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体。
下面将说明驱动系统530的自动变速器532的部件。第一到第三离合器C1-C3被设置在第二行星齿轮组534与中间轴从动齿轮CG2之间，使得第三离合器C3被布置成比第一和第二离合器C1、C2更靠近于中间轴从动齿轮CG2。第一制动器B1被设置在差动驱动齿轮32的远离第三行星齿轮组536的一侧上。换句话说，差动驱动齿轮32被设置在第一制动器B1与第三行星齿轮组536之间。
上述第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且第二齿圈R2用作第五转动元件RE5。一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三齿圈R3用作第六转动元件RE6，一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三行星架CA3用作第七转动元件RE7。图77-84实施例的共线图适用于驱动系统530。
该驱动系统530还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器532，并且自动变速器532主要由这两个行星齿轮组534、536。在这一点上，本实施例具有与图77实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和自动变速器532未被彼此同轴地设置，并且动力分配机构16和自动变速器532被设置在发动机8与中间轴齿轮对CG之间，并且第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，因此可有利地减小驱动系统轴向方向上的要求尺寸，如图80的实施例中一样。
实施例31
图86是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统540的布置的示意图。本实施例的驱动系统540也包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图80的实施例中一样。本实施例不同于图80实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器542的结构。
自动变速器542包括单小齿轮型第二行星齿轮组544以及单小齿轮型第三行星齿轮组546。第二行星齿轮组544包括：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组544具有约为0.368的齿数比ρ2。第三行星齿轮组546具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组546具有约为0.460的齿数比ρ3。与图84的自动变速器522一样，自动变速器542包括第一和第二制动器B1、B2以及第一到第三离合器C1-C3。
第二太阳齿轮S2通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三齿圈R3通过第三离合器C3选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第二齿圈R2和第三行星架CA3一体地固定于彼此并且固定于差动驱动齿轮32。第三太阳齿轮S3通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2。
驱动系统540的部件与图80实施例中所示的相同。也就是说，动力分配机构16被设置在发动机8与中间轴齿轮对CG之间，并与中间轴齿轮对CG相邻。第二电动机M2被设置在第一轴线14c上第一行星齿轮组544和中间轴齿轮对CG之间，并且与中间轴齿轮对CG相邻。自动变速器542被设置在中间轴齿轮对CG与差动驱动齿轮32(发动机8)之间，并且与中间轴齿轮对CG相邻。
上述第二太阳齿轮S2用作第四转动元件RE4，并且一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三齿圈R3用作第五转动元件RE5。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，第三太阳齿轮S3用作第七转动元件RE7。图77-85实施例的共线图适用于驱动系统540。
本实施例的驱动系统540还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器542，并且自动变速器542主要由这两个行星齿轮组544、546构成。在这一点上，本实施例具有与图77实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和自动变速器542未被彼此同轴地设置，并且动力分配机构16和自动变速器542被设置在发动机8与中间轴齿轮对CG之间，并且第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，因此可有利地减小驱动系统轴向方向上的要求尺寸，与图80的实施例中一样。
实施例32
图87是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统550的布置的示意图。本实施例的驱动系统550也包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图80的实施例中一样。本实施例不同于图80实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器552的结构。
自动变速器552包括单小齿轮型第二行星齿轮组554以及单小齿轮型第三行星齿轮组556。第二行星齿轮组554包括：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组554具有约为0.460的齿数比ρ2。第三行星齿轮组556具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组556具有约为0.585的齿数比ρ3。与图84的自动变速器522一样，自动变速器552包括第一和第二制动器B1、B2以及第一到第三离合器C1-C3。
第二太阳齿轮S2和第三齿圈R3一体地固定于彼此并通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件。第二行星架CA2和第三行星架CA3一体地固定于彼此并且固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。第二齿圈R2通过第三离合器C3选择性地连接于中间轴驱动齿轮CG2，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第三太阳齿轮S3通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。驱动系统550的部件与图87的前述实施例中所示的相同。
上述第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且第二齿圈R2用作第五转动元件RE5。一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三齿圈R3用作第七转动元件RE7。图77-86实施例的共线图适用于驱动系统550。
本实施例的驱动系统550还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器552，并且自动变速器552主要由这两个行星齿轮组554、556构成。在这一点上，本实施例具有与图77实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和自动变速器552未被彼此同轴地设置，并且动力分配机构16和自动变速器552被设置在发动机8与中间轴齿轮对CG之间，并且第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，因此可有利地减小驱动系统轴向方向上的要求尺寸，与图80的实施例中一样。
实施例33
图88是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统560的示意图。本实施例的驱动系统560包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图80的实施例中一样。第一和第二电动机M1、M2和中间轴齿轮对CG的中间轴驱动齿轮CG1以与图80实施例中相同的方式连接于动力分配机构16。
中间轴从动齿轮CG2和差动驱动齿轮32被设置在与第一轴线14c平行的第二轴线32c上。自动变速器562被设置在第二轴线32c上中间轴从动齿轮CG2和差动驱动齿轮32之间。
自动变速器562包括具有例如约0.585的预定齿数比ρ2的单小齿轮型第二行星齿轮组564，以及具有例如约0.368的预定齿数比ρ3的单小齿轮型第三行星齿轮组566。自动变速器562包括第一和第二制动器B1、B2以及第一和第三离合器C1、C3。这两个制动器B1、B2和这两个离合器C1、C3中的每个都是具有多个彼此叠置并通过液压致动器相互压紧的摩擦盘的湿式多盘型的。
在自动变速器562中，第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3一体地固定于彼此并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，第二行星架CA2和第三齿圈R3一体地固定于彼此并且固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。第二齿圈R2选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，第三行星架CA3通过第三离合器C3选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。
图89是示出驱动系统560的变速操作的一个示例的共线图。如该共线图所示，一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且第三行星架CA3用作第五转动元件RE5。另外，一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三齿圈R3用作第六转动元件RE6，第二齿圈R2用作第七转动元件RE7。在第一行星齿轮组24中，第一太阳齿轮S1用作第二转动元件RE2，第一行星架CA1用作第一转动元件RE1，第一齿圈R1用作第三转动元件RE3。
当切换离合器C0、第一离合器C1和第二制动器B2被接合时建立第一档位，当切换离合器C0、第一离合器C1和第一制动器B1被接合时建立第二档位。当切换离合器C0、第一离合器C1和第三离合器C3被接合时建立第三档位，当切换离合器C0、第三离合器C3和第一制动器B1被接合时建立第四档位。当切换制动器B0、第三离合器C3和第一制动器B1被接合时建立第五档位。第一档位到第五档位具有与前述实施例中相似的各自齿数比γ1-γ5。
通过第三转动元件RE3(第一齿圈R1)的反向转动以及通过用于将第三转动元件RE3的转动传递到差动驱动齿轮32的第一离合器C1和第三离合器C3的接合动作建立倒档，所述第三转动元件RE3的反向转动是由第二电动机M2沿与发动机8转动的方向相反的方向转动引起的。通过控制第二电动机M2的转速使得该倒档的齿数比可连续变化。在倒档中，第一转动元件RE1(第一行星架CA1)的转速为零，如由直线L0R1所示，也就是说，发动机8处于静止。在被存储用于操纵第二电动机M2的电量小于下限的情况下，发动机8被操纵以操作第一电动机M1，如由直线L0R2所示，从而使得第二电动机M2可通过第一电动机M1产生的电能被操纵。
图90的图表示出上述驱动系统560的档位和被接合以建立各个档位的液压式摩擦接合装置的组合之间的关系。如图90以示例示出的图表所示，通过仅接合第二离合器C2而建立空档“N”。
本实施例的驱动系统560还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器562。自动变速器562主要由这两个行星齿轮组564、566构成，并且具有与图77实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和自动变速器562未被彼此同轴地设置，并且被设置在发动机8与中间轴齿轮对CG之间，第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，因此可有利地减小驱动系统轴向方向上的要求尺寸，与图80的实施例中一样。在没有图77-87实施例中所提供的第二离合器C2的情况下，进一步减小了驱动系统560的大小和轴向尺寸。
实施例34
图91是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统570的示意图。本实施例不同于图88前述实施例之处主要在于，动力分配机构16和自动变速器562被彼此同轴地设置。也就是说，本实施例驱动系统570不同于图88实施例之处仅在于，取代中间轴齿轮对CG使用了动力传递部件18，以及在于自动变速器562以与输出轴22同轴的方式设置在动力传递部件18与输出轴22之间。
本实施例的驱动系统570还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器562。自动变速器562主要由这两个行星齿轮组564、566构成，并且具有与图77实施例相同的优点。另外，在没有图77-87实施例中所提供的第二离合器C2的情况下，进一步减小了驱动系统570的大小和轴向尺寸。
实施例35
图92是解释本发明另一个实施例所涉及的用于混合动力车辆的驱动系统460的示意图。图92中所示的驱动系统610包括：设置在连接到车身的用作静止元件的变速器壳体12(在下文中简称之为“壳体12”)中的公用轴上的输入轴14形式的输入转动元件；直接或通过未示出的脉动吸收减衰器(振动减衰装置)间接地连接于输入轴14的动力分配机构16形式的差动机构；设置在动力分配机构16和输出轴22之间并通过动力传递部件18(动力传递轴)串接于动力分配机构16和输出轴22的有级或多级式自动变速器620；以及连接于自动变速器20的上述输出轴22形式的输出转动元件。输入轴14、动力分配机构16、自动变速器620和输出轴22彼此串接。该驱动系统610适合用于横向FR车辆(前置发动机后轮驱动车辆)，并且被设置在发动机8形式的驱动力源与一对驱动轮38之间，用于通过差动齿轮装置36(最终减速齿轮)和一对车轴向这对驱动轮38传递车辆驱动力，如图7所示。应注意的是，在图92中省略了驱动系统610的下半部分，驱动系统410是绕其轴线对称构成的。
自动变速器620包括双小齿轮型第二行星齿轮组626以及单小齿轮型第三行星齿轮组628。第二行星齿轮组626具有：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组626具有约为0.529的齿数比ρ2。第三行星齿轮组628具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组628具有约为0.417的齿数比ρ3。在第二太阳齿轮S2、第二齿圈R2、第三太阳齿轮S3、第三齿圈R3的齿数分别由ZS2、ZR2、ZS3和ZR3表示的情况下，上述齿数比ρ2和ρ3分别由ZS2/ZR2和ZS3/ZR3表示。
在自动变速器620中，第二太阳齿轮S2和第三齿圈R3通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体。第二齿圈R2通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第三行星架CA3固定于输出轴22。
上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3是传统车辆用自动变速器中所使用的液压式摩擦接合装置。例如，这些摩擦接合装置中的每个都是由包括多个彼此叠置并通过液压致动器相互压紧的摩擦盘的湿式多盘型离合器构成的，以选择性连接其间设置有接合装置的两个部件。
在如上所述构成的驱动系统610中，通过从上述切换离合器C0、第一离合器C1、第二离合器C2、切换制动器B0、第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3中选择出来的摩擦接合装置的各个组合的接合动作选择性地建立第一档位(第一速度位置)到第五档位(第五速度位置)、倒档(后退行驶位置)和空档中的一个，如图93的图表所示。具体地，应注意的是，装有切换离合器C0和制动器B0的动力分配机构16可通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合选择性地布置在其中机构16可用作具有拥有一个变速比的单个档位或拥有各自变速比的多个档位的变速器的固定变速比变速状态下，以及其中机构16可用作无级变速器的无级变速状态下，如上所述。因此，在本发明驱动系统610中，有级式变速器由自动变速器620和通过切换离合器C0或切换制动器B0的接合被布置在固定变速比变速状态下的动力分配机构16构成。另外，无级变速器由自动变速器620和在切换离合器C0和切换制动器B0都没有被接合的情况下被布置在无级变速状态下的动力分配机构16构成。
在驱动系统610例如用作有级式变速器的情况下，具有例如约为3.500的最高变速比γ1的第一档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第一制动器B1的接合动作建立的，具有例如约为1.600的变速比γ2(变速比γ2低于变速比γ1)的第二档位是通过切换离合器C0、第二离合器C2和第一制动器B1的接合动作建立的，如图93所示。变速比＝输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT。另外，具有例如约为1.000的变速比γ3(变速比γ3低于变速比γ2)的第三档位是通过切换离合器C0、第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作建立的，具有例如约为0.760的变速比γ4(变速比γ4低于变速比γ3)的第四档位是通过切换离合器C0、第二离合器C2和第二制动器B2的接合动作建立的。具有例如约为0.585的变速比γ5(变速比γ5小于变速比γ4)的第五档位是通过第二离合器C2、切换制动器B0和第二制动器B2的接合动作建立的。另外，具有例如约为2.717的变速比γR(变速比γR处于变速比γ1和γ2中间)的倒档是通过第一离合器C1和第三制动器B3的接合动作建立的。空档N是通过仅接合第一离合器C1建立的。
另一方面，在驱动系统610用作无级变速器的情况下，切换离合器C0和切换制动器B0两者都被释放，如图93所示，以使得动力分配机构16用作无级变速器，同时串接于动力分配机构16的自动变速器620用作有级式变速器，从而传递到布置在第一档位、第二档位、第三档位和第四档位的一个中的自动变速器620的转动运动的速度即，动力传递部件18的转速被连续地改变，以使得当自动变速器620被布置在那些档位的一个中时驱动系统的变速比可在预定范围上连续变化。因此，自动变速器620的变速比可在相邻档位间连续变化，从而驱动系统610的综合变速比γT可连续变化。
图94的共线图用直线示出驱动系统610的每个档位中转动元件的转速之间的关系，所述驱动系统610是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器620构成的。图94的共线图是直角二维坐标系统，其中沿横轴取得行星齿轮组624、626、628的齿数比ρ，而沿纵轴取得转动元件的相对转速。三条水平线X1、X2、XG中较下面的一条即，水平线X1表示转速0，而这三条水平线中较上面的一条即，水平线X2表示转速1.0，即，连接于输入轴14的发动机8的操作速度NE。水平线XG表示动力传递部件18的转速。与动力分配机构16相对应的三条竖直线Y1、Y2和Y3分别表示第一太阳齿轮S1形式的第二转动元件(第二元件)RE2、第一行星架CA1形式的第一转动元件(第一元件)RE1和第一齿圈R1形式的第三转动元件(第三元件)RE3的相对转速。通过第一行星齿轮组624的齿数比ρ1确定竖直线Y1、Y2和Y3中相邻两条之间的距离。也就是说，竖直线Y1和Y2之间的距离对应于“1”，而竖直线Y2和Y3之间的距离对应于齿数比ρ1。另外，与自动变速器620相对应的四条竖直线Y4、Y5、Y6和Y7分别表示一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3形式的第四转动元件(第四元件)RE4、第二齿圈R2形式的第五转动元件(第五元件)RE5、第三行星架CA3形式的第六转动元件(第六元件)RE6，以及一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三齿圈R3形式的第七转动元件(第七元件)RE7的相对转速。通过第二和第三行星齿轮组626、628的齿数比ρ2和ρ3确定竖直线Y4-Y7中相邻两条之间的距离。
参照图94的共线图，驱动系统610的动力分配机构(无级变速部)16被布置成使得作为第一行星齿轮组624的三个转动元件中之一的第一转动元件RE1(第一行星架CA1)被一体地固定于输入轴14并通过切换离合器C0选择性地连接于第一太阳齿轮S1形式的第二转动元件RE2，并且该第二转动元件RE2(第一太阳齿轮S1)固定于第一电动机M1并通过切换制动器B0选择性地固定于变速器壳体12，而第三转动元件RE3(第一齿圈R1)固定于动力传递部件18和第二电动机M2，以使得输入轴14的转动通过动力传递部件18被传递到自动变速器(有级式变速器)620。第一太阳齿轮S1的转速和第一齿圈R1的转速之间的关系由穿过线Y2和X2之间交叉点的倾斜直线L0表示。
图4和图5对应于示出动力分配机构16的图94共线图的一部分。图4示出在切换离合器C0和切换制动器B0保持在释放状态的情况下布置在无级变速状态下的动力分配机构16的操作状态的示例。通过控制第一电动机M1用于发电的操作所产生的反作用力使得由直线L0和竖直线Y1之间的交叉点表示的第一太阳齿轮S1的转速升高或降低，从而使得由线L0和竖直线Y3之间的交叉点表示的第一齿圈R1的转速降低或升高。在图4的操作状态中，在通过向其施加电能而使得第一电动机M1操作的情况下，第一太阳齿轮S1沿反方向转动。如图4所示，在第一太阳齿轮S1沿反方向转动时，直线L0的倾斜角较大，因此示出第一齿圈R1和动力传递部件18的高转速，从而可在较高速度下驾驶车辆。另一方面，向第一电动机M1施加电能导致燃料经济性的恶化。然而，在本实施例所涉及的驱动系统610中，自动变速器620被布置成用于增加通过动力传递部件18传递的转动运动的速度，如下面所述的，因此不存在其中第一太阳齿轮S1必须沿反方向转动的较高程度的机会。因此，在该驱动系统中燃料经济性比自动变速器620不能增加通过动力传递部件18传递的转动运动的速度的情况中更高。
图5示出在切换离合器C0保持在接合状态中的情况下布置在有级变速状态下的动力分配机构16的操作状态的示例。当第一太阳齿轮S1和第一行星架CA1在该有级变速状态下彼此连接时，上述三个转动元件一体转动，以使得线L0与水平线X2对齐，从而使得动力传递部件18在等于发动机转速NE的速度下转动。另一方面，当切换制动器B0被接合时，动力传递部件18的转动停止，因此直线L0在图94中所示的状态下倾斜，从而使得由直线L0和竖直线Y3之间的交叉点表示的第一齿圈R1的转速即，动力传递部件18的转动高于发动机转速NE并且被传递到自动变速器620。
在自动变速器620中，第四转动元件RE4通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12，第五转动元件RE5通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第六转动元件RE6固定于输出轴22，而第七转动元件RE7通过第一制动器B1选择性地连接于变速器壳体12。
当第一离合器C1和第一制动器B1被接合时，自动变速器620被布置在第一速度位置中。第一速度位置中输出轴22的转速由表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6与穿过表示第四转动元件RE4的转速的竖直线Y4与水平线X2之间的交叉点以及表示第七转动元件RE7的转速的竖直线Y7与水平线X1之间的交叉点的倾斜直线L1之间的交叉点表示。类似地，通过第二离合器C2和第一制动器B1的接合动作建立的第二速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L2和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第一离合器C1和第二离合器C2的接合动作建立的第三速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线L3和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。通过第二制动器B2和第二离合器C2的接合动作建立的第四速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的水平线L4和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。在第四速度位置中，自动变速器的输出速度高于动力传递部件18的转速。在其中切换离合器C0被布置在接合状态下的第一速度到第四速度位置中，在从动力分配机构16接收的驱动力下，第五转动元件RE5在与发动机转速NE相同的速度下转动。当取代切换离合器C0使得切换制动器B0被接合时，在从动力分配机构16接收的驱动力下，第六转动元件RE6在高于发动机转速NE的速度下转动。通过第二制动器B2、第二离合器C2和切换制动器B0的接合动作建立的第五速度位置中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的水平线L5和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。在该第五速度位置中，自动变速器的输出速度也高于动力传递部件18的转速。通过第一离合器C1和第三制动器B3建立的倒档R中输出轴22的转速由通过那些接合动作确定的倾斜直线LR和表示固定于输出轴22的第六转动元件RE6的转速的竖直线Y6之间的交叉点表示。
在如上所述构成的驱动系统610中，具有图7或图11中以示例示出的控制功能的图6中所示的电子控制装置40执行发动机8和第一及第二电动机M1、M2的混合动力控制、自动变速器20的变速控制，以及其它车辆驱动控制。
在本实施例的驱动系统610中，通过切换离合器C0和切换制动器B0的接合和释放动作，动力分配机构16选择性地在其中机构16可用作电控无级变速器的无级变速状态和其中机构16能够用作具有固定变速比的变速器的固定变速比变速状态之间切换。基于车辆状态，切换控制装置50自动地在无级变速状态和有级变速状态之间切换驱动系统610。因此，该驱动系统不仅具有归于其变速比可电力地变化的变速器的功能的提高燃料经济性的优点，而且还具有归于能够机械地传递车辆驱动力的齿轮类型变速器的功能的高动力传递效率的优点。因此，在输出转矩TOUT不低于上限T1的情况下，当发动机处于车辆行驶速度V不高于上限V1的正常输出状态时，例如，如图12所示，驱动系统610被布置在无级变速状态下，从而在正常城市行驶期间，即，在低速或中速下以及在低输出或中等输出行驶期间，确保了混合动力车辆高度的燃料经济性。另一方面，例如，当车辆在不低于上限V1的较高速度V下行驶时，例如，如图12所示，驱动系统610被布置在有级变速状态下，其中发动机8的输出主要通过机械动力传递路径传递到驱动轮38，从而由于机械能转换为电能的转换损失的减少而提高燃料经济性，当驱动系统被布置在无级变速状态下时会发生所述转换损失。例如，当车辆在不低于上限T1的较高输出转矩TOUT下行驶时，如图12所示，驱动系统610也被布置在有级变速状态下。因此，仅当车速较低或中等时或者当输出转矩较低或中等时，驱动系统610才被布置在无级变速状态下，从而可减少第一电动机M1的最大发电量，即，必须从第一电动机M1传递的最大电量，从而可减少第一电动机M1的要求电反作用力，因此可使得第一电动机M1和第二电动机M2的要求尺寸以及包括那些电动机的驱动系统的要求尺寸最小化。另外，主要由这两个行星齿轮组626、628构成的自动变速器620在其轴向方向上具有较小尺寸，因此可进一步减小包括那些行星齿轮组的驱动系统610的要求轴向尺寸。
本实施例还被布置成使得自动变速器620的输出速度高于动力传递部件18的转速，因此甚至在车辆行驶速度较高时也可使得随动力传递部件18转动的第一行星齿轮组624的第一齿圈R1的转速较低。因此，不存在其中固定于第一太阳齿轮S1的第一电动机M1必须沿反方向转动的较高程度的机会。因此，可提高燃料经济性。
实施例36
图95是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统680的布置的示意图。本实施例不同于图92-94中所示的实施例之处主要在于，本实施例中动力分配机构16和自动变速器620不是相互同轴设置的。以下对于本实施例的说明主要涉及驱动系统680与驱动系统610之间的差别。
图95中所示的驱动系统680在连接到车身的变速器壳体12中装有：绕第一轴线14c可转动地设置的输入轴14；直接或通过脉动吸收减衰器(振动减衰装置)间接地安装在输入轴14上的动力分配机构16；绕平行于第一轴线14c的第二轴线32c可转动地设置的自动变速器620；连接于自动变速器420的差动驱动齿轮32形式的输出转动元件；以及中间轴齿轮对CG形式的动力传递部件，所述中间轴齿轮对CG连接动力分配机构16和自动变速器620，以便于在它们之间传递驱动力。该驱动系统680适合用在横向FF(前置发动机前轮驱动)车辆或横向RR(后置发动机后轮驱动)车辆中，并且被设置在发动机8形式的驱动力源与一对驱动轮38之间。通过与差动驱动齿轮32、差动齿轮装置36、一对车轴37等相啮合的差动齿轮34将驱动力从差动驱动齿轮32传递到这对驱动轮38。
以上所述的中间轴齿轮对CG由可转动地设置在第一轴线14c上并与动力分配机构16同轴并固定于第一齿圈R1的中间轴驱动齿轮CG1，以及可转动地设置在第二轴线32c上并与自动变速器620同轴并通过第一离合器C1和第二离合器C2连接于自动变速器620的中间轴从动齿轮CG2构成。中间轴驱动齿轮CG1和中间轴从动齿轮CG2用作保持相互啮合的一对齿轮形式的一对部件。由于中间轴齿轮对CG的减速比(中间轴驱动齿轮CG1的转速/中间轴从动齿轮CG2的转速)约为1.000，因此中间轴齿轮对CG在功能上相当于图92-94中所示的实施例中的动力传递部件18，所述动力传递部件18连接动力分配机构16和自动变速器620。也就是说，中间轴驱动齿轮CG1相当于构成动力传递部件18位于第一轴线14c一侧上的一部分的动力传递部件，而中间轴从动齿轮CG2相当于构成动力传递部件18位于第二轴线32c一侧上的另一部分的动力传递部件。
下面将参照图95说明驱动系统680的各个元件。中间轴齿轮对CG被设置得与动力分配机构16的远离发动机8的一端相邻。换句话说，动力分配机构16被设置在发动机8和中间轴齿轮对CG之间，并且被布置成邻近于中间轴齿轮对CG。第二电动机M2被设置在第一轴线14c上第一行星齿轮组24与中间轴齿轮对CG之间，以使得第二电动机M2固定于中间轴驱动齿轮CG1。差动驱动齿轮32被设置得与自动变速器620的远离中间轴齿轮对CG的一端相邻，即，被设置在发动机8的一侧上。换句话说，自动变速器620被设置在中间轴齿轮对CG和差动驱动齿轮32(发动机8)之间，并且被布置成邻近于中间轴齿轮对CG。在中间轴齿轮对CG和差动驱动齿轮32之间，沿从中间轴齿轮对CG朝向差动驱动齿轮32的方向以下述的顺序设置有第二行星齿轮组626和第三行星齿轮组628。第一离合器C1和第二离合器C2被设置在中间轴齿轮对CG和第二行星齿轮组426之间。
本实施例不同于图92-94中所示实施例之处仅在于，中间轴齿轮对CG取代动力传递部件18连接动力分配机构16和自动变速器620，并且在动力分配机构16和自动变速器620的布置方面与图92-94中所示实施例相同。因此，图93的图表和图94的共线图适用于本实施例。
在本实施例中，驱动系统680也是由用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16与用作有级变速部或第二变速部的自动变速器620构成的，因此驱动系统680具有与前述实施例相似的那些优点。与图92-94中所示实施例不同的是，本实施例被布置成使得动力分配机构16和自动变速器620不是相互同轴设置的，因此可减小驱动系统680轴向方向上的要求尺寸。因此，该驱动系统可适当地用在横向FF或RR车辆上，以使得第一和第二轴线14c、32c平行于车辆的横向或宽度方向。在这一点上，应注意的是，用于所述横向FF或RR车辆的驱动系统的最大轴向尺寸总体上受车辆的宽度尺寸限制。本发明还具有另一个优点，即，由于动力分配机构16与自动变速器620被设置在发动机8(差动驱动齿轮32)与中间轴齿轮对CG之间，因此可进一步减小驱动系统680的要求轴向尺寸。另外，由于第二电动机M2被设置在第一轴线14c上的布置，因此可减小第二轴线32c的要求轴向尺寸。
实施例37
图96是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统690的示意图，驱动系统690包括动力分配机构16、第一电动机M1和第二电动机M2，与图92的实施例中一样。第一电动机M1和第二电动机M2以与图92的实施例中一样的方式连接于动力分配机构16。在本实施例中，有级式自动变速器692也被设置在输出轴22和输入轴14之间并与它们同轴。
上述自动变速器692包括双小齿轮型第二行星齿轮组694以及单小齿轮型第三行星齿轮组696。第二行星齿轮组694包括：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组694具有约为0.529的齿数比ρ2。第三行星齿轮组696具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组696具有约为0.333的齿数比ρ3。
与图92的自动变速器620一样，自动变速器692包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。第二太阳齿轮S2通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3一体地固定于彼此并通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18，以及通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三行星架CA3通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第三齿圈R3固定于输出轴22。
上述一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三行星架CA3用作第五转动元件RE5。另外，第三齿圈R3用作第六转动元件RE6，以及第二太阳齿轮S2用作第七转动元件RE7。图92实施例的共线图适用于驱动系统690。
该驱动系统690还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器692。自动变速器692主要由这两个行星齿轮组694、696构成，并且具有与图92的实施例中相同的优点。
实施例38
图97是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统700的布置的示意图，其不同于图95实施例之处在于，在本实施例中使用图96的自动变速器692取代图95的自动变速器680。换句话说，与图92实施例不同于图95实施例之处一样，本实施例不同于图96实施例之处仅在于，取代动力传递部件18使用中间轴齿轮对CG，用于动力分配机构16与自动变速器692之间的连接。因此，本实施例的驱动系统700具有与图95实施例相同的优点。
实施例39
图98是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统710的示意图，驱动系统710包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图92或96的实施例中一样。第一和第二电动机M1、M2与动力分配机构16之间的连接与图92或97的实施例中一样。在本实施例中，有级式自动变速器712也被设置在动力传递部件18与输出轴22之间，以使得有级式自动变速器712与输出轴22和输入轴14同轴。
上述自动变速器712包括双小齿轮型第二行星齿轮组714以及单小齿轮型第三行星齿轮组716。第二行星齿轮组714包括：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组714具有约为0.471的齿数比ρ2。第三行星齿轮组716具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组716具有约为0.333的齿数比ρ3。
与上述自动变速器620等一样，自动变速器712包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3通过第一离合器C1选择性地连接于动力传递部件18，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第二行星架CA2通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三行星架CA3通过第二离合器C2选择性地连接于动力传递部件18，并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第三齿圈R3固定于输出轴22。
上述一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三行星架CA3用作第五转动元件RE5。另外，第三齿圈R3用作第六转动元件RE6，第二行星架CA2用作第七转动元件RE7。图92-97实施例的共线图适用于驱动系统710。
该驱动系统710还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器712。自动变速器712主要由这两个行星齿轮组714、716构成，并且具有与图92的实施例中相同的优点。
实施例40
图99是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统720的布置的示意图。本实施例不同于图95和97实施例之处在于，本实施例中使用图98的自动变速器712取代图95和97实施例的自动变速器620、692。换句话说，与图92实施例不同于图95实施例之处一样，本实施例不同于图98实施例之处仅在于，取代动力传递部件18使用中间轴齿轮对CG，用于动力分配机构16与自动变速器712之间的连接。因此，本实施例的驱动系统720具有与图95和97实施例相同的优点。
实施例41
图100是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统730的布置的示意图，驱动系统730包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图95的实施例中一样。本实施例不同于图95实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器732的结构。
上述自动变速器732包括双小齿轮型第二行星齿轮组734以及单小齿轮型第三行星齿轮组736。第二行星齿轮组734包括：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组734具有约为0.471的齿数比ρ2。第三行星齿轮组736具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组736具有约为0.333的齿数比ρ3。
与上述自动变速器620等一样，自动变速器732包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第二行星架CA2和第三齿圈R3一体地固定于彼此并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第二齿圈R2通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第三行星架CA3固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。如此构成的自动变速器732被设置在中间轴齿轮对CG的其上设有动力分配机构16和发动机8的一侧上。也就是说，自动变速器732以与设置在第一轴线14c上的动力分配机构16和发动机8并行的方式设置。
上述一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且第二齿圈R2用作第五转动元件RE5。第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三齿圈R3用作第七转动元件RE7。图92-99实施例的共线图适用于驱动系统730。
该驱动系统730还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器732，并且自动变速器732主要由两个行星齿轮组734、736构成。在这一点上，本实施例具有与图92实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和电动机M2被设置在第一轴线14c上，位于发动机8与中间轴齿轮对CG之间，而自动变速器732被设置在与第一轴线14c相分离的第二轴线32c上，并且与设置在第一轴线14c上的发动机8和动力分配机构16并行，因此可减小驱动系统730沿其轴向方向上的要求尺寸。
实施例42
图101是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统740的布置的示意图。本实施例也包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图95的实施例中一样。本实施例不同于图95实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器742的结构。
自动变速器742包括双小齿轮型第二行星齿轮组744以及单小齿轮型第三行星齿轮组746。第二行星齿轮组744包括：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组744具有约为0.375的齿数比ρ2。第三行星齿轮组746具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组746具有约为0.417的齿数比ρ3。与上述自动变速器620一样，自动变速器742包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。
第二太阳齿轮S2和第三齿圈R3一体地固定于彼此并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第二行星架CA2通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第二齿圈R2和第三行星架CA3一体地固定于彼此并且固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。第三太阳齿轮S3通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。如此构成的自动变速器742被设置在中间轴齿轮对CG的其上设有动力分配机构16和发动机8的一侧上。也就是说，自动变速器742以与设置在第一轴线14c上的动力分配机构16和发动机8并行的方式设置。
上述第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且第二行星架CA2用作第五转动元件RE5。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三齿圈R3用作第七转动元件RE7。图92-100实施例的共线图适用于驱动系统740。
该驱动系统740还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器742，并且自动变速器742主要由这两个行星齿轮组744、746构成。在这一点上，本实施例具有与图92实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，位于发动机8与中间轴齿轮对CG之间，而自动变速器742被设置在与第一轴线14c相分离的第二轴线32c上，并且与设置在第一轴线14c上的发动机8和动力分配机构16并行，因此可减小驱动系统740沿其轴向方向上的要求尺寸。
实施例43
图102是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统750的布置的示意图。本实施例的驱动系统750也包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图95的实施例中一样。本实施例不同于图95实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器752的结构。
自动变速器752包括单小齿轮型第二行星齿轮组754以及双小齿轮型第三行星齿轮组756。第二行星齿轮组754包括：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组754具有约为0.333的齿数比ρ2。第三行星齿轮组756具有：第三太阳齿轮S3；多对相互啮合的第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得每个第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组756具有约为0.294的齿数比ρ3。与上述自动变速器620等一样，自动变速器752包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。
第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3一体地固定于彼此并通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第二行星架CA2通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第二齿圈R2和第三齿圈R3一体地固定于彼此并且固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件，第三行星架CA3通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。如此构成的自动变速器752被设置在中间轴齿轮对CG的其上设有动力分配机构16和发动机8的一侧上。也就是说，自动变速器752以与设置在第一轴线14c上的动力分配机构16和发动机8并行的方式设置。
上述一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且第二行星架CA2用作第五转动元件RE5。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三齿圈R3用作第六转动元件RE6，第三行星架CA3用作第七转动元件RE7。图91-101实施例的共线图适用于驱动系统750。
该驱动系统750还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器752，并且自动变速器752主要由这两个行星齿轮组754、756构成。在这一点上，本实施例具有与图92实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和第二电动机M2被设置在中间轴齿轮对CG的其上设有发动机8和动力分配机构16的一侧上，而自动变速器752被设置在与第一轴线14c相分离的第二轴线32c上，并且与发动机8和动力分配机构16并行，因此可减小驱动系统750沿其轴向方向上的要求尺寸，如图80的实施例中一样。
实施例44
图103是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统760的布置的示意图。本实施例的驱动系统760也包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图95的实施例中一样。本实施例不同于图95实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器762的结构。
自动变速器762包括单小齿轮型第二行星齿轮组764以及双小齿轮型第三行星齿轮组766。第二行星齿轮组764包括：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组764具有约为0.368的齿数比ρ2。第三行星齿轮组766具有：第三太阳齿轮S3；多对相互啮合的第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得每个第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组766具有约为0.375的齿数比ρ3。与上述自动变速器620等一样，自动变速器762包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。
第二太阳齿轮S2通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三行星架CA3通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第二齿圈R2和第三齿圈R3一体地固定于彼此并固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。第三太阳齿轮S3通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。如此构成的自动变速器762被设置在中间轴齿轮对CG的其上设有动力分配机构16和发动机8的一侧上。也就是说，自动变速器762以与设置在第一轴线14c上的动力分配机构16和发动机8并行的方式设置。
上述第二太阳齿轮S2用作第四转动元件RE4，并且一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三行星架CA3用作第五转动元件RE5。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三齿圈R3用作第六转动元件RE6，第三太阳齿轮S3用作第七转动元件RE7。图92-102实施例的共线图适用于驱动系统760。
该驱动系统760还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器762，并且自动变速器762主要由两个行星齿轮组764、766构成。在这一点上，本实施例具有与图92实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和电动机M2被设置在第一轴线14c上，位于发动机8与中间轴齿轮对CG之间，而自动变速器762被设置在与第一轴线14c相分离的第二轴线32c上，并且与设置在第一轴线14c上的发动机8和动力分配机构16并行，因此可减小驱动系统760沿其轴向方向上的要求尺寸。
实施例45
图104是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统770的布置的示意图。本实施例的驱动系统770也包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图95等的实施例中一样。本实施例不同于图95实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器772的结构。
自动变速器772包括双小齿轮型第二行星齿轮组774以及单小齿轮型第三行星齿轮组776。第二行星齿轮组774包括：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组774具有约为0.471的齿数比ρ2。第三行星齿轮组776具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组776具有约为0.600的齿数比ρ3。与上述自动变速器620等一样，自动变速器772包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。
第二太阳齿轮S2通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3一体地固定于彼此并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三齿圈R3通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第三行星架CA3固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。如此构成的自动变速器772被设置在中间轴齿轮对CG的其上设有动力分配机构16和发动机8的一侧上。也就是说，自动变速器772以与设置在第一轴线14c上的动力分配机构16和发动机8并行的方式设置。
上述第二太阳齿轮S2用作第四转动元件RE4，并且一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三齿圈R3用作第五转动元件RE5。第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3用作第七转动元件RE7。图92-103实施例的共线图适用于驱动系统770。
本实施例的驱动系统770还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器772，并且自动变速器772主要由这两个行星齿轮组774、776构成。在这一点上，本实施例具有与图92实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，位于发动机8与中间轴齿轮对CG之间，而自动变速器772被设置在与第一轴线14c相分离的第二轴线32c上，与发动机8和动力分配机构16并行，因此可减小驱动系统770沿其轴向方向上的要求尺寸。
实施例46
图105是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统780的示意图。本实施例的驱动系统780包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图95的实施例中一样。本实施例不同于图95实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器782的结构。
自动变速器782包括双小齿轮型第二行星齿轮组784以及单小齿轮型第三行星齿轮组786。第二行星齿轮组784包括：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组784具有约为0.529的齿数比ρ2。第三行星齿轮组786具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组786具有约为0.600的齿数比ρ3。与上述自动变速器620等一样，自动变速器782包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。
第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3一体地固定于彼此并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，第二行星架CA2通过第一离合器选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三齿圈R3通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第三行星架CA3固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。如此构成的自动变速器782被设置在中间轴齿轮对CG的其上设有动力分配机构16和发动机8的一侧上。也就是说，自动变速器782以与设置在第一轴线14c上的动力分配机构16和发动机8并行的方式设置。
上述第二行星架CA2用作第四转动元件RE4，一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三齿圈R3用作第五转动元件RE5。第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3用作第七转动元件RE7。图92-104实施例的共线图适用于驱动系统780。
本实施例的驱动系统780还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器782，并且自动变速器782主要由这两个行星齿轮组784、786构成。在这一点上，本实施例具有与图92实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，位于发动机8和中间轴齿轮对CG之间，而自动变速器782被设置在与第一轴线14c相分离的第二轴线32c上，并且与发动机8和动力分配机构16并行，因此可减小驱动系统780沿其轴向方向上的要求尺寸。
实施例47
图106是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统790的示意图。本实施例的驱动系统790包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图95等的实施例中一样。本实施例不同于图95实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器792的结构。
自动变速器792包括双小齿轮型第二行星齿轮组794以及单小齿轮型第三行星齿轮组796。第二行星齿轮组794包括：第二太阳齿轮S2；多对相互啮合的第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组794具有约为0.294的齿数比ρ2。第三行星齿轮组796具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组796具有约为0.600的齿数比ρ3。与上述自动变速器620等一样，自动变速器792包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。
第二太阳齿轮S2通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12，第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3一体地固定于彼此并通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。第二齿圈R2和第三行星架CA3一体地固定于彼此并固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。第三齿圈R3通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。如此构成的自动变速器792被设置在中间轴齿轮对CG的其上设有动力分配机构16和发动机8的一侧上。也就是说，自动变速器792以与设置在第一轴线14c上的动力分配机构16和发动机8并行的方式设置。
上述第二太阳齿轮S2用作第四转动元件RE4，并且第三齿圈R3用作第五转动元件RE5。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3用作第七转动元件RE7。图92-105实施例的共线图适用于驱动系统790。
本实施例的驱动系统790还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器792，并且自动变速器792主要由两个行星齿轮组794、796构成。在这一点上，本实施例具有与图92实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和电动机M2被设置在第一轴线14c上，位于发动机8与中间轴齿轮对CG之间，而自动变速器792被设置在与第一轴线14c相分离的第二轴线32c上，与发动机8和动力分配机构16并行，因此可减小驱动系统790沿其轴向方向上的要求尺寸。
实施例48
图107是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统800的示意图。本实施例的驱动系统800包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图95等的实施例中一样。本实施例不同于图95实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器802的结构。
自动变速器802包括单小齿轮型第二行星齿轮组804以及单小齿轮型第三行星齿轮组806。第二行星齿轮组804包括：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组804具有约为0.333的齿数比ρ2。第三行星齿轮组806具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组806具有约为0.417的齿数比ρ3。与上述自动变速器620等一样，自动变速器802包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。
一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12，第二行星架CA2通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第二齿圈R2和第三行星架CA3一体地固定于彼此并且固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。第三齿圈R3通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。
上述第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，并且第二行星架CA2用作第五转动元件RE5。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，第三齿圈R3用作第七转动元件RE7。图92-106实施例的共线图适用于驱动系统800。
本实施例的驱动系统800还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器802，并且自动变速器802主要由这两个行星齿轮组804、806构成。在这一点上，本实施例具有与图95实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，位于发动机8与中间轴齿轮对CG之间，而自动变速器802被设置在与第一轴线14c相分离的第二轴线32c上，与发动机8和动力分配机构16并行，因此可减小驱动系统800沿其轴向方向上的要求尺寸。
实施例49
图108是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统810的示意图。本实施例的驱动系统810包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图95的实施例中一样。本实施例不同于图95实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器812的结构。
自动变速器812包括单小齿轮型第二行星齿轮组814以及单小齿轮型第三行星齿轮组816。第二行星齿轮组814包括：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组814具有约为0.333的齿数比ρ2。第三行星齿轮组816具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得每个第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组816具有约为0.600的齿数比ρ3。与上述自动变速器620等一样，自动变速器812包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。
第二太阳齿轮S2通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12，一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三齿圈R3通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12。第二齿圈R2和第三行星架CA3一体地固定于彼此并且固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。第三太阳齿轮S3通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12。如此构成的自动变速器812被设置在中间轴齿轮对CG的其上设有动力分配机构16和发动机8的一侧上。也就是说，自动变速器812以与设置在第一轴线14c上的动力分配机构16和发动机8并行的方式设置。
上述第二太阳齿轮S2用作第四转动元件RE4，并且一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三齿圈R3用作第五转动元件RE5。一体地固定于彼此的第二齿圈R2和第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，第三太阳齿轮S3用作第七转动元件RE7。图92-107实施例的共线图适用于驱动系统810。
本实施例的驱动系统810还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器812，并且自动变速器812主要由这两个行星齿轮组814、816构成。在这一点上，本实施例具有与图92实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，位于发动机8和中间轴齿轮对之间，而自动变速器812被设置在与第一轴线14c相分离的第二轴线32c上，与发动机8和动力分配机构16并行，因此可减小驱动系统810沿其轴向方向上的要求尺寸。
实施例50
图109是用于解释本发明另一个实施例所涉及的驱动系统820的示意图。本实施例的驱动系统820包括动力分配机构16、第一电动机M1、第二电动机M2，以及中间轴齿轮对CG，与图95的实施例中一样。本实施例不同于图95实施例之处仅在于，设置在第二轴线32c上的有级式自动变速器822的结构。
自动变速器822包括单小齿轮型第二行星齿轮组824以及单小齿轮型第三行星齿轮组826。第二行星齿轮组824包括：第二太阳齿轮S2；第二行星齿轮P2；支承第二行星齿轮P2以使得每个第二行星齿轮P2可绕其轴线以及绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2；以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。例如，第二行星齿轮组824具有约为0.600的齿数比ρ2。第三行星齿轮组826具有：第三太阳齿轮S3；第三行星齿轮P3；支承第三行星齿轮P3以使得第三行星齿轮P3可绕其轴线以及绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3；以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。例如，第三行星齿轮组826具有约为0.417的齿数比ρ3。与上述自动变速器620等一样，自动变速器822包括第一到第三制动器B1-B3以及第一和第二离合器C1、C2。
第二太阳齿轮S2通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，第二行星架CA2和第三行星架CA3固定于差动驱动齿轮32形式的输出转动元件。第二齿圈R2通过第二离合器C2选择性地连接于中间轴从动齿轮CG2，并通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12，第三太阳齿轮通过第一离合器C1选择性地连接于中间轴齿轮对CG的中间轴从动齿轮CG2形式的动力传递部件，并通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。如此构成的自动变速器822被设置在中间轴齿轮对CG的其上设有动力分配机构16和发动机8的一侧上。也就是说，自动变速器822以与设置在第一轴线14c上的动力分配机构16和发动机8并行的方式设置。
上述第三太阳齿轮S3用作第四转动元件RE4，第二齿圈R2用作第五转动元件RE5。一体地固定于彼此的第二行星架CA2和第三行星架CA3用作第六转动元件RE6，一体地固定于彼此的第二太阳齿轮S2和第三齿圈R3用作第七转动元件RE7。图92-108实施例的共线图适用于驱动系统820。
本实施例的驱动系统820还包括用作无级变速部或第一变速部的动力分配机构16，以及用作有级变速部或第二变速部的自动变速器822，并且自动变速器822主要由这两个行星齿轮组824、826构成。在这一点上，本实施例具有与图92实施例相同的优点。另外，动力分配机构16和第二电动机M2被设置在第一轴线14c上，位于发动机8和中间轴齿轮对CG之间，而自动变速器822被设置在与第一轴线14c相分离的第二轴线32c上，与发动机8和动力分配机构16并行，因此可减小驱动系统820沿其轴向方向上的要求尺寸。
虽然已结合附图详细地说明了本发明的实施例，但是本发明还可以其它方式体现。
通过在其差动状态和非差动状态之间切换动力分配机构16，上述实施例所涉及的每个驱动系统10、70、80、92、110、120、130、140、150、160、170、180、190、200、210、220、410、480、490、500、510、520、530、540、550、560、570、610、680、690、700、710、720、730、740、750、760、770、780、790、800、810和820都可在其中驱动系统用作电控无级变速器的无级变速状态和其中驱动系统用作有级式变速器的有级变速状态之间切换。作为动力分配机构16在差动状态和非差动状态之间的切换结果，无级变速状态和有级变速状态之间的这种切换方式是变速状态的一种切换模式。例如，甚至在其差动状态下，动力分配机构16的变速比也可阶梯式变化而不是连续变化，以使得驱动系统在动力分配机构16的差动状态下用作有级式变速器。换句话说，驱动系统10、70、80、92、110、120、130、140、150、160、170、180、190、200、210、220、410、480、490、500、510、520、530、540、550、560、570、610、680、690、700、710、720、730、740、750、760、770、780、790、800、810和820(动力分配机构16)的差动状态和非差动状态不必分别与无级变速状态和有级变速状态相对应，并且驱动系统10、70、80、92、110、120、130、140、150、160、170、180、190、200、210、220、410、480、490、500、510、520、530、540、550、560、570、610、680、690、700、710、720、730、740、750、760、770、780、790、800、810和820未被布置成可在无级变速状态和有级变速状态之间切换。本发明的原理仅要求驱动系统(变速机构)10、70、80、92、110、120、130、140、150、160、170、180、190、200、210、220、410、480、490、500、510、520、530、540、550、560、570、610、680、690、700、710、720、730、740、750、760、770、780、790、800、810和820、动力分配机构16，或差动部11(可切换型变速部11、81、93或动力分配机构16、84、94)在差动状态和非差动状态(锁定状态)之间切换。
所示的实施例中自动变速器112具有包括直接固定于动力传递部件18以向动力传递部件18传递驱动力的第八转动元件RE8、固定于输出轴22的第七转动元件RE7以及通过第三制动器B3固定于变速器壳体12的第六转动元件RE6的五个转动元件，并且动力分配机构16使得输入到自动变速器112的转动的转动方向相对于发动机8的转动方向反转，以使得动力传递部件18沿反方向转动，并且驱动系统110通过接合第三制动器B3被布置在倒档中。然而，可由动力分配机构使得输入到自动变速器中的转动的转动方向反转，假若自动变速器具有至少三个转动元件，其转速由共线图中的直线表示，在所述共线图中，所述至少三个转动元件沿从共线图的一个相对端朝向另一端的方向按预定顺序布置，以使得所述至少三个转动元件中的一个与动力传递部件18相连接，以便于向动力传递部件18传递驱动力，也就是说，直接与动力传递部件18相连接或通过离合器与之连接；所述至少三个转动元件中的另一个与输出元件相连接，以便于向自动变速器的输出元件传递驱动力；而所述至少三个转动元件中的又一个通过制动器固定于静止元件。当该制动器被接合时，驱动系统被布置在倒档中。当所述至少三个转动元件中的一个通过离合器与动力传递部件18连接时，该离合器与制动器一样被接合以便于建立倒档。
例如，在自动变速器112中可取代第三制动器B3使得第一制动器B1被接合，以便将驱动系统110布置在倒档中。另外，输入到自动变速器92的转动的转动方向例如可由动力分配机构84反转，并且可通过接合第一离合器C1和第二制动器B2将驱动系统布置在倒档中。
所示的实施例中自动变速器112具有包括直接固定于动力传递部件18以向动力传递部件18传递驱动力的第八转动元件RE8，固定于输出轴22的第七转动元件RE7，以及用于使得自动变速器112的转动元件一体转动的第二离合器C2，并且动力分配机构16使得输入到自动变速器112的转动的转动方向相对于发动机8的转动方向反转，以使得动力传递部件18沿反方向转动，并且驱动系统110通过接合第二离合器C2被布置在倒档中。然而，可由动力分配机构使得输入到自动变速器的转动的转动方向反转，假定自动变速器具有至少三个转动元件，其中的一个与动力传递部件18相连接，以便于向动力传递部件18传递驱动力，也就是说，直接与动力传递部件18相连接或通过动力传递离合器与之连接；其中的另一个与输出元件相连接，以便于向自动变速器的输出元件传递驱动力，并且假定自动变速器具有用于使得自动变速器的转动元件一体转动的离合器。当所述离合器被接合时，驱动系统被布置在倒档中。当所述至少三个转动元件中的一个通过动力传递离合器与动力传递部件18连接时，该动力传递离合器与所述离合器一样被接合以便于建立倒档。
在所示实施例中的动力分配机构16、84、94中，第一行星架CA1固定于发动机、第一太阳齿轮S1固定于第一电动机M1，而第一齿圈R1固定于动力传递部件18或中间轴齿轮对CG。这种连接布置并非是必需的，假定发动机8、第一电动机M1和动力传递部件18或中间轴齿轮对CG固定于第一行星齿轮组24的三个元件CA1、S1和R1中的相应一个。
尽管在所示的实施例中发动机8被直接连接于输入轴14，但是发动机8也可通过齿轮、皮带等可操作地连接于输入轴14，并且无需与输入轴14同轴地设置。
在所示的实施例中，每个第一电动机M1和第二电动机M2都与输入轴14、第一轴线14c或第二轴线32c同轴地设置，并且第一电动机M1固定于第一太阳齿轮S1而第二电动机M2固定于动力传递部件18或中间轴齿轮对CG。然而，这种布置并非必需的。例如，第一电动机M1可通过齿轮、皮带等固定于第一太阳齿轮S1而第二电动机M2可通过齿轮、皮带等固定于动力传递部件18或中间轴齿轮对CG。
尽管上述每个动力分配机构16、84都装有切换离合器C0和切换制动器B0，但是动力分配机构无需装有切换离合器C0和切换制动器B0两者，而是可仅装有切换离合器C0和切换制动器B0中的一个。虽然动力分配机构94装有切换制动器B0，但是该动力分配机构也可装有切换离合器C0和切换制动器B0两者或仅装有切换离合器C0。尽管切换离合器C0被布置成用于选择性地将太阳齿轮S1和行星架CA1相互连接，但是切换离合器C0也可被布置成用于选择性地将太阳齿轮S1和齿圈R1相互连接，或将行星架CA1和齿圈R1相互连接。原则上，要求切换离合器C0为布置成用于连接第一行星齿轮组24的三个元件中任意两个的切换装置。
切换离合器C0被接合以便于在所示实施例的驱动系统10、70、80、92、110、120、130、140、150、160、170、180、190、200、210、220、410、480、490、500、510、520、530、540、550、560、570、610、680、690、700、710、720、730、740、750、760、770、780、790、800、810和820中建立空档“N”。然而，无需通过接合切换离合器C0而建立空档。相反，切换离合器C0可被接合以便于在驱动系统110、150、160、170、210和220中建立空档“N”。
用在所示实施例中的每个液压式摩擦接合装置(诸如切换离合器C0和切换制动器B0)都可为磁粉式、电磁式或机械式接合装置，诸如粉末(磁粉式)离合器，电磁离合器和啮合式牙嵌离合器。每个制动器都可为包括转动鼓和缠绕在转动鼓外周边表面上并在一端由液压致动器拉紧的一个或两个带的带式制动器。
在所示的实施例中，第二电动机M2固定于动力传递部件18或中间轴齿轮对CG。然而，第二电动机M2也可固定于输出轴22或差动驱动齿轮32，或固定于自动变速器20、72、86、96、112、172、420、492、512、522、532、542、552、562、620、692、712、732、742、752、762、772、782、792、802、812、822的转动元件。
在所示的实施例中，有级式自动变速器(自动变速部)20、72、86、96、112、172被设在驱动轮38与作为可切换型变速部(差动部)11、81、93的输出元件(即，动力分配机构16、84、94)的动力传递部件18或中间轴齿轮对CG之间。然而，所述有级式自动变速器也可由任何其它类型的动力传递装置取代，诸如永久啮合型的平行双轴自动变速器，此平行双轴自动变速器的档位可通过选择缸和换档缸(变速缸)而自动地选择，并且所述永久啮合型的平行双轴自动变速器是公知的自动变速器，诸如无级变速器(CVT)和手动变速器。或者，无需提供任何自动变速器。在提供无级变速器(CVT)的情况下，当动力分配机构16、84、94被布置在其固定变速比变速状态下时，驱动系统可被布置在有级变速状态下。有级变速状态下可解释为这样一种状态，其中车辆驱动力在没有使用电力路径的情况下主要通过机械动力传递路径被传递。可将无级变速器布置成用于建立与有级式变速器的那些档位的变速比相对应并存储在存储器中的多个预定固定变速比。
在所示的实施例中，每个驱动系统10、70、80、92、110、120、130、140、150、160、170、180、190、200、210、220、410、480、490、500、510、520、530、540、550、560、570、610、680、690、700、710、720、730、740、750、760、770、780、790、800、810和820都用作混合动力车辆用驱动系统，所述驱动系统由第一电动机M1或第二电动机M2的转矩以及发动机8的转矩驱动。然而，本发明也适用于仅具有称作“电力CVT”的无级变速器的功能的车辆用驱动系统，并且在所述车辆用驱动系统中对于驱动系统10、70、80、92、110、120、130、140、150、160、170、180、190、200、210、220、410、480、490、500、510、520、530、540、550、560、570、610、680、690、700、710、720、730、740、750、760、770、780、790、800、810和820的动力分配机构16、84、94不执行混合动力控制。
所示实施例中提供的动力分配机构16、84、94可由包括发动机使之转动的小齿轮和一对锥齿轮构成的差动齿轮装置取代，所述锥齿轮与小齿轮相啮合并且分别与第一和第二电动机M1、M2可操作地连接。
尽管在所示实施例中动力分配机构16、84、94是由一个行星齿轮组构成的，但是该动力分配机构也可由两个或多个行星齿轮组构成并被布置成当处于其固定变速比变速状态时可用作具有三个或多个档位的变速器。
在所示实施例中用作动力传递部件的中间轴齿轮对CG可由动力传递装置取代，所述动力传递装置例如由设置在第一轴线14c上的链轮、设置在第二轴线32c上的另一个链轮，以及可操作地连接那些链轮的链条构成。所述动力传递装置可由使用带轮和皮带代替链轮和链条的装置取代。在这些情况中，由于发动机8的转动方向与驱动轮38的转动方向之间的关系相对于使用中间轴齿轮对CG的情况反转，因此提供另一个中间轴。
在所示实施例中，布置在其手动位置M中的变速杆48允许进行档位的选择。然而，该变速杆可被布置成用于根据变速杆从手动位置M到加档位置“+”或减档位置“-”的手动操作来手动地选择档位，例如驱动系统10的第一档位到第五档位中所要求的一个档位。
虽然在所示的实施例中开关44为交互式的，但是开关44也可由以下开关取代，即：单按钮开关、可选择性地按入到操作位置中的双按钮开关、手柄式开关、滑动式开关或任何其它类型开关或用于选择无级变速状态(差动状态)和有级变速状态(非差动状态)中所要求的一个状态的切换装置。开关44可具有或可不具有空档。在开关44不具有空档的情况下，可提供辅助开关，以使得开关44能够工作和使得开关44不能工作。该辅助开关的功能与开关44的空档相对应。
在所示的实施例中，每个自动变速部20、72、86、96、112、172都通过动力传递部件18与差动部11串接并与之同轴。然而，那些自动变速部也可被设置在与输入轴14并行设置的中间轴上。在这种情况中，差动部11和自动变速部20、82通过中间轴齿轮对或动力传递装置(诸如一组链轮和链条)相互连接，以便于在它们之间传递驱动力。
尽管关系存储装置54存储用于有级变速控制、驱动力源选择控制和切换控制中每个的一个图或两个图，但是存储装置54也可依需要存储用于那些控制中每个的三个或多个图。
在所示的实施例中，无级变速状态中的系统效率ηsysc和有级变速状态中的系统效率ηsysu是通过试验获得的存储常量。然而，这些效率也可作为诸如车辆行驶速度V和自动变速器20的工作油温度等车辆状态的函数而变化。另外，无级变速状态中的系统效率ηsysc和有级变速状态中的系统效率ηsysu无需用于计算燃料消耗率fs。在这种情况中，算出的燃料消耗率fs无需是精确的，而是无级变速状态和有级变速状态中的燃料经济性的近似值可相互比较。
无需使用所示的实施例中使用的式子(3)右侧的数值ηgi。
在所示的实施例中，切换控制装置50的切换图改变装置86被布置成用于改变图12的切换边界线图，以便将与开关44未选择的变速状态相对应的无级变速区域或有级变速区域的整体改变为与开关44选择的变速状态相对应的另一个变速区域。然而，切换图改变装置86可被布置成用于将与非选择的变速状态相对应的变速区域的一部分改变为与选择的变速状态相对应的另一个变速区域。例如，使得图12中的切换边界线移动，以增加速度上限V1或输出转矩上限T1，从而增大与开关44选择的变速状态相对应的无级或有级变速区域。
在图12的所示实施例中，根据所存储的无级或有级变速区域，变速机构10选择性地布置在无级或有级变速状态的一个中。然而，图12的存储切换图可用公式表示，以使得无级变速区域覆盖车辆状态上的整个区域，从而使得变速机构10正常保持在无级变速状态下，而当图12的切换图由于车辆驾驶员手动选择有级变速状态而完全或部分改变时，变速机构10被布置在有级变速状态下。换句话说，存储切换图可用公式表示，以正常地选择无级变速状态，以及在车辆驾驶员选择有级变速状态的情况下允许切换控制装置50将变速状态切换到有级变速状态。在这种情况下，要求车辆驾驶员仅在其要求有级变速状态时操作开关44，开关44无需被布置成用于选择无级变速状态。
在图88-90的实施例中，通过接合第一离合器C1和第三离合器C3建立倒档。然而，也可通过接合第一离合器C1和第一制动器B1或第一离合器C1和第二制动器B2建立倒档。
虽然上面仅出于说明性目的说明了本发明的实施例，但应理解的是，本发明还可以本领域普通技术人员熟知的各种变型和改进体现。

Claims (4)

1.一种用于车辆用驱动系统的控制装置，所述驱动系统包括可在电控无级变速状态下操作的无级变速部，和可在有级变速状态下操作的有级变速部，所述无级变速部包括具有由固定于第一电动机的第一元件、固定于发动机的第二元件和固定于输出轴的第三元件构成的三个元件的差动齿轮装置，所述无级变速部还包括可操作地连接于所述输出轴与车辆的驱动轮之间的动力传递路径的第二电动机，所述有级变速部设置在所述动力传递路径中，其特征在于，所述控制装置包括：
可在所述无级变速部的所述无级变速状态下操作的变速比控制装置，该变速比控制装置用于基于所述有级变速部的变速比来控制所述无级变速部的变速比。
2.根据权利要求1所述的控制装置，其特征在于，所述变速比控制装置用于基于所述无级变速部的所述第一电动机的效率和所述无级变速部的所述第二电动机的效率来控制所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比。
3.根据权利要求1所述的控制装置，其特征在于，所述变速比控制装置用于通过调整所述有级变速部的变速比来改变所述无级变速部的所述输出轴的转动速度。
4.根据权利要求1所述的控制装置，其特征在于，它还包括：
用于在变速比可连续变化的所述无级变速部与变速比保持恒定的所述有级变速部之间切换所述无级变速部的切换装置；以及
用于判定所述无级变速部已由所述切换装置切换到所述无级变速状态的无级变速行驶判定装置，
并且其中所述变速比控制装置用于基于所述无级变速行驶判定装置的所述无级变速部已由所述切换装置切换到所述无级变速状态的判定来控制所述有级变速部的变速比和所述无级变速部的变速比，以便使车辆的燃料经济性最大化。
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